Chương 5 :
Tính toán các chi tiết của hộp số
II.4.1. Bánh răng của hộp số
a) Tính toán thiết kế tổng thể
Khi thiết kế sơ bộ hộp số và bánh răng hộp số người ta chọn
trước khoảng cách giữa các trục và môđuyn bánh răng. Dựa v
ào
các thong s
ố đó sẽ xác định số răng của các bánh răng để đảm bảo
tỷ số truyền cần thiết cho hộp số
a
1
) Chọn khoảng cách giữa các trục
Khoảng cách A giữa các trục được chọn theo công thức kinh
nghiệm sau:
A = C
3
max
e
M (mm) (4.3)
Ở đây:
- M
emax
– Mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm)
- C - Hệ số kinh nghiệm
 Đối với xe du lịch: C = 13-16
 Đối với xe tải: C = 17-19
 Đối với xe dung động cơ diesel: C = 20-21
a
2
) Chọn môđuyn pháp tuyến của bánh răng:

cos2
)(

zzm 
=
i
iii
zzm
zzm

cos2
)(

cos2
(
'
2
'
)222



(4.5)

Sau đó thay: i
hl
=
1
'
1

cos2
hli
i
im
A


(4.6)
z
’
I
= z
i
.i
hi
(4.7)
Ở đây:
- z
1
, z
2
,…z
i
- Số răng của bánh răng ở trục sơ cấp
- z’
1
, z’
2
,…z’
i

.
cos2

aa
a
zm
A

(4.9)
Ở đây:
- i
a
- Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
- m
a
– Môđuyn pháp tuyến của cặp bánh răng luôn ăn khớp
- 
a
– Góc nghiêng của răng của cặp bánh răng luôn ăn
khớp
Số răng z
’
a
của bánh răng bị động ở cặp bánh răng luôn ăn
khớp sẽ được tính:
z
’
a
= z
a

i
. i
gi
(4.11)
Trong đó:
- z
i
- Số răng của bánh răng thứ i trên trục trung gian
- z’
i
- Số răng của bánh răng thứ I trên trục thứ cấp
- 
i
- Góc nghiêng của răng của cặp bánh răng thứ i
- mi - Môđuyn pháp tuyến của cặp bánh răng thứ i
b) Tính toán kiểm tra bánh răng
Bánh răng của hộp số ôtô tính toán theo uốn và tiếp xúc
b1) Tính toán ki
ểm tra theo ứng suất uốn
Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng được xác định
theo công thức Lewis

u
=
ytb
KP
n

.
(MN/m

n
Trong đó:
- m – Môđuyn của bánh răng trụ răng thẳng
- m
n
– Môđuyn pháp tuyến của bánh răng trụ răng xiên
Trong trường hợp răng thẳng thì t
n
được thay bằng t và ta có:
t =
.m
t
n
= .m
n
(4.13)
Hệ số dạng răng y đối với cặp bánh răng không điều chỉnh
được chọn theo bảng 4.1
Đối với răng thẳng lấy số răng Z thực tế để chọn, c
òn đối với
răng xiên chọn theo số răng tương Z
tđ
Z
td
=

3
cos
z
(4.14)

- a
h
- Hệ số chiều cao
h
m
a
h
25,2

- a

- Hệ số góc ăn khớp
- h - Chiều cao răng
- m - Môđuyn
Nếu:
 = 14
o
50’ thì a

= 0.75
 = 17
o
30’ thì a

= 0.89
 = 22
o
30’ thì a

= 1.1

14
16
17
18
19
20
21
22
24
26
28
30
32
35
37
40
45
50
60
80
-
-
0.101
0.102
0.104
0.105
0.106
0.107
0.110
0.112

0.56
0.59
0.084
0.093
0.100
0.104
0.107
0.109
0.112
0.115
0.117
0.122
0.126
0.129
0.132
0.135
0.137
0.140
0.143
0.146
0.149
0.153
0.159
1.13
0.97
0.75
0.68
0.62
0.56
0.53

Thay các giá tr
ị K ở trên và bước răng t hoặc t
n
từ công thức
(4.13) vào công thức (4.12) để tính 
u
, sau khi đơn giản ta có:
Cho bánh răng trụ răng thẳng:

u
= 0.36
ymb
P

(MN/m
2
) (4.16)
Cho bánh răng trụ răng xiên:

u
= 0.24
ymb
P
n

(MN/m
2
) (4.17)
Trong đó:
Đơn vị của các đại lượng l

- N - Lực tác dụng vuông góc lên mặt tiếp xúc giữa các
răng ăn khớp (MN)
- 
tx
- Có đơn vị là MN/m
2
- B
o
- Chiều dài đường tiếp xúc giữa các răng (m)
- E - Môđuyn đàn hồi. (E = 2,1 . 105 MN/m
2
)
-

1
, 
2
- Bán kính cong của các bề mặt răng chủ động và bị
động tại điểm tiếp xúc (m)
Nếu hai bánh răng ăn khớp ngoài sẽ lấy dấu “+”, nếu ăn khớp
trong lấy dấu “-".

Đối với bánh răng trụ răng thẳng:
N = ;
cos

P
b
o
= b (4.19)



21
11
cos.

b
PE
(4.21)
Mu
ốn xác định 
tx
tại tâm ăn khớp chúng ta phải lấy 
1
, 
2
tại tâm ăn khớp
Cho bánh răng trụ răng thẳng:

1
= r
1
sin ; 
2
= r
2
sin (4.22)
Cho bánh răng trụ răng nghiêng:




max

(4.24)
Trong đó  xác định theo đồ thị kinh nghiệm
Thông thường xe chỉ sử dụng
½ M
e max
, nên thường chọn  =
0,5
Ứng suất tiếp xúc cho phép [
tx
] trên bề mặt răng khi chế độ
tải trọng ở trục sơ cấp hộp số là 0,5 M
e max
được trình bày ở bảng
4.3:
B
ảng 4.3
Loại bánh răng
[

] (MN/m
2
)
Xêmentít hoá Xianuya hoá
1
2
Bánh răng dung cho số 1 và số
lùi

Đối với trục trung gian:
d
2
 0.45.A ; 18.016.0
2
2

l
d
(4.26)
Trong đó:
- d
2
, l
2
(mm) - Đường kính và chiều dài trục trung gian
- A (mm) - Khoảng cách giữa các trục hộp số
Đối với xe du lịch:
A = 12.13
3
max
e
M (mm)
Đối với xe tải:
A = 18.7
3
max
e
M
(mm)

Giá trị các lực vòng, lực hướng kính, lực chiều trục đwowcj
tính như sau (xét trường hợp tổng quát bánh răng trụ răng
nghiêng):
L
ực vòng: P =
r
M
(4.28)
Lực hướng kính: R =


cos.
.
r
tgM
(4.29)
L
ực chiều trục: Q =
r
tgM

.
(4.30)

Ở đây:
M = M
e max
. i
- i - T
ỷ số truyền từ động cơ đến trục đang tính

vật liệu”. Độ võng cho phép trong mặt phẳng dọc (ZOX)  0.2
mm. Góc xoay cho phép của các trục trong mặt phẳng ngang
(YOZ)  0.002 rad.
b) Tính toán sức bền của trục:
Trục của hộp số tính theo uốn và xoắn, phần có then hoa của
trục tính theo dập và cắt.
Khi tính sức bền phải tiến hành cho từng tay số:
Ứng suất uốn 
u
được tính:

u
=
3
.
1
.
0
d
M
u
(MN/m
2
) (4.31)

Ứng suất xoắn  được tính:
 =
3
.
2








d
M
d
M
xu
u

Bởi vì:
M
th
=
22
xu
MM 
Nên ta có:

th
=
3
1
.
0
d

loại bánh răng. Khi trục chế tạo riêng với bánh răng thì có thể dung
thép 40, 40X, và 50. Đôi khi trục c
òn chế tạo bằng các loại thép
sau 18XHBA, 40XHMA, 45, 15XA

Ứng suất tổng hợp cho phép là 50 – 70 MN/m
2
Phần then hoa của trục khi làm việc chịu ứng suất dập và cắt.
Qua thực tế sử dụng chưa có trường hợp then hoa bị hỏng do ứng
suất cắt. Vì vậy then hoa thường được tính theo ứng suất dập, lúc
thất cần thiết mới tính them ứng suất cắt
Ứng suất dập 
d
của then hoa được xác định:

d
=
tb
d
dlhz
iM
F
Q
75.0
.2


(4.34)

Trong đó: