TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ

BÁO CÁO THỰC TẬP TỐT NGHIỆP

Sinh viên thực hiện:

La Văn Cương

Mã sinh viên:

1101598

Lớp chuyên nghành:

Cơ khí ô tô B - K52

Giảng viên hướng dẫn: KS.Phạm Trung Dũng

2014


Phương án

Loại ô tô

Loại động cơ

Ga1(KG)


6,70- 15

3 Trục

I.

Chọn sơ đồ động của hộp số
I
III

Z'g1

II
Z'g2

Za

Z'a

lùi

Zg2
Zg1

ZL

ZgL

II.

theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za ≥ 13. Ta chọn Za=15 (răng).
- Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được
xác định theo công thức sau:

Z'a =

2.A.cosβ
− Z a = 37,00
mn

Ta chọn Za’ = 37 (răng). Do đó tỉ số ia của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp là :

Z'a
ia =
= 2,467
Za
- Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số
là:


i
ign = hn
ia
Trong đó:
+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1, 2), ta không
tính cho số 3 vì đây là tay số truyền thẳng.
+ ihn: tỉ số truyền của hộp số ở các số n.
Thay số lần lượt ta có: ig1 = 1,2627; ig2 = 0,7183.
Tỉ số truyền của số lùi được chọn lớn hơn tỉ số truyền của số truyền một:
ihL = (1,2 ÷1,3).ih1 = 3,74 ÷ 4,05

g1 g1
.

Chọn Zg1 = 21

Chọn Zg1’= 26

2. A. cos β
2.82,565. cos30o
=
= 30,26
m n (1 + i ) 2,75(1 + 0,7183)
g2
. Chọn Zg2 = 30
Z'

g2

=Z

Với số lùi : ZL= Zg1’/igL= 16,66

.i = 21,74
g2 g2
.

Chọn Zg2’= 22

Chọn ZL = 17; ZgL’= Zg1’= 26;


Z'
Z

g2

g2

=

22
= 0,733
30

;


i

gl

=

Z'

gL 26
=
= 1,529
Z
17
L

a
L
gL
4. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.
Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm
thay đổi các khoảng cách trục A. Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả các
bánh răng ăn khớp. Công thức tính như sau:

Với bánh răng trụ răng thẳng:

Với bánh răng trụ răng nghiêng:

A=

m.( Z + Z )
1
2
2

A=

m .( Z + Z )
n 1
2
2. cos β

Lần lượt thay số ta có:
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: Aa = 82,56 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1:


Vì Zg1 = 21 > 17 & Z’g1 = 26 > 17 nên ta thừa nhận gần đúng:
ξt
ξ1 = ξ1’ = 2 = 0,045

- Sau khi tính chọn được ξ1, ξ1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần kiểm
tra các hệ số này theo các điều kiện sau:
+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:
ξ1 ≤ ξt’’

⇔

0,045 < 1,27

ξ1’ ≤ ξt’’

⇔

0,045 < 1,47

+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn ξ1 và ξ1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở
đỉnh răng không không được quá nhỏ:
Se1, 2 ≥ (0,2 ÷ 0,3).m
Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S 1 của bánh răng Zg1, và S1’ của bánh răng
Zg1’ như sau:

π .m
S =
+ 2.ξ .m.tgα = 5,612(mm)
1
1

Với De2max được tính bằng công thức sau:

D

= 4. A 2 + d 2 − 4. A.d . cosα
d1 max
01
01

Thay các giá trị tương ứng lấy ở bảng 2 ta được:
Dd1max = 102,56 (mm)
Cũng theo bảng 2 ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả mãn điều kiện để
tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:
Dd1’ = 98,305 (mm) ≤ Dd1max = 102,56 (mm)

5. Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng
Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập
thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản
vẽ của hộp số.

