TÍNH TOÁN THIẾT kế hộp số , TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI, KHOA CƠ KHÍ, BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ

1


TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ

THIẾT KẾ MÔN HỌC
THIẾT KẾ Ô TÔ
ĐỀ BÀI:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ

Sinh viên thực hiện:

La Văn Cương

Lớp chuyên nghành: Cơ khí ô tô B – K52
Giảng viên hướng dẫn: Ths. Nguyễn Hồng Quân

Hà Nội 12/2014

2


LỜI NÓI ĐẦU
Xu hướng hiện nay ở việt nam số lượng ôtô - máy kéo ngày càng được sử dụng
càng nhiều.Ôtô - máy kéo đóng một vai trò quan trọng trong sự nghiệp CNH HĐH ở nước ta.Để hoà nhập với xu hướng phát triển chung của đất nước và thế
giới thì trong ngành ôtô nói riêng phải không ngừng tăng số lượng về xe mà
còn phải chú trọng cải tiến nâng cao mẫu mã chất lượng để tăng hiệu quả sử
dụng và tính năng an toàn cho xe.Trên cơ sở đó em được giao đề tài Tính toán

thiết kế hộp số 2 trục xe ôtô con.
Với kiến thức có hạn do vậy trong quá trình làm TKMH sẽ không tránh khỏi
những sai xót. Em rất mong được sự sự chỉ bảo tận tình của các thầy trong Bộ
môn Cơ khí ôtô trường ĐH Giao Thông Vận Tải. Em xin chân thành cảm ơn
2 giảng viên là Thầy giáo, PGS.TS: Nguyễn Văn Bang và Th.S: Nguyễn Hồng
Quân đã tận tình hướng dẫn em hoàn thành đồ án môn học này!
Hà Nội, Ngày 20/11/2014.
SVTH: La Văn Cương.

3


CHƯƠNG I: TỔNG QUAN
1.1.Giới thiệu chung về ô tô du lịch ở Việt Nam và tổng thành thiết kế
1.1.1 Giới thiệu chung về ô tô du lịch ở Việt Nam
Tại Việt Nam hiện nay có rất nhiều loại ôtô du lịch do nhiều hãng của nhiều nước
sản xuất, trong đó tính hiện đại, kết cấu, tính tiện nghi của từng loại cũng khác
nhau. Song nhìn chung cấu tạo chung của xe du lịch đều được cấu thành từ 3 phần
chính : Động cơ, hệ thống gầm và thân xe.
- Động cơ: Là nguồn năng lượng cơ khí tạo công đẩy xe di chuyển. Ngày nay, động
cơ lắp trên ôtô thường dùng là loại động cơ kiểu piston với nguồn nhiên liệu sử
dụng là xăng hay diesel. Ôtô du lịch cỡ nhỏ sử dụng nhiên liệu xăng là phổ biến
nhất, một số trang bị thêm động cơ điện. tuỳ theo tải trọng của từng loại xe mà
người ta sử dụng động cơ hai kỳ hoặc động cơ 4 kỳ, ít hay nhiều piston, thông dụng
nhất là động cơ 4 kỳ với 4 hay 6 piston.
- Gầm bệ: Là tổng hợp các cơ cấu dùng để truyền mômen xoắn từ động cơ đến các
bánh xe chủ động. Gầm bệ gồm 3 nhóm cơ cấu, hệ thống truyền lực, bộ phận vận
hành, hệ thống điều khiển phương hướng chuyển động- điều khiển sự dừng khẩn
cấp hoặc làm chậm dần tốc độ.
- Hệ thống truyền lực: Dùng để truyền mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe

chủ động, đồng thời cho phép thay đổi độ lớn và chiều hướng mômen xoắn, hệ
thống này gồm các bộ phận sau: Ly hợp, hộp số, truyền động các đăng, bộ truyền
lực chính, vi sai và bán trục. .Bộ phận vận hành: Là nơi lắp đặt tất cả các tổng
thành của ôtô, đưa xe chuyển động trên đường gồm: Khung xe, dầm cầu, hệ thống
đàn hồi, các bánh xe.

