Hướng dẫn ôn tập môn học HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ

Hướng dẫn ôn tập môn học HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ
1) Trình bày công dụng, yêu cầu ly hợp ô tô. Vẽ sơ đồ và nêu nguyên lý làm việc của ly hợp
ma sát (một đĩa ma sát/hai đĩa ma sát, cơ cấu ép lò xo trụ). Ưu nhược điểm của hai loại ly hợp
trên.

2) Trình bày công dụng, yêu cầu ly hợp ô tô. Vẽ sơ đồ và nêu nguyên lý làm việc của ly hợp
ma sát đĩa (một đĩa ma sát, cơ cấu ép lò xo đĩa nón). Ưu nhược điểm của loại ly hợp này.

3) Trình bày biểu thức xác định độ cứng lò xo ép Clx theo lực ép Pep và lượng mòn cho phép
của tấm ma sát (cho biết ly hợp ma sát cơ khí kiểu lò xo hình trụ bố trí chung quanh đĩa ép).
=

(1 −

)

Plx

- Lực ép của một lò xo lúc đóng ly hợp;

β

- Hệ số dự trữ tính toán của ly hợp (lúc đĩa ma sát chưa mòn);

βmin - Hệ số dự trữ của ly hợp lúc đĩa ma sát mòn đến giới hạn phải thay thế. Theo
kinh nghiệm βmin = (0,80...0,85)β;
lm

- Lượng mòn tổng cộng cho phép của các tấm ma sát, tính bằng [m]:
+ lm = 0,25.δms.zms khi tấm ma sát gắn vào đĩa bị động bằng đinh tán.
+ lm = 0,5.δms.zms khi tấm ma sát gắn vào đĩa bằng phương pháp dán.

Với δms là độ dày của một tấm ma sát, có giá trị nằm trong khoảng sau:
- Xe du lịch : δms = 2,5...4,5 (giá trị nhỏ khi dùng phương pháp dán).
1


- Xe vận tải : δms = 3,5...6,0 (giá trị lớn khi dùng đinh tán).__
4) Tính độ cứng của lò xo ép Clx ly hợp ô tô với các số liệu cho trước sau:
Loại xe

:

Du lịch (xe con)

Mômen cực đại của động cơ

:

Memax =

150 [Nm]

Bán kính trung bình (điểm đặt lò xo):

Rtb

=

0,15 [m]

Chiều dày một tấm ma sat

δms

=

4 [mm]

:

Các thông số khác phải phân tích để tự chọn (như hệ số dự trữ, hệ số ma sát....)
Hướng dẫn:
- Công thức tính:

=

- Zlx: Số lượng lò xo ép;

(1 −

.

)

- β: Chọn theo loại xe và điều kiện làm việc của ô tô:
Bảng tham khảo để chọn hệ số dự trữ ly hợp β

Trị số β

Loại xe

Xe du lịch
1,35...1,75
Xe tải, khách, máy kéo vận tải (không kéo mooc)
1,60...2,25
Ô tô tải có mooc (hoặc tính năng thông qua cao)
1,80...3,00
Chú ý : Giá trị giới hạn trên được chọn cho xe làm việc trong điều kiện nặng nhọc (như
tải trọng lớn, xe hoạt động trong nhiều loại đường, hoặc kiểu ly hợp không điều chỉnh được).
- βmin: Chọn theo β;
- lm: Chọn theo δms;
- Pep: xác định theo công thức:

Ở đây:

µ

=

.

.

- Hệ số ma sát, khi tính toán có thể chọn μ = 0,22 ÷ 0,30;

Zms - Số đôi bề mặt ma sát thường chọn bằng 2 (tức ly hợp một đĩa bị
động). Chỉ đối với ô tô tải lớn; có mô-men cực đại của động cơ lớn (từ 465 [N.m] trở lên), làm
việc trong điều kiện nặng nhọc thì mới chọn zms = 4 (ly hợp có hai đĩa bị động).
5) Trình bày biểu thức xác định bán kính ma sát trung bình của đĩa ma sát ly hợp ô tô theo mômen lớn nhất của động cơ và áp suất làm việc cho phép của đôi bề mặt ma sát plv.
Hướng dẫn:
- Từ biểu thức:

Ở đây:

$ &' ( )'

!"# = %

&
&
&( )

$

'
*(+,

= % !$ *(+&

,

R2 - Bán kính ngoài của đĩa ma sát:
2


!$ = $
'

%

' 2.
. ./ .01*(+,

KR - Hệ số bán kính: KR = R2/R1

Hệ số tỷ lệ KR có thể chọn theo kinh nghiệm bằng KR = 0,53...0,75. Giá trị nhỏ chỉ dùng
cho xe có động cơ tốc độ trung bình, thấp và đặc tính động lực xe tốt (ít phải sang số).
Với động cơ cao tốc, nếu chọn hệ số KR bé (tức R1 và R2 khác nhau lớn) thì chênh lệch
tốc độ trượt tiếp tuyến ở mép trong và mép ngoài của vòng ma sát sẽ lớn, gây ra sự mòn không
đều từ trong ra ngoài làm cho giảm thời hạn phục vụ của tấm ma sát. Vì vậy đối với động cơ
cao tốc nên chọn hệ số tỷ lệ KR về phía giới hạn trên.
Thay vào công thức ta được:

!"#

789:
2 1 − 5% 3 3
=
6
3 1 − 5 $ 2 ;. < = . >11 − 53! 2. ?9@

6) Tính bán kính ma sát trung bình của đĩa ma sát ly hợp ô tô theo mô-men lớn nhất của động
cơ và áp suất làm việc cho phép của đôi bề mặt ma sát. Cho biết:
Loại xe

:

Du lịch (xe con)

Mômen cực đại của động cơ

:

Memax =

Áp suất làm việc cho phép của đôi bề mặt ma sát:

plv

180 [Nm]

= 0,1-0,2[MN/m2].

