Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô


Đồ án: kết cấu và tính toán ô tô

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 1 Lớp: 98 C4A
Đồ án mơn học Kết cấu và tính tốn ơ tơ
MỤC LỤC
Trang
2.3. SÅ ÂÄƯ ÂÄÜNG CA HÄÜP SÄÚ 8
2.CHN LOẢI HÄÜP SÄÚ V SÄÚ TAY SÄÚ 4
3. XẠC ÂËNH T SÄÚ TRUƯN CẠC TAY SÄÚ TRUNG GIAN 9
4. XẠC ÂËNH CẠC KÊCH THỈÅÏC CHÊNH CA HÄÜP SÄÚ 10
4.1. CẠC KÊCH THỈÅÏC CÅ BN CA TRỦC 10
4.2.5 Tênh ỉïng sút tiãúp xục 19
4.2.6. Tênh sỉïc bãưn ca trủc 21
5. TÊNH TOẠN THIÃÚT KÃÚ CẠC CHI TIÃÚT V CẠC CỦM CA HÄÜP
SÄÚ 23
5.1. TÊNH ÂỈÅÌNG KÊNH TRỦC V KIÃØM TRA ÂÄÜ CỈÏNG VỈỴNG 23
5.1.2. Tênh trủc theo cỉïng vỉỵng 23
5.2. TÊNH TOẠN ÂÄƯNG TÄÚC 27
5.2.2. Så âäư tênh âäưng täúc 27
5.2.3. Trçnh tỉû tênh toạn âäưng täúc 28
LÅÌI NỌI ÂÁƯU 2
TI LIÃÛU THAM KHO 33
LỜI NĨI ĐẦU
Ơ tơ máy kéo là phượng tiện sản xuất và kinh doanh trong sinh hoạt, khơng thể
thiếu được trong đời sống hiện nay. Cùng với sự tiến bộ chung của khoa học.
Ngành ơ tơ cũng có những bước phát triển mới với những thành quả quan trọng.
Những biến đổi mà đòi hỏi phải có những nhận thức mới sâu rộng, những vấn đề
đó có liên quan đến cơng nghệ ơ tơ.

- Làm việc êm dịu ,chuyển số nhẹ nhàng thuận tiện , không va đạp.
- Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ khỏiû hệ thống truyền lực.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 3 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
- Kết cấu đơn giản , làm việc tin cậy , bền vững.
- Hiệu suất cao ,kích thước khối lượng nhỏ , giá thành rẻ.
1.3. PHÂN LOẠI
- Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại : điều khiển bằng tay, điều khiển tự
động và bán tự động .
- Theo số cấp phân ra các loại:3,4,5 và nhiều cấp.
- Theo sơ đồ động ,phân ra: Hộp số với các trục cố định và hộp số hành tinh.
- Theo số lượng phần tử điều khiển càn thiết để gài một số truyền ,phân ra:
một,hai,hay ba phần tử điều khiển .Số lượng phần tử điều khiển lớ hơn một
thường dùng trong 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 báng
răng,trục va ổ trục cũng nhue kích thước của chúng.
2.CHỌN LOẠI HỘP SỐ VÀ SỐ TAY SỐ
2.1.CHỌN LOẠI HỘP SỐ:
Trên ô tô hiện nay, sử dụng chủ yếu các loại hộp số có trục cố định, điều khiển
bằng tay. Loại hộp số này có ưu điểm là kết cấu đơn giản, hiệu xuất cao (0,96  0,98),
kích thước và trọng lượng nhỏ.
Trong các loại hộp số trên, hộp số ba trục cố định, có trục sơ cấp và trục thứ cấp
đồng tâm được sử dụng phổ biến nhất vì có ưu điểm là: có khả năng tạo số truyền
thẳng bằng cách nối tiếp các trục sơ cấp 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, mô men truyền qua hai bánh răng, do đó có thể tạo được tỷ số
truyền lớn với kích thước khá nhỏ gọn. Nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ô
tô.

có thể gài số truyền thẳng, do đó thời gian sử dụng tay số trung gian sẽ it đi. Vì vậy
tuổi thọ ô tô được kéo dài.
2.2. XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN , SỐ CẤP
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 5 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
2.2.1. Xác dịnh tỷ số truyền
Tỷ số truyền được xác định theo [ 6 ]
-Khả năng thắng sức cản lớn nhất trong điều kiện cho trước
i
h1

≥

tmaî
bx
iMe
rG
η
ψ0
max
Trong đó : Theo đề bài cho trước

max
ψ
= 0,3 : hệ số cản lớn nhất của đường
G = 155000(N) :Trọng lượng toàn bộ xe



≤
t
bx
iMe
rG
η
ϕ
ϕ0max
Trong đó : Theo đề cho

ϕ
G
= (70.155000)/100=108500(N) :Trọng lượng bám của xe

bx
r
= 0,5(m) :bán kính bánh xe

max
Me
= 617(Nm) : Mômen cực đại

0
i
= 6 : Tỉ số truyền lự chính
Theo [6]:ta có

iiV
rn

377,0
0min
min Trong đó :
minn
V
:tốc độ chuyển động ổn định nhỏ nhất

54
min
÷≤
n
V
(km/h) chon
minn
V
=5 (km/h)

mine
n
: vòng quay ổn dịnh tối thiểu của động cơ
Đốivới động cơ điêzel
mine
n
=350

hn
= 1.
Số cấp của hộp số (n) được xác định phụ thuôc vào:
- Chủng loại và công dụng của ô tô
- Vào giá trị khoảng tỷ số truyền Ki
K
i
= i
h1
/i
hn
(2.1)
Trong đó: i
h1
là tỷ số truyền tay số một của hộp số.
i
hn
là tỷ số truyền tay số cao nhất của hộp số.
Nói chung, tăng số cấp hộp số sẽ tăng được mức độ sử dụng công suất động cơ,
tăng tính kinh tế nhiên liệu, tốc độ trung bình và bởi vậy, tăng năng suất và giảm giá
thành vận chuyển.Tuy vậy tăng số cấp sẽ làm phức tạp kết cấu và quá trình điều khiển,
tăng kích thước, và giá thành hộp số. Đối với ô tô tải số cấp hộp số có thể từ n = 6  22
ừng với K
i
= 5  25. Ki càng lớn số cấp càng tăng. Sau đây là bảng số liệu thống kê của
ô tô tải theo giá trị khoảng truyền K
i
.
Bảng 2.1 Bảng giá trị tay số của ô tô tải theo khoảng tỷ số truyền K
i

)lg(
)lg(
1, +ici
i
q
K
(2.2)
Ở đây q
ti,i+1
khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số thấp
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 7 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
q
ti,i+1
= 1,61.7 chọn q
ti,i+1
= 1,7
q
ci,i+1
khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số cao q
ci,i+1
= 1,31,4
chọn q
ci,i+1
= 1,4 ; n: số cấp
Tỷ số truyền thấp nhất i
1
= 8,5
Tỷ số truyền ở tay số cao nhất i
hn

sử dụng trong trường hợp thời gian làm việc ở số một và số lùi khá lớn.
Ưu điểm: mặt dầu các vành răng không bị ăn mòn, hành trình của nạng chuyển
số nhỏ. Nhược điểm: cần đặt tự do trên trục thứ cấp một bánh răng số lùi kích thước
khá lớn, do đó làm tăng số lượng các bánh răng và mô men quán tính các chi tiết quay,
bởi vậy tăng tải trọng tác dụng lên các đồng tốc.
Ngoài ra còn có cách bố trí bánh răng số lùi không luôn luôn ăn khớp, cả bánh
răng số lùi và số một không luôn luôn ăn khớp. Tuy nhiên vẫn còn có hai phương án
không cần có bánh răng số lùi đặt riêng trên trục thứ cấp. Để gài số lùi và số một dùng
bánh răng di trượt. Bánh răng trung gian(đặt trên trục số lùi) có thể làm một hay hai
vành răng. Phương án một vành răng có kết cấu đơn giản hơn, tuy vậy điều kiện làm
việc của bánh răng không có lợi, chụi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng.
Phương án hai điều kiện ứng suất thuận lợi hơn: thay đổi theo chu trình mạch động,
cho phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn.
Chọn phương án bố trí số lùi là cả bánh răng số một và số lùi đều không luôn
luôn ăn khớp. Vì có đặc điểm gài số lùi rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số I
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 8 Lớp: 98 C4A
z
1
z
2
z
3
z
4
z
1
z
5
z
2