4


- Hệ thống điều khiển phương hướng chuyển động- điều khiển sự dừng khẩn cấp
hoặc làm chậm dần tốc độ: Gồm cơ cấu lái và cơ cấu phanh.
1.1.2. Giới thiệu chung về tổng thành thiết kế
a.Vị trí của hộp số
Hộp số là bộ phận được bố trí sau ly hợp và trước truyền động các đăng trong
hệ thống truyền lực.
b.Công dụng của hộp số
- Truyền công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động
- Thay đổi momen và tỉ số truyền
- Cho phép ô tô chuyển động lùi, dừng tại chỗ mà không cần cắt ly hợp
- Trích công suất cho các bộ phận công tác khác: xe có tời kéo, xe có thùng tự
đổ…
c.Yêu cầu của hộp số
- Có tỉ số truyền phù hợp để nâng cao tính năng động lực học và tính năng kinh
tế của ô tô
- Hiệu số truyền lực cao, khi làm việc không gây ra tiếng ồn, sang số nhẹ nhàng
không sinh ra lực va đạp ở các bánh răng
- Kết cấu gọn gàng và chắc chắn, dễ điều khiển, dễ kiểm tra và bảo dưỡng.
d.Phân loại hộp số
- Theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền hộp số được chia làm: Hộp số có cấp
và hộp số vô cấp.

Hộp số có cấp lại được chia thành các loại sau:
- Theo sơ đồ động học bao gồm loại trục cố định ( hai trục, ba trục… ) và loại
-

hành tinh ( một hành, hai hàng… )
Theo dãy tỉ số truyền bao gồm loại có 1 dãy tỉ số truyền ( ba số, bốn số, năm

-

số ) và loại hai dãy tỉ số truyền.
Theo phương pháp điều khiển sang số bao gồm loại điều khiển bằng tay và
điều khiển tự động

Hộp số vô cấp lại được chia thành các loại sau: hộp số thủy lực, hộp số điện,
hộp số ma sát.
1.2.Trình tự thiết kế
5


- Các thông số và phương án cho trước
- Sơ đồ nguyên lý của hộp số 2 trục
- Phân tích kết cấu của hộp số 2 trục
-Tính toán các thông số cơ bản của hộp số
- Kiểm tra khả năng làm việc của hộp số và các chi tiết cần tính toán thiết kế

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ
6


2.1 Các thông số và phương án cho trước

Thiết kế hộp số ô tô: xe con
Với các thông số:
Loại hộp số: 2 trục
Bánh xe:6,15-13
: 7,8 (KG.m); =465 (KG);= 615 (KG); : 43 (ML)
Số tay số: 4
Tỉ số truyền hộp số - TLC:
+Số 1:3,8
+Số 2: 2,12
+Số 3:1,409
+Số 4: 0.964
+L : (1,2 – 1,3)= 4,56 – 4.94 vậy ta chọn =4.6.
+TLC:4,125
2.2 Lựa chọn sơ đồ động cho hộp số thiết kế
Chọn loại hộp số 2 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm , 4 cấp ( 4 số
tiến và 1 số lùi ) và có số 4 là số truyền thẳng .Khi gài các số tiến đều sử dụng bộ
đồng tốc do đó tránh được va đập của các bánh răng.

7


Trục sơ cấp nhận moomen xoắn từ động cơ thông qua các cặp bánh răng ăn khớp
trên 2 trục và tỉ số truyền của các cặp bánh răng ăn khớp truyền momen xoắn đến
các bánh xe chủ động.Có 2 bộ đồng tốc để gài các số 1-2 và số 3-4.
Sơ đồ động của hộp số được trình bày như trên hình vẽ

2.3.Phân tích kết cấu hộp số 2 trục trên ô tô con

8

Hình 2.22: Kết cấu hộp số hai trục đặt ngang.
1- Trục thứ cấp. 2- Các bánh răng cấp số 4. 3- Trục sơ cấp. 4- Các bánh răng
cấp số. 5-Các bánh răng cấp số 3. 6- Bánh răng . 7,7- Các bánh răng số lùi. 8- Các
bánh răng cấp số 1. 9- Bán trục bên phải và trái. 10- Phớt chặn dầu bộ vi sai. 11Vành răng bộ vi sai. 12- Bộ đồng tốc cấp số một- hai. 13- Bộ đồng tốc cấp số babốn. 15- Bánh răng chủ động trục thứ cấp.
Ngày nay, hộp số hai trục được dùng rất phổ biến trên ôtô du lịch( xe có tải trọng
phân bố lên hai cầu tương đương nhau). Do đảm bảo tính gọn nhẹ của hệ thống
truyền lực, không sử dụng các đăng trong điều kiện không gian gầm xe chặt hẹp.
Kiểu hộp số này gồm hai cụm bộ phận cùng lắp đặt chung trong một vỏ hộp: Cụm
hộp số sang số bằng tay và bộ vi sai. Công suất động cơ được truyền đến trục sơ
cấp rồi đến trục thứ cấp hộp số. Bánh răng chủ động của trục thứ cấp truyền Hộp số
hai trục lắp với bộ truyền lực chính và vi sai thành một cụm, vỏ hộp số bao kín bộ