Bảng 3-1. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn




Góc nghiêng của răng

β

β = 300

5

Hướng răng

6

Mô đun mặt đầu

ms

m
ms = n = 3,175
cos β

7

Bước mặt đầu

ts

ts = π. ms = 9,976

8


A = 82,56 (mm)

13

Chiều rộng vành răng

B

B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22

14

Chiều dài răng

B1

15

Góc ăn khớp

α

da = ms. Za = 47,63 (mm)
da’ = ms. Za’ = 117,49 (mm)
Dda=da+2.mn = 53,13 (mm)
Dda’=da’+2.mn = 122,99 (mm)
Dca=da-2,5.mn= 40,76 (mm)
Dca’=da’-2,5.mn=110,62 (mm)



2

Mô đun

m

m = 3,5

3

Bước răng

t

t = π. m = 10,99

4

Góc prôfin

α0

α0 = 200

5

Bước cơ sở

t0


9

Hệ số dịch chỉnh tương đối

ξ0

ξ0 = 0,00383

10

Hệ số dịch chỉnh tổng cộng

ξt

ξt = 0,09

11

Hệ số dịch chỉnh của từng
bánh răng

12

Độ dịch chỉnh ngược

∆h0

13


∆h0 = ξt.m-(Ac-A) = 0,005
d1 = m. Z1 = 73,5 (mm)
d1’ = m. Z1’ = 91 (mm)
Dd1= 80,805 (mm)
D’d1 =98,305 (mm)
Dc1 = 65,065 (mm)
D’c1= 82,565 (mm)
d01 = d1.cosα0 = 69,07 (mm)
d’01 = d1’.cosα0 =85,51(mm)
dK1=d1(λ0+1)= 73,78 (mm)


d’K1=d1’(λ0+1)= 91,34 (mm)
18

Chiều cao răng

h

19

Chiều cao đầu răng

hd

20

Chiều rộng vành răng

B


Ac cos α 0
A
=> α = 19,390

Ghi chú:
- Xác định Dd và Dc theo các công thức sau:
Dd1 = d1 + 2m + 2ξ1m - 2∆h0
D’d1 = d1’ + 2m + 2ξ1’m - 2∆h0
Dc1 = d1 – 2,5m + 2ξ1m
D’c1 = d1’ – 2,5m + 2ξ1’m
- Xác định hệ số e1 và e2 theo đồ thị hình (I-4) (Tài liệu: Đồ án môn học thiết kế hộp số
chính ô tô - máy kéo).
Bảng 3-3. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

i=

Z'
2 = 0,733
Z
2

1

m
ms = n = 3,175
cos β

7

Bước mặt đầu

ts

ts = π. ms = 9,976

8

Đường kính vòng chia

d

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vòng chân răng

Dc


15

Chiều dài răng

B1

16

Góc ăn khớp

α

4

Góc nghiêng của răng

5

Hướng răng

6

d2 = ms. Z2 = 95,26 (mm)
d2’ = ms. Z2’ = 69,86 (mm)
Dd2=d2+2.mn = 100,76 (mm)
Dd2’=d2’+2.mn = 75,36 (mm)
Dc2=d2-2,5.mn=88,39 (mm)
Dc2’=d2’-2,5.mn=62,98 (mm)
d02 = d2.cosα0 = 89,52 (mm)
d’02 = d2’.cosα0 = 65,65(mm)

m

m = 3,5


3

Bước cơ sở

t0

t0 = t.cosα0 = 10,33

4

Số răng

Z

ZgL = 7

5

Đường kính vòng chia

d

dgL = m. ZgL = 24,5 (mm)

6


10

Chiều cao chân răng

hc

hcgL = 1,25.m = 4.375 (mm)

11

Chiều dày răng trên vòng tròn
chia

S

SgL = 0,5.t = 5,5 (mm)

12

Chiều rộng vành răng

B

B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28

13

Góc prôfin



Mô đun

m

m = 3,5

3

Bước cơ sở

t0

t0 = t.cosα0 = 10,33

4

Số răng

Z

ZL = 17

5

Đường kính vòng chia

d

dL = m. ZL = 59,5

Chiều cao đầu răng

hd

hdL = m = 3,5 (mm)

10

Chiều cao chân răng

hc

hcL = 1,25.m = 4,375 (mm)

11

Chiều dày răng trên vòng tròn
chia

S

Sl = 0,5.t = 5,5 (mm)

12

Chiều rộng vành răng

B

B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28

Từ động cơ truyền đến

Theo bám từ bánh xe truyền
đến

1

Trục sơ cấp

MS = Memax

2

Trục trung gian

Mtg = Memax.ia

ϕmax .Gϕ .r
bx
S
Mϕ
=
icc .i0 .i .i
max
f h1
ϕmax .Gϕ .r
bx
Mϕtg
=
icc .i0 .i .ig1

f


Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô men
tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng 4-1. Trong đó:
- icc: Tỉ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng (Không có).
- i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính,

i0 = 4,55.

