Phn I: Gii Thiu Chung V Hp S.
I.Cụng dng ,yờu cu ,phõn loi.
1.Cụng dng.
Vỡ kh nng ti ca ng c ch thay i c 25%, cho nờn m bo
to c lc kộo phự hp vi iu kin chuyn ng c th ca ụ tụ ta cn phi
s dng hp s. Ngoài ra, hộp số còn dùng để thực hiện chuyển động lùi hoặc
đứng yên trong thời gian lâu dài mà không cần tắt máy.
2.Yờu cu.
Để bảo đảm công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về sức bền và kết
cấu gọn, hộp số ô tô phải thoả mãn các yêu cầu đặc trng sau :
- Hộp số ô tô phải có đủ tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm tốt tính chất
động lực và tính kinh tế nhiên liệu khi làm việc.
- Khi gài số không sinh ra các lực va đp lên các răng nói riêng và hệ thống
truyền lực nói chung. Muốn vậy, hộp số ôtô phải có các bộ đồng tốc để
gài số hoặc ống dễ gài số.
- Hộp số phải có vị trí trung gian để có thể ngắt truyền động của động cơ
khỏi hệ thống truyền lực trong thời gian lâu dài. Phải có cơ cấu chống gài
hai số cùng lúc để bảo đảm an toàn cho hộp số không bị gẫy v răng.
- Hộp số phải có số lùi để cho phép xe chuyền động lùi; đồng thời phải có
cơ cấu an toàn chống gài số lùi một cách ngẫu nhiên.
- Điều khiển nhẹ nhàng, làm việc êm và hiệu suất cao.
3.Phõn loi.
Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:
- Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc:
+ Hộp số có trục cố định;
+ Hộp số có trục di động (hộp số hành tinh).
- Theo số trục của hộp số(không kể trục số lùi):
+ Hộp số hai trục;
+ Hộp số ba trục;
- Theo số tay số:
+ Xe con: 5 tới 6 tay số.

hộp số với những lí do sau:
+ Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra được
số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải(ít phải làm
việc ,tăng hiệu suất…).Mặt khác thì số truyền thẳng là tay số được sử dụng nhiều
nhất –khoảng 60 đến 80% thời gian sử dụng của hộp số.
+Với hộp số 3 trục thì chúng ta còn tạo ra được tỉ số truyền lớn cho hộp số.
III.Kết luận về phương án thiết kế.
Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế sau:
- Hộp số cơ khí với 5 cấp số;
- Số trục hộp số là 3 trục;
- Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số;
- Điều khiển bằng tay;
- Loại bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng.

Z
a1
Z
a2
Z
a3
Z
a4
Z
a5
Z
aL
Z
cL
Z
b1

T
4
B
1
B
2
B
3
B
4
B
5
B
6
B
7
B
K1
B
K2
B
K3
B
K4
B
K5
B
K6
B
K7

ký hiệu từ Z
a1
đến Z
a5
quay lồng không trên trục chính T
3
bằng các ổ bi kim và
Z
b1
đến Z
b5
cố định trên trục răng tầng T
5
. ở tay số lùi gồm bánh răng Z
aL
đợc dẫn
động bởi trục trung gian T
4
trên đó có Z
cL
và Z
c1
. Bộ đồng tốc đơn kiểu chốt bố trí
tại các tay số 2 - 3 và 3 - 5 với các ống cài răng then thân khai. Các bánh răng
trong hộp số đều là răng nghiêng (helical gears).
Trên hộp số có 7 ổ bi cầu đỡ, vị trí lắp ổ bi tại các đầu trục và đợc ký hiệu từ
B1 đến B7. Các ổ bi kim đợc ký hiệu từ B
K1
đến B
K8

fprintf('Cac ty so truyen trung gian cua Hop
So la ih1= ih2= ih3= ih4= ih5= %1.2f %1.2f
%1.2f %1.2f
%1.2f',ih(1),ih(2),ih(3),ih(4),ih(5))
I
hI
I
hII
I
hIII
I
hIV
I
hV
7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000
3.Tỉ số truyền của hộp số phụ và hộp số lùi.
3.1.Số lùi
Tỉ số truyền của số lùi thường được chọn
I
L
=( 1
÷
1.3 ) .I
hI
(Quyển [I]-142)
=( 1
÷
1.3 ). 7.31
= 7.31
÷

Kết Luận Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số:
Số Phụ I
hI
I
hII
I
hIII
I
hIV
I
hV
Số Lùi.
1.0000 7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000 7.31
1.64 11.98 7.29 4.43 2.69 1.64 11.98
II.Tính Toán Các Chi Tiết Trong Hộp Số.
2.1.Bánh Răng.
2.1.1 Hộp số chính.
Cặp bánh răng luôn ăn khớp:
- Khoảng cách trục a
w
tính theo công thức thực nghiệm là:
a
w
=K
a
.
3
maxe
M
Trong đó: K

=4.0 mm.
- Số răng :
Chọn Z
a5
=19
⇒
Z
b5
=
w
5
2. os
2.120. os28
19 42.
3.5
a
n
a c
c
Z
m
β
°
− = − ≈
- Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
I
a
=
5
5

hi
gi
a
I
I
I
=
(Trong đó i=1
÷
4).
Z
bi
=
w
2 . os
(1 )
i
ni gi
a c
m i
β
+
(Trong đó i=1
÷
4).
Z
ai
=Z
bi
.I

i
m Z Z
c
β
+
(Trong đó i=1
÷
5).
wi
wi
c
oi
a a
a
λ
−
=
;
i
ξ
-Hệ số dịch
chỉnh cho các răng.
Kết quả của bài toán cho thấy chỉ cặp bánh răng (Z
a3
- Z
b3
) là ta phải dịch chỉnh
góc:
0
λ

ξ
=
2
ξ
=
t
ξ
/2= - 0.221125.
2.1.2 Số lùi.
- Khoảng cách trục a
w2
ta chọn theo xe tham khảo ta nhận được:
a
w2
=78 mm.
- Chọn góc nghiêng của các răng trên trục T4 là:
β
=11
o
.
- Chọn mô đun của các răng trên trục T4 là : m
n
=4.25 mm.
- Tính Z
c1
:
Z
c1
=
w 2

a1
=43.
Z
cL
= Z
aL
/ I
gL
=43/1.8695=23.
Bài toán 3: Xác định các thông số hình học cơ bản của các bánh răng hộp số.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Các thông số của bài toán này được lấy từ kết quả của
bài toán 2.
- Số răng ;
- Hướng răng;
- Tỉ số truyền: i=
bd
cd
Z
Z
- Bước răng pháp tuyến: t
n
=
π
.m
n.
- Góc nghiêng của răng: cos
1 2
w
( )

.Z
1
; d
2
=m
s
.Z
2

- Đường kính vòng đỉnh:
d
a1
= d
1
+2.m
n
; d
a2
= d
2
+2.m
n

- Đường kính vòng đáy:
d
f1
= d
1
- 2.5m
n

m Z Z
c
β
+
=
- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến:
α
Bánh răng Z
b1
Z
a1
Z
b2
Z
a2
Z
b3
Z
a3
Z
b4
Z
a4
Z
a5
Z
b5
Z
b1
Z

o
).
10.4300 27.9600 28.0870 28.0870 28.0870 11.0000
11.2550
Mô đun
mặt đầu
m
s
(mm).
4.3214 4.2456 4.2506 3.9672 3.9672 4.3295
4.3333
Bước mặt
đầu
t
s
(mm).
13.5761 13.3378 13.3536 12.4633 12.4633 13.6017 13.6136
D vòng
chia d
(mm).
56.17 185.82 80.66 161.33 110.51 136.02 138.85 103.15 75.37 166.62 56.28 99.57 99.66 186.33
D vòng
đỉnh d
a
(mm).
64.67 194.32 88.16 168.83 118.01 143.51 145.85 110.14 82.37 173.62 64.78 108.08 108.16 194.83
D vòng
đáy d
f
(mm).

20.0000 20.0000 17.2000 20.0000 20.0000 20.0000 20.0000

2.1.3.Kiểm nghiệm bền cho các bánh răng.
 Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số:
Mô men tính toán M
T
được chọn từ giá trị nhỏ hơn tính được từ
- Mô men từ động cơ truyền đến : M
T
=M
emax
.i
T
- Theo bám từ bánh xe truyền đến:
*
. .
.
bx
T
T
G r
M
i
ϕ
ϕ
=
Trong đó: M
emax
là momen cực đại của động cơ.


Trục nhận mô men. Từ động cơ truyền đến(Nm). Từ bánh xe truyền đến(Nm).
Trục sơ cấp.
300 161.8854
Trục trung gian. 663
357.7659
Trục thứ cấp.
Số 1
2193 1183.4
Số 2 1326 1183.4
Số 3
816 1183.4
Số 4 492.5 1183.4
Số lùi
2193 1183.4
Trục số lùi. 1173
632.972
 Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Lực tác dụng lên các bánh răng nghiêng gồm các thành phần lực sau
(xét trên trục thứ i):
- Lực vòng:
2.
.
.
T
i
s
M
P
z m
=

là góc nghiêng của bánh răng.
Bài toán 5: Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Kết quả bài toán:
Trục Tên gọi
Lực vòng
P
i
(N).
Lực hướng kính
R
i
(N).
Lực dọc trục
Q
i
(N).
Sơ cấp. Z
a5
4295.4 1772.1 2292.3
Trung
gian.
Z
b1
12737 4713.7 2344.5
Z
b2
8870 3655.2 4708.5
Z
b3

a.Kiểm nghiệm bền uốn.

2
d
. . . . . ( / )
. . . .
u ms c tp gc
ntb
P
K K K K K MN m
b m y K
β
π
σ
=
.
Trong đó:
K
đ
: Hệ số tải trọng động bên ngoài
K
ms
:Hệ số tính đến ma sát.
K
c
: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
K
tp
: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây
nên.

= +
(MN/m
2
).
Trong đó:
:
β
Góc nghiêng của bánh răng.
P: Lực vòng tác dụng lên bánh răng.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu.
b’: chiều dài tiếp xúc của các bánh răng.
α
: Góc ăn khớp.
r
1
: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động.
r
2
: Bán kính vòng lăn của bánh răng bị động.
Kết quả tính toán bền uốn và bền tiếp xúc của các bánh răng:
Bánh răng. Z
b1
Z
a1
Z
b2
Z
a2
Z
b3

÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
tx
σ
(MN/m
2
). 1190.3 1190.3 957.4 957.4 898.1 898.1 911.5
[ ]
tx
σ
( MN/m
2
)
1000
÷
2500
Bánh răng. Z
a4
Z
a5
Z
b5
Z
b1

923.0769
230.7692
÷
923.0769
230.7692
÷
923.076
9
230.7692
÷
923
.0769
tx
σ
(MN/m
2
).
911.5 973.4 973.4 1301.2 1301.2 967.5 967.5
[ ]
tx
σ
( MN/m
2
)
1000
÷
2500
Kết luận: Như vậy các bánh răng mà ta tính toán và thiết kế đều đã thỏa mãn
được hai điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc việc thỏa mãn cả hai điều kiện này sẽ
tránh được các hư hỏng về gãy và mòn răng.








=
= ÷

54,45
2
302,5 340,313
2
d
l





=
→
= ÷
chọn
55
2
330
2
d

259,28 302,5
3
d
l





=
→
= ÷
chọn
55
3
300
3
d
l





=
=
2.2.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các ổ.
 Trục thứ cấp.

2344.6( )

31 1
3
R l
a
Z N
l
R l
a
Z R N
a
l









= = =
= − = − =
-Trong mặt Oxy:

30 31 1
. .
30 3 1 32
Y Y P
a
Y l Y l










= = =
= − = − =
 Trục trung gian.
2344.5 2292.3 52.8( )
21
1 5
X Q Q N
b b
= − = − =
- Trong mặt Oxz:
20 21
5 1
. . .( )
21 2 21 21 22
5 1
Z Z R R
b b
Z l R l R l l
b b



+ +
+ +
= = =
- Trong mặt Oxy:
20 21
5 1
. . .( )
21 2 21 21 22
5 1
Y Y P P
b b
Y l P l P l l
b b





+ = +
= + +
4294 12737 8893 8137( ).
20 21
5 1
. .( )
4294.25 12737.(25 197)
21 21 22
5 1
8893( ).
21
330

10 1 30 12
Z Z R Z
a
Z l R Z l
a





− = +
= +
1772 942 271.4 2442.6( )
5
11 30 10
( ).
(1772 942).25
5
30 12
271.4( )
10
250
1
Z R Z Z N
a
R Z l
a
Z N
l


( ).
(4295.4 2547).25
5
30 12
684.24( )
10
250
1
Y P Y Y N
a
P Y l
a
Y N
l
= + − = + − =



+

+
= = =



2.2.3 Tính trục về sức bền:
-Tính trục theo độ bền uốn.
Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

W

u
- Mô men chống uốn, đối với trục đặc
W
u
=0.1d
3
- Tính trục theo độ bền xoắn.

W
M
x
x
x
τ
=
Trong đó: M
x
- Mô men xoắn trục.
W
x
-Mô men chống xoắn. W
x
=0.2d
3
- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp:
2 2
4 [ ]
th u x th
σ σ τ σ
= + ≤