9


truyền lực chính và vi sai, vỏ hộp được lắp với vỏ cầu trước nhờ các bulông.mômen
cho bộ vi sai làm quay các bán trục.
Hộp số hai trục không có trục trung gian, trục sơ cấp nối thẳng ra bánh đà để truyền
công suất. Cơ cấu điều khiển của hộp số hai trục thường dùng là loại điều khiển
gián tiếp thông qua cơ cấu dẫn động tay đòn. Hình vẽ sau mô tả cơ cấu dẫn động
này:

Hình 2.23: Cách bố trí hệ thống dẫn động tay đòn điều khiển quá trình sang
số.
2.4.Tính Toán các thông số cơ bản của hộp số
2.4.1 Xác định khoảng cách giữa các trục
Vì hộp số có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ được tính
A= a.
a:Hệ số kinh nghiệm - Với xe con: a=15

A= 15,5. =66,3[mm]
Ta chọn =67[mm]
10


2.4.2 Chọn môđun bánh răng: m
Chọn môđun theo công thức:=(0,032 – 0,04)=2,7(mm)
Chọn = 2,75 (mm).
Chọn góc nghiêng β =
2.4.3 Xác định số răng của các bánh răng
1.số răng của các bánh răng chủ động
-Tay số 1: = = = 9,54
-Tay số 2: = = = 14,67
-Tay số 3: = = = 19
-Tay số 4: = = = 23,31
Ta làm tròn số răng của các bánh răng chủ động:=10 ; 15 ; = 19 ; =24
2.Số răng của các bánh răng bị động
= = 10.3.8 = 38,00
= = 15.2,12 = 31,80
= = 19.1,409 = 26,77
= = 24.0,964 = 23,14
Ta làm tròn số răng của các bánh răng bị động:=38 ; 32 ; =27 ; =24
Sơ bộ chọn số răng của bánh răng truyền lực chính Z V = 23, với đường kính vòng
chia dc=82(mm), môđun ngang m5 =3,5 nên môđun pháp của bánh răng: m = m s
.cos100 = 3,45.
11


3.Tỷ số truyền tính chính xác: = = 3,8

= = 2,14

= = 1,421

==1

4.Tính chính xác khoảng cách trục A
-Cặp gài số 1: = =70,24[mm]
-Cặp gài số 2: = =68,77[mm]
-Cặp gài số 3: = =67,31[mm]
-Cặp gài số 4: = =70,24[mm]
Chọn = = 70,24[mm]. khi đó có sự sai lệch giữa khoảng cách các trục, ta chọn giải
pháp dịch chỉnh góc các bánh răng của các cặp gài số 2 và cặp gài số 3.
2.4.4 Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng:
1. Xác định hệ số dịch chuyển các trục:

Với cặp bánh răng gài số 2: = 0,02137 ; = 0,02238 ; α =
Với cặp bánh răng gài số 3: = 0,04359 ; = 0,04987; α =
2. Hệ số dịch chỉnh tổng cộng:
Cặp bánh răng gài số 2 = 0,5 ( 0,05259
Cặp bánh răng gài số 3 = 0,5 ( 1,14701
3.Tiến hành phân chia hệ số dịch chỉnh tổng cộng cho các bánh răng.
=
Cặp bánh răng gài số 2: = = 0,11764
12


= - = -0,06505
Cặp bánh răng gài số 3: = = =0,05735
- Sau khi tính chọn được

theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần

kiểm tra các hệ số này theo các điều kiện sau:
+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:
Với cặp bánh răng số 2:
0
Với cặp bánh răng số 2: 1,18

Vì cặp bánh răng gài số 2 và số 3 có dịch chỉnh góc nên ta phải tính các thông số
theo tiết diện mặt đầu theo các công thức sau:
Với cặp bánh răng số 2: = = 18,1
= 0,5 (0,63447

= = 38,6

= =.cos =0,29810

tg= = 0,45172
Với cặp bánh răng số 3: = = 22,9
= 0,5 (1,3814

= = 32,5

= =.cos =0,64905

tg= = 0,49623

13

Bảng 2.1:Thông số cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 1 không dịch chỉnh
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
lớn

1

Tỉ số truyền

i

i =3,8

2

Mô đun pháp

mn

mn = 2,75

3

Bước pháp tuyến

tn

tn = π. mn = 8,64

4

Góc nghiêng của răng

β

β = 200

5

Hướng răng

6

Mô đun mặt đầu

ms

ms = =2,92

7

Bước mặt đầu

ts

ts = π. ms = 9,17
d1 = ms. Z1 = 29,20 (mm)

8

Đường kính vòng chia

d
d1’ = ms. Z1’ = 110,96 (mm)
Dd1=d1+2.mn = 34,70 (mm)

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd
Dd1’=d1’+2.mn = 116,46 (mm)
Dc1=d1-2,5.mn= 22,33(mm)

10

Đường kính vòng chân răng

Dc
Dc1’=d1’-2,5.mn=104,09 (mm)

11

Chiều cao răng

h

h = 2,25. mn = 6,19 (mm)

12

Khoảng cách trục

A

A = 70,24 (mm)

13

Chiều rộng vành răng

B

B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22

14

Góc ăn khớp

α

α = α0 = 200

Bảng 2.2:Thông số cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 và số 3 có dịch

14


chỉnh góc.
Tên gọi
Tỉ số truyền
Mô đun
Bước răng
Góc profin
Bước cơ sở
Khoảng cách trục khi =0
Khoảng cách trục khi ≠ 0
HS thay đổi khoảng cách trục
Tổng hệ số dịch chỉnh
Phân cho bánh nhỏ
Phân cho bánh lớn
Độ dịch chỉnh ngược
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng cơ sở
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Chiều cao răng
Chiều rộng vành răng
Góc ăn khớp

KH
i

Cặp gài số 2
Bánh nhỏ: Bánh lớn

2,14
2,92
9,76

Cặp gài số 3
Bánh nhỏ: Bánh lớn
1,421
2,92
9,76

8,895
68,77
70,24
0,02137
0,05962
0,29810
0,29810
-1,29591
43,80 : 93,44
39,92 : 85,16
53,97 : 103,61
38,24 : 87,88
7,86
25

8,742
67,31
70,24
0,04359
1,29810

0,64905
0,64905
0,86045
55,48 : 78,84
49,69 : 70,62
63,39 : 86,75
51,97 : 75,33
5,71
25

α0s
A

∆
d
d0
Dd
Dc
h
B
α

2.5. Kiểm tra khả năng làm việc của hộp số
2.5.1 Chế độ tải trọng để tính toán hộp số:
1. Mômen truyền đến các trục hộp số

15


Tên gọi

Từ động cơ truyền đến
Từ bánh xe truyền đến (theo bám)
Công thức Giá trị [N.m] Công thức
Giá trị [N.m]

Trục sơ cấp

MS = Memax

Tay số
1(trục TC)

Memax .

78,0

ϕ max .G ϕ .rbx
ϕ
M s max =
icc .i .i .i
0 f 1

51,5

296,4
max =
236,7

Tay số

2(trục TC)

Memax .

166,9

Tay số
3(trục TC)

Memax .

110,8

Vậy ta chọn
- các chi tiết cần tính sức bền trên trục sơ cấp có: = 51,5[N.m]
- các chi tiết cần tính sức bền trên trục thứ cấp có:
+ số 1: = 236,7[N.m] ; + số 2: = 166,9[N.m] ; + số 3: = 110,8[N.m]
2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng:
-Lực vòng: =

- Lực hướng kính:
- Lực chiều trục:

tgα
R = Pi .
i
cos β

QI = Pi.tgβ

+ Đối với cặp bánh răng gài số 1 ta tính cho bánh răng chủ động trên trục sơ cấp
16


với = 10 và = 51,5[N.m].
+ Đối với cặp bánh răng gài số 2 ta tính cho bánh răng chủ động trên trục thứ cấp
với = 32 và = 166,9[N.m].
+ Đối với cặp bánh răng gài số 3 ta tính cho bánh răng bị động trên trục thứ cấp với
= 27 và = 110,8[N.m].

Stt
1

2

3

Tên gọi

Lực vòng P(N)

Cặp bánh răng gài số
1
Cặp bánh răng gài số
2
Cặp bánh răng gài số
3

Lực hướng kính R(N)

Lực chiều trục Q(N)

P1 = 3745

R1 = 1450

Q1 = 1363

P2 = 3572

R2 = 1490

Q3 = 1300

R3 = 1136

Q3 = 1023

P3 = 2811

2.5.2 Tính sức bền bánh răng
1.Tính sức bền uốn
σ u = K × K ms × K c × K tp × K gc ×
d
b× π×m

P
ntb

× y×K

β

(N/m2)

Trong đó:
- Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe con ta chọn Kđ = 1,7.
- Kms: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :

Kms = 1,1
17


+ Đối với bánh răng bị động :

Kms = 0,9

- Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
+ Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp:

Kc = 1,2

+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp:

Kc = 1,1

- Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia
công gây nên (số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ)

Ktp=1,1÷1,3

- Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng (do phương pháp
gia công gây nên). Góc lượn được mài, chọn

Kgc = 1,0

- Kβ: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức
bền của răng.
+ Đối với bánh răng trụ răng thẳng:

Kβ = 1,0

+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, hệ số Kβ được tra theo đồ thị hình I-6.
(HDTKMH Thiết kế hộp số ô tô – máy kéo).

Bảng 2.5.1 : Thông số cơ bản tính sức bền uốn bánh răng
Tên gọi
BR gài số 1
BR gài số 2

BR gài số 3

Kđ
CĐ 1,7
BĐ 1,7

Kms Kc
1,1 1,2

Ktp
1,1

Kgc
1,0

y
Kβ
1,6 0,098

b
2,75 22

0,9

1,1

1,1

1,0

1,6 0,146

2,75 22

CĐ 1,7

1,1

1,2

1,1

1,0

1,6

0,13

2,92 25

BĐ 1,7

0,9

1,1

1,1

1,0

1,6 0,158

2,92 25

CĐ 1,7

1,1

1,2

1,2

1,0

1,6 0,137

2,92 25

BĐ 1,7

0,9

1,1

1,2

1,0

1,6 0,152

2,92 25

P (N)
3745
3572

2811
18

Bảng 2.5.2 :ứng suất uốn của bánh răng và ứng suất uốn cho phép
Tên gọi

BR gài số 1

BR gài số 2

BR gài số 3

Ứng suất uốn σu

Ứng suất uốn cho phép

(MN/m2)

[σu] (MN/m2)

CĐ

310,3

BĐ

156,2

CĐ

184,9

BĐ

114,2

CĐ

150,7

BĐ

101,8

850

850

400

Vậy các cặp bánh răng đảm bảo điều kiện bền uốn vì: ≤ []
2.Tính sức bền tiếp xúc
Các cặp bánh răng ăn khớp với nhau được chế tạo cùng một vật liệu nên ta
sử dụng công thức sau để tính ứng suất tiếp xúc:

σ tx = 0,418.cosβ

P.E
1 1
.( + )
b'.sin α.cosα r r
1 2

(N/m2).

Trong đó:
- β: Góc nghiêng của răng
- P: Lực vòng (tương ứng với chế độ tải trọng 1/2 Mt) (Bảng 4-4).
- E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 N/ m2.
19


- α: Góc ăn khớp.
- r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)
- b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m): b’ =
Bảng 2.5.3. Giá trị các thông số trong công thức tính ứng suất tiếp xúc.
T
t
1

Tên Gọi

β

P(N)

r1(mm)

r2(mm) b’(mm)

α

Cặp BR số 1

200

3745

14,60

55,48

23,42

20,00

2

Cặp BR số 2

200

3572

21,90

46,72

26,60

21,40

3

Cặp BR Số 3

200

2811

27,74

83,14

39,42

20,80

Bảng 2.5.4 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép.
Stt

Tên gọi

Ứng suât tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc cho

σtx (MN/m2)

phép [σtx] (MN/m2)

1

Cặp BR số 1

297

1500 ÷3000

2

Cặp BR số 2

904,5

1000 ÷2500

3

Cặp BR số 3

564,5

1000 ÷2500

Vậy các cặp bánh răng đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc vì: ≤ []
2.5.3. Tính toán bền trục hộp số
a.Chọn sơ bộ kích thước trục
Chiều dài trục sơ cấp của hộp số được xác định như sau:
=
20

Trong đó: : Chiều rộng của bánh răng thứ i = = 22(mm); = = 25(mm)
: Chiều rộng của bộ đồng tốc 3-4
C= 20(mm): Chiều rộng của vành răng và mặt côn ăn khớp với bộ
đồng tốc.
: Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên bánh răng số IV.
: Khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số II và số III.
= 10(mm): Khoảng cách giữa mặt bên phải của bánh răng số II và mặt bên
trái của bánh răng số lùi.
: Khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số I và số lùi.
: Khoảng cánh từ tâm ổ lăn đến mặt bên bánh răng số I.
= 24(mm): Chiều rộng bánh răng số lùi.
Vậy ta có: = 2.22 + 2.25 + 40 + 15 + 10 + 10 + 50 + 25 +2.20 + 26 = 310(mm)
Chiều dài trục thứ cấp: =
= 50(mm): Khoảng cách giữa hai mặt bên bánh răng số I và bánh răng truyền lực
chính.
Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên phải bánh răng truyền lực chính.
= 50(mm): bề dày bánh răng truyền lực chính.
Vậy ta có: : = (310 – 25) + 50 + 30 + 50 = 415(mm).
b.Xác định phản lực tại gối và tiết diện nguy hiểm của trục
- Trục sơ cấp:
21


+Tay số 1:
RyA

RyB
R1

A
P1
RxA
274

B
Q1
36

RxB

48420

Mx
119190

My
54677
Mz

Xác định phản lực tại gối:
= .310 - . - .274 = 0



= = 1345(N)
= - = 1450 – 1345 = 105(N)

= .310 - .285 = 0 = = 3310(N).
= - = 3745 – 3310 = 435(N)

Xác định momen tại tiết diện nguy hiểm:
= .25 = 1345.36 = 48420(N.mm)
= .285 = 435.274 =119190(N.mm)
= . = 3745.14,6 =54677(N.mm)
22


= = 139786(N.mm)



Xác định đường kính trục: ≤ d với = 70(N/.
Tính bền theo độ bền uốn:
= = 139786(N.mm)

-

Wu=0,1d13= 2700 mm3

σ

-

=

M
W

u

=

u

M
0,1 d

u
3

= 51,77 < [σ ] = 60[ N / mm 2 ]
u

Tính bền theo độ bền xoắn:

-

τ

u

x

=

Mx
Mx
=
= 8,96 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
3

W x 0,2.d

Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :

σ

σ + M = 51,77
⇒ σ < [σ ] = 80[ N / mm ]
th

=

2

2

x

u

2

+ 8,96 2 = 52,5

2

th

th

-Trục thứ cấp:
+ Tay số 1:
Xác định phản lực tại gối:

23


Q11

RyA
R11

RyB

P11
RV

RxB

RxA
QV
360

PV
55

274

Mx

236736

My

455936

= - .360 - + .274 - . = 0






= = 505 (N)
= - - = 1091 – 505,5 – 1450 = 864 (N)
= .360 - + .274 = 0
= = 5033 (N)
= + - = 3745 +2952 -5033 = 1664 (N)

Xác định momen tại tiết diện nguy hiểm:
= .274 = 864.274 = 236736(N.mm)
= .274 = 1664.274 =455936(N.mm)
= . = 3745.55,48 =207773(N.mm)


= = 554158(N.mm)
24


Xỏc nh ng kớnh trc: d vi = 70(N/.

Tớnh bn theo bn un:
= = 501046(N.mm)

-

Wu=0,1d13= 9112,5 mm3



u

-

M
W

u
u

=

M
0,1 d

u
3

= 55 < [ ] = 60[ N / mm 2 ]
u

Tớnh bn theo bn xon:

-



=

x

=

Mx
Mx
=
= 13 < [ x ] = 20 ữ 35[ N / mm 2 ]
W x 0,2.d 3

Tớnh trc theo xon v un tng hp :



+ M = 55 + 13
< [ ] = 80[ N / mm ]
th

=

2

2

2

x

u

2

= 56,5

2

th

th

Kt lun: Trc s cp v trc th cp m bo bn

2.5.4.Tớnh toỏn v chn ln
2.5.4.1.ổ lăn trên trục sơ cấp.
1. Chọn loại ổ lăn.
Vì ổ đỡ phần cuối trục chịu tải trọng lớn, ngoài lực hớng tâm còn chịu lực
dọc trục, nên ta dùng ổ bi đỡ chặn một dẫy.
2. Chọn kích thớc ổ
Căn cứ vào đờng kính ngõng trục d = 30 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1
25