1. Các yêu cầu và nội dung thiết kế tính toán đối với ly hợp.
Các yêu cầu đối với ly hợp
 Ở trạng thái đóng ly hợp phải truyền được mô men cực đại từ động cơ
đến HTTL;
 Mở dứt khoát, tách động cơ ra khỏi HTTL trong thời gian ngắn;
 Kết cấu ly hợp phải đảm bảo đóng êm dịu, nhằm giảm tải trọng động
bánh răng khi khởi động và sang số;
 Phần bị động của ly hợp cần có mô men quán tính nhỏ để giảm thời gian
sang số;
 Lực ép trên các bề mặt ma sát không truyền đến các cụm chi tiết lân cận
khác )động cơ, hộp số..)
 Điều khiển ly hợp dễ dàng, lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ;
 Các bề mặt ma sát thoát nhiệt tốt, có tuổi thọ cao;
 Kết cấu ly hợp đơn giản, dễ điều chỉnh, chăm sóc;
 Điều khiển nhẹ nhàng.
Nội dung thiết kế ly hợp bao gồm:

- Chọn các thông số cơ bản của ly hợp;
- Tính kiểm tra ly hợp theo công trượt và nhiệt độ;
- Tính toán bền các chi tiết chính của ly hợp;
- Tính toán cơ cấu điều khiển ly hợp;
2. Xác định các kích thước của tấm ma sát của ly hợp (đường
kính ngoài D, đường kính trong d và bề dày? Nếu tính toán
song, đường kính của đĩa ma sát lớn hơn đường kính bánh đà,
thì cần thay đổi các thông số gì để bảo đảm ly hợp làm việc
được mà vẫn có kích thước đĩa nhỏ hơn bánh đà
Công thức tính đường kính ngoài :
Trong đó:
Memax - Mô men xoắn cực đại của động cơ
A - Hệ số kinh nghiệm, tùy thuộc vào loại xe ô tô:
+ Ô tô du lịch: A =0,47;

+ Ô tô tải: A = 0,36;
+ Ô tô chuyên dùng có tính năng thông qua cao: A =0,19


Công thức tính đường kính trong :
Giới hạn dưới (0,55D) cho động cơ có số vòng quay nhỏ còn gới hạn trên
(0,70D) đảm bảo sự mòn đều bề mặt tấm ma sát.
- Cần thay đổi các thông số như :
- Độ ép của lò so
- Vật liệu làm đĩa ma sát
- Chọn hệ số ma sát
Kiểm nghiệm áp suất riêng trên bề mặt ma sát theo công thức
Với vật liệu đĩa ma sát có cái hệ số thép, amiang.... ảnh hưởng đến mô môn ma
sát
3. Kiểm nghiệm áp suất riêng trên bề mặt tấm ma sát?
Kiểm nghiệm áp suất riêng trên bề mặt ma sát theo công thức:
Trị số [q] với các loại vật liệu ma sát khác nhau:
Bề mặt ma sát giữa thép và gang: 0,15 - 0,30 MN/m2
Bề mặt ma sát giữa thép và thép: 0,20 - 0,25 MN/m2
Bề mặt ma sát giữa thép và amian: 0,15 - 0,20 MN/m2
Bề mặt ma sát giữa thép và kim loại gốm: 0,25 - 0,30 MN/m2
4. Kiểm nghiệm ly hợp theo công trượt riêng?
a). Công trượt của ly hợp
Quá trình đóng ly hợp được chia thành hai giai đoạn:
Giai đoạn I: Từ khi các đĩa chủ động và bị động tiếp xúc nhau cho đến
khi mô men ma sát Ml đạt giá trị mô men cản Mc sau thời gian t1
Giai đoạn II: Từ khi ô tô bắt đầu chuyển động cho đến khi ly hợp đóng
hoàn toàn, sau thời gian t2
Ở gia đoạn I ta coi số vòng quay của động cơ không đổi và mo men ma sát tăng
theo phương trình tuyến tính

Ta có:
Trong đó: K - hệ số tính đế nhịp độ đóng ly hợp
xe du lịch: K = 100 -50 Nm/s; - Xe tải K = 200 - 750 Nm/s


Lập mô hình tính toán quá trình đóng ly hợp, bỏ qua biến dạng của các chi tiết
trong hệ thống động lực học ô tô, biểu diễn ở hình sau:
- Mô men xoắn và vận tốc góc của động cơ, Nm, 1/s;
- Vận tốc góc của động cơ trước khi đóng ly hợp, 1/s; đo

- Mô men cản của động cơ quy dẫn về trục ly hợp, Nm;
- Vận tốc góc của đĩa bị động ly hợp, 1/s;
Jđ - Mô men quá tính của động cơ quy dẫn về trục khuỷu, Nms2;
Jm - Mô men quá tính của ô tô quy dẫn về trục sơ cấp hộp, Nms2 t1 - Thời gian
trượt ly hợp, s
- Góc trượt sau thời gian t1
- Công trượt theo sơ đồ động lực học
- Công trượt riêng:
Giá trị cho phép của công trượt riêng:
Ô tô tải trọng tải dưới 50 KN
[l] = (150-250)kJ/m2
Ô tô tải trọng tải trên 50 KN
[l] = (400-600)kJ/m2 - Ô tô du lịch
[l] = (1000-1200)kJ/m2
+ Khi tính L thường chọn các giá trị ban đầu như sau:
Đối với động cơ xăng:
Đối với động cơ diesel:
nM, nN - số vòng quay đc ở chế độ mô men, công suất cực đại
- Mô men cản của ô tô tính cho trường hợp:
- Mô men quán tính,

Đối với xe du lịch tính ở tay số 1; đối với xe tải tính ở tay số 2; đối với máy kéo
tính ở tay số 2

5. Kiểm nghiệm nhiệt độ nung nóng của ly hợp?


Để tính nhiệt độ nung nóng các chi tiết của ly hợp, xét cho trường hợp xấu nhất:
Coi đĩa ma sát truyền nhiệt kém và toàn bộ nhiệt sinh ra trong quá trình ly
hợp trượt đều truyền qua đĩa ma sát và bánh đà.;
Đĩa ép và bánh đà được nung nóng tức thời và không truyền nhiệt ra môi
trường xung quanh.
Nhiệt độ tăng lên của chi tiết sau mỗi lần đóng ly hợp:
Sự tăng nhiệt độ của đĩa ép (hoặc đĩa trung gian) sau mỗi lần đóng
- Phần nhiệt truyền lên đĩa ép;
- Đối với đĩa trung gian
G - Trọng lượng đĩa, N;
C- Nhiệt dung riêng vật liệu đĩa ép: C = 0,115 kcal/kg.độ (gang xám);
g - Gia tốc trọng trường:
Kiểm tra theo điều kiện: Giá trị Δt không vượt quá

6. Các yêu cầu đối với dẫn động ly hợp?
Nhiệm vụ: Truyền lực tác động từ người lái đến đĩa ép thực hiện đóng hay mở
ly hợp.
Dẫn động ly hợp phải đảm bảo:
Điều khiển tiện lợi, nhẹ nhàng: Lực và hành trình không được vượt quá giới hạn
cho phép:
Yêu cầu này thường được đánh giá bằng hai thông số:
Lực tác dụng lên bàn đạp Pbđmax và hành trình bàn đạp Sbđ
+ Xe tải: Pbđmax = 200 N; Sbđ max = 180 mm
+ Xe du lịch: Pbđmax max = 150 N ; Sbđmax = 150 mm

Ở trạng thái mở hoàn toàn, khoảng hở giữa các cặp bề mặt ma sát nằm
trong giới hạn đối với mỗi cặp bề mặt ma sát.
Khi ly hợp đóng hoàn toàn, khoảng hở giữa các mặt phẳng tiếp xúc đầu
các đòn mở và bạc mở phải nằm trong khoảng

-

Ngoài ra, phải dễ chế tạo, gia thành rẻ, nhẹ, dễ bảo dưỡng và sửa chữa.

-

Không tự động; Bán tự động và tự động.

Tùy vào mức độ tự động hóa quá trình điều khiển, dẫn động ly hợp chia
ra:
Ko tự động: Hành trình chuyển động của đĩa ép chỉ nhờ lựctác động
người lái


-

Bán tự động: Mở ly hợp nhờ năng lượng từ đc qua tín hiệu từ người lái;
Tự động: Mở ly hợp theo chế độ làm việc của động cơ và điều kiện
chuyển động của ô tô mà không phụ thuộc vào người lái

7. Các yêu cầu và nội dung thiết kế tính toán đối với hộp số.
Trọng lượng ô tô (G), công thức bánh xe (axb)
Số lượng bánh xe số lượng bánh xe chủ động), phân bố tải lên cầu chủ động; Cỡ
lốp.
Loại hộp số; Tỷ số truyền lực chính (i0)

Mô men xoắn của động cơ (Memax) đối với ô tô và Mn đối với MK;
Tốc độ tối đa (Vmax), khả năng leo dốc cực đại (
)
- Loại ô tô máy kéo tham khảo.
Thông số tham khảo
Trọng lượng ô tô đầy tải G, (N);
Trọng lượng toàn bộ móc kéo Gmk, (N);
Trọng lượng phân bố lên các cầu chủ động khi đầy tải;
+ Cầu trước G1, đối với ô tô có công thức bánh 4x4; 6x6;
+ Trục cân bằng G2+3, đối với ô tô có công thức bánh 6x4; 6x6;
+ Cầu sau G2 đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2; 4x4;
Bán kính tính toán của bánh xe chủ động rbx, (m);
Mô men xoắn cực đại của động cơ, Memax, (N.m);
Số vòng quay tương ứng với mô men xoắn cực đại nM (v/p);
Công suất cực đại của động cơ, Nemax (Kw);
Số vòng quay của động cơ tương ứng với công suất max nN (v/p);
Nội dung thiết kế hộp số cơ khí bao gồm:
Chọn số cấp (số lượng tay sô) và tỷ số truyền các cấp của hộp số;
Chọn sơ đồ và các thông số chính của hộp số như: Khoảng cách trục, số răng,
mô đun, góc nghiêng của răng... của các bánh răng;
Xác định tải trọng tính toán, chọn kích thước các chi tiết chính của hộp số; Tính toán bền hộp số, chọn ổ bi đỡ trục; tính toán bộ đồng tốc

8. Trình tự các bước tính toán thiết kế hộp số?
1. Chọn số cấp và tỷ số truyền các cấp số
Khoảng tỷ số truyền D

-

Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động thắng được lực cản
tổng cộng lớn nhất của mặt đường,



-

Lực kéo tiếp tuyến phải thỏa mãn điều kiện bám
Chọn số tay số
Chọn tỷ số truyền cho hộp số máy kéo
2. Chọn sơ đồ hộp số
3. Chọn các thông số kết cấu cơ bản của hộp số

-

Chọn khoảng cách trục A
Chọn mô đun pháp tuyến các bánh răng hộp số
Chọn chiều rộng các bánh răng hộp số
Xác định số răng các bánh răng hộp số

Xác định kích thước hình học các bánh răng
4. Tính toán sức bền hộp số
Chế độ tải trọng tính toán
Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc
Tính toán trục hộp số

-

Sơ bộ chọn kích thước trục hộp số
Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi, chiều dài hộp số

Tính toán bền trục hộp số
Chọn ổ bi đỡ trục hộp số

Tính toán bộ đồng tốc
Chọn các thông số cơ bản của bộ đồng tốc

9. Phương pháp tính chọn số cấp số và tỷ số truyền các cấp số của
hộp số ô tô và máy kéo?
1. Chọn số cấp và tỷ số truyền các cấp số
a). Khoảng tỷ số truyền D
Khoảng tỷ số truyền D là tỷ số giữa số truyền thấp nhất (i max=iI) và số
truyền cao nhất (imin = icao)
Các giá trị iI và icao được chọ sơ bộ từ điều kiện tính toán sức kéo của ô tô máy
kéo.
- Tỷ số truyển của tay số 1 được xác định thỏa mãn hai điều kiện sau:
1. Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động thắng được lực cản tổng
cộng lớn nhất của mặt đường, nghĩa là:
Hay:
Suy ra : voi


Tỷ số truyền của truyền lực chính io:
nv - số vòng quay của động cơ ứng với Vmax, được tính theo công thức:
Tỷ số truyền của cầu chủ động ic= i0 (ô tô ko có truyền lực cuối cùng)
iht -Tỷ số truyền tăng của hộp số ứng với Vmax của ô tô, đối với một số ô tô (tải
đường dài) dùng số truyền tăng cho phép sử dụng tốt hơn công suất động cơ khi
tải trọng thay đổi, iht = 0,65 - 0,85;
ipc - Tỷ số truyền cao của hộp số phụ dùng cho ô tô có nhiều cầu chủ động,
thường chọn ipc = 1 -1,5;
2. Lực kéo tiếp tuyến phải thỏa mãn điều kiện bám:
Trọng lượng bám của ô tô, khi thiết kế ban đầu chọn:
Ô tô một cầu chủ động phía trước:
Ô tô một cầu chủ động phía sau:

Ô tô hai cầu chủ động phía sau:
Ô tô có tất cả các cầu chủ động:
Trong đó: G1. G2 và G3 là trọng lượng tĩnh của ô tô phân bố lên cầu trước, cầu
giữa và cầu sau của ô tô
Tỷ số truyền của các tay số trung gian
b). Chọn số tay số
Hộp số với một khoảng D biết trước phụ thuộc vào giá trị công bội trung bình
của chỉ số phân bố dãy số (bước tỷ số truyền qtb).
Giá trị qtb được tính từ giả thiết là các tỷ số truyền phân bố hoàn toàn theo cấp
số nhân
Vì đại đa số động cơ có đặc tính mô men tương tự nhau và giá trị hệ số thích
ứng không lớn lắm nên có thể chọ qtb gần đúng như sau:
Công suất riêng NG=(Ne/G)
qtb
15 (mã lực/tấn)
1,8
10 -15 (mã lực/tấn)
1,6
<10 (mã lực/tấn)
1,3 - 1,4
Từ trị số D và qtb có thể xác định số cấp số (số tay số) m cần thiết:
c). Chọn tỷ số truyền cho hộp số máy kéo
Tỷ số truyền của hộp số máy kéo được xác định từ bài toán tính lực kéo:
Trong đó: itl1, itl2,...itlx: Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ứng với khi gài số
1,2,..., x nào đó.
q- Công bội của dãy cấp số:
Trong đó:
Pf - Lực cản lăn của máy kéo;
PKmin, PKmax- Lực kéo nhỏ nhất và lớn nhất của máy kéo (thường cho trước)
m - Số cấp số của hộp số.

Mn là mô men xoắn định mức của động cơ.
rbx - Bán kính làm việc của bánh xe;
- Hiệu suất hệ thống truyền lực.


Từ đó tính:
ih1 

itl1
i
 tl1
i0 .icc ich

Với i0 - Tỷ số truyền của truyền lực chính trung tâm;
icc - Tỷ số truyền của truyền lực cuối cùng.
ich = i0.icc - Tỷ số truyền của cầu chủ động.
Trong hộp số với một cặp bánh răng ăn khớp của máy kéo nông nghiệp thì ich =
i0.icc không nên lấy lớn hơn itl1 để tránh phải lắp thêm số truyền tăng;
- Trường hợp hộp số có số truyền thẳng x nào đó thì tỷ số truyền chung ich lấy
bằng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực khi gài số truyền thẳng itlx;
Nên chọn tỷ số truyền của truyền lực chính và truyền lực cuối cùng như sau:
i0 = 2 - 6 và icc = 4 - 7;
- Tùy theo đặc tính sử dụng của máy kéo mà chọn tỷ số truyền thích hợp. Đối
với máy kéo bánh bơm cần có hai tốc độ: Khi vận chuyển trên đường nhựa: V
= 6,92 m/s; Khi trên đường đất thì V = 2,77 - 3,32 m/s;
- Với máy kéo bánh xích tốc độ vận chuyển là: V = 2,77 - 3,32 m/s; Tốc độ thấp
khi máy canh tác: V = 1.66 - 1,108 m/s;
- Hộp số phải đảm bảo tốc độ làm việc bình thường của máy kéo:
+ Tốc độ làm việc thấp nhất với máy kéo bánh bơm hiện đại khoảng 1,66 m/s;
đối với máy kéo bánh xích khoảng 1,33 m/s;

+ Tốc độ làm việc cao nhất với máy kéo bánh bơm hiện đại khoảng 2,5 - 2,77
m/s; đối với máy kéo bánh xích khoảng 1,93 - 2,21 m/s;

9. Phương pháp tính chọn các thông số kết cấu cơ bản của hộp số
ô tô?

-

Chọn khoảng cách trục A
Chọn mô đun pháp tuyến các bánh răng hộp số, mn
Chọn chiều rộng các bánh răng hộp số
Xác định số răng các bánh răng hộp số
Xác định kích thước hình học các bánh rang

10. Xác định tải trọng khi tính toán bền các chi tiết và bộ phận
chính của hộp số?
Chế độ tải trọng tính toán
- Mô men tính toán thường chọn từ mô men lớn nhất động cơ:
Mô men tính toán của chi tiết thứ k:
- Mô men tính toán trên trục sơ cấp:


- Mô men tính toán trên trục trung gian:
Mô men tính toán trên trục thứ cấp:
ia - Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp giữa trục sơ và thứ cấp.
ihi - Tỷ số truyền của hộp số ứng với các số truyền i =1,2,3...
ihk - Tỷ số truyền của hộp số tính từ trục sơ cấp đến chi tiết thức k đang tính.
- Hiệu suất truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ k đang tính.
Nếu mô men tính từ động cơ lớn hơn mô men tính theo điều kiện bám thì mô
men tính toán sẽ được chọn theo điều kiện bám:


11. Các loại truyền lực chính trên cầu chủ động ô tô? Các yêu cấu
đối với kết cấu truyền lực chính?
a) Các yêu cầu:
Kết cấu truyền lực chính phải thỏa mãn các yêu cầu sau:
+ Cho tỷ số truyền thích hợp đặc tính động lực học của ô tô;
+Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất cao;
+ Cho ô tô có khoảng sáng gầm xe cần thiết;
+ Làm việc êm dịu;
+ Vỏ, gối tựa, và trục của truyền lwucj chính có độ cứng vững cao;
b) Các loại truyền lực chính
+ Truyền lực chính đơn: Tùy theo kiểu bánh răng ăn khớp, truyền lực chính đơn
chi ra:
- Truyền động bánh răng côn xoắn, với đường tâm trục của các bánh răng nằm
trong một mặt phẳng và cắt nhau tại một điểm (a);
- Truyền động hy pô ít, với đường tâm trục của các bánh răng chéo nhau (b);
- Truyền động trục vít - bánh vít (c)


12. Xác định tải trọng tính toán khi thiết kế truyền lực chính?
a). Chọn tải trọng tính toán
Đối với ô tô có công thức bánh 4x2, tải trọng tính toán xác định theo mô men
cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số 1:
Nhưng giá trị mô men này còn bị hạn chế bởi mô men bám:
Với
là trọng lượng phân lên cầu chủ động;
rbx - Bán kính tính toán bánh xe;
ic - Tỷ số truyền cuối cùng;
i0 - Tỷ số truyền lực chính;
- Hệ số bám cực đại (thường tính toán chọn = 0,8)

Mô men tính toán được lấy giá trị nhỏ nhất từ hai công thức tính trên;
- Đối với ô tô có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính toán xác định theo
mô men bám, trong đó coi mô men giữa các cầu được phân bố tỷ lệ với
trrongj lượng bám:
Với
- Mô men bám phân bố lên cầu thứ i
- Trọng lượng bám phân bố lên cầu thứ i

b) Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính
- Chọn hệ số dịch chỉnh và góc ăn khớp.
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn rang


13. Phân loại vi sai trên ô tô theo vị trí lắp đặt và kết cấu vi sai đối
xứng và không đối xứng ?
Tùy thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được
chia ra:
Vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe
- Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đối xứng.
- Vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng, nó phải đảm bảo phân chia đều
mô men xoắn đến các bánh xe chủ động trong cùng một cầu. Hình là vi sai đối
xứng bánh răng bánh răng côn và vi sai kiểu hành tinh không đối xứng (hb). Vi
sai không đối xứng phân chia mô men đến các thành phần truyền động theo sau
nó với các tỷ lệ khác nhau.
- Theo kết cấu có thể chia ra 3 loại vi sai giữa các cầu:
Vi sai bánh răng;
Vi sai cam;
Vi sai trục vít - bánh vít.
Vi sai giữa các cầu được bố trí trong hộp phân phối;



14. Nội dung tính toán bền các chi tiết của bộ vi sai côn đối xứng?
Vi sai bánh răng côn đối xứng (hình) được dùng rất phổ biến trên ô tô
Trường hợp tổng quát, mô men truyền đến các bán trục theo quan hệ:
M0 - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai;
Mms - Mô men ma sát trong vi sai;
- Xác định mô đun pháp tuyến bánh răng
Mô đun pháp tuyến bánh răng có thể được tính theo công thức kinh nghiệm sau:
Với M0 - Mô men xoắn trên vỏ vi sai:
- Hiệu suất của hệ thống truyền lực.
- Hệ số khóa vi sai, được chọn theo kết cấu của từng loại:
+ Vi sai bánh răng côn loại thường = 0,05 - 0,20;
+ Vi sai tăng ma sát trong: 0,2 - 0,7;


z - Số răng của bánh răng bán trục;
q - Số bánh răng hành tinh, xe du lịch thường chọn: q = 2; xe tải q =4;
Le - Chiều dài đường sinh;
- Hệ số kích thước; y - Hệ số dạng răng;
- ứng suất uốn cho phép = 550 MN/m2
- Việc xác định các kích thước cơ bản của các bánh răng bộ vi sai được tiến
hành theo tài liệu chi tiết máy. Chú ý khi chọn số răng cần đảm bảo điều kiện
lắp ráp, tức là số răng của bánh răng bán trục bằng bội số của số bánh răng hành
tinh.
Tính bền các chi tiết của bộ vi sai được tiến hành theo các bước:
1. Chọn chế độ tải trọng tính toán
- Mô men lớn nhất truyền từ động cơ đến bánh răng bán trục:
Giá trị Mtt bị giới hạn bởi điều kiện bám:
2. Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn
Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn được tiến hành theo

các công thức bánh răng côn thẳng, ứng suất uốn cho phép lấu bằng 1000 - 2000
MN/m2
3. Tính chốt của bánh răng hành tinh
Chốt bánh răng hành tinh được kiểm tra theo công thức chèn dập và ứng suất
cắt:
- Ứng suất chèn dập:
- Ứng suất cắt:
- Tính ứng suất chèn dập mặt đáy bánh răng hành tinh và bán trục
Mặt đáy của bánh răng hành tinh được kiểm tra theo ứng suất chèn dập
dưới tác dụng của lực Qn
Mặt đáy của bánh răng bán trục được kiểm tra theo ứng suất chè dập dưới tác
dụng của lực Qn
Góc ăn khớp;

- Góc đỉnh nón

14. Nội dung tính toán bền các chi tiết của bộ vi sai côn đối xứng?
a). Vi sai bánh răng đối xứng
Vi sai bánh răng côn đối xứng (hình) được dùng rất phổ biến trên ô tô
Trường hợp tổng quát, mô men truyền đến các bán trục theo quan hệ:
M0 - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai;


Mms - Mô men ma sát trong vi sai;
- Xác định mô đun pháp tuyến bánh răng
Mô đun pháp tuyến bánh răng có thể được tính theo công thức kinh nghiệm sau:
Với M0 - Mô men xoắn trên vỏ vi sai:
- Hiệu suất của hệ thống truyền lực.
- Hệ số khóa vi sai, được chọn theo kết cấu của từng loại:
+ Vi sai bánh răng côn loại thường = 0,05 - 0,20;

+ Vi sai tăng ma sát trong: 0,2 - 0,7;
z - Số răng của bánh răng bán trục;
q - Số bánh răng hành tinh, xe du lịch thường chọn: q = 2; xe tải q =4;
Le - Chiều dài đường sinh;
- Hệ số kích thước;
y - Hệ số dạng răng;
- ứng suất uốn cho phép = 550 MN/m2
- Việc xác định các kích thước cơ bản của các bánh răng bộ vi sai được tiến
hành theo tài liệu chi tiết máy. Chú ý khi chọn số răng cần đảm bảo điều kiện
lắp ráp, tức là số răng của bánh răng bán trục bằng bội số của số bánh răng hành
tinh.
Tính bền các chi tiết của bộ vi sai được tiến hành theo các bước:
1. Chọn chế độ tải trọng tính toán
- Mô men lớn nhất truyền từ động cơ đến bánh răng bán trục:
Giá trị Mtt bị giới hạn bởi điều kiện bám:
2. Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn
Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn được tiến hành theo
các công thức bánh răng côn thẳng, ứng suất uốn cho phép lấu bằng 1000 - 2000
MN/m2
3. Tính chốt của bánh răng hành tinh
Chốt bánh răng hành tinh được kiểm tra theo công thức chèn dập và ứng suất
cắt:
- Ứng suất chèn dập:
- Ứng suất cắt:
- Tính ứng suất chèn dập mặt đáy bánh răng hành tinh và bán trục


Mặt đáy của bánh răng hành tinh được kiểm tra theo ứng suất chèn dập
dưới tác dụng của lực Qn
Mặt đáy của bánh răng bán trục được kiểm tra theo ứng suất chè dập dưới tác

dụng của lực Qn
Góc ăn khớp;

- Góc đỉnh nón

15. Sơ đồ các loại bán trục?


- Bán trục giảm tải một nửa: Đầu trong tỳ lên vỏ vi sai còn đầu ngoài có 2
ổ bi, vòng trong lắp trực tiếp lên bán trục còn vòng ngoài tỳ lên vỏ bán trục.
Loại này đơn giản nên dùng cho ô tô con và ô tô tải cỡ nhỏ.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn là loại bán trục mà đầu phía trong tỳ lên vỏ vi
sai còn đầu phía ngoài gồm 2 ổ lăn côn có vòng trong tỳ lên vỏ của bán trục
còn vòng ngoài tỳ lên may ơ bánh xe.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn được sử dụng rộng rãi trong các loại xe ô tô
khách và xe ô tô tải loại vừa và loại lớn hiện nay


16. Xác định tải trọng tính toán bán trục tương ứng với các
trường hợp:
- Khi lực kéo (Zk) đạt giá trị cực đại;
- Khi lực phanh (Zp) đạt giá trị cực đại;
- Khi lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại;
- Khi lực thẳng đứng (Zbxmax) đạt giá trị cực đại;
Các chế độ tải trọng tính toán

Kích thước của bán trục được xác định từ chế độ tải trọng nguy hiểm nhất. Ở
đây tính cho 4 trường hợp: Khi lực kéo có giá trị cực đại; Khi lực phanh cực
đại; Khi lực ngang cực đại và khi có tải trọng thẳng đứng cực đại.
1- Lực kéo đạt giá trị cực đại (Zk)

- Xác định mô men tính toán: Đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2, mô men
tính toán được chọn một trong hai giá trị nhỏ nhất từ mô men động cơ hoặc mô
men theo điều kiện bám:
a - Mô men tính theo động cơ:
Đối với vi sai bánh răng, hệ số khóa vi sai chọn 0,05 - 0,2;
- Đối với vi sai tăng ma sát trong, chọn 0,2 - 0,7;
Mô men tính theo điều kiện bám:
Đối với ô tô có tất cả các cầu chủ động, mô men tính toán lấy bằng mô men
bám.
b. Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Gi - Tải trọng thẳng đứng phân bố lên cầu thứ i;
- Hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu phụ thuộc vào điều kiện chuyển động
của xe
Khi xe tăng tốc trên đường bằng:
Khi xe tăng tốc lên dốc:
c.) Xác định lực kéo tiếp tuyến:
Đối với ô tô có công thức bánh 4x2, lực kéo được tính toán được chọn một
trong hai giá trị nhỏ nhất là lực kéo từ động cơ và theo điều kiện bám.
Lực kéo tính từ động cơ:
Lực kéo tính theo điều kiện bám:
Đối với xe có tất cả các cầu chủ động, Zkmax tính theo điều kiện bám:
Khi tinh ở chế độ lực kéo cực đại: coi Yk = 0 và Zp =0
2. Lực phanh Zp ở chế độ cực đại


a). Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Với Hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu khi phanhpi
Khi xe phanh trên đường thẳng:
Khi xe tăng tốc lên dốc:
b) - Xác định lực phanh:

Khi tính ở chế độ phanh cực đại ta coi: Pk = 0 và phản lực ngang Yk =0;
3. Lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại (khi xe quay vòng bị trượt ngang)
- Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Với là hệ số bám ngang của lốp và đường, lấy =1;
hg - Chiều cao trọng tâm xe; B - Khoảng cách vết bánh xe; Dấu + cho bánh xe
phía ngoài, dấu - cho bánh xe phía trong;
- Xác định phản lực ngang:
Ở chế độ tính toán này coi giá trị Zk = 0 và Zp = 0;
4. Lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại
a) Với: k- Xác định phản lực pháp tuyến của đường
Kđ - Hệ số tải trọng động, chọn như sau: :
Ô tô du lịch: 1,50 -1,75
Ô tô tải: 1,80 - 2,0
Ô tô có nhiều cầu chủ động: kđ = 2,0 - 2,5;
Ở trường hợp này,
coi giá trị Zbx = 0 ; Pp =0 và Y = 0;
b). Tính bền bán trục
b1. Bán trục giảm tải một nửa
Chế độ lực kéo cực đại
Ứng suất uốn bán trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục (hình 3.11) được xác định
theo công thức:
Với: Mkmax - Mô men uốn do lực Pkmax trong mặt phẳng ngang
- Mô men uôn do lực Zbx tạo ra trong mặt phẳng thẳng đứng
- Đường kính bán trục tại tiết diện tính toán.
Ứng suất tổng hợp:
Mu - Mô men uốn tổng hợp:
Mx - Mô men xoắn: Mx = Pkmax.rbx;
- Chế độ phanh cực đại:
Ứng suất uốn



- Chế độ lực ngang cực đại
Ứng suất uốn:
- Chế độ lực thẳng đứng cực đại:
Ứng suất uốn:

17. Tính toán bền cho các loại bán trục;
b). Tính bền bán trục
b1. Bán trục giảm tải một nửa
Chế độ lực kéo cực đại
Ứng suất uốn bán trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục (hình 3.11) được xác định
theo công thức:
Với: Mkmax - Mô men uốn do lực Pkmax trong mặt phẳng ngang
- Mô men uôn do lực Zbx tạo ra trong mặt phẳng thẳng đứng
- Đường kính bán trục tại tiết diện tính toán.
Ứng suất tổng hợp:
Mu - Mô men uốn tổng hợp:
Mx - Mô men xoắn: Mx = Pkmax.rbx;
- Chế độ phanh cực đại:
Ứng suất uốn
- Chế độ lực ngang cực đại
Ứng suất uốn:
- Chế độ lực thẳng đứng cực đại:
Ứng suất uốn:


2. Bán trục giảm tải 3/4
Tiết diện nguy hiểm nhất của bán trục này nằm sát với may ơ bánh xe, có
khoảng cách đến điểm đặt phản lực R là c (h 3.11.c)
- Chế độ lực kéo cực đại

Ứng suất uốn bán trục được xác định theo công thức:
Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp:
Với:
- Chế độ lực ngang cực đại
Ứng suất uốn:
- Chế độ lực thẳng đứng cực đại:
Ứng suất uốn:
3. Bán trục giảm tải hoàn toàn 4/4
Loại bán trục này tiết diện (h 3.11d) chỉ chịu xoắn, ứng suất xoắn tính
theo
Ngoài ứng suất xoắn và uốn, các bán trục còn được kiểm tra theo góc
xoắn cực đại:
Mu - Mô men tính toán tác dụng lên bán trục, MN.m;
l - Chiều dài bán trục, m; G - Mô đun đàn hồi loại 2, G = 8.104 MN/m2;
Jx - Mô men quán tính của tiết diện chịu xoắn:
- Góc xoắn cho phép = 9 - 150/ 1m chiều dài

18. Các loại dầm cầu? Sơ đồ tải trọng lên dầm cầu cho một số
trường hợp.
A. Dầm cầu ô tô thường dùng với hệ thống treo phụ thuộc. Theo cấu tạo, chức
năng thì dầm cầu có thể chia ra:
- Không dẫn hướng, không chủ động;
- Dẫn hướng, không chủ động;
- Không dẫn hướng, chủ động;


- Dẫn hướng, chủ động.
+ Theo kết cấu có:
- Dầm cầu liền và dầm cầu ghép.
Dầm cầu liền được chế tạo bằng phương pháp dập - hàn và đúc, thường được sử

dụng cho xe tải cỡ trung và cỡ nặng.
Khi phân tích kết cấu, cần phải dựa theo yêu cầu đối với dầm cầu và tùy theo
điều kiện cụ thể để chọn dầm cầu thích hợp.
B. Chế độ lực phanh cực đại

- Mô men tính toán được xác định như đối với bán trục;
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng đứng:
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng nằm ngang:
- Dầm cầu chịu xoắn (từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp):
Ứng suất cũng xác định tương tự như trường hợp chịu lực kéo cực đại
c). Chế độ lực ngang cực đại


- Phản lực pháp tuyến của đường
Dấu + đối với bánh xe ngoài; dấu - đối với bánh xe trong;
- Phản lực ngang của đường:
Khi tính toán có thể lấy
Mô men uốn tổng hợp tại các mặt cắt nguy hiểm xác định như sau:
- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt I – I
Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt II- II
- Ứng suất tại mặt cắt nguy hiểm:

19. Tính toán bền cho dầm cầu cho một số trường hợp.
a). Chế độ lực kéo cực đại
- Mô men tính toán được xác định như đối với bán trục;
G
M đ  i .i .l
2
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng đứng:
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng nằm ngang: M n  Pk max .l


- Dầm cầu chịu xoắn: M x  Pk max .rbx
Mô men tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu (tâm lắp nhíp):
M   M đ2  M n2  M x2

+ Mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu là hình vành khăn:
- Ứng suất của dầm cầu tại tiết diện nguy hiểm:
M
1
G
  
. ( i .i .l ) 2  ( Pk max .l ) 2  ( Pk max .rbx ) 2
Wu

Wu

2


   u2  4 2
- Khi mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu là hình chữ nhật:
M
M
G
P .l
M
P .r
 u  đ  n  i ..i .l  k max
  x  k max bx
Wuđ Wun 2Wud

Wun
Wx
Wx
Với:
;

Wu , Wx - Mô men chống uốn xoắn của tiết diện nguy hiểm;
- Ứng suất cho phép của dầm cầu:
2
2
- Dầm cầu làm bằng gang rèn: [ ] �500 MN / m ;[ ] �400 MN / m
2
2
- Dầm cầu làm bằng thép; [ ] �300MN / m ;[ ] �20 MN / m
b). Chế độ lực phanh cực đại
- Mô men tính toán được xác định như đối với bán trục;
G
M đ  i .i .l
2
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng đứng:
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng nằm ngang:

M n  Pk max .l 

Gi
. pi .max .l
2

- Dầm cầu chịu xoắn (từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp):
M x  Pk max .rbx 


Gi
. pi .max .rbx
2

Ứng suất cũng xác định tương tự như trường hợp chịu lực kéo cực đại
c). Chế độ lực ngang cực đại
'
2.max
.hg
Gi
- Phản lực pháp tuyến của đường

Z bx 

2

(1 �

B

)