Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
LỜI NÓI ĐẦU
Những năm gần đầy, nền kinh tế Việt Nam đang phát triển mạnh. Bên cạnh đó
kỹ thuật của nước ta cũng từng bước tiến bộ. Trong đó phải nói đến ngành cơ khí
động lực và sản xuất ôtô, chúng ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ôtô nổi tiếng
trên thế giới cùng sản xuất và lắp ráp ôtô. Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ
thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu và chế tạo, đó là yêu cầu cấp thiết.
Có như vậy ngành ôtô của nước ta mới phát triển được.
Trong đồ án này em được giao nhiệm vụ tính toán thiết kế hộp số xe du lịch.
Đây là một bộ phận chính, không thể thiếu trong ôtô. Nó dùng để thay đổi số vòng
quay và mômen của động cơ truyền đến các bánh xe chủ động cho phù hợp với điều
kiện làm việc của ôtô, ngắt truyền động của động cơ khỏi hệ thống truyền lực trong
thời gian lâu dài.
Với đồ án này là một phần quan trọng trong nội dung học tập của sinh viên,
nhằm tạo điều kiện cho sinh viên tổng hợp, vận dụng những kiến thức đã học để
giải quyết một vấn đề cụ thể của ngành.
Trong quá trình thực hiện đồ án này, em đã cố gắng tìm tòi, nghiên cứu các tài
liệu, làm việc một cách nghiêm túc với mong muốn hoàn thành đồ án tốt nhất. Tuy
nhiên, vì bản thân còn ít kinh nghiệm nên việc hoàn thành đồ án này không thể
không có những thiếu sót.
Cuối cùng, em xin bày tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến các thầy, đã tận tình truyền
đạt lại những kiến thức quý báu cho em. Đặc biệt, em xin gởi lời cảm ơn đến thầy
Phan Minh Đức đã nhiệt tình hướng dẫn trong quá trình làm đồ án. Em vô cùng
mong muốn nhận được sự xem xét và chỉ dẫn của các thầy.
Đà Nẵng, ngày …. tháng …. năm 2017
Sinh viên thực hiện

-1-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Chương 1.

TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ ÔTÔ

1.1 Công dụng và yêu cầu của hộp số ôtô
1.1.1 Công dụng
Hộp số dùng để thay đổi số vòng quay và mômen của động cơ truyền đến các
bánh xe chủ động (cả về trị số và hướng), cho phù hợp với điều kiện làm việc luôn
luôn thay đổi của ô tô máy kéo, mà tự bản thân động cơ không thể đáp ứng được,
do:
-Hệ số thích ứng mô men thấp ( K m =1,05÷1,25)
-Số vòng quay ổn định tối thiểu tương đối cao ( ne min =350÷400 v/ph)
-Chiều quay không tự thay đổi được.
Ngoài ra, hộp số còn dùng để:
-Tách lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết, như khi khởi
động động cơ, khi dừng xe cho động cơ chạy không tải, khi cho xe chạy theo quán
tính...
-Dẫn động các bộ phận công tác trên các xe chuyên dùng, hư xe có tời kéo, xe
tự đổ, cần cẩu...và các thiết bị khác.
1.1.2 Yêu cầu
-Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp, đảm bảo được chất lượng động
lực và tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ô tô máy kéo;
-Làm việc êm dịu, chuyển sô nhẹ nhàng thuận tiện, không va đập;
-Có vị trí trung gian (Số “0”) để có thể cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống
truyền lực.
-Kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy, bền vững
-Hiệu suất cao,kích thước khối lượng nhỏ, giá thành rẻ.
1.2 Phân loại
Với các yêu cầu nêu trên, tủy theo tính chất truyền momen cũng như sơ đồ
động học, hiện nay hộp số cơ khí ô tô có thể phân loại như sau:

-Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại: Điều khiển bằng tay, điều
khiển tự động và bán tự động.

-2-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
-Theo số cấp (Chỉ tính số tiến) Phân ra các loại: 3,4,5 và nhiều cấp
-Theo sơ đồ động, phân ra: Hộp số với các trục cố định (2,3 hay nhiều trục)
và hộp số hành tinh (1 dãy, 2 dãy...).
-Theo số lượng phần tử điều khiển cần thiết để gài một số truyền, phân ra:
một, hai hay ba phần tử điều khiển. Số lượng phần tử điều khiển lớn hơn một
thường dùng cho hộp số nhiều cấp.
-Theo số lượng dòng lực, phân ra: một , hai hay ba dòng. Tăng số lượng dòng
lực làm phức tạp kết cấu. Tuy vậy cho phép giảm tải trọng tác dụng lên các bánh
răng, trục và ổ trục cũng như kích thước của chúng.
1.3 Một số loại hộp số thường dùng
1.3.1 Hộp số ba trục
Trên ôtô máy kéo hiện nay, sử dụng chủ yếu các loại hộp số có trục cố định,
điều khiển bằng tay. Vì chúng có kết cấu đơn giản, hiệu suất cao (0,96 ÷ 0,98), giá
thành rẻ, kích thước và trọng lượng nhỏ.
Kết cấu hộp số đồng trục thường có ít nhất 3 trục chuyển động, có trục sơ cấp
và trục thứ cấp lắp đồng trục, ngoài ra còn có thêm trục trung gian. Trục trung gian
có thể có một hoặc hai hoặc ba trục bố trí xung quanh trục sơ cấp và thứ cấp nhằm
tăng độ cứng vững cho trục thứ cấp duy trì sự ăn khớp tốt nhất cho các cặp bánh
răng lắp trên trục.

-3-

Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Hình 1.1- Sơ đồ động hộp số ba trục.
I: Trục sơ cấp;

II: Trục trung gian;

III: Trục thứ cấp

* Ưu điểm:
- Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối trực tiếp các trục sơ cấp và
trục 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 só truyền khác, momen 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 ô tô 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.

-4-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
1.3.2 Hộp số hai trục
Loại hộp số hai trục là kiểu hộp số thông dụng của truyền động hộp số cơ khí
gồm một trục sơ cấp gắn các bánh răng chủ động và một trục thứ cấp gắn các bánh

răng bị động của các cấp số truyền tương ứng. Loại hộp số này không thể tạo ra
được số truyền thẳng như hộp số nhiều trục mặc dù tỷ số truyền của một cấp số nào
đó bằng một (ih 1) , vì phải thông qua cặp bánh răng ăn khớp. Điều đó có nghĩa là
hiệu suất của mọi cấp số truyền này đều nhỏ hơn một.
Kiểu hộp số này phù hợp với hệ thống truyền lực có cầu chủ động bố trí cùng
phía trên động cơ (cụm động cơ, ly hợp, hộp số bố trí ngay trên cầu chủ động).
Chiều chuyển động là ngược nhau, truyền động được dẫn ra trục thứ cấp có chiều
ngược với chiều truyền động dẫn vào đối với trục sơ cấp.

Hình 1.2- Sơ đồ động hộp số hai trục.
I: Trục sơ cấp của hộp số;

II: Trục thứ cấp của hộp số;

* Ưu điểm:

-5-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
- 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, ở 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 i0 ). Với đặc điểm đó nó thường
sử dụng trên các ô tô du lịch và thể thao có động cơ đặt cạnh cầu chủ động hoặc trên

máy kéo có hộp số bố trí chung trong cùng một vỏ với truyền lực chính.
1.3.2 Hộp số nhiều cấp
Hộp số nhiều cấp được tạo thành bằng cách ghép thêm vào phía trước hay phía
sau hộp số cơ sở (hộp số chính - loại 3 trục) một hộp giảm tốc gọi là hộp số phụ.
Hộp số phụ thường có một số truyền thẳng và một số truyền giảm hoặc tăng.
1.3.2.1 Hộp số phụ đặt phía trước hộp số chính
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 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 gọi là hộp số chia.

-6-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Hình 1.3- Sơ đồ hộp số nhiều cấp với hộp số phụ bố trí trước
1p, 2p - Vị trí gài cấp số 1, cấp số 2 của số phụ ; 1, 2, 3, 4, 5, L- Vị trí gài cấp số 1,
số 2, số 3, số 4, số 5, số lùi của hộp số; Zap- Cặp bánh răng dẫn động trục trung
gian từ hộp số phụ; Zac-Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian từ hộp số chính;
Ip: Trục sơ cấp hộp số phụ; I: Trục sơ cấp hộp số chính (thứ cấp hộp số phụ);
II: Trục trung gian; III: Trục thứ cấp hộp số chính;
* Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, đảm bảo tính thống nhất hoá cao cho hộp số chính.
- Hiệu suất tương tự như hộp số chính khi gài số thấp ở hộp số phụ.
* Nhược điểm:
+ Yêu cầu khoảng cách trục hộp số lớn hơn, do mômen trên trục ra của hộp số
chính lớn.
1.3.2.2 Hộp số phụ nhiều cấp với hộp số hành tinh
Để nâng cao hiệu suất của hộp số nhiều cấp,nên hộp số từ 8 đến 10 cấp thì hộp

số phụ thường được thiết kế kiểu hành tinh.Bộ truyền bánh răng kiểu hành tinh sẽ
cho hiệu suất cao hơn nhiều so với các kiểu truyền động bánh răng ăn khớp thông
-7-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
thường.Tuy nhiên do đặc điểm kết cấu của bộ truyền hành tinh nên hộp số có cấu
tạo phức tạp,cồng kềnh hơn.

Hình 1.4- Sơ đồ hộp số nhiều cấp với hộp số phụ kiểu hành tinh
1, 2, 3, 4, 5, L: Vị trí gài cấp số 1, số 2, số 3, số 4, số 5, số lùi của hộp số
I: Trục sơ cấp của hộp số chính;

II: Trục trung gian

III: Trục thứ cấp của hộp số chính (chính là trục sơ cấp của hộp số phụ hành tinh ),
IIIp: Trục thứ cấp của hộp số phụ hành tinh được nối với cần C của cơ cấu hành
tinh

-8-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Chương 2. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU

2.1 Tính toán xác định các thông số yêu cầu ban đầu
2.1.1 Tính tỷ số truyền của số thấp nhất
* Số liệu cho trước :
- Xe du lịch, động cơ xăng.
- Trọng lượng toàn bộ của xe : Ga = 1700 [KG].

- Trọng lượng phân bố lên cầu trước: G1=850 [KG].
- Trọng lượng phân bố lên cầu trước: G2=850 [KG].
- Công suất cực đại Nemax = 99 [kW] ở tốc độ nN = 6600 [vòng/phút].
- Mômen cực đại Memax = 152 [N.m] ở tốc độ nM = 3300 [vòng/phút].
- Tốc độ cực đại của xe Vmax = 165 [km/h].
- Bán kính làm việc của bánh xe : rbx = 350 [mm] = 0,35 [m].
* Tỷ số truyền của tay số 1 ( i h1) xác định theo điều kiện [1]: Khả năng thắng
sức cản lớn nhất trong điều kiện sử dụng cho trước:
ih1 

 max .Ga .rbx
M e max .i0 .t

(2.1)

Trong đó :
 max : Hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường, theo đề :  max = 0,38

Ga : Trọng lượng toàn bộ xe, theo đề : Ga = 1700.9,81= 16677 [N]

rbx

: Bán kính làm việc bánh xe, theo đề:

rbx = 0,35 [m]

M e max : Mômen cực đại, theo đề: M e max = 152 [Nm]
 t : Hiệu suất hệ thống truyền lực, theo [1]:  t = 0,85 0,92, chọn  t =0,85

i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính, được tính theo công thức [1]:

i0 

e max .rbx
ihn .va max

(2.2)

Với:
ihn : Tỷ số truyền cao nhất của hộp số, thường chọn ihn = 1

e max : Tốc độ lớn nhất của động cơ, [rad/s] ; được xác định theo [1]:
-9-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Với động cơ xăng , xe du lịch : e max = (1÷1,25)  N

 N : Là tốc độ góc ứng với công suất cực đại của động cơ, ta có:
 N = n N . π /30 = 6600. π / 30 = 691,1504[rad/s]

Va max : Tốc độ cực đại của xe, [km/h]
Theo đề: Va max = 165 [km/h] = 45,83[m/s].
Lần lượt thế số vào (2.2) rồi (2.1) ta được:

i0 

691,1504.0,35
 5, 27
1.45,83

ih1 

0,38.16677.0,35
 3, 25
152.5, 27.0,85

* Tỷ số truyền tay số một theo điều kiện [2] khả năng tạo lực kéo lớn nhất theo
điều kiện bám ta có:
ih1 

G . .rbx

(2.3)

M e max .i0 .t

Trong đó:
G : Trọng lượng bám của xe, [N]
Theo [1] thì trọng lượng bám của xe được xác định như sau:

G  G2 .m2 [N], ở đây giả sử xe du lịch có cầu sau chủ động.
Với:

G2 : Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động, [N]
G2 =850 [KG] =850.9,81=8338,5 [N]
m2 : Hệ số phân bố tải trọng lên cầu khi xe chuyển động. Theo [1] thì:
m2 �(1,1 �1,3) , Chọn mcd  1, 2
�

G  8338,5.1, 2  10006, 2 [N]

 : Hệ số bám giữa lốp với mặt đường. Theo [1] thì:
-10-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

 0,7 0,8 ; Chọn  = 0,8

rbx : Bán kính làm việc bánh xe, theo đề: rbx = 0,35 [m]
M e max : Mômen cực đại, theo đề: M e max = 152 [Nm]
i0: Tỷ số truyền của truyền lực chính, i0 = 5,27

 t :Hiệu suất hệ thống truyền lực,  t = 0,85
Thay các số liệu trên vào (2.3), ta được:
ih1 

0,8.10006, 2.0,35
 4,11
152.5, 27.0,85

*Tỷ số truyền tay số một xác định theo điều kiện [3], khả năng chuyển động
với tốc độ ổn định tối thiểu để có thể cơ động trong điều kiện địa hình chật hẹp.

0,377.ne min .rbx
ih1 �
Va min .i0

(2.4)

Trong đó:

ne min

: Số vòng quay ổn định tối thiểu của động cơ, [v/p]

Vamin

: Tốc độ chuyển động nhỏ nhất mà xe có thể thực hiện được

để dễ dàng cơ động trong địa hình chật hẹp, [km/h]
Đối với động cơ xăng
thì chọn theo khoảng kinh nghiệm sau. Theo [1]

ne min = 400 1200 [v/ph] , Chọn ne min =500 [v/ph]
Vamin = 45 km/h , Chọn Vamin = 4 km/h
Thay các số trên vào (2.4) ta được:

0,377.500.0,35
ih1 �
 3,13
4.5, 27
Dựa vào các điều kiện (2.1), (2.3), (2.4) trên ta có:
-Theo điều kiện [1]: ih1  3,25
-Theo điều kiện [2]: ih1  4,11
-Theo điều kiện [3]: ih1 �3,13
Với các điều kiện này thì 3,13  ih1 4,11
-11-

Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Ta chọn ih1 = 3,25
2.1.2. Tính số cấp của hộp số
Đối với hộp số ô tô du lịch căn cứ vào đặc tính động lực cũng như sự bố trí hệ
thống truyền lực mà có thể chọn từ 3 đến 5 cấp.
Cấp số truyền được xác định theo [1]:
n

log(ih1)  log(ihn )
1
log(q )

(2.5)

Trong đó:
n : Số cấp của hộp số.
i :Gía trị tỷ số truyền cao nhất khi đầy tải. i  1 .
hn
hn
i :Gía trị tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số. Theo kết quả (2.1) Ih1=3,25
h1

q

- Công bội của cấp số truyền,khi tính toán có thể chọn( theo [1]) công bội trung

bình q theo kinh nghiệm:
q = (1,5  1,8). Chọn q = 1,5
Vậy :

n

log ih1  log ihn
log(3,25)  log(1)
1 
 1 3,908
log q
log(1,5)

Chọn n= 4
Số cấp của hộp số là n=4
2.1.3 Tỷ số truyền trung gian của hộp số.
Đối với xe du lịch thường làm việc ở số truyền cao, nên các số truyền trung
gian được điều chỉnh lại theo cấp số điều hòa nhằm sử dụng tốt nhất công suất động
cơ khi sang số ở các số truyền cao như sau:

�1
�ihn

a= � 

ih 2 

1� 1
�
ih1 �  n*  1

(2.6)

ih1

(1  a.ih1 )

-12-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

ih 3 

ih1
(1  2.a.ih1 )

ihk 

ih1
[1  (k  1).a.ih1 ]

Trong đó:
a

: Hằng số điều hòa của dãy tỷ số truyền hộp số.

n* : Số cấp hộp số đã làm tròn nguyên. Kết quả (2.5): n* = 4

ihn : Tỷ số truyền cao nhất của hộp số. ihn = 1
ih1 : Tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số. Kết quả tính trên: ih1  3, 25
ihk

: Tỷ số truyền trung gian thứ k của hộp số. k  2 �(n * 1) .
k  2 �4

�1 1 � 1
� 1 �� 1 �
a�  �
. *
�
1
. � ��0, 23
�
i
i
(
n

1)
3,
25
�4  1 �
�
�
�hn h1 �

ih 2 

ih1
3, 25

�1,85
(1  a.ih1 )  1  0, 23.3, 25 

ih3 

ih1
3, 25

�1,3
(1  2.a.ih1 )  1  2.0, 23.3, 25 

Tỷ số truyền số lùi:
ihl được xác định khi bố trí chung hộp số, được chọn theo [3]:
ihl = (1,2 ÷ 1,3).ih1 chọn ihl =1,2 ih1
ihl = 1,2.ih1 = 1,2.3,25 =3,9

Vậy tỷ số truyền các tay số của xe cần thiết kế sơ bộ là :
ih1 = 3,25; ih2 = 1,85; ih3 = 1,3; ih4 = 1; ihl = 3,9
* Kiểm nghiệm lại số cầu của xe đảm bảo điều kiện kéo và điều kiện bám :
Hệ số cản tổng cộng của xe ѱ= f.cosα+sinα
-13-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Với điều kiện đường tốt thì theo tài liệu () hệ số cản lăn của đường f= 0,015
Thế ѱ= 0,38 và f=0,015 vào công thức trên ta tính được góc dốc α lớn nhất mà xe
vượt được : α = 21o
Điều kiện xe chuyển động vượt góc dốc α ở tay số 1 là :
Gφ.cosα.φ>= Fk= Me.io.ih1.ƞt / Rbx >= G.sinα
thay số liệu của đề cho và góc α tính được vào :
10006,2.cos21o.0,8 >= 152.5,27.3,25.0,85/ 0,35 >= 16677.sin21o
9341,6 N >= 6322,5 N >= 5976,5 N
Vậy với một cầu chủ sau động thì sẽ có thể đảm bảo điều kiện chuyển động với hệ
số cản tổng cộng của đường φ= 0,38.

2.2. Chọn loại / kiểu và sơ đồ động học hộp số
2.2.1. Chọn loại / kiểu hộp số
- Với số cấp hộp số là 4 như đã tính toán, chọn loại hộp số có 4 số tiến và 1
số lùi.
- Đối với xe du lịch, dùng để chở người, thường chạy trong thành phố với
quãng đường ngắn tốc độ chậm nhưng khi chạy ở các tuyền đường nối các tỉnh
thành lân cận với nhau yêu cầu chạy với tốc độ cao. Nên ta chọn hộp số có 3 trục cố
định, vì hộp số 3 trục có ưu điểm:
+ Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối trực tiếp trục sơ cấp và thứ
cấp. Khi làm việc ở các số thẳng, các bánh răng, ở 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, mô men 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 ô tô máy kéo.
-Tuy nhiên loại hộp số này cũng có 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.

-14-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

2.2.2. Sơ đồ động học hộp số
Sơ đồ động của hộp số loại 3 trục cố định có số cấp như nhau, khác nhau chủ
yếu ở các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp và cách bố trí số lùi. Ở hầu hết các tay
số đều sử dụng bánh răng nghiêng luôn luôn ăn khớp. Để gài số có thể dùng ống gài
hay đồng tốc.

Đối với xe du lịch thì yêu cầu phải gài êm dịu, nhẹ nhàng. Ở đây, hộp số thiết
kế là loại ôtô du lịch gồm 4 cấp (4 số tiến, 1 số lùi), trong đó số 4 là số truyền thẳng,
nên ta bố trí đồng tốc ở các số 1, 2, 3, 4 và phương án bố trí bánh răng số lùi là
không luôn luôn ăn khớp, bánh răng số lùi là bánh răng thẳng. Để gài số lùi ta dịch
chuyển bánh răng di trượt trên trục số lùi, các bánh răng số lùi được bố trí ngăn sau
để tăng độ cứng vững, giảm kích thước phần chính của hộp số. Từ những phân tích
trên ta thiết kế sơ đồ động học của hộp số xe du lịch 4 số tiến và một số lùi như sau:

-15-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Hình 2.1- Sơ đồ động học hộp số xe buýt thiết kế-tham khảo xe GAZ24
1- Vị trí gài cấp số tiến số 1;2- Vị trí gài cấp số tiến số 2;3- Vị trí gài cấp số
tiến số 3; 4- Vị trí gài cấp số tiến số 4; L- Vị trí gài cấp số lùi;I: Trục sơ
cấp; II- Trục trung gian; III- Trục thứ cấp

Chương 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN
-16-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
3.1. Tính toán kích thước cơ bản của trục và các cặp bánh răng hộp số
3.1.1. Khoảng cách trục

b

d2

A

d3

d1

H

Hình 3.1-Sơ đồ tính toán khoảng cách của trục và bánh răng hộp số.
Khoảng cách trục là một trong những thông số quan trọng quyết định kích
thước cacte hộp số nói chung và các chi tiết bên trong của hộp số (bánh răng, đồng
tốc, ổ bi).
Khoảng cách trục A [mm] của hộp số ôtô được xác định sơ bộ theo [1]:

A �K a . 3 M e max .ih1 [mm]

(3.1)

Trong đó:
ka

: Hệ số kinh nghiệm, có giá trị nằm trong khoảng sau:

Đối với xe ô tô du lịch : K a = 8,9 9,3; Chọn ka = 9,3
Memax : Mô men quay cực đại của động cơ, [mm]
Theo đề: Memax = 152 [mm]

ih1

: Tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số.

Theo kết quả tính ở trên, ta có: ih1 = 3,25
-17-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Thế các số liệu vào ta tính được khoảng cách trục sơ bộ là:
A = 9,3.(152.3, 25)

1/3

 73,5 [mm]

Chọn sơ bộ A = 75 [mm].
3.1.2. Kích thước theo chiều trục của hộp số
Kích thước theo chiều trục của hộp số được xác định bằng tổng chiều rộng
của các chi tiết lắp trên trục, như: Bánh răng, ổ trục, ống gài và đồng tốc...Các kích
thước có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như dưới đây,với A = 75 [mm]:
- Chiều rộng bánh răng:
b ≈ (0,19 ÷ 0,23). A
Chọn:

b ≈ 0,23.75 = 17,25 [mm] chọn b=17 [mm]

- Chiều rộng ổ bi:
B ≈ (0,20 ÷ 0,25). A
Chọn:

B ≈ 0,25.75 = 18,75 [mm] Chọn B=19[mm]

Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc: phụ thuộc vào kết cấu của chúng.Đối
với đồng tốc gài hai phía, thường thường chiều rộng:
H ≈ (0,68 ÷ 0,78). A
Chọn: H ≈ 0,69.75 = 51.75 [mm]

Chọn H=52[mm]

3.1.3. Tính toán số răng của các bánh răng hộp số
3.1.3.1. Môduyn và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số
- Để đảm bảo các bánh răng hộp số ôtô làm việc êm dịu, xu hướng chọn môduyn mk có giá trị nhỏ, ngược lại góc nghiêng của răng βk thường có giá trị lớn như
sau :
- Mô-duyn:

Xe du lịch : m = (2,25 3,0) [mm].

Chọn:

m = 2,25 [mm] cho các số truyền cao.

Chọn:

m = 2,5 [mm] cho các số truyền thấp (số một và số lùi).

- Góc nghiêng: Xe du lịch:  = (220  340)
Chọn:

 = 320 cho các số truyền cao.

Chọn:

 = 220 cho các số truyền thấp (số một ).
-18-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
3.1.3.2. Số răng của bánh răng hộp số
Đối với hộp số ba trục đồng trục, các số truyền đều phải qua hai cặp bánh
răng, trong đó có một cặp bánh răng được dùng chung cho tất cả các số truyền (trừ
số truyền thẳng), gọi là cặp bánh răng luôn ăn khớp. Nghĩa là nó luôn luôn làm việc
với bất kỳ số truyền nào (trừ số truyền thẳng). Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho
cặp bánh răng này phải có giá trị đủ nhỏ để vừa đảm bảo tuổi thọ cho cặp bánh răng
luôn ăn khớp vừa để cho số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp
không được nhỏ quá.
Theo [1] số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của xe du
lịch là Z1 = (15  17) với ih1 =3,25
Xe du lịch thiết kế có ih1 = 3,25 nên ta chọn Z1 =17

Z1 

2. A. cos 1
m1 .(1  i g1 )

i g1 

[1]

2. A. cos 1
1
m1 .Z1

(3.2).

Trong đó :
A [mm]

- Khoảng cách trục.
Kết quả tính ở (3.1): A = 75 [mm]

ig1
β1 [rad]

- Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số một .
- Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số một.
Chọn 1 = 220

m1 [mm]

- Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số một.
Chọn m1 = 2,5 [mm]

Thế số liệu vào ta có:
ig 1 

22.
)
180  1 �2, 27
2,5.17

2.75.cos(

Suy ra tỷ số truyền động của cấp bánh răng truyền động chung, theo [1]:

-19-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
ia 

ih1 3, 25

 1, 43
ig1 2, 27

Với:
ia - Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
ih1 - Tỷ số truyền số một của hộp số.
ig1 - Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số ở số một.
Từ đó suy ra tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số cho các số truyền khác:

igk 

ihk
(k  2 �n*)
ia

Trong đó:
igk - Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ k bất kỳ (trừ số truyền thẳng).
ihk - Tỷ số truyền số thứ k bất kỳ của hộp số (trừ số truyền thẳng).
ia - Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
Thế số vào ta có:

ig 2 

ih 2 1,85

 1, 29
ia 1, 43

ig 3 

ih 3 1,3

 0,91
ia 1, 43

ig 4 

ih 4
1

 0, 69
ia 1, 43

Khi đã có được ia và ik thì số răng của bánh răng chủ động tương ứng Z a và Zk
(k = 2 ÷ n, trừ số truyền thẳng), được xác định theo [1] :

Zk 

2. A. cos  k
mk .(1  i gk )

Trong đó :
igk - Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số thứ k, k = a, 2 ÷ n (n là số cấp).
βk[rad] - Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ k.
mk [mm] - Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k.
Vậy :
-20-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
32.
2.75.cos(
)
2. A.cos  a
180  23, 25 �23
Za 

ma .(1  iga ) 2, 25.(1  1, 43)

chọn Za = 23

32.
2.75.cos(
)
2. A.cos  2
180  24, 6 �25
Z2 

m2 .(1  ig 2 ) 2, 25.(1  1, 29)

chọn Z2 = 25

32.
2.75.cos(
)
2. A.cos  3
180  29, 6 �30
Z3 

m3 .(1  ig 3 ) 2, 25.(1  0,91)

chọn Z3 = 30

Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số
truyền gài số của chính nó:

Z ' k Z k .i gk
Vậy:
Z1’ = Z1.ig1 = 17.2,27 = 38,6

chọn Z1’= 39

Za’ = 23.1,43 = 32,9

chọn Za’ = 33

Z2’ = 25.1,29 = 32,4

chọn Z2’ = 32

Z3’ = 30.0,91 = 27,2

chọn Z3’ = 27

Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng
'

m .( Z  Z1 )
2,5.(17  39)
A 1 1
 79.72[mm]
=
22.
2. cos 1
2 cos(

180

)

Chọn A = 80 [mm] và tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để
đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng A = 80 [mm] theo [1]:
cos  k 

'
mk .( Z k  Z k )
2. A

-21-

Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch

Bảng 3.1 - Bảng kết quả tính toán các thông số bánh răng :

Tỷ số truyền iz
Số răng chủ động
Số răng bị động
Mô-duyn m [mm]
Góc nghiêng β
Tỷ số truyền hộp
số

ig1 = 2,27

ia

= 1,43

ig 2 = 1,29

ig 3 = 0,91

17
39
2,5
28095’
ih1 = ia.ig1

23
33

2,25
38004’
ih4 (truyền thẳng )

25
32
2,25
36072’
ih2 = ia.ig2

30
27
2,25
36072’
ih3 = ia.ig3

3,25

1

1,85

1,3

Chú ý rằng, để đảm bảo cho các bánh răng cùng lắp trên trục có cùng khoảng
cách, các bánh răng trong ôtô phải được chế tạo theo sự dịch chỉnh. Hệ số dịch dao
tổng cộng ζk của các cặp bánh răng thứ k phải thoả mãn điều kiện ăn khớp đúng như
sau:

Zk 

2. A  k .mk . cos  k

Z' 
mk 1  k 
Zk 


3.2 Kích thước trục hộp số
3.2.1. Kích thước trục sơ cấp
Đường kính sơ bộ của trục được tính như sau :

d1  K d .( M e max )1/3 [mm]
-22-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Ở đây:
Kd = 4,0 ÷ 4,6 – Hệ số kinh nghiệm.
Chọn Kd = 4,2
Memax : Mômen quay cực đại trục sơ cấp, [Nm]
Với hộp số ba trục đồng trục, trục sơ cấp là trục ly hợp, ta có:
Mmax = Memax = 152 [Nm]
Vậy:

d1 = 4,2.(152) 1/3 =22,41 [mm]

Chọn:

d1 = 22 [mm]

Còn trục trung gian, đóng vai trò là trục sơ cấp của các cặp bánh răng gài số
(igk), ta có:
Mmax = Memax.ia = 152.1,43= 217,36 [N.m]

d 2  4, 2. 3 217,36  25, 26 [mm]
Chọn: d2 = 25 [mm]
3.2.2. Đối với trục thứ cấp
Đường kính và chiều dài trục, tính bằng [mm].
d3 = 0,45.A [mm]
Trong đó: A là khoảng cách trục, ta có: A = 80 [mm]
Suy ra:

d 3 �0, 45. A  0, 45.80  36

Chọn d3 = 38 [mm]
Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ bằng [mm]:
d1
l1

0,16  0,18

(3.3)

d2
0,18 0,21
l2
Chọn

l1 

d1
22

 137,5 [mm]
0,16 0,16

d
25
l �l � 3 
 138,89 [mm]
2 3 0, 2 0,18
-23-


Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
Chiều dài trục chọn sơ bộ phải phù hợp sơ đồ tính theo tổng thể chiều dài các
chi tiết lắp trên trục. Tổng chiều dài trục l2 có thể được xác định bằng:
l2 = 5.b + 2.H + 2.B + 4.δb

(3.4)

Trong đó:
b

: Chiều rộng bánh răng, [mm]
b = 17[mm]

H: Chiều rộng của đồng tốc [mm]
H=52[mm]

B

: Bề rộng ổ đỡ, [mm]
B =19 [mm]

δb

: Khe hở giữa hai bánh răng liền kề hoặc bánh răng - ổ đỡ.

Chọn: δb = 5 [mm]
Thế các số liệu vào (3.4) ta có:
l2 = 5.17 + 2.52 + 2.19+ 4.5 = 247 [mm]
3.2.3. Đường kính vòng chia và mômen quán tính của bánh răng hộp số
Bán kính vòng chia của bánh răng được xác định theo [1]

Rk 

mk .Z k
2. cos  k

[mm]

Trong đó:
mk

: Mô-đuyn pháp tuyến của bánh răng thứ k.

Zk

: Số răng của bánh răng thứ k.

βk

: Góc nghiêng của bánh răng thứ k.

Thay số vào ta tính được bán kính vòng chia bánh răng chủ động R, bánh răng
bị động R’. Khoảng cách trục ăn khớp A, đường kính trục lắp bánh răng chủ động
d1, đường kính lắp bánh răng bị động d2 và cho trên bảng:
Bảng 3.2. Bảng kết quả tính bán kính vòng chia và đường kính trục lắp bánh răng
tương ứng

Z

Z'

R
[mm]
-24-

R'
[mm]

A
[mm]

d
[mm]

d
[mm]

Tính toán thiết kế hộp số ô tô du lịch
bánh răng chung

23

33

32,9

47,1

80

22

25

bánh răng gài số 3

30

27

42,1

37,9

80

25

34

bánh răng gài số 2

25

32

35,08

44,92

80

25

38

bánh răng gài số 1

17

39

24,28

55,72

80

25

32

Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình
trụ được xác định theo [1]:

Jk 

 . .bk .  Rk4  rk4 
2

[Kg.mm2]

Trong đó:
bk

: Bề rộng của bánh răng thứ k, [mm]; theo kết quả mục 3.1.2 , thì b k = 17

[mm]
Rk : Bán kính vòng chia của bánh răng thứ k, [mm]; (theo bảng 3.2).
rk : Bán kính trục lắp bánh răng thứ k, [mm]; (theo bảng 3.2).
: Khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng, [Kg/m3]

ρ

Với vật liệu thép hoặc gang, có thể lấy:

 = 7800 [Kg/m3] = 7800.10-9 [Kg.mm2].

3,1416.7800.109.17.[(32,9) 4  (22 / 2) 4 ]
Ja 
 239,7135 [Kg.mm2]
2
3,1416.7800.10 9.17.[(47,14) 4  (25 / 2) 4 ]
Ja 
 1023,706 [Kg.mm2]
2
'

3,1416.7800.109.17.[(42,1) 4  (25 / 2) 4 ]
J3 
 649,565
2

[Kg.mm2]

3,1416.7800.109.17.[(37,9) 4  (34 / 2) 4 ]
J3 
 412,119 [Kg.mm2]
2
'

3,1416.7800.109.17.[(35,08) 4  (25 / 2) 4 ]
J2 
 310,622 [Kg.mm2]
2
3,1416.7800.109.17.[(44,91) 4  (38 / 2) 4 ]

J 
 820,325 [Kg.mm2]
2
'
2

-25-