- if: Tỉ số truyền của hộp số phụ,

ϕf = 1.

- ϕmax: Hệ số bám lớn nhất của đường, chọn

ϕmax = 0,7

- rbx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m),

rbx = 360,68 (mm)

- Memax: Mô men lớn nhất của động cơ (N.m),

Memax = 166,77 (N.m)

G

- ϕ : Trọng lượng bám của xe (N),


MϕS
= 161,71
max
tg
Mϕ
= 398,91
max

Trục thứ cấp

3

Số 1

Mtc1 = 509,32

Số 2

Mtc2 = 301,69

Số 3

Mtc3 = 166,77

Số lùi

MtcL = 629,22

Mϕtc
= 493,95

Số 3: Mt = Mtc3 =

166,77

(N.m)

Mϕtc
max = 493,95 (N.m)
Số lùi: Mt =

2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng 4-3) ta sẽ
tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.
Bảng 4-3. Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng thẳng

2.M

Bánh răng nghiêng

2.M
t
P =
i Z .m


Qi = 0

Qi = Pi.tgβ

Trong đó:
- Z: Là số răng của bánh răng đang tính.
- Mt: Mô men tính toán (được tính và chọn ở phần tải trọng tính bền hộp số)


- ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng).
- α: Góc ăn khớp (bảng thông số hình học của bánh răng).
- β: Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng).
Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán Mt như sau:
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng

MϕS
max .
chủ động với Za = 15, nằm trên trục sơ cấp nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có

tg
Mϕ
max .
Zg1 = 21, nằm trên trục trung gian nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động

tg
Mϕ
max .


1
2
3
4
5

II.

Cặp bánh răng
luôn luôn ăn khớp
Cặp bánh răng gài
số 1
Cặp bánh răng gài
số 2
Cặp bánh răng gài
số lùi
Cặp bánh răng số
lùi

Pa = 6791

Ra = 2854

Qa = 3921

P1 = 10855

R1 = 3820



Trong đó:
- P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết cần tính (N) (Bảng 4-4).
- b: Chiều rộng vành răng (m) (Xem bảng thông số hình học của cặp bánh răng tương
ứng).
- mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình (m)(Lấy trong các bảng thông số hình
học của cặp bánh răng tương ứng).
- y: Hệ số dạng răng, xác định theo đồ thị hình 4-17(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô máy kéo). (Đối với răng nghiêng ta tính Ztđ rồi mới xác định theo đồ thị).
- Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe ô tô con ta chọn

Kđ = 1,5.

- Kms: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :

Kms = 1,1

+ Đối với bánh răng bị động :

Kms = 0,9

- Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
+ Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp:

Kc = 1,2

+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp:

Kc = 1,1


Kms

Kc

Ktp

Kgc

Kβ

y

m

b

BR luôn ăn

CĐ

1,5

1,1

1,2

1,1

1,0


1,5

1,1

1,0

1,1

1,0

1,0

0,123

3,5

28

số 1

BĐ

1,5

0,9

1,1

1,1


số 2

BĐ

1,5

0,9

1,0

1,1

1,0

1,6

0,125 2,75

22

Cặp BR gài

CĐ

1,5

1,1

1,0


3,5

28

Cặp BR số

CĐ

1,5

1,1

1,0

1,1

1,0

1,0

0,115

3,5

28

lùi

BĐ


đường ξ = 0,045, sau khi tra theo đồ thị ta nhân với hệ số Kα = 1).


Sau khi chọn các hệ số và biết các thông số của từng bánh răng lần lượt thay vào
công thức tính ứng suất uốn ta được giá trị ứng suất uốn ghi trong bảng 4-6. So sánh với
ứng suất uốn cho phép ta thấy các giá trị này đều thoả mãn độ bền uốn.
Bảng 4-6. Giá trị ứng suất uốn và ứng suất uốn cho phép của b ánh răng.
Tên gọi

Ứng suất uốn σu

Ứng suất uốn cho phép [σu]

(MN/m2)

(MN/m2)

BR luôn ăn

CĐ

422,93

khớp

BĐ

245,64

Cặp BR gài số

850
850
850
1200
1200

2. Tính sức bền tiếp xúc
Các cặp bánh răng ăn khớp với nhau được chế tạo cùng một vật liệu nên ta sử
dụng công thức sau để tính ứng suất tiếp xúc:

σ tx = 0,418. cos β

P.E
1 1
.( + )
b'.sin α . cosα r r
1 2 (MN/m2).

Trong đó:
- β: Góc nghiêng của răng
- P: Lực vòng (tương ứng với chế độ tải trọng 1/2 Mt) (Bảng 4-4).
- E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 MN/ m2.
- α: Góc ăn khớp.


- r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)

b
- b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m) b’= cosα
Bảng 4-7. Giá trị các thông số trong công thức tính ứng suất tiếp xúc.

20,00

2

Cặp BR gài số 1

00

5427,5

36,75

45,5

34,00

19,40

3

Cặp BR gài số 2

300

4188

47,63

34,93


12,25

34,00

20,00

Lần lượt thay giá trị các thông số đã biết (Bảng 4-7) vào công thức tính ứng suất
tiếp xúc ta được các giá trị ứng suất tiếp xúc của từng cặp bánh răng (Bảng 4-8).
Bảng 4-8. ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng.
Stt

Tên gọi

Ứng suất tiếp xúc σtx

Ứng suất tiếp xúc cho phép

(N/m2)

[σtx] (N/m2)

1

Cặp BR luôn ăn khớp

651

1000 ÷2500

2


6

Cặp BR gài số lùi

1218

1500 ÷3000

7

Cặp BR số lùi

954

1500 ÷3000

Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không
vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép


III.

Tính toán trục hộp số.
Qua bảng 4-4, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là khá lớn

so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi). Bởi vậy để tính toán sức bền
trục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.

1. Chọn sơ bộ kích thước các trục.


Pa

R1’

Qa’

P1

Pa’ Ra’
P1’

R1


Hình 9. Sơ đồ lực tác dụng lên hộp số ở tay số 1
Trong đó các lực vòng Pa, Pa’, P1, lực hướng tâm Ra, Ra’, R1 và lực chiều trục Qa. Qa’ đều
đã biết.

3. Tính sức bền trục trung gian.
a. Biểu đồ nội lực.

P1
RC

PC
Pa

Qa


- Giá trị các lực đã biết:
+ Trên bánh răng luôn ăn khớp: Pa = 6791 (N); Ra = 2854 (N); Qa = 3921 (N)
+ Trên bánh răng chủ động của số 1: P1 = 10855 (N); R1 = 3820 (N)
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Xét mô men tại điểm C theo phương y (phương của lực R):

∑M

Cy

=R a .a + Qa .ra, + R1 .( a + b) − R d .( a + b + c) = 0

R a .a + Qa .ra, + R1 .( a + b)
⇒ Rd =
a+b+c
∑ R y =Rc + Rd − R1 − Ra = 0
⇒ Rc = R a + R1 − R d

Xét mô men tại điểm C theo phương x (phương của lực P):

∑M

Cx

=Pa .a − P1 .( a + b) + Pd .( a + b + c) = 0

P1 .( a + b) − Pa .a
a+b+c
∑ Px =Pc + P1 − Pa − Rd = 0


(2)

Với:
- Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yox).
- Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox).

• Mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
Muy = Rc .a + Qa .ra’ = 281 (N.m).
Mux = Pc .a + Pa .ra’ = 48 (N.m).
Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 285 (N.m).
Thay số vào công thức (1) ta có σu = 55,6 (N/mm2) (Với d = 37,15 mm).

• Mặt cắt tại điểm có bánh răng liền trục (chủ động số 1).
Muy = Rđ .c = 280 (N.m).
Mux = Pđ .c = 389 (N.m).
Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 485 (N.m).
Thay số vào công thức (1) ta có σu = 94,6 (N/mm2)
(Ở đây bánh răng số 1 được chế tạo liền với trục, do đó d = 37,15 mm).
Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện: