PHẦN I:TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ
1. Nhiệm vụ
-Hộp số dùng để thay đổi tỉ số truyền nhằm thay đổi mômen xoắn ở các bánh xe chủ động
của ôtô, đồng thời thay đổi tốc độ chạy xe phù hợp với sức cản bên ngồi.
-Thay đổi chiều chuyển động của ơtơ(tiến và lùi).
-Tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tuỳ ý mà không cần tắt
máy và mở li hợp.
-Dẫn động lực học ra ngoài cho các bộ phận công tác của xe chuyên dùng
2.Yêu cầu của hộp số
-Có đủ tỉ số truyền một cách hợp lý để nâng cao tính kinh tế và tính động lực học của ôtô.
-Hiệu suất truyền lực cao, khi làm việc không gây tiếng ồn, thay đổi số nhẹ nhàng không
sinh lực va đập ở các bánh răng.
-Kết cấu gọn gàng, chắc chắn, dễ điều khiển bảo dưỡng và sửa chữa, giá thành hạ.
3.Phân loại hộp số
3.1 .Phân loại theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền
+Loại hộp số có cấp
-Ngày nay trên ơtơ dùng nhiều nhất là hộp số có cấp (loại này thay đổi tỉ số truyền bằng
cách thay đổi sự ăn khớp giữa các cặp bánh răng), vì cấu tạo đơn giản, làm việc chắc
chắn, hiệu suất truyền lực cao, giá thành rẻ.
Trong loại hộp số có cấp người ta chia:
+Theo tính chất trục truyền
-Loại có trục tâm cố định: việc thay đổi số bằng các con trượt thường có loại hai trục tâm
dọc hoặc ngang, loại ba trục tâm dọc.
-Loại có trục tâm di động(hộp số hành tinh).
+Theo cấp số ta có:hộp số 3 cấp, 4 cấp, 5 cấp …
Nếu hộp số càng nhiều cấp tốc độ càng cho phép sử dụng hợp lý công suất của động cơ,
trong điều kiện lực cản khác nhau do đó tăng được tính kinh tế của ơtơ nhưng thời gian
thay đổi số dài, kết cấu phức tạp.
+Loại hộp số vô cấp

Hộp số vơ cấp có ưu điểm là: có thể thay đổi tỉ số truyền liên tục trong một giới hạn nào
đó, thay đổi tự động, liên tục phụ thuộc vào sức cản chuyển động của ơtơ, nó rút ngắn
được quãng đường tăng tốc, tăng lớn nhất tốc độ trung bình của ơtơ.
-Hộp số vơ cấp kiểu cơ học (ít sử dụng).
-Hộp số vơ cấp kiểu va đập (ít dùng).
-Hộp số vơ cấp kiểu ma sát (bánh ma sát hình côn).
-Hộp số vô cấp dùng điện(dùng động cơ đốt trong kéo máy phát điện, cung cấp điện cho
động cơ điện đặt ở bánh xe chủ động( hoặc có nguồn điện từ ắc quy). Ta thay đổi dịng
điện kích thích của động cơ điện sẽ thay đổi tốc độ và mômen xoắn của động cơ điện và
của bánh xe chủ động.
-Hộp số vô cấp thuỷ lực: truyền mômen xoắn nhờ năng lượng dịng chất lỏng có thể là
thuỷ động hoặc thuỷ tĩnh. Hộp số vơ cấp thuỷ lực có kết cấu phức tạp giá thành cao, hiệu
suất truyền lực thấp, thay đổi mômen xoắn trong giới hạn hẹp. Thông thường người ta kết
hợp với hộp số có cấp có trục tâm di động(kiểu hành tinh) với biến mômen thuỷ lực.
3.2 Phân loại theo cơ cấu điều khiển
-Loại điều khiển cưỡng bức (thường ở hộp số có cấp) .
-Loại điều khiển bán tự động (thường ở hộp số kết hợp) .
-Loại điều khiển tự động (thường ở hộp số vô cấp) .
4. Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số:
Bước quan trọng khi thiết kế hộp số là phải phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số ôtô
và chọn phương án hợp lý. Việc phân tích này phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo hộp số
làm việc tốt chức năng:
-Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động.
-Cho phép ôtô chạy lùi.
-Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc.
Hộp số thiết kế phải đáp ứng được các yêu cầu:
1-Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo lực kéo cần thiết.
2-Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao.
3-Hiệu suất truyền lực cao.
4-Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao.



Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấp thường
bố trí bộ đồng tốc. Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là cân bằng tốc độ góc của các chi tiết chủ
động và bị động trước khi chúng ăn khớp với nhau.
Trên ôtô ngày nay đều sử dụng khá rộng rãi hộp số 2 trục và 3 trục.Hộp số 3 trục thường
bố trí trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm.
Đối với ôtô vận tải thường dùng loại hộp số 5 và 6 số. Vậy ta chọn hộp số loại 5 số, với
hộp số 6 số kết cấu sẽ phức tạp khó chế tạo.
5. Chọn sơ đồ động học của hộp số
Sơ đồ của hộp số là loại 3 trục :

Sơ đồ trên là hộp số 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm. Gồm 5 cấp (5 số tiến,
1 số lùi). Trong đó tay số 5 là tay số truyền thẳng.
Số II, III, IV, V được gài bằng bộ đồng tốc (A, B).
Số lùi (R) và số I được gài bằng khớp răng.
Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục trung gian.
- Trong hộp số có một cặp bánh răng luôn ăn khớp để dẫn truyền mômen quay từ trục thứ
nhất đến trục trung gian. Trục thứ nhất được chế tạo thành một khối với bánh răng chủ
động của cặp bánh răng luôn ăn khớp và vành răng ngoài để gài số truyền thẳng (i=1).


Trục thứ nhất được đỡ bằng hai ổ bi, một ổ đặt trong bánh đà và một ổ đặt ở vỏ hộp số, ổ
bi này thường chọn có đường kính ngoài lớn hơn bánh răng chủ động để đảm bảo tháo
lắp trục thứ nhất được dễ dàng.
- Trên trục trung gian được lắp cố định nhiều bánh răng để dẫn truyền mômen quay đến
trục thứ hai, giá trị của mômen quay được thay đổi tuỳ theo cách gài các bánh răng lắp
trượt và cùng quay trên trục thứ hai. Trục trung gian được đỡ trên hai ổ bi đặt ở vỏ hộp
số. Thường các bánh răng trên trục trung gian có hướng đường nghiêng của răng cùng
chiều để giảm lực chiều trục tác dụng lên trục.

- Trục thứ hai được đỡ bằng hai ổ bi trong đó ổ bi kim được đặt ngay trong lỗ đầu trục
thứ nhất, biện pháp này đảm bảo độ đồng tâm giữa hai trục và tiện lợi cho việc gài số
truyền thẳng. ổ bi thứ hai đặt ở vỏ hộp số. Trong các xe thường lắp hộp đo tốc độ ở đuôi
trục thứ hai.
- Xu hướng phát triển thiết kế hộp số là sử dụng bộ đồng tốc với mọi tay số và do đó tất
cả các bánh răng luôn luôn ăn khớp và thường sử dụng bánh có răng nghiêng. Riêng cặp
bánh răng gài số 1 và số lùi được chế tạo là bánh răng răng thẳng.

PHẦN II. TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỘP SỐ
Số liệu ban đầu:
- Loại xe: tải Công thức bánh xe: 4x2 Khối lượng xe đầy tải (kg): 10000
- Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu sau chủ động (kg): 6500;
- Cỡ lốp trước/sau: 8.25 -16/ 8.25 -16.
- Vị trí lắp động cơ (cầu trước/sau): cầu trước;
- Loại hộp số: cơ khí; Số cấp: 5
- Tỷ số truyền hộp số I=5,670;II=3,730; III=1,810; IV=1,324;V=1, số lùi=5,820. i0
=5,320.
- Loại động cơ: diesel; Công suất cực đại (Nemax)/ vịng quay (nN): 130/2600 kW/v/ph
- Mơ men xoắn cực đại (Memax)/ ở vòng quay (nM): 450/1800 Nm/v/ph

1.1Xác định tỉ số truyền của các tay số.
Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số ta đã xác định được trong q trình xác định
số cấp số và tính tốn các chỉ tiêu động lực học của xe. Với hộp số 5 cấp ta có các tỉ số
truyền ứng với các tay số như sau:
Tỉ số truyền số thấp nhất được xác định theo điều kiện kéo cho trước:

Tỉ số truyền số thấp nhất được xác định theo điều kiện bám:


*Đối với hộp số có số cuối là số truyền thẳng thì tỉ số truyền các tay số được tính theo

cơng thức:
ihk=, trong đó n – là số cấp số truyền của hộp số
k – là số thứ tự cấp số truyền của hộp số
Theo số liệu của đề bài:
Tỉ số truyền của các tay số:
ih1: 5,670
ih2: 3,730
ih3: 1,810
ih4: 1,324
ih5: 1
Tỉ số truyền của số lùi:
iL: 5,820
Tỉ số truyền cầu chủ động:
i0: 5,320
1.2. Chọn vật liệu
Do điều kiện làm việc nặng nhọc, truyền lực lớn, tốc độ vòng quay lớn mà yêu cầu hộp
số bé không quá lớn do vậy kích thước bánh răng yêu cầu nhỏ lại phải đảm bảo yêu cầu
truyền momen lớn, làm việc không gây tiếng ồn.
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng theo TKTTÔTÔ_MáY KéO:
Độ cứng : 46…53 HRC
[σb] = 650 MPa
[ σch] = 400 MPa

2 Tính tốn các kích thước cơ bản của hộp số.
2.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A


Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A được tính theo
cơng thức:
=20. = 153,2

Trong đó ta có:
-

Mơ men cực đại của động cơ Memax = 450 (N.m)
a: Hệ số kinh nghiệm. Tùy từng loại xe, có thể chọn:
Đối với xe tải: a= 20 ÷ 21 ( chon a=20 )

Thay số vào ta tính được A=153,2

Chọn mơ đun của bánh răng: m
Khi chọ mô đun cho các bánh răng phải đảm bảo các yêu cầu:
-Bánh răng làm việc ít ồn
-Truyền mơmen đều đặn, ăn khớp đúng mặc dù có sự sai lệch một ít về khoảng cách giữa
đường tâm các bánh răng ăn khớp.
-Bánh răng phải đủ độ bền.
Để đơn giản công nghệ chế tạo và sửa chữa nên chọn thống nhất vơí nhau mơ đun các
bánh rang:
Mơ đun m của cặp bánh răng thẳng và mn của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộc vào
mô men cực đại trên trục thứ cấp Mt:
Mt = Memax.ih1.ɳt = 450.5,670.0,96=2449,44 (N.m)
Với hiệu suất hộp số ɳt lấy trung bình là 0,96


Hình 1: Đồ thị để chọn modun pháp tuyến của bánh răng hộp số
Dựa vào đồ thị và giá trị Mt ta chọn được modun m, kết hợp với các giá trị modun tiêu
chuẩn ta chọn: m= 4 (mm)
Chọn góc nghiêng của răng ( ꞵk )
Góc nghiêng của răng ꞵk =180÷260
Giá trị nhỏ ứng với tỷ số truyền thấp để giảm bớt lực dọc trục:
Chọn ꞵk =250 cho số truyền cao

Chọn ꞵk= 220 cho số truyền thấp( số 1 và số lùi )

2.2 Chọn bề rộng các bánh răng số
Theo cơng thức kinh nghiệm ta chọn: b=0,24A
Vậy ta có b=36,7

=> b=37

2.3 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A
2.3.1 Xác định số răng của các bánh răng


Za+Za’=== 66,33
Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
- ia=2,1 Đối với hộp số ô tô hiện đại thường có giá trị ia=1,6÷2,5.
- Ta chọn góc nghiêng của răng là β=300
- Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn
theo điều kiện không cắt chân 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:

Ta chọn Za=22 (răng )
Za’=45 (răng)
Tỉ số truyền :
Việc làm trịn số răng khơng những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà cịn 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:
==154,7 (mm)
=> A = 154,7 (mm)
- Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số

là:

Trong đó:
+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1÷4), ta khơng
tính cho số 5 vì đây là tay số truyền thẳng.
Thay số lần lượt ta có:
ig1==2,85
ig2== 1,823


ig3==0,885
ig4==0,647
tỉ số truyền số lùi là igl== 2,845

2.3.2 Tính tốn số răng chủ động
Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A không đổi được
tính như sau:

Thay số vào biểu thức ta được:

Vậy ta chọn:

Để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian, cần phải xác định lại góc nghiêng răng của
các bánh răng:

.0,577=0,28

; =15,64o

.0,577=0,3


; =16,69o

.0,577=0,46

; =24,7o

.0,577=0,5

;

=26,56o

*Tính chính xác lại số răng của các bánh trên trục trung gian theo công thức:

= 26,02

=37,06


= 40,92

=19,77

=19,65
Vậy ta chọn số răng của các bánh răng trên trục trung gian là:
;

;


;

;

Số răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp theo công thức:

=55,44
=47,39

Chọn = 57
Chọn = 47

=32,74 Chọn =33
=26,52

Chọn =27

- Vậy tỉ số truyền của hộp số , ta tính lại và được như sau:

Thay số ta được

2.4 Xác định lại góc nghiêng răng :
Để khoảng cách trục như nhau cho các cặp bánh răng ăn khớp ta cần điều chỉnh lại góc
nghiêng răng của cặp bánh răng
Góc nghiêng răng
Thay số vào ta được:
o

, trong đó Zt chính là tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp



o

o

-Đối với bánh răng số 1 và số lùi ta cần dịch chỉnh
Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số 1. Do
đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánh răng gài
số 1:
- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục 0:

- Với tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án mơn học Thiết kế hộp số chính ơ tơ - máy kéo)

ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối

3. Xác định các thơng số hình học cơ bản của bánh răng
Việc xác định các thơng số hình học của từng cặp bánh răng được tính tốn và lập thành
các bảng, nhằm thuận tiện cho q 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 ln ăn khớp.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1


Tỉ số truyền

i

2

Mô đun pháp

mn

mn = 4 mm

3

Bước pháp tuyến

tn

tn = . mn =3,14.4= 12,56 mm

4

Góc nghiêng của rang



 = 300

5


Hướng rang

6

Mô đun mặt đầu

ms

mm

7

Bước mặt đầu

ts

ts = . ms =3,14.4,62= 14,51 mm

8

Đường kính vịng chia

d

da = ms. Za = 22.4,62=101,64 (mm)
da’ = ms. Za’ = 45.4,62=207,9 (mm)


9


Đường kính vịng đỉnh răng

Dd

Dda=da+2.mn=109,64 (mm)
Dda’=da’+2.mn = 215,9 (mm)
Dca=da-2,5.mn=91,64(mm)

10

Đường kính vòng chân răng

Dc

11

Chiều cao rang

h

h = 2,25. mn = 2,25.4=9 (mm)

12

Khoảng cách trục

A

A = 154,7 (mm)


13

Chiều rộng vành rang

B

B=(7,08,6).mn, chọn B = 32 mm

14

Góc prơfin gốc



 = 0 = 20

Dca’=da’-2,5.mn=197,9 (mm)

Bảng 3-2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

(1)
1
2

3
4
5
6
7

(2)

(3)
I
M
T
0
T0
A1
Ac

(4)
5
m = 4,0
t = . m = 12,56
0 = 20
t0 = t.cos0 =11,805
A = 0,5.m.(Z1+Z1’)
Ac = A.(0+1)

0

-0,00979


0
t

0 =
t =
1 =

8
9
10
11

Tỉ số truyền
Mơ đun
Bước rang
Góc prơfin
Bước cơ sở
Khoảng cách trục khi t = 0
Khoảng cách trục khi t  0
Hệ số thay đổi khoảng cách
trục
Hệ số dịch chỉnh tương đối
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng
Hệ số dịch chỉnh của từng

12

bánh răng
Độ dịch chỉnh ngược


h0

13

Đường kính vịng chia

D

14

Đường kính vịng đỉnh răng

Dd

1’=
h0 = t.m-(Ac-A) =
d1 = m. Z1 = 80mm)
d1’ = m. Z1’ = 230(mm)
Dd1=d1+2m+2m-2h=(mm)


D’d1 =(mm)
(1)

(2)

(3)

15


Đường kính vịng chân răng

Dc

16

Đường kính vịng cơ sở

d0

17

Đường kính vịng khởi thủy

dK

18

Chiều cao rang

h

19

Chiều rộng vành răng

B

20


Chiều dày răng trên vịng chia

S

21
22

Hệ số trùng khớp
Góc ăn khớp




(4)
Dc1 = d1-2,5m +2 m=(mm)
D’c1= (mm)
d01 = d1.cos0 = 75,17 (mm)
d’01 = d1’.cos0 = 206,73 (mm)
dK1=d1(0+1)= 79,21 (mm)
d’K1=d1’(0+1)= 217,84 (mm)
h = 2,25.m-h0= (mm)
B=(7,08,6).m, chọn B = 32(mm)
S1 = (mm)
S1’ = (mm)
 =20

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

1

Tỉ số truyền

i

2

Mô đun pháp tuyến

mn

mn = 4 mm

3

Bước pháp tuyến

tn

tn = . mn = 12,56 mm

4

Góc nghiêng của răng




5

Hướng rang

6

Mô đun mặt đầu

ms

mm

7

Bước mặt đầu

ts

ts = . ms = 13,31 mm

=


d2 = ms. Z2 = 110,24 (mm)

8


Đường kính vịng chia

d

9

Đường kính vịng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vịng chân răng

Dc

11

Chiều cao rang

h

h = 2,25. mn = 9 (mm)

12

Khoảng cách trục

A


A = 154,7 (mm)

13

Chiều rộng vành rang

B

14

Góc prơfin gốc



d2’ = ms. Z2’ = 199,28(mm)
Dd2=d2+2.mn = 118,24(mm)
Dd2’=d2’+2.mn = 207,28 (mm)
Dc2=d2-2,5.mn=100,24 (mm)
Dc2’=d2’-2,5.mn=189,28 (mm)

B=(7,08,6).mn, chọn B = 32
mm
 = 0 = 20

Bảng 3-4. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu


Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1

Tỉ số truyền

i

2

Mô đun pháp

mn

mn = 4 mm

3

Bước pháp tuyến

tn

tn = . mn = 12,56 mm

4

Góc nghiêng của rang




=

5

Hướng rang

6

Mơ đun mặt đầu

ms

mm

7

Bước mặt đầu

ts

ts = . ms = 13,87 mm

8

Đường kính vịng chia

d

d3 = ms. Z3 = 163.54 (mm)

d3’ = ms. Z3’ = 145,86 (mm)


9

Đường kính vịng đỉnh răng

Dd

Dd3=d3+2.mn = 171,54 (mm)
Dd3’=d3’+2.mn = 153,86 (mm)
Dc3=d3-2,5.mn= 153.54 (mm)

10

Đường kính vịng chân răng

Dc

11

Chiều cao rang

h

h = 2,25. mn = 9 (mm)

12

Khoảng cách trục


A

A = 154,7 (mm)

13

Chiều rộng vành rang

B

14

Góc prơfin gốc



 = 0 = 20

15

Hệ số dịch chỉnh x

x

x=0 (mm)

Dc3’=d3’-2,5.mn= 135,86 (mm)

B=(7,08,6).mn, chọn B = 32

mm

Bảng 3-5. Thông số của 2 bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4
Tên gọi

Stt

Kí hiệu

Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1

Tỉ số truyền

i

2

Bước rang

t

t = .m = 12,56 mm

3

Mô đun

m


m = 4 mm

4

Góc nghiêng rang



5

Mơ đun mặt đầu

ms

5mm

6

Bước mặt đầu

ts

ts = . ms = 14,28 mm

=

d4 = ms. Z4 =186,55(mm)
7


Đường kính vịng chia

d

8

Đường kính vịng đỉnh răng

Dd

d4’ = ms. Z4’ = 122,85 (mm)

Dd4=d4+2.mn = 194,55 (mm)
Dd4’=d4’+2.mn = 130.85 (mm)


Dc4=d4-2,5.mn= 176,55 (mm)

9

Đường kính vịng chân răng

Dc

10

Chiều cao rang

h


h= 2,25. m = 9 (mm)

11

Chiều cao chân rang

hc

hcgl = h’cl = 1,25.m = 5 (mm)

12

Khoảng cách trục

A

A = 154,7 (mm)

13

Chiều rộng vành rang

B

14

Góc prơfin gốc

0


Dc4’=d4’-2,5.mn= 112,85 (mm)

B=(7,08,6).mn, chọn B = 32
mm
0 =20

Bảng 3-6. Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi
Tên gọi

Stt

Kí hiệu

Thơng số bánh răng

1

Bước rang

t

t = .m = 12,56 mm

2

Mơ đun

m

m = 4 mm


3

Góc nghiêng răng



=0

4

Số răng

Z

Zl = 20

5

Đường kính vịng chia

d

dl = m. Zl = 100 (mm)

6

Đường kính vịng đỉnh răng

Dd


Dl = dl+2.m = 108(mm)

7

Đường kính vòng chân răng

Dc

Dcl = dl-2,5.m = 90 (mm)

8

Chiều cao rang

h

hl = 2,25. m = 9 (mm)

9

Chiều dày răng trên vòng trịn
chia

S

10

Chiều rộng vành rang


B

B=(4,47).m, chọn B = 42 mm

11

Góc prơfin gốc

0

0 = 20

Sl = 0,5.t = 6,28 (mm)


12

t

Góc prơfin rang

PHẦN III: KIỂM TRA BỀN HỘP SỐ.
I.

Tính bền bánh răng

1.

Chế độ tải trọng để tính tốn hộp số


1.1. Mô men truyền đến các trục hộp số
Stt
1
2

Tên gọi
Trục sơ cấp
Trục trung gian
Trục thứ cấp
Số 

3

Số 
Số 
Số 
Số 

Trị số mô men (N.m)
Từ động cơ truyền đến
MS = Memax= 450
Mtg = Memax.ia= 945,25

Mtc1 = Memax.ih1= 2531,25
Mtc2 = Memax.ih2= 1663,65
Mtc3 = Memax.ih3= 820,8
Mtc4 = Memax.ih4= 606,6
Mtc5 = Memax.ih5= 450

Bảng III – 1

Ta tính được giá trị mơ men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và
mơ mem tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các cơng thức đã có ở bảng III –
1.2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.


Áp dụng các cơng thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng III-2) ta sẽ tính
được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.
Bảng III-2. Cơng thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

Bánh răng thẳng

1

Lực vịng

Pi

2

Lực hướng kính

Ri

Ri = Pi.tg


3

Lực chiều trục

Qi

Qi = 0

Bánh răng nghiêng

Qi = Pi.tgi

- Z: Là số răng của bánh răng đang tính.
- Mt: Mơ men tính tốn trên các trục hộp số
- ms: Mơ men mặt đầu (bảng thơng số hình học của bánh răng).
- : Góc prơfin gốc (bảng thơng số hình học của bánh răng).
- : Góc nghiêng của răng (bảng thơng số hình học của bánh răng).
Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính tốn Mt như sau:
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng ln ln ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng
chủ động với Za = 22, nằm trên trục sơ cấp nên Mt = MSc.
- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có
Zg1 = 20, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động
có Zg2 = 26, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 ta chọn tính cho bánh răng chủ động
có Zg3 = 37, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.
Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4 ta chọn tính cho bánh răng chủđộng có
Zg4 =41, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.Các thông số cịn lại ta lấy trong bảng các
thơng số hình học của cặp bánh răng tương ứng.
Mô men bánh răng truyền thẳng là :

Mô men của trục trung gian là :

Mt=450

Mttg= 450.2,045=920,25

Stt

Tên gọi

Lực vịng P(N)

1

Cặp bánh răng
ln ln ăn

Pa = 8854,78

Lực hướng kính
R(N)
Ra =3721,45

Lực chiều trục Q(N)
Qa = 5112,30


khớp
2
3

4
5
6

Cặp bánh răng
gài số 1
Cặp bánh răng
gài số 2
Cặp bánh răng
gài số 3
Cặp bánh răng
gài số 4
Cặp bánh răng
gàisố lùi

P1 = 23006,26

R1 = 8373,59

Q1 = 0

P2 = 16695,39

R2 =6443,59

Q2 =5889,20

P3 = 11731,89

R3 =4723,47


Q3 = 5548,14

P4 = 9865,98

R4 = 4084,92

Q4 = 5350,10

Pl = 24112,12

Rl =8373,59

Ql =0

Bảng III-3. Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số
1.3. Tính bền bánh răng
1.3.1. Tính sức bền uốn
 u  K d .K ms .K c .K tp .K gc .

P
b. .mn . y.K 

Trong đó:
- P: lực vịng tác dụng nên chi tiết đang tính
- b: chiều rộng làm việc của vành răng.
- mn: modun pháp tuyến
- y: hệ số dạng chân răng phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được
tra theo đồ thị.
- : hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với

sức bền của răng. Đối với răng thẳng =1,0 đối với răng nghiêng phải tra đồ thị.
Trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp ta chọn =1,2.
- 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
-Kd: hệ số tải động
Đối với xe tải chọn =2
- Kc hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp đặt
Đối với bánh răng congson: Kc = 1,2
Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp Kc = 1,1
Đối với các cặp bánh răng luôn ăn khớp Kc = 1
Do các cặp bánh răng luôn ăn khớp nên ta chọn Kc = 1
- Ktp : hệ số tải trọng động phụ do sai số công nghệ
. Ta chọn Ktp =1,2
- Kgc : hệ số tập trung ứng suất tại góc lượn chân răng
Kgc = 1,1 đối với bánh răng khơng gài góc lượn
1.3.2. Tính bền tiếp xúc.

Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính tốn ứng suất tiếp xúc
theo công thức, tương ứng với chế độ tải trọng.
Đối với ô tô lấy bằng
 tx  0, 48.cos .

Trong đó:

�1 1 �
P .E
.�  �

.
b .sin  .cos �r1 r2 �
,


: góc nghiêng răng.
P: lực vịng
E: mođun đàn hồi của vật liệu
Đối với thép chọn
: chiều dài tiếp xúc của răng
: góc ăn khớp
: bán kính vịng lăn của bánh răng chủ động và bị động
1.4. Đường kính vịng chia và mơ men qn tính của bánh răng hộp số:
Rk
Trong đó ta có: m là modun pháp tuyến của bánh răng
Zk là số răng của bánh răng thứ k
là góc nghiêng của bánh răng thứ k
Cặp bánh răng chung

Z
22

Z’
45

R(mm)
50,8

R’(mm)
103,9


Cặp bánh răng gài số 1
Cặp bánh răng gài só 2
Cặp bánh răng gài số 3
Cặp bánh răng gài số 4

20
26
37
41

55
47
33
27

40
55,14
81,85
93,28

115
99,67
73
61,42

*Mô men qn tính khối lượng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình trụ được
xác định:

bk: Bề rộng của bánh răng thứ k

Rk : Bán kính vịng chia của bánh răng thứ k
rk : Bán kính bán kính trục lắp bánh răng thứ k


: Khối l−ợng riêng của vật liệu làm bánh răng, [kg/m3]. Với vật liệu bằng thép hoặc
gang, có thể lấy = 7800 [kg/m3]

Cặp bánh răng chung
Cặp bánh răng gài số 1
Cặp bánh răng gài số 2
Cặp bánh răng gài số 3
Cặp bánh răng gài số 4

J (kg.mm2)
2588,44
1163,31
3326,77
16820,67
28522,66

J’ (kg.mm2)
45633,88
68001,7
35591,63
9964,73
4785,98
Bảng A

Jqd (kg.mm2)
586,94

263,78
754,36
3814,21
6467,72

J’qd (kg.mm2)
10347,81
2006,75
2428,48
2884,96
2592.52

Mơ men qn tính khối lượng của các bánh răng được qui dẫn về trục ly hợp - kí hiệu J qd
– được xác định bằng:
Jqd=Jk.ik-2
Trong đó :
Jk : Mơmen quán tính khối lượng của các bánh răng xác định theo bảng
ik-2 : Tỷ số truyền tính từ trục ly hợp đến bánh răng thứ k.
+ Với các bánh răng trên trục trung gian : ik = ia
+ Với các bánh răng trên trục thứ cấp : ik = ia.igk (k=1,2,3,5)

II.Tính tốn trục hộp số.
Qua bảng III-3, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là lớn nhất so với
các cặp bánh răng gài số khác (khơng tính đến số lùi). Bởi vậy để tính tốn sức bền trục
ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.

2.1. Chọn sơ bộ kích thước các trục.
Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau: Trong đó kd là hệ số kinh nghiệm
( kd=4÷4,6) => ta chọn kd = 4
- Đường kính trục sơ cấp:

= 4. =30,65(mm) ( chọn kd= 4)


Chọn d1= 31 (mm)
Ta có chiều dài trục sơ cấp l1==31/0,18=172,2 (mm)
Chọn l1 = 172

- Đường kính trục trung gian:

Chọn d2=65 (mm)

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện
d2
 0,16 �0,18
l2

, chọn l2=360 (mm)
là độ dài trục trung gian
- Đường kính trục thứ cấp:
d3=0,45.A= 69 (mm)
Chọn d3=65 (mm)

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện
d3
 0,18 �0, 21
l3

, chọn l3=320 (mm)
: là độ dài trục thứ cấp.
2.2. Yêu cầu kĩ thuật

Chế tạo các chi tiết dạng trục cần đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:




Kích thước đường kính các cổ lắp ghép yêu cầu cấp chính xác 7 ÷ 10,

một vài trường hợp cần cấp 5.


Độ chính xác hình dạng hình học như độ cơn, độ ơvan của các trục

lằm trong khoảng 0,25 ÷ 0,5 dung sai đường kính cổ trục.


Dung sai chiều dài mỗi bậc trục khoảng 0,05 ÷ 0,2 mm.

 Độ lệch tâm giữa các cổ trục lắp ghép không quá 0,01 ÷ 0,03 mm.


Độ không xong xong của các rãnh then hay then hoa đối với tâm trục
không quá 0,01 mm trên 100 mm chiều dài.

 Độ nhám các cổ trục lắp ghép đạt Ra = 1,25 ÷ 0,63; các mặt đầu Rz = 40 ÷
20; các bề mặt khơng lắp ghép Rz = 80 ÷ 40.
 Tính chất cơ lý của bề mặt trục như độ cứng bề mặt, độ thấm tơi thì tuỳ từng
trường hợp cụ thể mà đặt điều kiện kỹ thuật.
 Ngoài ra, đối với một số trục làm việc ở tốc độ cao thì cịn u cầu về cân
bằng tĩnh và cân bằng động để khử rung động trong q trình làm việc.
2.3. Tính bền trục

- Tính trục theo độ bền uốn.
Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo cơng thức
u 

Mu
�  u 
Wu

Trong đó:
Mu: là mô men chống uốn tổng hợp tại tiết diện:


Mn: mô men uốn trong mặt phẳng nghiêng (yoz)
Md: mô men uốn trong mặt phẳng đứng ( zox)
Wu: mô men chống uốn. Đối với trục đặc
- Tính trục theo bền xoắn.
z 

Mz
�  z 
Wz

Trong đó:
Mz: momen xoắn trục
Wz: momen chống xoắn. Đối với trục đặc
- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp.
= ≤ []
Đối với thép C45:= 360 MN/
[] = 0,8. = 0,8.360= 288 MN/
= ≤ []

III. Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục và chiều dài hộp số:
-Ổ bi đỡ phía sau trục sơ cấp:
dxDxB≈0,3.Ax0,9.Ax0,22.A = 50 x 110 x 27
-Ổ đỡ phía trước trục trung gian:
dxDxB≈0,32.Ax0,72.Ax0,2.A= 50 x 110 x 27
-Ổ đỡ phía trước của trục thứ cấp:
d≈0,23.A=35,58 => chon 50
Trong đó: D-đường kính ngoài ổ bi