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 9 Lớp: 98 C4A
z
a
z
a
’
5 4
z
L
z
4
’
3
2
1
z
1
’
z
L
’
z
4
L
z
1
z
3
’
z

)15/()25(
1
−−
h
i
=
4/3
5,8
=4,97
tỷ số truyền tay số ba là: i
h3
i
h3
=
)15/()35(
1
−−
h
i
=
4/2
5,8
= 2,92
tỷ số truyền tay số tư là: i
h4
i
h4
=
)15/()45(
1

= 8,6  9,6
Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô đặt trên động cơ Diezel nên chọn K
a
= 9,2
M
ra
= M
emax
. i
h1
(Nm) mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số.
Trong đó: M
emax
mômen cực đại của động cơ, i
h1
tỷ số truyền của tay số một
⇒ A= 9,2.(617.8,5)
1/3
= 9,2.17,37 = 159,84 (mm). Chọn A = 160 (mm)
3.1.2.Kích thước chiều trục của hộp số:
Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều rộng
của các chi tiết lắp trên trục như: bánh răng,ổ trục.
Các kích thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như dưới
đây:
- Chiều rộng các vành răng
b ≈ (0,19 0,23).A = 0,21.160 = 33,6 (mm)
b = 29,4(mm) dùng cho các bánh răng chụi tải lớn
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 10 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
- Chiều rộng các ổ bi

= 4,2
⇒ d
1
= 4,2.(617)
1/3
= 32,76 (mm)
-Đường kính các trục trung gian (d
2
) và thứ cấp (d
3
):
ở phần giữa (đối với trục bậc)
d
2,3
≈ 0,45.A = 0,45. 160 = 72 (mm)
3.1.4. Kích thước và loại ổ trục:
Trong hộp số ba trục, thường thường sử dụng ổ bi cầu và bi trụ hường kính một
dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Các kích thước d: đường kính ngỗng trục, D đường
kính ngoài, B chiều rộng của ổ. Theo số liệu thống kê, các kích thước d, D và B của ổ
có giá trị như sau [2]

Hình 4.1 : sơ đồ kích thước ổ bi
Ôø phía sau của:
- Trục sơ cấp:
d = 0,45.A = 0,45.160 = 82 (mm)
D = 0,9.A = 0,9 .160 = 140 (mm)
B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm)
- Trục thứ cấp:
d = 0,4.A = 0,4.160 = 64 (mm)
D = 0,9.A = 0,9 .160 = 144 (mm)

= 5; m
i
= 4
Góc nghiêng của bánh răng (β)
Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện:
Điều kiện 1: đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (ε
β
) không nhỏ hơn một,để bánh
răng ăn khớp chiều trục được êm dịu, tức là:
ε
β
= b.tgβ/t
s
= b.sinβ/(m
n
.π) ≥ 1
Điều kiện hai: lực chiều trục tác dụng các bánh răng nghiêng của trục trung gian
phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tác cả
các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện:
tgβ
i
/ tgβ
1
= r
i
/r
1
ở đây: β
i
và r

)/4 = 73,6 ≈ 74
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 12 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong các biện
pháp sau:
- Hiệu chỉnh lại góc nghiêng β, theo công thức:
β = arccos(0,5.m
n
. Z
Σ
/A) = arccos(0,5.4.74/160) = 22
0
33’
Trong trường hợp dùng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch chỉnh
đều ξ
t
= 0.Biện pháp này không làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng β của
các bánh răng hộp số bởi vậy làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa bánh răng,nên
ít được dùng, hơn nữa cũng không áp dụng được nếu cặp bánh răng có răng thẳng.
- Dịch chỉnh góc bánh răng và giữ nguyên β
Hệ số dịch chỉnh trong trường hợp này được xác định theo công thức[2]:
ξ
t
= Z
Σ
.(invα
sw
- invα
s
)/(2.tgα)

0
) = 23
0
invα
s
= tg23 - 21.π/180 = 0,382 - 0,366 = 0,016
α
sw
= arccos(160. cos23
0
/161) = 22
A
w
= 0,5.74.4/cos22
0
= 161(mm)
invα
s
= tg22
0
- 22.π/180 = 0,02
ξ
t
= 74.( 0,02- 0,016)/(2.tg22
0
) = 0,29
3.2.2. Xác định số răng của các bánh răng:
Sau khi đã xác định được số răng của bánh răng Z
Σ
của các cặp bánh răng ăn

= Z
Σ
- Z
1
k

Ở đây: i
gk
tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k, i
gk
= i
hk
/ i
ak
(4.5)
i
hk
tỷ số truyền hộp sô ở tay số thứ k.
i
ak
tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Giá trị i
ak
hợp lý là xác
định theo i
h1
đảm bảo sao cho: bánh răng số một có kích thước để cho có thể chế tạo
trục trung gian đảm bảo độ cứng vững cần thiết, số bánh răng chủ động của cặp bánh
răng luôn luôn ăn khớp, đồng thời phải chọn số răng để không sảy ra hiện tượng cắt
chân răng, kích thước bánh răng đủ lớn để có thể bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp ở
bên trong, đường kính của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục trên vỏ để

Z
a
= Z
Σ
/( i
a
+1) = 74/(2,16 + 1) = 23 răng
⇒ Z
a
’ = Z
Σ
- Z
a
= 74 - 23 = 51 răng
Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian:
i
a
= Z
a
’/Z
a
= 51/ 23 = 2,16
Theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian của từng tay
số tương ứng:
Tay số hai (i
g2
):
i
g2
= i

’)
Z
a
= 23; Z
a
’ = 51 răng
Cặp bánh răng dẫn động gài số một (Z
1
, Z
1
’)
Z
1
= 15; Z
1
’ = 59 răng
Từ công thức 4.4 ta có
Z
1
k

= Z
Σ
/(i
gk
+1)
Z
2
k
= Z

’)
Z
3
= Z
Σ
/(i
g3
+1) = 74/(1,35+1) = 31,4 chọn Z
3
= 31 răng
⇒ Z
3
’ = Z
Σ
- Z
3
= 74 - 31 = 43 răng
Suy ra cặp bánh răng ở tay số tư (Z
4
, Z
4
’)
Z
4
= Z
Σ
/(i
g4
+1) = 74/(0,79+1) = 50,4 chọn Z
4

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 14 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
i
g3
= Z
3
’/ Z
3
= 43/31 = 1,35
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số bốn
i
g4
= Z
4
’/ Z
4
= 24/50 = 0,48
Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Theo công thức 4.5 ta có:
i
gk
= i
hk
/i
a
⇒ i
hk
= i
gk.
i

.i
g3
= 2,16.1,35 = 2,916
Tay số bốn (i
h4
∗)
i
h4
∗ = i
a
.i
g4
= 2,16.0,48 = 1,06
Tính sai số phần trăm của các tỷ số truyền của từng tay số thực tế so với tính
toán lý thuyết (ε
i%
) quy định (ε
i%
< 5%).
Công thức tính ε
i%
như sau:
ε
i%
=(( i
hk
- i
hk
∗)/i
hk

3%
=(( i
h3
- i
h3
∗)/i
h3
).100% = ((2,92 - 2,916)/2,92).100% = 0,02%
ε
4%
=(( i
h4
- i
h4
∗)/i
h4
).100% = ((1,7 - 1,06)/1,7).100% = 1,03%
Các giá trị của ε
k%
đều nhỏ hơn 5% vậy các tỷ số truyền thực tế của hộp số dạt yêu cầu.
Tính bánh răng trục số lùi,theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của bánh răng gài
số lùi (i
hl
)
i
gl
= i
hl
/ i
a

’/Z
l
= 52/22 = 2,36
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 15 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
từ công thức 4.7 có được: i
gl1
= i
gl
/i
gl2
= 4,73/2,36 = 2
Để tránh hiện tượng cắt chân răng và bảo đảm điều kiện ăn khớp chọn bánh răng dẫn
động trục số lùi (Z
b
) có số răng là 17. Suy ra bánh răng bị động trên trục số lùi(Z
b
’) là:
i
gl
= Z
b
’/ Z
b
= 40/17 = 2,36 ⇒ Z
b
’ = i
gl
. Z
b

⇒ ∆L
tg
=(m
n
.( Z
b
+ Z
b
’ ))/2 = (4.( 17 +34))/2 = 102 (mm)
⇒ ∆L
tc
=(m
n
.( Z
l
+ Z
l
’ ))/2 = (4.( 15 + 49))/2 = 148 (mm)
3.2.3. Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số:
Được tính theo công thức sau:
M
k
= i
hk
.η.M
emax
(Nm)
Ơí đây M
k
là mô men tại vị trí đang xét.

. 0,79 = 0,96
⇒ M
tg
= 0,96.2,16.617 = 1279,41 (Nm)
Mô men truyền đến trục thứ cấp là:
Tại bánh răng số một(M
tc1
):
M
tc1
= i
h1
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995

2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc2
= 4.97.0,92.617 = 2821,17 (Nm)
Tại bánh răng số ba(M
tc3
):
M
tc3
= i
h3
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995

2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc4
= 1,7.0,92.617 = 964,99 (Nm)
Tại bánh răng số năm(M
tc5
):
M
tc5
= i
h5
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
. = 0,995

0
2
. η
br
= 0,995
6
. 0,97
3
= 0,886
⇒ M
tc1
= 0,886.10,2.617 = 5575,95 (Nm)
3.2.4. Lực tác dụng lên các bánh răng:
Hình 4.2. Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng của hộp số
Ở đây: P: lực tiếp tuyến; R: lực hướng tâm; Q: lực chiều trục
Các lực lần lượt được tính như sau (2):
- Lực tiếp tuyến P = 2.M/d = 2.M/(m
n
.z) (N)
- Lực hướng tâm R= P.tgα/cosβ (N)
- Lực dọc trục Q = P.tgβ (N)
Trong đó: M: mô men xoắn trên trục tại bánh răng; d: đường kính vòng lăn của
bánh răng; β: góc nghiêng của răng đối với bánh răng trụ răng nghiêng( bánh răng trụ
răng thẳng β = 0)
Cặp bánh răng luôn ăn khớp: z
a
và z
a
’
P = 2.M

0
/cos22
0
= 4858,35 (N)
Cặp bánh răng số một:
P
1
= 2.M
tg1
/(m
n
.z) = 2.4924,94/(4.59.10
3
) = 40889,05 (N)
Q
1
= 40889,05.tg22
0
= 16194,19 (N)
R
1
=16194,19.tg22
0
/cos22
0
= 17233,5 (N)
Cặp bánh răng số hai:
P
2
= 2.M

= 19273,37 .tg22
0
= 7014,93(N)
R
3
=19273,37 .tg22
0
/cos22
0
= 7465,14 (N)
Cặp bánh răng số bốn:
P
4
= 2.M
tg4
/(m
n
.z) = 2.964,99 /(4.23.10
3
) = 20978,04(N)
Q
4
=20978,04.tg22
0
= 7635(N)
R
4
=20978,04.tg22
0
/cos22

). Đối với
bánh răng trụ răng thẳng lấy số răng z thực tế để chọn, còn đối với bánh răng trụ răng
nghiêng chọn theo số răng tương đương (z
tđ
):
z
tđ
= z/cos
3
β (4.9)
ở đây: z: số răng thực tế của bánh răng; β = 22
0
góc nghiêng của răng; m
n
= 4.10
-2
(m)
mô đuyn bánh răng nghiêng; Dựa vào công thức 4.9 ta có:
z
tđ
= z
a
/cos
3
β = 15/cos
3
22
0
= 18,8≈ 19 (răng)
Tra bảng số liệu hệ số dạng răng y với bánh răng không điều chỉnh trong tài liệu [3]

-6
/(33,6.10
-3
.4.10
-3
.0,122) = 776,867(MN/m
2
)
Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số hai:
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 18 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
z
tđ2
= z
2
/cos
3
β = 22/cos
3
22
0
= 27,6 ≈ 28 (răng)
tra bảng tài liệu có : y = 0,132
δ
u2
=0,24.P
2
/(b.m
n
.y) = 0,24.27126,63.10

-3
.4.10
-3
.0,142) = 242,37 (MN/m
2
)
Ứng suất của cặp bánh răng gài số bốn.
z
tđ4
= z
4
/cos
3
β = 51/cos
3
22
0
= 63,99 ≈ 64 (răng)
tra bảng tài liệu có: y = 0,148
δ
u4
= 0,24.P
4
/(b.m
n
.y) = 0,24.20978.10
-6
/(33.10
-3
.4.10

luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (400 ÷ 850 MN/m
2
). Ứng suất uốn của bánh răng trụ
răng nghiêng và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (100 ÷ 250 MN/m
2
).
Vậy ứng suất uốn của các bánh răng hộp số đều thỏa mãn yêu cầu.
3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc
Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp
suất) tại tâm ăn khớp. Ứng suất tiếp xúc δ
tx
[MN/m
2
] được tính theo công thức sau:
δ
tx
= 0,418.
αρρ
cos.
.
).
2
11
.(
1
b
EP
+
(4.10)
Ở đây: P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m): chiều rộng bánh răng

2
= r
2
.sinα /cos
2
β (4.12)
Ở đây: r
1
,r
2
: bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động; β góc nghiêng
đường răng của bánh răng trụ răng nghiêng. Đối với ô tô tải thường trung bình ô tô chỉ
sử dụng một nữa mô men (M
emax
) của động cơ vì thế để đơn giản chúng ta sẽ lấy mô
men tính toán ở đây bằng một nữa mô men M
emax
của động cơ truyền xuống để tính.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 19 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Ứng suất tiếp xúc cho phép lên bề mặt răng ở chế độ tải trọng trên trục sơ cấp hộp số
M
tt
= 0,5. M
emax
được cho ở bảng sau:
Bảng 41. : Bảng ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đối với bánh răng hộp số ô tô khi
tính toán theo chế độ tải trọng ở trục sơ cấp M
tt
= 0,5. M

a
. d
a1
=101,26.2.16 = 218,72 (mm)
Từ công thức 4.12 ta có:
ρ
1
= (101,26/2).sin22
0
/cos
2
22
0
=50,63.0,39 = 19,75(mm) = 0,02 (m)
ρ
2
= (218,72 /2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 109,36.0,39 = 42,65(mm) = 0,04 (m)
δ
tx
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.2,12543
).
04,0

ρ
12
= (0,2561/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,1281.0,39 = 0,0423 (m)
δ
tx1
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.05,40889
).
0423,0
1
013,0
1
.(
3
65
−
−
+
= 1500 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số hai:
d

).
43,0
1
0191,0
1
.(
3
65
−
−
+
= 909,09 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số ba:
d
31
= 2.160/(i
3
+ 1) = 2.160/(1,35 + 1) = 136,17 (mm) = 0,14 (m)
d
32
= 1,35.0,14 = 0,189 (m)
ρ
31
= (0,14/2).sin22/cos
2
22 = 0,07.0,39 = 0,0273 (m)
ρ
32

d
42
= 0,214.0,49 = 0,10 (m)
ρ
21
= (0,214/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0.107.0,39 = 0,042 (m)
ρ
22
= (0,1/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,05.0,39 = 0,0195 (m)
δ
tx2
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.04,20978
).
0195,0
1
042,0

) (MN/m
2
)
ở đây: M
u
; M
x
: mô men uốn và xoắn tương ứng,(MN.m)
d: đường kính của trục tại tiết diện đang tính(m)
Đối vơi tay số bốn ta xây dựng đường biểu đồ mô men uốn và xoắn tại tiết diện nguy
hiển (c - c ):
Tính phản lực ở các gối đỡ:
ΣmA
y
= R
4
.a - l.B
y
= 0 ⇒ B
y
= R
4
.a/ l
trong đó: a: khoảng cách từ bánh răng tính đến ổ đỡ; l:chiều dài giữa hai gối đỡ
⇒ B
y
=8125,4.125/400 = 1390,98 (N)
⇒ A
y
= R

MM +
M
ux
= A
x
.a = 8978,06.125 = 897806[N.mm] = 897,806(N.m)
M
uy
= Q
4
.d/2 - A
y
.a = 45574,84.24,5 - 3477,46.100 =
= - 235662,42[N.mm] = -235,66 (N.m)
⇒ M
u
=
22
897,806235,66 +
= 928219(N.mm) = 928,219 (N.m)
Ứng suất uốn:
τ
x
= M
x
/(0,2.d
3
)

(MN/m

-6
/(0,1.0,054
3
) = 67,476 (MN/m
2
)
Ứng suất tổng hợp cho phép [σ
th
] = 50 ÷ 70 (MN/m
2
)
σ
th
= 67,476(MN/m
2
) < [σ
th
]. Vậy chọn d
4
= 54 (mm)

-

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 22 Lớp: 98 C4A
B
x
B
y
B
P

1
= 5,3.
3
maxe
M

Ở đây: d
1
: đường kính của trục sơ cấp (mm); M
emax
= 421,4 (Nm) mô men quay cực
đại của động cơ theo đề cho
d
1
= 5,3.
617
= 45,3 ≈ 45 (mm)
Đối với trục trung gian:
d
2
= 72 đã được tính ở phần trước
d
2
/l
2
= 0,16 ÷ 0,18 d
2
/l
2
= 0,16 l

Tay số4
P
4
= 12543,2 (N); Q
4
= 4565,35N); R
4
= 4858,35(N); M
4
= 964,99(Nm)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 23 Lớp: 98 C4A
125
45
90 80
25
35 125
45
90
o0
0
80 25
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hình 5.2. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 4.
Ở đây để độ võng và góc xoay tại mỗi điểm của dầm do lực tập trung (R
4
) và
mô men tập trung(M
4
) gây ra. Do đó tính độ võng góc xoay của từng lực tác dụng riêng
rẻ, sau đó lấy tổng đơn vị theo số nguyên cộng tác dụng.

4
= 3,14.49
4
/64 = 282835,55
Độ võng do lực R
4
gây ra(y
R4
):
y
R4
=
JE
aM
3
.
4
=
400.55,282835.10.1,2.3
275.125.35,4858
5
22
= 0, 0486 (mm)
Độ võng do mô men M
4
gây ra:
y
M4
=


4P
θ
=
).( 3
).(
4
baJE
abbaP
+
−
=
)400.55,282835*10.1,2.3
)125275.(275.125.2,12543
5
−
= 0,0002 (rad) < 0,002(rad)
Vậy khi gài số bốn trục thứ cấp đạt được độ cứng vững.
Tay số 3
P
3
= 19273,37 (N); Q
3
=7014,93(N); R
3
= 7465,14(N); M
3
= 1657,51 (Nm)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 24 Lớp: 98 C4A
R
4

3
=
26.2,0
10.51,1657
3
3
= 60 (mm)
τ
x
= 15 ÷ 50Mpa chọn τ
x
= 26
J
3
= 3,14.60
4
/64 = 635850
Độ võng do lực R
3
gây ra(y
R3
):
y
R3
=
JE
aM
3
.
3

Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 3(y
3
) là:
y
3
= y
R3
+ y
M3
= 0,0248 + 0,0435 = 0,0683 (mm) < 0,2(mm)
Độ xoắn của trục do lực P
3
gây ra(
3P
θ
) được tính theo công thức sau:

3P
θ
=
).( 3
).(
3
baJE
abbaP
+
−
=
)400.635850.10.1,2.3
)195205.(205.195.5,19273