1


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

THIẾT KẾ MÔN HỌC
THIẾT KẾ Ô TÔ
ĐỀ BÀI:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ

Sinh viên thực hiện:

La Văn Cương

Lớp chuyên nghành: Cơ khí ô tô B – K52
Giảng viên hướng dẫn: Ths. Nguyễn Hồng Quân

Hà Nội 12/2014

2


LỜI NÓI ĐẦU
Xu hướng hiện nay ở việt nam số lượng ôtô - máy kéo ngày càng được sử dụng
càng nhiều.Ôtô - máy kéo đóng một vai trò quan trọng trong sự nghiệp CNH HĐH ở nước ta.Để hoà nhập với xu hướng phát triển chung của đất nước và thế
giới thì trong ngành ôtô nói riêng phải không ngừng tăng số lượng về xe mà
còn phải chú trọng cải tiến nâng cao mẫu mã chất lượng để tăng hiệu quả sử
dụng và tính năng an toàn cho xe.Trên cơ sở đó em được giao đề tài Tính toán

chủ động, đồng thời cho phép thay đổi độ lớn và chiều hướng mômen xoắn, hệ
thống này gồm các bộ phận sau: Ly hợp, hộp số, truyền động các đăng, bộ truyền
lực chính, vi sai và bán trục. .Bộ phận vận hành: Là nơi lắp đặt tất cả các tổng
thành của ôtô, đưa xe chuyển động trên đường gồm: Khung xe, dầm cầu, hệ thống
đàn hồi, các bánh xe.

4


- Hệ thống điều khiển phương hướng chuyển động- điều khiển sự dừng khẩn cấp
hoặc làm chậm dần tốc độ: Gồm cơ cấu lái và cơ cấu phanh.
1.1.2. Giới thiệu chung về tổng thành thiết kế
a.Vị trí của hộp số
Hộp số là bộ phận được bố trí sau ly hợp và trước truyền động các đăng trong
hệ thống truyền lực.
b.Công dụng của hộp số
- Truyền công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động
- Thay đổi momen và tỉ số truyền
- Cho phép ô tô chuyển động lùi, dừng tại chỗ mà không cần cắt ly hợp
- Trích công suất cho các bộ phận công tác khác: xe có tời kéo, xe có thùng tự
đổ…
c.Yêu cầu của hộp số
- Có tỉ số truyền phù hợp để nâng cao tính năng động lực học và tính năng kinh
tế của ô tô
- Hiệu số truyền lực cao, khi làm việc không gây ra tiếng ồn, sang số nhẹ nhàng
không sinh ra lực va đạp ở các bánh răng
- Kết cấu gọn gàng và chắc chắn, dễ điều khiển, dễ kiểm tra và bảo dưỡng.
d.Phân loại hộp số
- Theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền hộp số được chia làm: Hộp số có cấp
và hộp số vô cấp.

Thiết kế hộp số ô tô: xe con
Với các thông số:
Loại hộp số: 2 trục
Bánh xe:6,15-13
: 7,8 (KG.m); =465 (KG);= 615 (KG); : 43 (ML)
Số tay số: 4
Tỉ số truyền hộp số - TLC:
+Số 1:3,8
+Số 2: 2,12
+Số 3:1,409
+Số 4: 0.964
+L : (1,2 – 1,3)= 4,56 – 4.94 vậy ta chọn =4.6.
+TLC:4,125
2.2 Lựa chọn sơ đồ động cho hộp số thiết kế
Chọn loại hộp số 2 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm , 4 cấp ( 4 số
tiến và 1 số lùi ) và có số 4 là số truyền thẳng .Khi gài các số tiến đều sử dụng bộ
đồng tốc do đó tránh được va đập của các bánh răng.

7


Trục sơ cấp nhận moomen xoắn từ động cơ thông qua các cặp bánh răng ăn khớp
trên 2 trục và tỉ số truyền của các cặp bánh răng ăn khớp truyền momen xoắn đến
các bánh xe chủ động.Có 2 bộ đồng tốc để gài các số 1-2 và số 3-4.
Sơ đồ động của hộp số được trình bày như trên hình vẽ

2.3.Phân tích kết cấu hộp số 2 trục trên ô tô con

8


A= 15,5. =66,3[mm]
Ta chọn =67[mm]
10


2.4.2 Chọn môđun bánh răng: m
Chọn môđun theo công thức:=(0,032 – 0,04)=2,7(mm)
Chọn = 2,75 (mm).
Chọn góc nghiêng β =
2.4.3 Xác định số răng của các bánh răng
1.số răng của các bánh răng chủ động
-Tay số 1: = = = 9,54
-Tay số 2: = = = 14,67
-Tay số 3: = = = 19
-Tay số 4: = = = 23,31
Ta làm tròn số răng của các bánh răng chủ động:=10 ; 15 ; = 19 ; =24
2.Số răng của các bánh răng bị động
= = 10.3.8 = 38,00
= = 15.2,12 = 31,80
= = 19.1,409 = 26,77
= = 24.0,964 = 23,14
Ta làm tròn số răng của các bánh răng bị động:=38 ; 32 ; =27 ; =24
Sơ bộ chọn số răng của bánh răng truyền lực chính Z V = 23, với đường kính vòng
chia dc=82(mm), môđun ngang m5 =3,5 nên môđun pháp của bánh răng: m = m s
.cos100 = 3,45.
11


3.Tỷ số truyền tính chính xác: = = 3,8



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:
Với cặp bánh răng số 2:
0
Với cặp bánh răng số 2: 1,18

Vì cặp bánh răng gài số 2 và số 3 có dịch chỉnh góc nên ta phải tính các thông số
theo tiết diện mặt đầu theo các công thức sau:
Với cặp bánh răng số 2: = = 18,1
= 0,5 (0,63447

= = 38,6

= =.cos =0,29810

tg= = 0,45172
Với cặp bánh răng số 3: = = 22,9
= 0,5 (1,3814

= = 32,5

= =.cos =0,64905

tg= = 0,49623

13



tn

tn = π. mn = 8,64

4

Góc nghiêng của răng

β

β = 200

5

Hướng răng

6

Mô đun mặt đầu

ms

ms = =2,92

7

Bước mặt đầu

ts


h

h = 2,25. mn = 6,19 (mm)

12

Khoảng cách trục

A

A = 70,24 (mm)

13

Chiều rộng vành răng

B

B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22

14

Góc ăn khớp

α

α = α0 = 200

Bảng 2.2:Thông số cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 và số 3 có dịch

2,14
2,92
9,76

Cặp gài số 3
Bánh nhỏ: Bánh lớn
1,421
2,92
9,76

8,895
68,77
70,24
0,02137
0,05962
0,29810
0,29810
-1,29591
43,80 : 93,44
39,92 : 85,16
53,97 : 103,61
38,24 : 87,88
7,86
25

8,742
67,31
70,24
0,04359
1,29810


Từ động cơ truyền đến
Từ bánh xe truyền đến (theo bám)
Công thức Giá trị [N.m] Công thức
Giá trị [N.m]

Trục sơ cấp

MS = Memax

Tay số
1(trục TC)

Memax .

78,0

ϕ max .G ϕ .rbx
ϕ
M s max =
icc .i .i .i
0 f 1

51,5

296,4
max =
236,7

Tay số

+ Đối với cặp bánh răng gài số 1 ta tính cho bánh răng chủ động trên trục sơ cấp
16


với = 10 và = 51,5[N.m].
+ Đối với cặp bánh răng gài số 2 ta tính cho bánh răng chủ động trên trục thứ cấp
với = 32 và = 166,9[N.m].
+ Đối với cặp bánh răng gài số 3 ta tính cho bánh răng bị động trên trục thứ cấp với
= 27 và = 110,8[N.m].

Stt
1

2

3

Tên gọi

Lực vòng P(N)

Cặp bánh răng gài số
1
Cặp bánh răng gài số
2
Cặp bánh răng gài số
3

Lực hướng kính R(N)



β

(N/m2)

Trong đó:
- Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe con ta chọn Kđ = 1,7.
- Kms: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :

Kms = 1,1
17


+ 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

- Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia
công gây nên (số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ)


Ktp
1,1

Kgc
1,0

y
Kβ
1,6 0,098

b
2,75 22

0,9

1,1

1,1

1,0

1,6 0,146

2,75 22

CĐ 1,7

1,1

1,2


1,2

1,0

1,6 0,137

2,92 25

BĐ 1,7

0,9

1,1

1,2

1,0

1,6 0,152

2,92 25

P (N)
3745
3572

2811
18


BĐ

114,2

CĐ

150,7

BĐ

101,8

850

850

400

Vậy các cặp bánh răng đảm bảo điều kiện bền uốn vì: ≤ []
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.cosβ

P.E
1 1
.( + )
b'.sin α.cosα r r
1 2

Cặp BR số 1

200

3745

14,60

55,48

23,42

20,00

2

Cặp BR số 2

200

3572

21,90

46,72

26,60

21,40



Cặp BR số 1

297

1500 ÷3000

2

Cặp BR số 2

904,5

1000 ÷2500

3

Cặp BR số 3

564,5

1000 ÷2500

Vậy các cặp bánh răng đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc vì: ≤ []
2.5.3. Tính toán bền trục hộp số
a.Chọn sơ bộ kích thước trục
Chiều dài trục sơ cấp của hộp số được xác định như sau:
=
20


A
P1
RxA
274

B
Q1
36

RxB

48420

Mx
119190

My
54677
Mz

Xác định phản lực tại gối:
= .310 - . - .274 = 0



= = 1345(N)
= - = 1450 – 1345 = 105(N)

= .310 - .285 = 0 = = 3310(N).
= - = 3745 – 3310 = 435(N)

=

u

M
0,1 d

u
3

= 51,77 < [σ ] = 60[ N / mm 2 ]
u

Tính bền theo độ bền xoắn:

-

τ

u

x

=

Mx
Mx
=
= 8,96 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
3

-Trục thứ cấp:
+ Tay số 1:
Xác định phản lực tại gối:

23


Q11

RyA
R11

RyB

P11
RV

RxB

RxA
QV
360

PV
55

274

Mx


Tớnh bn theo bn un:
= = 501046(N.mm)

-

Wu=0,1d13= 9112,5 mm3



u

-

M
W

u
u

=

M
0,1 d

u
3

= 55 < [ ] = 60[ N / mm 2 ]
u


2

2

x

u

2

= 56,5

2

th

th

Kt lun: Trc s cp v trc th cp m bo bn

2.5.4.Tớnh toỏn v chn ln
2.5.4.1.ổ lăn trên trục sơ cấp.
1. Chọn loại ổ lăn.
Vì ổ đỡ phần cuối trục chịu tải trọng lớn, ngoài lực hớng tâm còn chịu lực
dọc trục, nên ta dùng ổ bi đỡ chặn một dẫy.
2. Chọn kích thớc ổ
Căn cứ vào đờng kính ngõng trục d = 30 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1
25