Các thông số khác phải phân tích để tự chọn (như hệ số dự trữ, hệ số ma sát....)
Hướng dẫn: Xem câu hỏi 5.
7) Vẽ sơ đồ hệ thống điều khiển ly hợp bằng cơ khí. Trình bày biểu thức xác định hành trình
và lực tác dụng lên bàn đạp khi mở ly hợp của hệ thống điều khiển ly hợp bằng cơ khí (không
có trợ lực)?
Hướng dẫn:
- Sơ đồ:
3


Dẫn động cơ khí.

Dẫn động thuỷ lực.

- Hành trình bàn đạp:
+ Dẫn động cơ khí:

Sbđ = ∆λidđ + ∆(a/b)(c/d)

+ Dẫn động thuỷ lực:

Sbđ = ∆λidđ + ∆(a/b)(c/d) + (δ01 + δ02)(a/b)

Ở đây:

∆λ

- Hành trình cần thiết của đĩa ép khi mở ly hợp. ∆λ = (∆f.Zms + m)

Trong đó:
∆f
- Khe hở giữa các bề mặt ma sát khi ly hợp mở hoàn toàn (∆f = 0,75 ÷ 1,0
mm - đối với ly hợp một đĩa; ∆f = 0,5 ÷ 0,6 mm - đối với ly hợp hai đĩa);
Zms - Số đôi bề mặt ma sát;
m
- Biến dạng đàn hồi của đĩa bị động. Đối với loại đĩa không đàn hồi m =
0,15 ÷ 0,25 mm; Đối với đĩa loại đàn hồi m = 1,0 ÷ 1,5 mm;

δ01

- Khe hở giữa thanh đẩy của bàn đạp và piston xi lanh chính. Có thể
thừa nhận δ01 ≈ 0,5 [mm].
4


δ02
[mm].

- Hành trình che kín lỗ bù dầu trong xy-lanh chính, δ02 ≈ 1,5 ÷ 2

idđ - Tỷ số truyền của dẫn động điều khiển ly hợp:
+ Dẫn động cơ khí:

idđ = (a/b)(c/d)(e/f)

+ Dẫn động thuỷ lực:

idđ = (a/b)(c/d)e/f)(d22/d12)

Với các kết cấu hiện nay, tỷ số truyền dẫn động ly hợp ô tô và các khâu thành phần của
nó có giá trị trong khoảng:
idđ = 24 ÷ 45; c/d = 1,4 ÷ 2,2; e/f = 3,8 ÷ 5,5; d1 ≈ d2 = 19 ÷ 32 mm.

∆

- Khe hở giữa đầu tỳ đòn mở và bạc (ổ) mở. Khe hở này cần thiết để ly

hợp có thể làm việc bình thường khi các vòng ma sát bị mài mòn. Tuỳ theo độ hao mòn cho
phép của vòng ma sát mà ∆ thay đổi trong giới hạn từ 2 đến 4 mm.
- Lực tác dụng lên bàn đạp:

Pbđ = ΣPlx(m)/(idđ.ηdđ)

Ở đây:

ΣPlx(m) - Tổng lực ép của các lò xo tác dụng lên đĩa ép khi ly hợp mở hoàn toàn.
Plx(m) = Plx(đ) + Clx∆λ
Trong đó:
Plx(đ) - Lực ép của lò xo khi ly hợp đóng:

=

(đ)

Clx
∆λ
ηdđ

.7 B
;. !"# ? C

- Độ cứng của lò xo: xem câu hỏi 4;
- Biến dạng thêm của lò xo hay hành trình của đĩa ép khi mở ly hợp.
- Hiệu suất của dẫn động. Với dẫn động cơ khí ηdđ = 0,7 ÷ 0,8; Với dẫn
động thuỷ lực ηdđ = 0,8 ÷ 0,90.

8) Tính lực tác dụng lên bàn đạp khi mở ly hợp của hệ thống điều khiển ly hợp bằng cơ khí
(không có trợ lực)? Cho biết:
Loại xe

:

Du lịch (xe con)

Loại ly hợp

:

Ma sát, một đĩa, lò xo trụ bố trí quanh chu vi

Mômen cực đại của động cơ

:

Memax = 220 [Nm]

Bán kính trung bình của đĩa ma sát:

Rtb

Hành trình bàn đạp cho phép

[Sbđ] = 150 [mm]

:

= 0,15 [m]

Tỷ số truyền một số thành phần dẫn động cho trước như sau:
- Đòn mở

:

iđm

= 5,0

- Càng mở

:

ic

= 2,0
5


Các thông số khác phải phân tích để tự chọn nếu có.
Hướng dẫn: Xây dựng công thức như câu hỏi 7 sau đó thay giá trị cho trước vào.
9) Vẽ sơ đồ hệ thống điều khiển ly hợp bằng truyền động thủy lực hoặc truyền động cơ khí có
trợ lực khí nén? Biểu thức xác định lực cần thiết của trợ lực khí nén?
Hướng dẫn:
- Sơ đồ:

Sơ đồ dẫn động cơ khí trợ lực khí nén.

Sơ đồ dẫn động thuỷ lực trợ lực khí nén.
- Lực cần thiết của trợ lực:
6


Ptrl = (Pbđ - Pbđch).itrl. ηtrl

Ở đây:

Pbđch ≤ [Pbđ] - Giá trị lực người lái cần tác dụng lên bàn đạp, giá trị này được
chọn tuỳ theo yêu cầu giảm nhẹ lực điều khiển, có thể chọn bằng [Pbđ] hay nhỏ hơn một chút.
itrl, ηtrl
- Tỷ số truyền và hiệu suất của phần dẫn động từ bàn đạp đến chỗ

đặt trợ lực.

- Lực tác dụng lên bàn đạp cho phép, có thể thừa nhận:

[Pbđ]

+ Đối với xe du lịch, tải và khách cỡ nhỏ:
+ Đối với xe tải và khách cở trung trở lên :

[Pbd] = 150 [N]
[Pbd] = 250 [N]

Pbđ
- Lực cần tác dụng lên bàn đạp để mở ly hợp khi không có trợ
lực, cách xác định xem câu hỏi 7.
10) Tính đường kính xy lanh trợ lực khí nén Dxl của hệ thống điều khiển ly hợp bằng truyền
động thủy lực có trợ lực khí nén? Cho biết:
Lực tác dụng lớn nhất lên đĩa ép khi mở ly hợp :

Pm

= 10000 [N]

Áp suất khí nén cung cấp vào xy lanh trợ lực

pkn

= 5,0 [Kg/cm2]

:

Tỷ số truyền một số thành phần dẫn động như sau:
- Đòn mở

:

iđm

= 4,0

- Càng mở

:

ic

= 2,0

- Bàn đạp

:

ibđ

= 5,0

Tỷ số truyền của khâu truyền động trung gian giữa xy lanh chính và xy lanh công tác:
itg
= 1,0

Tỷ số truyền càng mở của xy lanh trợ lực :

ic(tl)

= ic

= 2,0

Các thông số khác phải phân tích để tự chọn nếu có.
Hướng dẫn:
- Tính lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp khi không có trợ lực:
(idđ - tỷ số truyền của dẫn động điều khiển ly hợp,

Pbđ = Pm/idđ
cách tính xem câu hỏi 9).
- Tính lực cần thiết của trợ lực:

Ptrl = (Pbđ - Pbđch).itrl. ηtrl
- Tính đường kính xy lanh trợ lực:

DEFG =

HIKJG
L

MNO → IJG = -

LDEFG
HMNO

11) Tính áp suất khí nén pkn trong xy lanh trợ lực khí nén của hệ thống điều khiển ly hợp bằng
truyền động thủy lực có trợ lực khí nén ? Cho biết:
7


Lực tác dụng lên đĩa ép khi mở ly hợp:

Pm

= 10000 [N]

Đường kính xy lanh trợ lực khí nén:

Dxl

= 50 [mm]

Tỷ số truyền một số thành phần dẫn động như sau:
- Đòn mở:

iđm

= 4,0

- Càng mở:

ic

= 2,0

- Bàn đạp:

ibđ

= 5,0

Tỷ số truyền khâu trung gian giữa xy lanh chính và xy lanh công tác: itg = 1,0
Tỷ số truyền càng mở của xy lanh trợ lực :

ic(tl)

= ic

= 2,0)

Các thông số khác phải phân tích để tự chọn nếu có.
Hướng dẫn:
- Tính lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp khi không có trợ lực:
(idđ - tỷ số truyền của dẫn động điều khiển ly hợp,

Pbđ = Pm/idđ
cách tính xem câu hỏi 9).
- Tính lực cần thiết của trợ lực:

Ptrl = (Pbđ - Pbđch).itrl. ηtrl
- Tính áp suất khí nén:

DEFG =

HIKJG

L

MNO → MNO =

LDEFG
HIKJG

12) Công dụng và các bộ phận chức năng của đồng tốc. Trình bày nguyên lý làm việc của bộ
đồng tốc sau (cho hình vẽ):
4

6

Rβ

α

7

Rms
5

1

β

2

3

8


4

7

α
6
5

1

2

β

3

β

1

3

3

1

4

2

Q

α
Q
5
6

rβ
Ν

rms

Hướng dẫn:
+ Công dụng:
Bộ đồng tốc dùng để nối bánh răng với trục khi gài số. Nó có nhiệm vụ:
- Làm đồng đều tốc độ các phần cần gài trước khi chúng được nối với nhau;
- Không cho phép gài số khi các chi tiết cần nối chưa đồng đều tốc độ. Nhờ đó, đảm bảo quá
trình gài số được êm dịu dễ dàng.
Phổ biến nhất hiện nay là các đồng tốc quán tính (sử dụng quán tính của các chi tiết cần nối để
chống gài số trước khi chúng đồng đều tốc độ) có bề mặt ma sát dạng côn.

9


+ Các bộ phận chức năng:
- Phần tử ma sát: có nhiệm vụ làm đồng đều tốc độ góc các phần nối.
- Phần tử khoá: có nhiệm vụ không cho gài số khi các phần cần gài chưa đồng tốc .

- Phần tử định vị: có nhiệm vụ định vị các chi tiết ở vị trí trung gian và đã gài. Liên kết định
vị phải là dạng liên kết mềm (đàn hồi) để không làm ảnh hưởng đến quá trình làm việc của đồng tốc.
Tất cả các phần tử ma sát, nói chung đều có dạng mặt côn, làm trên các chi tiết cần nối.
Phần tử khoá có thể có dạng: Chốt có mặt vát nghiêng hoặc Vòng có mặt vát nghiêng trên
răng
Phần tử định vị có các dạng: Bi - lò xo hoặc Chốt mềm.
+ Nguyên lý làm việc:
- Dựa vào hình vẽ đề cho xác định và chỉ rõ các bộ phận chức năng;
- Trình bày các giai đoạn làm việc của đồng tốc:
Giai đoạn 1: Người lái thông qua nạng gạt và cơ cấu định vị, dịch chuyển bề mặt côn
bị động của phần tử ma sát, vào tiếp xúc với bề mặt côn chủ động đang quay. Nhờ ma sát trên
mặt côn, phần chủ động kéo phần bị động quay theo và đưa các chi tiết của phần tử khoá vào
vị trí khoá, không cho các răng vào ăn khớp khi hai phần chưa đồng tốc.

Giai đoạn 2: Phần chủ động kéo phần bị động quay theo với tốc độ tăng dần. Lực quán
tính ép chặt hai mặt vát của phần tử khoá, tạo nên phản lực N rất lớn, không cho người lái đẩy các
vành răng vào ăn khớp.
Giai đoạn 3: Hai phần đã quay đồng tốc độ. Lực quán tính và tương ứng là lực N triệt
tiêu. Cơ cấu khoá hết tác dụng. Dưới tác dụng của người lái, các vành răng thắng lực của lò xo định vị
tiến vào ăn khớp và kết thúc quá trình gài số.

13) Trình bày biểu thức xác định mô-men ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc hộp số ô tô theo tỷ
số truyền cần gài số và tốc độ bắt đầu gài số.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ tính:

10


- Biểu thức xác định mô men ma sát:

QRS = TUV . WKN

Ở đây:

∆Y
EZ

Jqd - Mô-men quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối lượng chuyển động
quay trong hộp số có quan hệ động học trục sơ cấp hộp số (tính từ đĩa bị động ly hợp đến bánh
răng cần gài, như đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng
trục thứ cấp, số lùi ăn khớp thường xuyên với các bánh răng trung gian), qui dẫn về trục sơ
cấp, [kgm2]:

Jqd = Jlh+Jsc+Jtg.iak2+Jhi.ihi-2+Jsl.isl-2
Trong đó:

Jlh, Jsc, Jtg - Mô men quán tính đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung
gian và các bánh răng lắp trên nó;

Jhi, Jsl - Mô men quán tính bánh răng của tay số thứ i, đặt trên trục thứ cấp,
bánh răng hay khối bánh răng số lùi luôn luôn ăn khớp với trục trung gian;

iak, ihi, isl - Tỷ số truyềncủa cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (luôn luôn
ăn khớp), tay số thứ i của hộp số, từ trục sơ cấp đến bánh răng hay khối bánh răng số lùi.
11


ik - Tỷ số truyền thứ k của hộp số tương ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (tính từ
trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán);

Δω - Chênh lệch tốc độ góc giữa hai số truyền của hộp số (đang gài ik±1 và sẽ gài ik), rad/s]:
]

∆Y = Y[\ ( −
WN

ở đây:

]

WN±]

)

- ik, ik ± 1: Tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc (cần nhả) của hộp số;

- Y[\ : Tốc độ góc của trục khuỷu của động cơ (rad/s) khi bắt đầu chuyển số. Khi tính

toán có thể xác định gần đúng theo bảng kinh nghiệm.
Hoặc đơn giản hơn có thể lấy:

Y[\ = Y_ - Khi chuyển từ số thấp lên số cao.

Y[\ = Y_ - Khi chuyển từ số cao xuống số thấp.

Trong đó: ω N, ω M - Tốc độ góc của trục khuỷu, tương ứng với công suất cực đại và mô
men cực đại của động cơ.
Bảng số liệu kinh nghiệm xác định tốc độ góc của trục khuỷu của động cơ (rad/s) khi
bắt đầu chuyển số.

Chiều chuyển số

Từ số thấp lên số cao hơn

Động cơ xăng

Diesel

Du lịch

Tải và khách

Tải và khách

(0,6 ÷ 0,7) ω N

(0,7 ÷ 0,8) ω N

(0,75 ÷ 0,85) ω N

và ≥ ω M
Từ số cao hơn xuống số thấp

(0,4 ÷ 0,5) ω N

(0,5 ÷ 0,6) ω N

(0,90 ÷ 1,00) ω M

và ≥ ω M

tc -Thời gian làm đồng đều tốc độ giữa các bánh răng cần gài, [s];
Thời gian tc đặc trưng cho tính hiệu quả của bộ đồng tốc. Thời gian tc càng nhỏ quá
trình làm đồng đều tốc độ càng nhanh. Tuy nhiên, nếu tc nhỏ quá, mô men ma sát yêu cầu sẽ
lớn, đòi hỏi kích thước của bộ đồng tốc phải lớn, làm tăng kích thước chung của hộp số và khó
bố trí. Trong tính toán, tc được chọn theo kinh nghiệm, phụ thuộc vào chủng loại xe và giá trị
tỷ số truyền :
+ Đối với ô tô du lịch:
tc = 0,15 ÷ 0,30 (cho các tay số cao).
tc = 0,50 ÷ 0,80 (cho các tay số thấp).
+ Đối với ô tô tải và khách: tc = 0,30 ÷ 0,80 (cho các tay số cao).
tc = 1,00 ÷ 1,50 (cho các tay số thấp).
12


14) Tính mô men ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc giữa hai số truyền i3 và i4, khi tiến hành gài
số 3 và số 4. Cho biết:
Tỷ số truyền:

i3 = 2,56 và i4 = 1,60

Mômen quán tính khối lượng quay qui dẫn về trục ly hợp của hộp số: Jqd = 0,01[kg.m2]
Tốc độ động cơ bắt đầu sang số khi gài từ số thấp lên số cao: ωt_c

= 400[rad/s];

Tốc độ động cơ bắt đầu sang số khi gài từ số cao về số thấp: ωc_t

= 200[rad/s];

Các thông số khác phải phân tích để tự chọn (ví dụ như thời gian chuyển số...)
Hướng dẫn: áp dụng công thức ở câu hỏi 13.
15) Trình bày biểu thức xác định bán kính ma sát trung bình của bộ đồng tốc ô tô theo mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ tính:

- Biểu thức tính:

QRS =
Trong đó :

`

`.aFRS
SWOb

→ FRS =

QRS .SWOb
`.a

- Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát, Đối với cặp ma sát Thép -

Đồng thau: µ = 0,06 ÷ 0,10 ;

b

- Góc côn của đôi bề mặt ma sát. Chú ý rằng góc b càng nhỏ, mô men

ma sát tạo ra (với cùng các điều kiện khác) càng lớn. Tuy vậy, để bảo đảm điều kiện tránh kẹt

dính các bề mặt ma sát, góc b không được nhỏ hơn góc ma sát, tức là :

b > dFZEe(`)

13


Đối với cặp ma sát Thép - Đồng thau thường: f = 6h ÷ 12h ;

FRS - Bán kính trung bình của đôi bề mặt ma sát;

QRS - Tính theo công thức ở câu 13;

a

- Lực chiều trục tác dụng lên bề mặt ma sát. Lực này do người lái

tác dụng lên đòn điều khiển tạo ra, do vậy:

a = DVN WVN jVN

[N]

Trong đó : - DVN : Lực của người lái tác dụng lên đòn điều khiển [N]. Có thể lấy:

Pdk = 60 ÷ 70 [N] đối với xe du lịch và khách;
Pdk = 70 ÷ 100 [N] đối với xe tải.
- WVN , jVN : Tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn động

tương ứng. Khi tính toán có thể lấy idk ≈ 1,5 ÷ 2,5; ηdk ≈ 0,85 ÷ 0,95.

16) Tính bán kính ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc hộp số ô tô theo mô men ma sát yêu cầu của
bộ đồng tốc. Cho biết:
Mô men ma sát yêu cầu của đồng tốc:

Mms = 4-6[N.m];

Lực gài tác động lên ống gài (theo chiều trục): Q = 100-200[N];
Các thông số khác phải phân tích để tự chọn (như hệ số ma sát, góc côn của các vành
ma sát...)
Hướng dẫn: thay số liệu vào các công thức tương ứng ở câu 15.
17) Vẽ sơ đồ động học để minh hoạ và phân tích ưu nhược điểm, phạm vi sử dụng của hộp số
cơ khí có cấp loại hai trục và ba trục.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ động học:

14


- Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng:
Hộp số hai trục
Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian.
- Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ gần cầu chủ động.
Nhược điểm:
- Không có số truyền thẳng, vì thế các bánh răng, ổ trục không được giảm tải ở số truyền cao
- làm tăng mài mòn và tiếng ồn.
- Giá trị tỷ số truyền tay số thấp nhất bị hạn chế (ih1 < 4 ÷ 4,5) (Muốn khắc phục phải giảm tỷ
số truyền của tay số cao nhất và tăng io). Với đặc điểm đó nó thường được sử dụng trên các ôtô du
lịch và thể thao có động cơ bố trí cạnh cầu chủ động hoặc trên máy kéo có hộp số bố trí chung trong

cùng một vỏ với truyền lực chính.
Hộp số ba trục
Ưu điểm:
- Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối trực tiếp các trục sơ và thứ cấp. Khi làm việc
ở số truyền thẳng, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm
được mài mòn, tiếng ồn và mất mát công suất.
- Ở các số truyền khác, mômen truyền qua hai cặp bánh răng, do đó có thể tạo được tỷ số truyền
lớn tới (7 ÷ 9) với kích thước khá nhỏ gọn. Nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ôtô máy kéo.
Nhược điểm:
- Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian.
- Ổ bi gối đỡ trước trục thứ cấp, do bố trí trong lỗ ở phần bánh răng công xôn của trục sơ cấp,
nên làm việc căng thẳng vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu.

18) Vẽ một sơ đồ động học hộp số nhiều cấp (từ 8 đến10 cấp) với hộp số phụ 2 cấp bố trí phía
sau hộp số chính. Phân tích ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng của sơ đồ.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ động:

15


- Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng:
Hộp số nhiều cấp được tạo thành bằng cách ghép thêm vào phía trước hoặc phía sau hộp số cơ
sở (hộp số chính - loại ba trục) một hộp giảm tốc gọi là hộp số phụ. Hộp số phụ thường có một số
truyền thẳng và một số truyền giảm hay tăng.
Hộp số phụ đặt phía sau thường là loại có trục cố định với hai cặp bánh răng hay hành tinh. Có
một số truyền thẳng và một số truyền giảm với tỷ số truyền khá lớn (khoảng số truyền lớn hơn của hộp
số chính) - nên được gọi là hộp giảm tốc. Hộp số phụ này có ưu điểm là giảm được khoảng cách trục
và tải trọng tác dụng lên các chi tiết của hộp số chính. Nhược điểm của nó là: giảm tính thống nhất hóa
của hộp số chính (không thể sử dụng độc lập - do khoảng tỷ số truyền nhỏ), hiệu suất giảm khi gài số

truyền thấp.
Trong các hộp số nhiều cấp của ô tô tải có thể sử dụng ống gài số thay cho đồng tốc. Vì ống
gài số chế tạo đơn giản, kích thước chiều trục, khối lượng và giá thành nhỏ. Tuy vậy khi đó yêu cầu:
- Điều kiện sử dụng ô tô phải ổn định, đường xá có chất lượng tốt (ví dụ: chuyển động trên các
xa lộ ít khi phải sang số).
- Trình độ người lái cao hơn.

19) Vẽ một sơ đồ động học hộp số nhiều cấp (từ 8 đến10 cấp) với hộp số phụ 2 cấp bố trí phía
trước hộp số chính. Phân tích ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng của sơ đồ.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ động:

- Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng:
Hộp số nhiều cấp được tạo thành bằng cách ghép thêm vào phía trước hoặc phía sau hộp số
cơ sở (hộp số chính - loại ba trục) một hộp giảm tốc gọi là hộp số phụ. Hộp số phụ thường có một số
truyền thẳng và một số truyền giảm hay tăng.
Hộp số phụ đặt phía trước là hợp lý về kết cấu trong trường hợp: nó chỉ có một cặp bánh răng
để tạo số thấp, còn số cao là số truyền thẳng - nối trực tiếp trục vào của hộp số phụ với trục sơ cấp của
hộp số chính. Tỷ số truyền số thấp của hộp số phụ này không lớn, có tác dụng chủ yếu là chia nhỏ dãy
tỷ số truyền của hộp số chính, nên còn được gọi là hộp số chia. Hộp số chia có ưu điểm là: Kết cấu
đơn giản, đảm bảo tính thống nhất hóa cao cho hộp số chính (có thể dùng như một hộp số độc lập),
hiệu suất tương tự như hộp số chính khi gài số thấp ở hộp số phụ. Nhược điểm của hộp số chia là yêu

