Lời Nói Đầu
Trong sự nghiệp xây dựng và bảo vệ tổ quốc, vấn đề phát triển nền
kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội việc vận chuyển hàng hóa bằng
ôtô có vai trò rất quan trọng
Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hóa và nhu cầu đi lai ngày càng
tăng, sự đô thi hóa và kinh tế thị trờng thì vận tải ôtô là u việt hơn tất cả. Từ
thực tế đó, tất yếu dẫn đến nhu cầu lớn về xe vận tải, trong khi đó nghành
công nghiệp ôtô nớc ta cha đợc phát triển cho cao, do chúng ta cha tự sản
xuất đợc ôtô thì có hai hớng đáp ứng nhu cầu này đó là:
- Nhập ôtô từ nớc ngoài.
- Tự thiết kế theo mẫu của nớc ngoài, hoặc cải tiến trên cơ sỡ những xe đã
có sẵn, do khả năng thiết kế và chế tạo theo mẫu của nớc ngoài vẫn còn
bị hạn chế và cha đáp ứng đợc nhu cầu tiêu dùng, cho nên phần lớn
những xe ôtô vận tải đang dùng chủ yếu là nhập ngoại. Bởi vậy việc khai
thác và sử dụng xe nh thế nào để tăng tuổi thọ của xe và tăng hiệu quả
kinh tế cũng là một hớng giải quyết. Để đảm bảo khai thác sao cho có lợi
nhất về kinh tế, phải đảm bảo tình trạng kỹ thuật của xe tốt, có độ tin cậy
cao, sử dụng đúng kỹ thuật. Do vậy yêu cầu đối với ngời sử dụng là phải
hiểu biết về kết cấu, tính năng kỹ thuật, đặc điểm sử dụng xe, và cả về
chăm sóc bảo quản, bảo dỡng, sửa chữa xe tốt.
- Với mục đích đó, tôi đợc giao làm đồ án môn học với đề tài là :
Thiết kế hộp số xe Maz-500A
Để thực hiện nhiệm vụ trên đồ án hoàn thành với các nội dung sau :
Phần I: Cấu tạo chung và đặc tính kỹ chiến thuật xe MAZ-500A
Phần II: Phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
Phần III: Tính toán thiết kế hộp số

- 1 -
Phần I
CấU TạO CHUNG Và ĐặC TíNH Kỹ CHIếN THUậT XE
MAZ-500A

- Cầu sau : 290mm
Bán kính quay vòng nhỏ nhất cả hai phía
- Theo chắn bảo hiểm : 9.50 m
- Theo vết bánh xe trớc : 8.50 m
Góc vợt (khi có tải)
- Trớc : 28
0
- Sau : 26
0

Kích thớc của xe
-Dài : 7140mm
- Rộng : 2480mm
- Cao : 2600mm
Kích thớc của thùng xe
- 3 -
- Dài : 4860mm
- Rộng : 2480mm
- Cao : 670mm
Thể tích thùng xe (không có hành) : 8.05m
3
Tốc độ lớn nhất khi xe đẩy tải trọng chạy trên đờng thẳng, bằng : 85Km/h
Quãng đờng phanh lớn nhất khi xe đầy tải trọng không kéo rơmoóc với tốc
độ 40 Km/h trên đờng khô cứng. : 18m
Tiêu hao nhiên liệu : 22lít/100Km
1.2.2 Động cơ
Nhãn hiệu : IAMZ-236.
Loại động cơ : Diezen4 kỳ.
Số xi lanh : 6 .
Phân bố xi lanh: Chữ V với góc lệch giữa hai hàng xi lanh : 90

Tỷ số truyền của hộp số : i
I
=5,26; i
II
=2.90 ; i
III
=1.52
I
IV
= 1.00; i
V
=0.66 ; i
VII
= 5.48
Trục các đăng : 1 trục phần giữa của là dạng ống, các
chữ thập có ổ đỡ bi kim.
Truyền lực chính : Cặp bánh răng côn dạng răng cong.
Giảm tốc bánh xe : Các răng hình trụ, 1 bánh răng ngoại
luân, 3 bánh răng hành tinh và 1 bánh răng mặt trời .
Tỷ số truyền chung của cầu xe : 7.73
Bộ vi sai : Côn đối xứng, 4 bánh răng hành tinh.
Bán trục : Giảm tải hoàn toàn
Dầu hộp số : 5.50 lít MK 22 hoặc MC- 14
Dâù cầu xe : 11.5 lít TCII-14 hoặc TAII-15B.
Khối lợng hộp số : 215 kG
Khối lợng cầu sau : 41 kG
- 5 -
Lèp xe : 825kG
- ¸p suÊt b¸nh tríc : 5 KG/cm
2

đũa không chịu lực chiều trục nên ngời ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răng
của các bánh răng để lực chiều trục triệt tiêu không tác dụng lên ổ.
2.2 Hộp số ba trục dọc 3 cấp
* Nguyên lý làm việc
Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có ba cấp đợc thực hiện theo
nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. ở các số
truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ cấp
và thứ cấp có cùng chiều quay. ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn khớp
nên trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngợc chiều nhau. ở số truyền thẳng (số
- 7 -
truyền III) do gài trựctiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp nên chúng quay thành
một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.
Nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trợt
đồng tốc hoặc bánh răng ăn khớp với nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng với
từng tay số.
Tay số Vị trí gài số Dòng lực truyền trong hộp số
0
I
II
III
lùi
3 và Z1 ở trung gian
4 sang trái Z1 ăn khớp với Z1
4 và 3 sang phải
4 và 3 sang trái
Z1 sang phải và ăn khớp với
Zo
1- Z3- Z3- 8
1- Z3- Z3-8-Z1-Z1-7
1-Z3-Z3-8-Z2-Z2-3-7

tính toán thiết kế hộp số
3.1 Chọn tỷ số truyền của hộp số.
Tỷ số truyền ở số I đợc xác định theo công thức sau:
I
hs1
=
tle
bx
iM
rG

0max
max
Trong đó :

max
- là hệ số cản chuyển động lớn nhất
G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô, tính theo N.
R
bx
- bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m
M
emax
- mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m
i
0
- tỷ số của truyền lực chính đợc tính theo công thức

3
h
i
;
3.2.Xác định các thông số cơ bản của hộp số.
3.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số
a) Khoảng động học và khoảng lực học của ôtô
- Khoảng động học của ôtô
d
k
=
min
max
t
t
V
V

Trong đó: V
tmax
là vận tốc lớn nhất của ôtô (Km/h)
V
tmin
là vận tốc nhỏ nhất của ôtô(Km/h)
- Khoảng động lực học của ôtô
d
1
=




= 0,058x0,82=0,03444
G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô (Kg) G=10185
- 9 -
G

- Trọng lợng bám của ôtô (Kg) G

=10185 vì xe có cả ba cầu đều chủ
động.
- Hệ số bám, =0,7-0,8. Đối với xe Maz-500A chọn =0,72
Thay các đại lợng đó vào công thức (1) ta đợc d
1
=15,14

d
1
=d
k
=15,14.
V
tmin
=
1
max
d
V
t
=5,3(Km/h)
3.2.2 Xác định tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền

A- Khoảng cách giữa các trục[mm]
M
emax
- Mô men xoắn lớn nhất cảu động cơ M
emax
=410 [Nm]
K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô tải chọn K=18,7 do đó
A=125 [mm]
3.2.5 Xác định các thông số cơ bản của bánh răng
a) Mô đun pháp tuyến của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : m
n
= 3 [mm]
Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: m
n
= 2 [mm]
b) Xác định số răng của bánh răng trong hộp số
Số răng Z5 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp đợc chọn
theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5=15
- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp
i
5
=
1
.
cos.2
5
4