16


cầu khoảng cách trục hộp số lớn hơn, do mô men trên trục ra của hộp số chính lớn.
Trong các hộp số nhiều cấp của ô tô tải có thể sử dụng ống gài số thay cho đồng tốc. Vì ống
gài số chế tạo đơn giản, kích thước chiều trục, khối lượng và giá thành nhỏ. Tuy vậy khi đó yêu cầu:
- Điều kiện sử dụng ô tô phải ổn định, đường xá có chất lượng tốt (ví dụ: chuyển động trên các

xa lộ ít khi phải sang số).
- Trình độ người lái cao hơn.

20) Vẽ sơ đồ động học và phân tích đặc điểm hộp phân phối mô-men kiểu vi sai không đối
xứng hoặc kiểu vi sai đối xứng? Phạm vi áp dụng.
Hướng dẫn:
Hộp phân phối dùng để truyền và phân phối mô men cho các cầu chủ động của ôtô
nhiều cầu chủ động.
Để đảm bảo tính cơ động cao cho ô tô (sử dụng hết trọng lượng bám), mô men phân ra
các cầu chủ động phải tỷ lệ với trọng lượng bám của các cầu.
Để không gây ra sự tuần hoàn công suất giữa các cầu cần có cơ cấu vi sai. Để đảm bảo
tính cơ động của ô tô trên đường xấu Phải có cơ cấu khoá vi sai cưỡng bức hoặc tự động.
- Sơ đồ động học:
Vi sai bánh răng côn: Hình bên trái là hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng. Nếu muốn
vẽ kiểu vi sai không đối xứng thì sửa phần vi sai giống hình bên phải.

Vi sai bánh răng trụ không đối xứng:

17


- Phạm vi sử dụng:
Đây là loại hộp phân phối có 2 trục ra đồng trục, dùng dẫn động vi sai và cầu trước luôn luôn
được gài. Loại này có ưu điểm:
- Không có hiện tượng tuần hoàn công suất
- Các cầu chủ động luôn luôn được gài nên thời gian làm việc và tải trọng phân bố đều hơn.
Nhược điểm của chúng là: Phải có cơ cấu khoá vi sai cưỡng bức để tăng tính cơ động trên
đường xấu.
Loại có vi sai đối xứng được sử dụng trên ô tô có trọng lượng bám trên các cầu chủ động bằng
nhau. Tỷ lệ phân phối mô men ra các cầu là 1/1.

Loại có vi sai không đối xứng được sử dụng trên ô tô có trọng lượng bám trên các cầu chủ động
không bằng nhau. Tỷ lệ phân phối mô men ra các cầu khác 1.

21) Vẽ sơ đồ động học và nguyên lý làm việc của hộp phân phối mô men cho xe hai cầu chủ
động có tải trọng phân bố lên các cầu khác nhau.
Hướng dẫn:
- Sơ đồ động: loại vi sai không đối xứng.
- Nguyên lý làm việc:
+ Khi tốc độ bánh xe các cầu bằng nhau: vi sai không làm việc. Mô men phân
phối ra các cầu tỷ lệ thuận với tải trọng (trọng lượng bám);
+ Khi tốc độ bánh xe các cầu không bằng nhau: vi sai làm việc cho phép bánh
xe các cầu quay với tốc độ khác nhau để tránh hiện tượng tuần hoàn công suất. Nếu không
khoá vi sai thì sẽ giảm tính cơ động của ô tô trên đường xấu;
+ Khi chuyển động trên đường xấu: phải khoá vi sai. Lúc này mô men phân phối
ra các cầu sẽ tỷ lệ với lực cản.
22) Vẽ Sơ đồ động học và nguyên lý làm việc của hộp phân phối mô men cho xe hai cầu sau
chủ động có tải trọng phân bố lên các cầu bằng nhau.
Hướng dẫn: tương tự câu 21 chỉ khác là dùng hộp phân phối có vi sai đối xứng.
23) Xác định số vòng quay nguy hiểm của trục các đăng?
Hướng dẫn:
- Sơ đồ tính:

18


- Tính toán:
Do sự lệch tâm hoặc phân bố khối lượng không đều trên bề mặt trục, do bị biến dạng
dưới tác dụng của trọng lượng bản thân, do lắp ghép không chính xác và những nguyên nhân
khác, khi trục các đăng quay sẽ xuất hiện lực quán tính ly tâm quay cùng với trục.
Lực quán tính ly tâm sẽ gây ra dao động uốn trục và ở một tốc độ quay xác định, những

dao động này có thể cộng hưởng với dao động riêng của hệ thống làm biến dạng tăng đột ngột
và trục mất ổn định.
Số vòng quay mà ứng với nó có thể xảy ra cộng hưởng uốn trục các đăng gọi là số vòng
quay nguy hiểm.
Số vòng quay nguy hiểm phụ thuộc vào kích thước, kết cấu của trục và các gối đỡ.
Để xác định số vòng quay nguy hiểm ta xét sự làm việc của một trục đặt tự do trên hai
gối đỡ cứng xem sơ đồ). Giả sử rằng trọng tâm của trục lệch với trục quay một đoạn bằng e.
Khi trục quay với tốc độ góc ω sẽ xuất hiện lực quán tính ly tâm F, lực này gây nên độ võng
phụ y. Ở trạng thái cân bằng động ta có:

F = m(y + e)ω2
Ở đây:

m - Khối lượng của trục.

Lực quán tính ly tâm F sẽ được cân bằng với lực đàn hồi Pđh của trục. Nếu gọi độ cứng
ngang của trục là C, thì Pđh =

Cy.

Từ điều kiện cân bằng của hệ lực ta có:

mω2(y + e) = Cy

l=

RYK [

(m(RYK )
K

Rõ ràng, khi (m − RY ) → \, thì độ võng y của trục sẽ tăng rất nhanh l
và trục sẽ bị gẫy. Tức là lúc đó tốc độ quay của trục sẽ đạt giá trị nguy hiểm:
Do đó:

Y = YOeo = -

Thế giá trị của

m = pZ

vào biểu thức tính YOeo , ta có:

qT

rs

=

m

R

pZ q HIL (](pLI )
rs

tL

và của

R=

→∞

HIK (](pKI )
L

r

u

e

K
- K
pZ qe I (]vpI )

YOeo = - ]tu
OOeo =

rK

s\YOeo
H

Với trục thép, có γ = 0,78 MN/m3; E = 2,1.105 MN/m2, thì:

19


OOeo = ], KKw. ]\L xpZ

-IK (] + pKI )
rK

Từ công thức trên có thể thấy rằng: số vòng quay nguy hiểm của trục rỗng sẽ lớn hơn
của trục đặc khi có cùng đường kính ngoài, vì trục rỗng có trọng lượng nhỏ hơn.
Giá trị thực tế của số vòng quay nguy hiểm thường nhỏ hơn tính toán, do khi xây dựng
công thức ta chưa tính đến các yếu tố như: độ cứng vững của các gối đỡ, cân bằng trục không
chính xác, có khe hở trong các khớp nối then hoa, ... Kinh nghiệm vận hành cho thấy rằng: để
trục các đăng làm việc được an toàn, khi chọn kích thước của nó cần tính đến hệ số dự trữ theo
OOeo
số vòng quay nguy hiểm: p =
= ], K ÷ K, \ ở đây ORdJ - Số vòng quay cực
ORdJ
đại của trục các đăng tương ứng với tốc độ cực đại của ô tô.
Giá trị nhỏ của hệ số dự trữ K chỉ cho phép dùng đối với các trục các đăng cân bằng
tốt, mối ghép then hoa được chế tạo với độ chính xác cao và khe hở trong khớp các đăng nhỏ.
24) Vẽ sơ đồ động học truyền lực chính kép kiểu tập trung và nêu các ưu nhược điểm chính.
Hướng dẫn:
- Khái niệm:
Truyền lực chính kép có 2 cặp bánh răng (1 cặp bánh răng côn, 1 cặp bánh răng trụ). Truyền
lực chính kép thường được sử dụng trên các xe có tải trọng trung bình và lớn. Loại này cho phép

tạo được io lớn đến 12 mà không làm giảm khoảng sáng gầm xe.
Tuỳ theo cách bố trí 2 cặp bánh răng mà người ta lại chia truyền lực chính kép thành 2 dạng:
kiểu tập trung và kiểu phân tán.
Truyền lực chính kép kiểu tập trung gồm 2 cặp bánh răng lắp tập trung trong một hộp giảm
tốc nằm ở giữa cầu chủ động.

- Sơ đồ động học:

- Ưu nhược điểm chính:
So sánh với truyền lực chính kép phân tán, TLC kép tập trung có ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản hơn;
- Số lượng bánh răng, ổ bi ít hơn;
Tuy vậy có nhược điểm:
- Tải trọng tác dụng lên vi sai, bán trục hay các đăng đồng tốc lớn hơn;
- Khoảng sáng gầm xe nhỏ hơn khi có cùng một tỷ số truyền.
25) Vẽ sơ đồ động học truyền lực chính kép kiểu phân tán và nêu các ưu nhược điểm chính.
20


Hướng dẫn:
- Khái niệm:
Truyền lực chính kép có 2 cặp bánh răng (1 cặp bánh răng côn, 1 cặp bánh răng trụ). Truyền
lực chính kép thường được sử dụng trên các xe có tải trọng trung bình và lớn. Loại này cho phép

tạo được io lớn đến 12 mà không làm giảm khoảng sáng gầm xe.
Tuỳ theo cách bố trí 2 cặp bánh răng mà người ta lại chia truyền lực chính kép thành 2 dạng:
kiểu tập trung và kiểu phân tán.
Truyền lực chính kép kiểu phân tán gồm 2 cặp bánh răng: một cặp bánh răng bố trí ở giữa

cầu, cặp thứ hai được tách ra bố trí ở hai bên bánh xe gọi là hộp giảm tốc bên hay giảm tốc
cuối cùng.
- Sơ đồ động học:

Hộp giảm tốc bên có nhiều loại: bánh răng trụ ăn khớp ngoài, ăn khớp trong; bộ truyền
hành tinh bánh răng trụ hoặc bánh răng côn:

21

- Ưu nhược điểm chính:
So sánh với truyền lực chính kép tập trung, TLC kép phân tán có ưu điểm:
- Tải trọng tác dụng lên vi sai, bán trục hay các đăng đồng tốc nhỏ, vì thế có thể giảm
được kích thước và trọng lượng.
- Tăng được khoảng sáng gầm xe mà vẫn đảm bảo io lớn.
Tuy vậy nó cũng có các nhược điểm là: Kết cấu phức tạp hơn; Tăng số lượng bánh
răng, ổ bi và đòi hỏi phải có thêm 2 các te phụ ở 2 bên bánh xe; Khó bố trí cụm ổ đỡ của các
hộp giảm tốc bên.

22


26) Động lực học cơ cấu vi sai?
- Sơ đồ tính:

- Tính toán:
Từ sơ đồ trên, giả sử ô tô chuyển động ổn định ta có phương trình cân bằng mô men:
M0 = M' + M''
(26.1)
Và phương trình cân bằng công suất:
(26.2)

N0 - Nms = N' + N''

Trong đó: Nms là tổn thất trong vi sai do ma sát. Để tính tổn thất này ta giả thiết rằng:
mô men ma sát trong vi sai chỉ đáng kể khi các bánh răng bán trục quay với các tốc độ khác
nhau, tức là khi các bánh răng hành tinh quay quanh trục của mình, còn ma sát trong ổ bi hộp
vi sai rất nhỏ có thể bỏ qua. Khi đó có thể viết:

(26.3)

Nms = Mms(ω'' - ω')/2

Ở đây: (ω'' - ω')/2 là tốc độ quay của bánh răng hành tinh.
Thay (26.3) vào (26.2) và biến đổi, ta được:

M''ω'' + M'ω' = Mω0 - Mms(ω'' - ω')/2

(26.4)

Giải phương trình trên, đối với vi sai đối xứng ta được:
M'' = 0,5(M0 - Mms)
Qz
Q"

- Kết luận:

M' = 0,5(M0 + Mms)
Q vQ

= Q\ (QRS
\

RS

hay Q| = Q" + QRS

(26.5)

- Mô men phân phối ra các bán trục chỉ khác nhau một lượng bằng gía trị mô men ma
sát trong của vi sai;
23


- Ma sát trong của vi sai càng lớn thì sự chênh lệch này càng lớn. Nếu
Mms= 0 thì M' ≡ M''.
27) Ảnh hưởng của vi sai đến tính cơ động của ô tô và biện pháp khắc phục?
Hướng dẫn:
được: Q| = Q" + QRS , trong đó M', M" là mô men phân phối tương ứng ra các bán

Tính toán động lực học cơ cấu vi sai giữa các bánh xe của cầu chủ động đã xác định

trục quay chậm và quay nhanh, tức là:

- Mô men phân phối ra các bán trục chỉ khác nhau một lượng bằng gía trị mô men ma
sát trong của vi sai;
- Ma sát trong của vi sai càng lớn thì sự chênh lệch này càng lớn. Nếu Mms= 0 thì M' ≡
M'', Nếu gọi MK là mô men kéo của cầu chủ động, thì:
- Khi Mms = 0:

MK ≡ 2M''

(27.1)

- Khi Mms > 0:

MK = 2M'' + Mms ≤ ϕminZC + Mms

(27.2)

Trong đó:

ϕmin - Hệ số bám bên bánh xe quay nhanh;
ZC

- Phản lực pháp tuyến tác dụng lên các bánh xe của cầu chủ động.

Biểu thức (27.2) cho thấy: lực kéo của bánh xe bị giới hạn bởi điều kiện bám của bánh
xe có hệ số bám nhỏ (quay nhanh hơn) và giá trị ma sát trong của vi sai.
Như vậy rõ ràng: khả năng vượt lầy hay cơ động của ô tô phụ thuộc nhiều vào giá trị
mô men ma sát trong của vi sai. Để đánh giá khả năng này, người ta sử dụng một hệ số gọi là
hệ số hãm vi sai:
Qz (Q"

p} = QzvQ" =

QRS
Qp

(27.3)

Thay giá trị của Kσ vào các công thức tính mô men, ta nhận được:

M' = 0,5Μκ(1 + Κσ)
M" = 0,5Μκ(1 − Κσ)
Qz
Q"

=

]vp}
](p}

(27.4)

Từ các phân tích trên, khi tính toán thiết kế và chọn kết cấu cầu chủ động cần phải chú
ý đến hệ số Kσ. Tăng Kσ sẽ tăng được lực kéo và tính cơ động của ô tô. Tuy vậy, nếu Kσ lớn
quá sẽ gây khó lái khi xe quay vòng và làm lốp mòn nhanh, trên đường trơn xe có thể bị trượt
Qz
ngang. Nói chung Kσ không nên lớn hơn 0,6 ứng với " ≤ L .
Q

Ở các vi sai bánh răng côn thông thường, ma sát trong không lớn: Kσ = 0,02...0,15. Ở
các vi sai cam Kσ = 0,3...0,5. Ở các vi sai trục vít Kσ có thể đến 0,8.

24


Do đặc điểm trên của vi sai, để tăng tính năng thông qua của xe người ta thường làm cơ cấu
gài vi sai cưỡng bức, tức là nối cứng 2 bán trục lại khi cần thiết. Lúc đó mô men ở vỏ vi sai truyền đến
các bán trục sẽ tỷ lệ thuận với lực bám ở các bánh xe. Nhờ đó tăng được tính cơ động của ô tô.
Muốn phát huy tốt hiệu quả của cơ cấu gài cứng vi sai khi vượt lầy, người lái phải khoá vi sai
kịp thời để lợi dụng động năng của xe. Khi qua chỗ lầy rồi, phải mở vi sai ngay để tránh mòn lốp và
cưỡng bức các chi tiết. Cơ cấu gài vi sai cưỡng bức có nhược điểm là phải do người lái tác động điều
khiển và hiệu quả phụ thuộc nhiều vào trình độ thao tác. Do vậy, để khắc phục các nhược điểm trên,
người ta sử dụng các biện pháp:

- Dùng các vi sai có ma sát trong cao như vi sai cam, trục vít...
- Dùng các vòng ma sát để tăng ma sát trong của vi sai bánh răng côn bình thường

- Dùng cơ cấu có khả năng tự động khoá và nhả vi sai theo điều kiện đường xá như vi
sai có cơ cấu hành trình tự do.
Chú ý: Ngoài hệ số hãm vi sai Kσ người ta còn dùng hệ số gài vi sai

Q
]+p}
= "=
để đánh giá khả năng vượt lầy của xe. Như vậy, khi Kσ thay đổi
]−p}
Q
từ 0 đến 1 thì K'σ sẽ thay đổi tương ứng từ 1 đến ∞.
5•|

′

25