Zm

5
5
+
=
+
=
+

iZmZZm
nn
=139 [mm]
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng đợc gài ở số truyền
i
1
=
55,1
8,4
26.5
5
1
==
i
i
h
i
2
=
85,0
8,4
90.2

i
5
=
21,0
8,4
66.0
5
5
==
i
i
h
Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả
thiết các bánh răng đều có cùng mô đun và góc nghiêng của răng nh đã chọn.
Z1=
34
)55,11.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n




Z4=
67
)31,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
4
4
=
+
=
+ im
A
n

Z5=
72
)21,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n

37,1324,020
72
47
.
'
'
===

tgtg
Z
Z
- 11 -
tg
3
=
0
3
5
3
6,163,020
72
59
.
'
'
===

tgtg
Z
Z

'
===

tgtg
Z
Z
Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian
Z1=
36
)55,11(3
76,9cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n

Z2=
49
)85,01(3
37,13cos125.2
)1(
cos.2
2
2

=
+
=
+ im
A
n

Z5=
72
)55,11(3
75,9cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n

- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng(Số răng của bánh răng bị động t-
ơng ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).
Z1=i
1
xZ1=1,55x36=56
Z2=i
2
xZ2=0,85x49=42

i
2
=
17,1
42
49
2
2'
==
Z
Z
i
3
=
07,2
29
60
3
3'
==
Z
Z
i
4
=
19,3
21
67
4
4'

1.5'
=
ZZ
ZZ
- 12 -
i
hs2
86,3
2'.5
2.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs3
175,2
3'.5
3.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs4
41,1
4'.5
4.5'
=
ZZ
ZZ
i


tg
)=arctg(
75,9cos
20tg
)=20,27
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
27,20cos.139
)=20,27
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
1
=
7,48
75,9cos
3.16
cos
.5
5

17,219
75,9cos
372
cos
.5'
5
==
xmZ

[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2m =219,17+2.3=225,17 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f2
=d
2
-2,5m =219,17-3.2,5=211,17 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
.A=0,19.139=26,41 [mm]
* Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là m
n
=3 là
bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z2=42; Z2=49

A
A
t

cos.
)=arccos(
139
03,21cos.139
)=21,03
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
2
=
1,151
37,13cos
3.49
cos
.2'
2
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2.m=157,1 [mm]
Đờng kính đáy răng: d

tg
)=arctg(
6,16cos
20tg
)=20,80
0
Góc ăn khớp:
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
80,20cos.139
)=20,80
0
+ Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia: d
3
=
78,90
6,16cos
3.29
cos
.3
3
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=193,83 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=180,33 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
* Cặp bánh răng số 4: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 4 là m=3 là cặp
bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số
Số răng : Z4=21; Z4=67
- 14 -
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Góc nghiêng răng là
4
=18,7
0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng : h

=
51,66
7,18cos
3.21
cos
.4
4
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=72,51 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=59,01 [mm]
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,22x139=30,58 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia: d
3
=

=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
*
=1,25
+ Với bánh chủ động
Đờng kính vòng chia: d
1
=Z
1
xm=56x2=112 [mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2.m=116 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=107 [mm]
Góc prôphin gốc: =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
1
cos



2.67
cos
.1'
1
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=138 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=129 [mm]
- 15 -
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,25x139=34,75 [mm]
3.3 Tính toán thiết kế cặp bánh răng
Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=50ữ59,[
b
]=1000Mpa, ,
[
c

559,0
1000
4,25
.
2
20
12
1000
4,25
2
=






+=






+
d
b
[m]

M

mdb
YYYKM




F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y


Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=25,02 mm ; d
w1

1
(29,388,1[ =






+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

=0,599
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
- 16 -
Y
F1
,Y
F2


là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1

F1
=743,53 [MPa]

F2
=743,53.3,6/3,7=723,43 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC

òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[

quá giá trị cho phép .

F1
=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM



- 17 -

F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F

sin
==
m



- Hệ số trùng khớp


=
72,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =






+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

FV

K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86

=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N

* Tính cho cặp bánh răng số 4:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .

F1
=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM


=66,51 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
041,1
14,3.3
7,18sin
.58,30
.
sin
==
m



- Hệ số trùng khớp


=
67,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =


F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K
FV

K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F


lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F

[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Tính cho cặp bánh răng số 1:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .

F1


Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=34,47 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=168 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
0
14,3.3
0sin
.58,30
.
sin
==
m


hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K
FV

- 20 -
K


F1
=729,54 [MPa]

F2
=729,54.3,62/3,7=713,77 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S

lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền.
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ng suất tiếp xúc :

H

75,0
1
=


với

là hệ số trùng khớp dọc


=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,79
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H

.K
H

.K
HV
K
H

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H


]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có

0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
3.4 Tính toán thiết kế trục
3.4.1 Các thông số ban đầu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm các bon có []=60 Mpa

tg
Với trục thứ cấp: d
3
=0,45.A=62,66 [mm]
Chiều dài trục thứ cấp: l
tc
=
5,347
18,0
3
=
d
[mm]. Trong đó d
3
=(0,18 0,21)l
tc
ta
chọn d
3
=0,18l
tc
*Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục :
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : l
sc
=169 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : l
tg
=363 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : l
tc

=259 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối trục sơ cấp :
l
t
=348 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối cùng của trục sơ cấp
l
t
=20 mm
3.4.2 Tính toán kích thớc của hộp số :
3.4.3 Trục trung gian
Mô men xoắn của trục khi ở số truyền I:
- Mô men xoắn của trục :
M
tg1
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 [Nm]
- Các lực từ bánh răng số 1 tác động lên trục:
* Lực vòng :
F
t1
=23,43.10
3
N
* Lực hớng kính :
F
r1

N
+ Lực dọc trục : F
a
=F
t
.tg=4,026.10
3
N
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Viết các phơng trình cân bằng mô men tại các gối đỡ ta có:
Phản lực theo phơng Y:
R
BY
=20,66. 10
3
N
R
AY
=26,19.10
3
N
Phản lực theo phơng X:
R
AX
=9,53.10
3
N
R
BX
=7,52.10

uY
=1,51.10
5
Nmm
- 23 -
Xác định ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:
=
][1,0/
3222

<++ dMMM
uZuY
uX
3.4.4 Chọn ổ lăn và đồng tốc cho hộp số
*Chọn ổ lăn
Trục hộp số là việc trong điều kiện khắc nghiệt, chịu lực hớng kính nên ta
chọn ổ phải đảm bảo chịu lực dọc trục
3.4.4.1 Chọn ổ cho trục thứ cấp
* Chọn ổ đầu trục
Đầu trực thứ cấp nằm trong hốc của cặp bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp
chịu lực hớng kính. Ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ, không cho phép trục bị lệch,
khả năng chịu tải lớn, dễ lắp ghép, ta chọn kiểu ổ 12200 vì ổ nằm trong hốc
bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp nên ta chọn ổ có đờng kính ngoài bằng
đờng kính trong của trục sơ cấp. Theo bảng P2.8TTTK dẫn động cơ khí ta có
thông số kích thớc của các ổ nh sau:
Ký
hiệu
d
(mm)
D

r
mm
r1
mm
C
KN
C
0
KN
36212 60 110 22 2,5 1,2 48,2 40,1
3.4.4.2 Chọn ổ cho trục trung gian
* Chọn ổ cho đầu trục
Theo điều kiện làm việc ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn có thông số cơ bản nh
sau:
Ký
hiệu
con
lăn
d
(mm)
D
(mm)
B
mm
r1
mm
r2
mm
Đờng
kính

công nghệ lắp ráp nên ta chọn ổ cho trục sơ cấp là ổ bi đỡ chặn có đờng kính
lớn hơn đờng kính đỉnh răng của bánh răng trên trục sơ cấp
Kiểu ổ d
mm
D
mm
B=T
mm
r
mm
r1
mm
C
KN
C
0
KN
46207 35 72 17 2,0 1,0 22,7 16,6
- 25 -