.iiiiiiiiiiiiiii

1. TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHĐN
KHOA CƠ KHÍ GIAO THÔNG
BỘ MÔN CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
ĐỒ ÁN LIÊN MÔN (PBL4)
THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐỘNG LỰC Ô TÔ
Nhiệm vụ: Tính toán thiết kế truyền lực chính – vi sai,
bán trục, truyền động cardan [03]
GVHD: TRƯƠNG LÊ HOÀN VŨ
SVTH: Nhóm 4.3
Đà Nẵng, 01/2025
0

2. LỜI NÓI ĐẦU
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang
có những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu
ảnh hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công
nghiệp ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời
gian gần đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết
quả cuối cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí
nghiệp. Khi đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi
tiết, hoặc một cụm kết cấu của chiếc xe.
Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở
nước ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một
trong những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu
về cấu tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã
được giao cho thực hiện đồ án “ Thiết kế hệ thống động lực”. Trong thời gian qua, được
sự hướng dẫn tận tình của thầy Trương Lê Hoàn Vũ cùng sự tìm tòi của bản thân, em đã
hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu sót, em kính
mong sự chỉ bảo của thầy cô trong khoa để đề tài này được hoàn thiện hơn.
Đà Nẵng, ngày 03 tháng 01 năm 2024
1

3. MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC TRÊN Ô TÔ.......................................7
1.1. Khái niệm..........................................................................................................................................7
1.2. Nhiệm vụ...........................................................................................................................................7
1.3. Yêu cầu..............................................................................................................................................7
1.4. Phân loại...........................................................................................................................................8
1.5. Tổng quan về cầu chủ động của ô tô...............................................................................................9
1.5.1.Công dụng...................................................................................................................................9
1.5.2.Yêu cầu......................................................................................................................................10
1.6. Các bộ phận chính của cầu chủ động...........................................................................................10
1.6.1. Cardang...................................................................................................................................10
1.6.2. Truyền lực chính......................................................................................................................12
1.6.3. Bộ vi sai...................................................................................................................................15
1.6.4. Bán trục....................................................................................................................................18
1.7. Kết luận:...........................................................................................................................................19
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ SỨC KÉO...............................................................................21
2.1 . Xác định trọng lượng bản thân, trọng lượng toàn bộ và phân bố trọng lượng ô tô.................21
2.1.1. Loại ô tô yêu cầu thiết kế.........................................................................................................21
2.1.2. Trình độ công nghệ của cơ sở sản xuất...................................................................................21
2.1.3. Số liệu tham khảo ô tô tương đương........................................................................................22
2.1.4. Xác định trọng lượng...............................................................................................................22
2.1.5. Phân bố trọng lượng ô tô.........................................................................................................23
2.2. Tính chọn lốp...................................................................................................................................23
2.2.1. Xác định tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe bị động.........................................................23
2.2.2. Xác định tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe chủ động......................................................23
2.2.3. Xác định chọn lốp xe................................................................................................................24
2.3. Tính chọn động cơ...........................................................................................................................24
2.3.1. Công suất cực đại của động cơ khi ô tô chuyển động với vận tốc lớn nhất:...........................24
2.3.2. Chọn động cơ...........................................................................................................................26
2.4. Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính...................................................................................28
2.5. Xác định tỷ số truyền của số cao nhất của hộp số.........................................................................29
2.6. Xác định số cấp và tỷ số truyền của các tay số trung gian............................................................30
2

4. 2.7. Xây dựng các đồ thị.........................................................................................................................31
2.7.1. Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô..............................................................................................31
2.7.2. Đồ thị cân bằng công suất của ô tô.........................................................................................34
2.7.3. Đồ thị nhân tố động lực học....................................................................................................36
2.7.4. Đồ thị gia tốc...........................................................................................................................39
2.7.5. Đồ thị thời gian tăng tốc – quãng đường tăng tốc của ôtô......................................................42
2.8. Kết luận............................................................................................................................................45
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC CARDAN...................................................................47
3.1. Phân tích, lựa chọn phương án thiết kế.........................................................................................47
3.2. Tính toán thiết kế.............................................................................................................................47
3.2.1. Số vòng quay nguy hiểm..........................................................................................................47
3.2.3. Kích thước các trục..................................................................................................................49
3.3. Tính toán mối lắp then hoa.............................................................................................................52
3.4. Kiểm tra bền:...................................................................................................................................53
3.4.1. Kiểm tra trục các đăng............................................................................................................53
3.4.2. Giá trị góc xoắn trục các đăng................................................................................................55
3.4.3. Tính chốt chữ thập...................................................................................................................56
3.4.4. Tính nạng các đăng..................................................................................................................58
3.4.5. Tính toán mối hàn nạng chữ U................................................................................................60
3.5. Kết luận............................................................................................................................................61
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH VÀ VI SAI....................................62
4.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính......................................................................62
4.1.1. Các thông số ban đầu..............................................................................................................62
4.1.2. Chọn tải trọng tính toán...........................................................................................................62
4.2. Xác định các thông số tính toán truyền lực chính.........................................................................62
4.3. Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính...................................................................................66
4.4. Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính:....................................................................67
4.5. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính:.....................................................................................68
4.5.1. Tính thiết kế trục:.....................................................................................................................68
4.5.2. Tính chọn ổ bi:.........................................................................................................................71
4.6. Tính toán kiểm nghiệm mối ghép then hoa truyền lực chính.......................................................72
4.7. Tính toán thiết kế bộ vi sai..............................................................................................................73
4.7.1. Xác định các thông số cơ bản của vi sai..................................................................................73
4.7.2. Tính bền cho bộ vi sai..............................................................................................................78
4.7.3. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:..................................................................................80
3

5. 4.7.4. Tính chốt của bánh răng hành tinh..........................................................................................81
4.7.5. Tính bulong liên kết vỏ vi sai và bánh răng vành chậu:..........................................................83
4.7.6. Tính ổ bi vỏ vi sai.....................................................................................................................85
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BÁN TRỤC VÀ DẦM CẦU.................................................88
5.1. Tính toán thiết kế bán trục:............................................................................................................88
5.1.1. Lực kéo (Pk) đạt giá trị cực đại:..............................................................................................88
5.1.2. Lực phanh (Zp) đạt giá trị cực đại...........................................................................................90
5.1.3. Lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại (khi xe quay vòng bị trượt ngang)..............................91
5.1.4. Lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại..........................................................................................92
5.2. Tính bền bán trục............................................................................................................................92
5.3. Tính toán then hoa bán trục:..........................................................................................................93
5.4. Tính chọn ổ đỡ bán trục..................................................................................................................96
5.5. Tính dầm cầu theo chế độ lực kéo (Pk) đạt giá trị cực đại:...........................................................98
5.6. Tính dầm cầu theo chế đô lực phanh (Zp) đạt giá trị cực đại......................................................100
5.7. Tính dầm cầu ở chế độ lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại.....................................................102
5.8. Tính dầm cầu ở chế độ lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại..........................................................103
5.9. Kết luận..........................................................................................................................................104
KẾT LUẬN...............................................................................................................................................106
TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................................................................107
4

6. DANH MỤC HÌNH ẢNH
Hình 1: Trục các đăng................................................................................................................................11
Hình 2: Các dạng truyền lực chính đơn.....................................................................................................13
Hình 3: Cấu tạo truyền lực chính...............................................................................................................14
Hình 4: Sơ đồ chuyển động truyền lực chính.............................................................................................14
Hình 5:Một số dạng vi sai thông dụng ......................................................................................................16
Hình 6:Cấu tạo bộ vi sai.............................................................................................................................17
Hình 7: Mặt cắt bộ vi sai – truyền lực chính..............................................................................................18
Hình 8: Đồ thị đường đặc tính ngoài của động cơ.....................................................................................28
Hình 9: Đồ thị lực kéo của ô tô..................................................................................................................34
Hình 10: Đồ thị công suất ô tô...................................................................................................................36
Hình 11: Đồ thị nhân tố động lực học........................................................................................................38
Hình 12: Đồ thị gia tốc...............................................................................................................................41
Hình 13: Đồ thị thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc.....................................................................45
Hình 14: Sơ đồ trục khi bị võng.................................................................................................................47
Hình 15: Các kích thước cơ bản của xe.....................................................................................................49
Hình 16: Sơ đồ bố trí các đăng...................................................................................................................50
Hình 17: Các trục các đăng được bán........................................................................................................52
Hình 18: Sơ đồ tác dụng lên nạn cardan....................................................................................................58
Hình 19: Sơ đồ tính mối ghép hàn góc.......................................................................................................60
Hình 20: Sơ đồ bố trí ổ đỡ trên trục bánh răng truyền lực chính...............................................................69
Hình 21: Biểu đồ momen, lực phân bố trên trục bánh răng quả dứa.........................................................70
Hình 22: Các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn........................................................................78
Hình 23: Sơ đồ tính toán chốt bánh răng hành tinh....................................................................................81
Hình 24: Sơ đồ tính bulong vỏ vi sai..........................................................................................................84
Hình 25: Sơ đồ các lực tác dụng lên bán trục và bánh xe..........................................................................88
Hình 26: Các kích thước của then răng thân khai định tâm theo D...........................................................95
Hình 27: Sơ đồ tính toán dầm cầu theo chế độ lực kéo và phanh cực đại................................................99
Hình 28: Sơ đồ tính dầm cầu theo chế độ lực ngang cực đại...................................................................103
DANH MỤC BẢNG
Bảng 1 : Thông số kỹ thuật xe THACO FD700.........................................................................................21
Bảng 2 : Bảng số liệu xác định đường đặc tính ngoài................................................................................27
Bảng 3 : Tỉ số truyền tương ứng từng tay số..............................................................................................31
Bảng 4: Giá trị lực kéo ở mỗi tay số..........................................................................................................32
Bảng 5: Giá trị lực cản ứng với mỗi tay số................................................................................................33
Bảng 6: Công suất của ô tô.........................................................................................................................35
Bảng 7: Công cản của ô tô ứng với mỗi tay số..........................................................................................35
Bảng 8: Nhân tố động lực học của ô tô......................................................................................................37
Bảng 9: Nhân tố động lực học theo điều kiện bám....................................................................................38
Bảng 10: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay................................................40
Bảng 11: Giá trị gia tốc ứng với mỗi tay số...............................................................................................40
Bảng 12: Độ giảm vận tốc khi sang số.......................................................................................................43
Bảng 13: Thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc..............................................................................44
5

7. Bảng 14: Tính toán số vòng quay nguy hiểm:...........................................................................................48
Bảng 15: Các thông số trục cardan.............................................................................................................50
Bảng 16: Đường kính trục theo ứng suất xoắn...........................................................................................51
Bảng 17: Thông số thép Carbon SAE AISI 1045......................................................................................51
Bảng 18: Bảng thông số then hoa chữ nhật................................................................................................53
Bảng 19: Cơ tính vật liệu thép 35XM........................................................................................................63
Bảng 20: Cơ tính vật liệu bánh răng vi sai.................................................................................................73
Bảng 21: Thông số bánh răng bán trục, hành tinh.....................................................................................77
Bảng 22: thông số kích thước của then bán trục:......................................................................................96
Bảng 23: Thông số kích thước ổ côn đỡ chặn 1.........................................................................................98
Bảng 24: Thông số kích thước ổ côn đỡ chặn 2.........................................................................................98
6

8. CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC
TRÊN Ô TÔ
1.1. Khái niệm.
Hệ thống truyền lực trên ô tô là hệ thống tập hợp tất cả các cơ cấu và bộ phận có
nhiệm vụ truyền momen từ động cơ đến các bánh xe chủ động để giúp xe di chuyển. Hệ
thống này cũng đảm bảo sự thay đổi momen và tốc độ phù hợp với các điểu kiện vận
hành khác nhau của xe. Hệ thống này là một hệ thống vô cùng quang trọng trên xe ô tô,
mỗi vấn đề hư hỏng của hệ thống truyền lực sẽ ảnh hường rất lớn đến khả năng vận
hành, người trên xe và cả các phương tiện khác tham gia giao thông.
1.2. Nhiệm vụ.
Truyền và biến đổi mô men xoắn từ động cơ đến bánh xe chủ động: Chuyển đổi
momen xoắn từ trục khuỷu động cơ đến các bánh xe chủ động để xe di chuyển. Đảm bảo
momen xoắn được truyền một cách hiệu quả mà không bị thất thoát nhiều năng lượng.
Thay đổi momen xoắn và tốc độ quay: Thông qua hộp số, hệ thống truyền lực cho
phép thay đổi tỉ số truyền để phù hợp với từng điều kiện vận hành (khởi động, tăng tốc,
leo dốc, tải nặng).
Ngắt và kết nối công suất từ động cơ đến hệ thống truyền lực: Ly hợp có nhiệm
vụ ngắt dòng công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động khi người lái muốn dừng xe
hoặc chuyển số.
Giảm tải cho động cơ: Thông qua việc điều chỉnh tỉ số truyền, hệ thống truyền lực
giúp giảm tải cho động cơ khi xe di chuyển ở tốc độ cao hoặc tải nặng.
1.3. Yêu cầu.
– Truyền công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động với hiệu suất cao, độ tin cậy
lớn.
– Thay đổi tỉ số truyền giữa động cơ và bánh xe một cách linh hoạt.
7

9. – Làm việc êm dịu và ít tiếng ồn.
– Các bộ phận trong hệ thống truyền lực cần có độ bền cao, hoạt động ổn định
trong thời gian dài.
– Hệ thống truyền lực cần có kết cấu đơn giản và dễ bảo dưỡng để giảm thiểu chi
phí và thời gian sửa chữa.
1.4. Phân loại.
Hệ thống truyền lực trên ô tô được phân loại dựa trên cấu trúc, cách bố trí các bộ
phận của hệ thống truyền lực và cách truyền động đến bánh xe. Hiện nay, có những loại
phổ biến sau.
 Động cơ đặt trước – Bánh trước chủ động.
– Trên xe với động cơ đặt trước cầu trước chủ động. Động cơ, ly hơp, hộp số, cầu
chủ động tạo nên một khối lượng lớn. Momen động cơ không truyền xa đến bánh
sau, mà đưa trực tiếp đến các bánh trước.
– Bánh trước dẫn động rất có lợi khi xe quay vòng và đường trơn. Sự ổn định
hướng tuyệt vời này tạo được cảm giác lái xe khi quay vòng. Do không có trục
cardang nên gầm xe thấp hơn giúp hạ được trọng tâm của xe, làm cho xe ổn định
khi di chuyển.
 Động cơ đặt trước – Bánh sau chủ động.
– Loại này làm cho động cơ được làm mát dễ dàng. Tuy nhiên, ở bên trong thân xe
không được tiện nghi ở trung tâm do trục cardang đi qua nó. Điều này là không
tiện nghi nếu gầm xe ở mức quá thấp.
– Bánh sau dẫn động rất có lợi khi xe di chuyển trên địa hình đường dốc.
 Động cơ đặt trước – Cả 4 bánh chủ động (4WD).
– Thường được sử dụng trên các xe cần hoạt động ở tất cả các loại địa hình.
– Các xe 4WD hiện nay được chia thành hai loại chính là 4WD toàn thời gian và
4WD bán thời gian. Khác với xe 1 cầu chủ động, điểm đặc trưng của xe 4WD là
có các bộ vi sai phía trước và phía sau. Mục đích là để triệt tiêu sự chênh lệch của
các bánh xe khi vào đường vòng.
8

10. – Đòi hỏi có hộp số phụ để phân phối momen xoắn từ động cơ đến cầu chủ động
trước và sau.
 Động cơ phía sau – Bánh sau chủ động.
– Thường được sử dụng cho các xe du lịch cỡ lớn, loại này giuớ giảm tiếng ồn khi
xe hoạt động
– Xe có động cơ đặt phía sau có trọng tâm dồn nhiều vào trục sau, giúp cải thiện độ
bám đường cho bánh xe chủ động.
 Kiểu truyền động xe hybrid.
– Ô tô hybrid là dòng ôtô sử dụng động cơ tổ hợp. Động cơ hybrid là sự kết hợp
giữa động cơ đốt trong thông thường với một động cơ điện dùng năng lượng ắc
quy. Bộ điều khiển điện tử sẽ quyết định khi nào thì dùng động cơ điện, khi nào
thì dùng động cơ đốt trong, khi nào dùng vận hành đồng bộ và khi nào nạp điện
vào ắc quy để sử dụng về sau. Ưu điểm lớn nhất của xe hybrid là giảm ô nhiễm
môi trường, một vấn đề quan trọng hiện nay.
– Xe hybrid tận dụng năng lượng khi phanh: khi phanh, năng lượng phanh được tận
dụng để tạo ra dòng điện nạp cho ắc quy.
– Động cơ điện được dùng trong các chế độ gia tốc hoặc tải lớn nên động cơ đốt
trong chỉ cần cung cấp công suất vừa đủ, vì vậy động cơ đốt trong có kích thước
nhỏ gọn.
– Có thể sử dụng vật liệu nhẹ để giảm khối lượng tổng thể của ô tô.
1.5. Tổng quan về cầu chủ động của ô tô.
1.5.1.Công dụng.
- Cầu chủ động là bộ phận kết nối giữa hệ thống truyền lực và bánh xe chủ động.
- Cầu chủ động bao gồm: bộ vi sai, bánh răng truyền lực, bán trục và các cơ cấu
truyền động khác.
- Truyền momen từ động cơ đến hai bánh xe giúp xe chuyển động.
- Chịu tải trọng từ khung xe và bánh xe, giúp phân bố trọng lượng đồng đều và
đảm bảo xe ổn định khi di chuyển.
9

11. - Duy trì độ bám đường tốt, tăng khả năng kiểm soát xe trong các tình huống phức
tạp.
1.5.2.Yêu cầu.
- Đảm bảo độ bền cơ học cao, độ cứng vững khi hoạt động.
- Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc.
- Phải có hiệu suất làm việc cao, không gây tiếng ồn khi hoạt động.
- Dễ bảo dưỡng, sửa chữa.
1.6. Các bộ phận chính của cầu chủ động.
1.6.1. Cardang.
1.6.1.1. Công dụng.
Truyền động các đăng dùng để truyền moment xoắn giữa các trục không nằm trên cùng
một đường thẳng,mà cắt nhau dưới một góc nào đó ( trị số góc thay đổi ),tức là dùng để
truyền moment quay từ trục của hộp số ( hộp phân phối) đến các cầu chủ động và các
bánh xe chủ động.
1.6.1.2. Yêu cầu.
- Đảm bảo khi truyền moment không có những dao động ,va đập, không có
tải trọng động lớn do moment quán tính gây ra.
- Các trục các đăng phải đảm bảo quay đều, không sinh ra tải trọng động và
không có hiện tượng cộng hưởng.
- Hiệu suất truyền động phải cao cả với khi góc α giữa hai trục lớn.
- Kết cấu gọn nhẹ, thuận tiện khi sử dụng chăm sóc.
1.6.1.3. Phân loại.
Cácđăng có thể chia theo : công dụng, đặc điểm động học, số khớp, kết cấu
Theo công dụng:
- Cácđăng nối giữa hộp số chính với cầu chủ động.
- Cácđăng nối giữa cầu chủ động với bánh xe.
Theo đặc điểm động học:
- Các đăng khác tốc : Tốc độ quay của trục chủ động và trục bị động
khác nhau.
10

12. - Các đăng đồng tốc : Tốc độ quay trục chủ động và trục bị động bằng
nhau.
Theo số khớp các đăng:
- Loại đơn ( với một khớp nối các đăng).
- Loại kép ( với hai khớp nối các đăng ).
- Loại nhiều khớp các đăng.
Theo kết cấu các đăng:
- Loại khác tốc gồm: loại cứng và loại mềm.
- Loại đồng tốc gồm : đồng tốc kép, đồng tốc cam, đồng tốc bi với các
rãnh phân chia, loại đồng bi với đòn phân chia.
Đối với xe tải Thaco FD700 thì nhóm chúng em chọn trục các đăng loại đơn,
dạng rỗng.
Vì chiều dài của xe tương đối ngắn nên chỉ dùng các đăng loại đơn (1 khớp nối)
và Trục rỗng có ưu điểm nổi trội nhờ khối lượng nhỏ, số vòng quay nguy hiểm (số vòng
quay mà trục các đăng xe ô tô có thể bị đứt, gãy) lớn và có thể thay đổi được độ dài. Tuy
nhiên, nhược điểm cơ bản là có kích thước khá lớn do đó trục chỉ sử dụng ở những vị trí
không bị hạn chế về mặt không gian
Hình 1: Trục các đăng
11

13. 1.6.1.4. Nguyên lý hoạt động
Truyền động cácđăng gồm có các trục, ống rãnh răng dọc, khớp, khớp nối chữ
thập, gối đỡ trung gian với vòng bi.Trục truyền động các đăng chế tạo bằng thép
ống.Đầu sau hàn với tai lắp khớp nối chữ thập,đầu trước có rãnh dọc và ống rãnh răng
lắp lồng vào chỗ rãnh răng dọc ở đầu trước trục.Nhờ có sự trượt qua lại của ống rãnh
răng nên trục các đăng có thể co ngắn hoặc kéo dài ra. Để giảm chấn động nên chiều dài
của trục không lớn, để dạt mục đích của ô tô có lắp thêm trục các đăng trung gian, một
đầu cuối của trục nối với trục bị động của hộp số, đầu thứ hai nối với trục các đăng
chính.Trục trung gian lắp trên gối đỡ trung gian.
1.6.2. Truyền lực chính.
1.6.2.1. Công dụng.
Truyền lực chính là cơ cấu biến đổi mômen trong hệ thống truyền lực nằm giữa
các bánh xe chủ động của nó.
Truyền lực chính là để tăng mômen xoắn và truyền momen xoắn qua bộ vi sai
đến các bán trục đặt dưới một góc nào đó (thường là 90 độ) đối với trục dọc của xe.
1.6.2.2. Yêu cầu.
- Phải đảm bảo tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính
kinh tế nhiên liệu tốt nhất.
- Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và
tốc độ quay.
- Đảm bảo có độ cứng vững tốt, làm việc không ồn để tăng thời gian làm
việc.
- Có kích thước chiều cao không lớn để tăng khoảng sáng gầm xe.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, các ổ trục.
1.6.2.3. Phân loại.
 Theo loại truyền lực chính:
– Loại bánh răng côn với loại bánh răng cong gồm có:
 Loại truyền động thông thường: Tâm trục các bánh răng cắt nhau tại một
điểm.
 Loại truyền động HYPOID: Tâm trục các bánh răng không cắt nhau mà
nằm trong hai mặt phẳng.
– Loại truyền động bánh răng thẳng.
12

14. – Loại trục vít .
 Theo cặp bánh răng ăn khớp:
– Loại đơn: với một cặp bánh răng ăn khớp, có tỷ số truyền nhỏ (i = 1-3).
– Loại kép: với hai cặp bánh răng ăn khớp, có tỷ số truyền lớn (i = 5-12).
– Trong loại này có thể phân ra: bánh răng nón và bánh răng trụ, bánh răng non
trong truyền lực chính và bánh răng trụ tring truyền lực cạnh.
 Theo cấp tỷ số truyền:
– Loại một cấp tỷ số truyền không đổi.
– Loại nhiều cấp tỷ số truyền (thường là hai cấp).
1.6.2.4. Chức năng.
Bộ truyền lực chính là bộ truyền và giảm tốc bánh răng cấp 1 hoặc cấp 2 (tức là
gồm một hoặc một cặp bánh răng truyền lực) lắp trên cầu chủ động của ô tô có nhiệm
vụ:
– Truyền mô men từ các trục các dăng hoặc trực tiếp từ hộp số đến bộ vi sai.
– Trong trường hợp hộp số đặt dọc và truyền moment ra cầu sau qua các dăng
dọc xe thì bộ truyền bánh răng của truyền lực chính có cặp bánh răng côn để
truyền moment giữa hai trục vuông gốc, truyền lực chính loại đơn chỉ có một
cặp bảnh răng côn, còn loại kép có thêm một cặp bánh răng trụ.
– Trong trường hợp động cơ và hộp số đặt ngang và hộp số truyền động trực
tiếp truyền lực chính thì truyền lực chính chính là cặp bánh răng trụ răng
nghiêng và bánh chủ động thường nằm trên hộp số.
13
Hình 2: Các dạng truyền lực chính đơn
a. TLC dạng bánh răng côn, b.TLC dạng Hypoit, c. TLC dạng bánh răng trụ,
d. TLC dạng bánh vít- trục vít

15. – Giảm tốc và tăng moment truyền đến các bánh xe để đảm bảo tỷ số truyền
chung và thích hợp của hệ thống truyền lực trong khi hộp số vẫn nhỏ gọn.
1.6.2.5. Phương án thiết kế:
Vì ô tô tải yêu cầu thiết kế là ô tô tải trung bình, không yêu cầu chịu tải lớn quá
mức, hoạt động trên đường tốt nên ta chọn kiểu TLC đơn loại bánh răng côn xoắn
TLC bánh răng côn xoắn có kết cấu gọn nhẹ, đơn giản dễ sản xuất và bảo dưỡng
sửa chữa, giá thành thấp. Ngoài ra, khi TLC bán răng côn xoắn làm việc thì rất êm dịu
trong khi bánh xe làm việc với tốc độ cao, độ êm dịu càng tăng khi độ xoắn càng lớn,
loại này có hệ số trùng khớp cao.
Cấu tạo của truyền lực chính bánh răng côn xoắn.
Truyền lực chính đơn có kết cấu gọn, nhẹ, đơn giản dễ sản xuất và bảo dưỡng sữa
chữa, giá thành thấp nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống truyền lực ô tô. Tuy
nhiên, do chỉ có 1 cặp bánh rang, nên tỷ số truyền của truyền lực chính dạng này bị giới
hạn (i0 <7) và khả năng chiu tải không lớn.
Hình 3: Cấu tạo truyền lực chính
14

16. Hình 4: Sơ đồ chuyển động truyền lực chính
* Tỷ số truyền bộ truyền lực chính:
Số răng của vành răng nhiề̀u hơn số răng của bánh răng hình côn, có nghĩa là
trong hệ thống truyền động ô tô có sự giảm tốc và tăng moment giữa trục truyền các
đăng và bánh xe chủ động. Tỷ số giảm tốc này thay đổi tùy theo tính năng ô tô và kiểu
thiết kế động cơ. .Nó thay đổi từ 3.36:1 đế́
́́n 5:1 đối với xe du lịch. Đối với xe tải nặng,
tỷ số giảm tốc khoảng 9:1. Với yêu cầu giảm tốc lớn như thế, bộ vi sai được trang bị
thêm một số bánh răng để̉
̉̉ giảm tốc để̉
̉̉ giảm tốc hai lần.
Tỷ số truyền bộ truyền lực chính được diễn tả như sau :
Tỷ số truyền = Số răng củ̉ ̉̉a bánh răng vành chậu / số răng của bánh răng quả̉ ̉̉
dứa.
Thông thường tỷ số truyền không được làm tròn thành số nguyên.Làm như vậy để
tránh cho căp ḅ̣ánh răng luôn ăn khớp cùng nhau, giúp cho các bánh răng mòn đều.
1.6.3. Bộ vi sai.
1.6.3.1. Công dụng.
Vi sai đặt giữa các bánh xe chủ động của một cầu nhằm bảo đảm cho các bánh xe
đó quay với vận tốc khác nhau khi xe vòng, hoặc chuyển động trên đường không bằng
phẳng, hoặc có sự khác nhau giữa bán kính lăn của hai bánh xe, đồng thời phân phối lại
momen xoắn cho hai nửa trục trong các trường hợp nêu trên.
Vi sai đặt giữa các cầu chủ động có công dụng phân phối momen xoắn cho các
cầu theo yêu cầu thiết kế nhằm nâng cao tính năng kéo của xe có nhiều cầu.
1.6.3.2. Yêu cầu.
Phân phối mmen xoắn từ động cơ cho các bánh xe hay các cầu theo tỉ lệ cho
trước, phù hợp với moomen bám của bánh xe (hay cầu xe) với mặt đường.
Đảm bảo số vòng quay khác nhau giữa các bánh xe chủ động khi xe quay vòng,
hoặc xe chuyển động trên đường không bằng phẳng, hoặc khi bán kính lăn của hai bánh
xe chủ động ở cùng một cầu không bằng nhau.
Kết cấu nhỏ gọn.
1.6.3.3. Phân loại.
 Theo công dụng chia thành 3 loại:
15

17. - Vi sai giữa cá bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
 Theo mức độ tự động chia thành 3 loại:
- Vi sai không có hãm.
- Vi sai có hãm bằng tay.
- Vi sai hãm tự động.
 Theo kết cấu chia thành:
- Vi sai bánh răng nón.
- Vi sai bánh răng trụ.
- Vi sai cam.
- Vi sai vít.
- Vi sai ma sát thuỷ lực.
- Vi sai có tỉ số truyền thay đổi.
- Vi sai có hành trình tự do.
Hình 5:Một số dạng vi sai thông dụng
a.Bộ vi sai mở, b.Bộ vi sai khoá, c.Bộ vi sai hạn chế trượt cảm ứng momen xoắn-Torsen
1.6.3.4. Kết cấu.
Trục dẫn động (propeller shaft): Bao gồm các bánh xe chủ động ăn khớp với
bánh xe bị động, có nhiệm vụ giảm số vòng quay và tăng momen xoắn. Đây còn được
gọi là bộ phận truyền lực cuối.
Bánh răng hành tinh (small gear): Có nhiệm vụ kết nối với bánh răng bán trục để
điều khiển tốc độ của chúng. Bánh răng bán trục kết với với bán trục trong/ngoài tác
động trực tiếp tới tốc độ quay của bánh xe.
Bán trục trong/ ngoài (inner/outer half shaft): Bán trục có nhiệm vụ kết nối bánh
răng tới bánh xe, giúp truyền lực tổ hợp bánh răng vi sai tới bánh xe, đảm bảo mỗi bánh
xe mang một vận tốc riêng.
16

18. Vỏ bộ vi sai (rotating cage): Được gắn trên bánh răng tự động, có nhiệm vụ bảo
vệ các bộ phận bên trong cơ cấu vi sai.
Hình 6:Cấu tạo bộ vi sai
1.6.3.5. Nguyên lý làm việc.
 Khi xe chạy thẳng
Bánh xe hành tinh quay quanh trục của cơ cấu vi sai và không bị xoay quanh trục
của chính nó. Khi đó, hai bán trục trong và ngoài quay cùng một tốc độ và momen
truyền từ hộp số tới cặp bánh xe trái, phải là giống nhau. Điều đó có nghĩa là trong cùng
một khoảng thời gian nhất định, hai bánh xe di chuyển được quãng đường như nhau.
Đối với việc chạy thẳng, cơ cấu vi sai làm việc theo nguyên lý như trên. Còn đối
với khúc cua, bộ vi sai hoạt động như thế nào? Như các bạn đã biết, khi xe vào cua hoặc
chạy trên đường cong, lực cản sẽ có tác dụng lên bánh xe bên trong nhiều hơn bánh xe
phía ngoài.
 Khi xe vào cua:
Lúc này, bánh xe phía trong góc cua sẽ chạy chậm hơn bánh xe phía ngoài góc
cua vì quãng đường di chuyển ngắn hơn. Những bánh răng hành tinh vừa di chuyển quay
quanh trục vi sai, vừa tự quay quanh trục của nó. Nhờ đó, hai bán trục trong và ngoài
quay khác véc tơ vận tốc tức thời góc. Do đó, hai bánh xe có thể di chuyển quãng đường
khác nhau với tốc độ khác nhay mà không gặp phải hiện tượng trượt.
17

19. Hình 7: Mặt cắt bộ vi sai – truyền lực chính
1.6.3.6. Ưu, nhược điểm cơ cấu vi sai.
 Ưu điểm
– Cơ cấu vi sai có khả năng phân bổ lực đều cho các bánh xe.
– Cải thiện mức độ bám mặt đường của bánh xe ở địa hình không bằng phẳng.
– Được trang bị cho cả cầu trước, cầu sau.
– Sử dụng đơn giản, dễ dàng, kích hoạt chỉ bằng một nút bấm.
 Nhược điểm
– Nếu một trọng một cặp bánh xe bị giảm hoặc mất lực kéo, momen xoắn
truyền tới bánh xe sẽ có lực kéo nhỏ nhất. Điều này khiến tốc độ và hiệu suất
xe giảm xuống.
– Bộ khoá vi sai phát ra tiếng ồn, điều này dễ nhận biết nhất khi xe vào đoạn
cua.
– Nếu cơ cấu vi sai bị hỏng, quá trình sửa chữa khá phức tạp bởi vi sai có liên
quan đến hộp số.
1.6.4. Bán trục.
1.6.4.1. Công dụng.
Dùng để truyền mômen quay từ truyền lực chính tập trung đến bánh xe chủ động,
có hai hình thức :
Dùng bán trục cho những hệ thống treo phụ thuộc và dùng khớp các đăng đồng
tốc cho những xe có hệ thống treo độc lập hoặc làm thêm nhiệm vụ dẫn đường.
18

20. Trong ôtô nếu đặt dầm cầu liền (hệ thống treo phụ thuộc) thì chuyển động đến các
bánh xe chủ động nhờ các bán trục. Nếu đặt hệ thống treo độc lập cũng như trường hợp
truyền mômen đến các bánh dẫn hướng là chủ động thì dùng cac đăng đồng tốc.
Ngoài ra, bán trục còn có tác dụng tiếp nhận tải trọng uốn do lực tác động lên
bánh xe. Tải trọng này là do một phần ôtô truyền lên các bán trục và cả đường gồ ghề
(xe bị xóc), lực li tâm xuất hiện khi ôtô đi vào đường vòng hay đường nghiêng.
1.6.4.2. Yêu cầu.
- Bán trục phải đảm bảo truyền mô-men xoắn từ bộ vi sai đến bánh xe một cách ổn
định và liên tục. Giảm tổn thất năng lượng trong quá trình truyền lực.
- Bán trục phải chịu được momen xoắn lớn từ động cơ, đặc biệt khi xe khởi hành,
tăng tốc hoặc leo dốc.
- Cần có độ bền cao để chống lại hiện tượng gãy trục khi chịu tải nặng. Phải có độ
cứng vững tốt để không bị cong hoặc biến dạng khi làm việc ở điều kiện khắc
nghiệt.
- Nên có kết cấu đơn giản, trọng lượng nhẹ để giảm tải trọng không được treo, giúp
cải thiện hiệu suất và tiết kiệm nhiên liệu.
1.6.4.3. Phân loại.
 Theo kết cấu của cầu thì chia ra loại cầu liền và cầu rời.
 Theo mức độ chịu lực hướng kích và chiều trục chia ra :
– Loại bán trục không giảm tải.
– Loại bán trục giảm tải một nửa.
– Loại bán trục giảm tải ¾.
– Loại bán trục giảm tải hoàn toàn.
1.6.4.4. Nguyên lý hoạt động.
Bộ vi sai nhận mô-men xoắn từ hộp số và chia đều lực này cho hai bán trục (bán
trục bên trái và bán trục bên phải). Khi xe đi thẳng, hai bán trục quay với cùng tốc độ.
Khi xe vào cua, bộ vi sai phân phối momen xoắn khác nhau giữa hai bánh xe.
Bán trục bên trong cua quay chậm hơn bán trục bên ngoài cua để tránh hiện tượng trượt
bánh.
Momen xoắn từ bán trục được truyền trực tiếp đến bánh xe chủ động, giúp bánh
xe quay và tạo lực kéo đẩy xe di chuyển. Bánh xe nhận lực và tiếp xúc với mặt đường để
đẩy hoặc kéo xe tiến về phía trước.
19

21. 1.7. Kết luận:
Chương này đã làm rõ cấu trúc, vai trò và yêu cầu của hệ thống truyền lực trên ô
tô, bao gồm: hệ thống truyền lực là tập hợp các cơ cấu và chi tiết có nhiệm vụ truyền và
biến đổi mô-men xoắn từ động cơ đến bánh xe chủ động.
- Nhiệm vụ: Đảm bảo mô-men xoắn được truyền một cách hiệu quả, điều chỉnh tỉ
số truyền phù hợp với từng điều kiện vận hành như khởi động, tăng tốc, hoặc leo
dốc.
- Yêu cầu kỹ thuật: Hệ thống phải có hiệu suất truyền cao, hoạt động êm dịu, ít
tiếng ồn, và dễ bảo dưỡng.
- Phân loại: Đã phân tích các dạng truyền động, bao gồm động cơ đặt trước - cầu
trước chủ động, động cơ đặt trước - cầu sau chủ động, hệ thống 4 bánh chủ động
(4WD), và xe hybrid.
Chương này tạo cơ sở lý thuyết cho việc tính toán và thiết kế chi tiết các thành
phần hệ thống trong các chương tiếp theo.
20

22. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ SỨC KÉO
2.1. Xác định trọng lượng bản thân, trọng lượng toàn bộ và phân bố trọng lượng ô
tô.
2.1.1. Loại ô tô yêu cầu thiết kế
Loại ô tô tải trung bình, có tải trọng định mức là 6 tấn. Ô tô tham khảo :Xe tải
2.1.2. Trình độ công nghệ của cơ sở sản xuất
Bảng 1 : Thông số kỹ thuật xe THACO FD700
Tên bộ phận Đơn Vị đo Số liệu
Kích thước tổng thể (DxRxC) mm 4.900 x 2.010 x 2.520
Kích thước lọt lòng thùng (DxRxC) mm 2.850 x 1.845 x 550 (2,9
m3)
Vệt bánh trước / sau mm 1.513,5/1485
Chiều dài cơ sở mm 2.600
Khoảng sáng gầm xe mm 230
Trọng lượng không tải kg 3.200
Tải trọng kg 3.490
Trọng lượng toàn bộ kg 6.820
Số chỗ ngồi chỗ 03
Loại động cơ Diesel, 4 kỳ, 4 xilanh
thẳng hàng, turbo tăng áp,
làm mát khí nạp, phun
nhiên liệu điều khiển điện
tử
Dung tích xi lanh cc 2.156
Đường kính x hành trình piston mm 85 x 95
Công suất cực đại/ tốc độ quay Ps/(vòng/phút) 76/3.000
Mô men xoắn/ tốc độ quay Nm/(vòng/phút) 200/1.900~2.100
Ly hợp 01 đĩa, ma sát khô, dẫn
động thủy lực
Hộp số 5 số tiến, 1 số lùi
21

23. Tỷ số truyền chính ih1=5,526; ih2=2,992;
ih3=1,684; ih4=1,000;
ih5=0,857; iR=5,052
(Hộp số phụ: ip1=1,000;
ip2=1,635)
Tỷ số truyền cuối 6,142
Ly hợp 01 đĩa, ma sát khô, dẫn
động thủy lực
Khả năng leo dốc % 38,2
Bán kính quay vòng nhỏ nhất m 5,4
Tốc độ tối đa km/h 76
Dung tích thùng nhiên liệu lít 75
Đường kính x hành trình ty ben mm 120 x 470
Trang bị tiêu chuẩn Máy lạnh Cabin, kính cửa
chỉnh điện
Hệ thống treo Trước: phụ thuộc
nhíp lá, giảm
chấn thuỷ lực
Sau: phụ thuộc nhíp lá
Hệ thống Phanh Phanh thuỷ lực, 2 dòng,
trợ lực chân không, cơ cấu
phanh loại tang trống
2.1.3. Số liệu tham khảo ô tô tương đương
- Trọng lượng bản thân G0 : 3490 KG
- Khối lượng toàn bộ : 6820 KG
- Số chỗ ngồi : 3
2.1.4. Xác định trọng lượng
 Trọng lượng toàn bộ
[1]
Trong đó:
22

24. – Trọng lượng bản thân ô tô. Dựa vào xe tham khảo ,
chọn Go = 3490 (KG)
– Trọng lượng trung bình của một người. Chọn A = 65 (KG)
– Số người chở, kể cả người lái. n = 3
– Tải trọng định mức của ô tô tải. Q = 3135 (KG)
Thay vào công thức (1) ta có tải trọng định mức của ô tô tải Q :
Q = 6820 – 65.3 - 3490 = 3135 KG
2.1.5. Phân bố trọng lượng ô tô.
Tải trọng phân bố cầu trước:
Z1 = 30%.G = 0,3.6820 = 2046(KG) = 20017.26(N).
Tải trọng phân bố cầu sau:
Z2 = 70%.G = 0,7.6820 = 4774(KG) = 46832.94(N).
2.2. Tính chọn lốp
2.2.1. Xác định tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe bị động
Ta có: ( công thức II-3 sách [1] )
Trong đó : Gb1 là tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe bị động.
Suy ra : Z1 = Gb1 = 20017.26 (N).
Vậy tải trọng tác dụng lên mỗi bánh bị động là :
Gbd = 20017.26 / 2 = 10035.63 (N).
2.2.2. Xác định tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe chủ động
Ta có: ( công thức II-14 sách [1] )
Trong đó : Gb2 là tải trọng thẳng đứng tĩnh của bánh xe bị động.
Suy ra : Z2 = Gb2 = 46832.94 (N).
Vậy tải trọng tác dụng lên mỗi bánh chủ động là:
Gcd = 46832.94 / 4 = 11708.235 (N).
23

25.  Ta xác định được tải trọng lốp xe Glốp= 11708.235 (N) = 1193.5 (KG).
2.2.3. Xác định chọn lốp xe
- Điều kiện làm việc: Ô tô vận hành ở điều kiện bình thường, di chuyển trên đường
nhựa, vận tốc lớn nhất là 120 km/h
- Vì khối lượng đặt vào cầu sau lớn hơn nhiều so với cầu trước nên lốp sau sẽ chịu
tải lớn hơn nên ta sẽ chọn lốp theo bánh sau cho toàn bộ lốp.
- Tải trọng tác dụng lên bánh chủ động là 11708.235 (N)  Ta chọn trục sau là
bánh đôi và chịu được tải trọng là 1193.5 KG
 Ta xác định được chỉ số tải trọng của lốp là 91 (Theo tiêu chuẩn)
Dựa vào chỉ số tải trọng, ta chọn được lốp xe DRC bán thép radial D725
7.00R16LT (LT có nghĩa là lốp không săm). Lốp có chỉ số tốc độ là L, tra bảng tiêu
chuẩn ta xác định được lốp có thể di chuyển tốc độ tối đa là 120km/h ( phù hợp với tốc
độ lớn nhất của xe)
Với ký hiệu trên :
- Bề rộng của lốp là: B = 7 (in) = 177.8 (mm).
- Bán bính vành bánh xe : d = 16 (in) = 406.4 (mm).
- Bán kính lốp xe
Trong đó:
- Bán kính thiết kế của lốp, được tính:
r0 = B +
d
2
= 177.8 +
406.4
2
= 381 (mm).
- Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, với lốp có áp suất cao, chọn
Thay vào ta có rbx = 381 * 0.95 = 361.95 (mm) = 0.362 (m).
24

26. 2.3. Tính chọn động cơ
2.3.1. Công suất cực đại của động cơ khi ô tô chuyển động với vận tốc lớn nhất:
Theo tài liệu [1 – Công thức IV-6], ta có:
Trong đó:
 – Trọng lượng toàn bộ ô tô (N)
 – Vận tốc lớn nhất, vmax = 75 (km/h) = 20,833 (m/s)
 – Hệ số cản khí động học.
 – Diện tích cản chính diện.
 – Hiệu suất truyền lực.
 – Hệ số cản mặt đường.
Thay các thông số trên vào công thức (2) ta có:
Nev =
1
0.89
∗¿66904,2*0,0193*20,833+0.6*5.0652*(20,833)3
] = 61165 (W).
Vậy công suất của động cơ theo điều khiện chuyển động:
Nev = 61,15 (KW).
a. Công suất cực đại của động cơ:
Trong đó:
25

27.  - Công suất cực đại của động cơ khi ô tô chuyển động với vận tốc lớn
nhất
 a, b, c là các hệ số thực nghiệm
 Đối với động cơ diesel : a = 0,5; b = 1,5; c = 1,0
 -Hệ số tốc độ của động cơ ứng với tốc độ cực đại của ô tô.
Chọn
Ne max=
61,15
0,5.1,0+1,5.1,0
2
−1,0.1,0
3 = 61,15 (kW)
Trị số công suất Nemax ở trên chỉ là phần công suất động cơ dùng để khác phục
các lực cản chuyển động. Để chọn động cơ đặt trên ô tô, cần tăng thêm phần công
khắc phục các lực cản phụ, quạt gió, máy nén khí … Vì vậy phải chọn công suất
lớn nhất là :
Ne max=1,2.Ne max=1,2.61,15=73,4(kW )
2.3.2. Chọn động cơ
– Kiểu động cơ : HYUNDAI D4BH, động cơ diesel 4 xylanh thẳng hàng [2]
– Công suất cực đại: Nemax = 73,5 (kW)
– Tốc độ quay : nN = 3800 (vòng/phút)
– Momen xoắn cực đại: Memax = 225 (Nm)
– Hệ thống truyền lực: Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động
Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài:
– Các đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là những đường cong biểu diễn
sự phụ thuộc của các đại lượng công suất, mômen và suất tiêu hao nhiên liệu
của động cơ theo số vòng quay của trục khuỷu động cơ. Các đường đặc tính
này gồm:
 Đường công suất: Ne = f(ne)
 Đường mômen xoắn : Me = f(ne)
26

28. – Tính công suất động cơ ở số vòng quay khác nhau :
Theo tài liệu [1 – Công thức I-2],sử dụng công thức Lây-Đec-Man, ta có :
(kW)
Trong đó :
+ và – công suất cực đại của động cơ và số vòng quay tương
ứng
+ và - công suất và số vòng quay ở 1 thời điểm trên đường đặc
tính
– Tính mômen xoắn của trục khuỷu động cơ ứng với số vòng quay ne khác
nhau :
– Lập bảng:
 Các thông số nN; Ne ; Me đã có công thức tính
 Cho với λ = 0,1; 0,2; 0,3; ….; 1,0
– Kết quả tính được ghi ở bảng:
Bảng 2 : Bảng số liệu xác định đường đặc tính ngoài
λ Ne (kW) Me (N.m) Ne (v/f)
0.1 4.96 124.70 380
0.2 11.74 147.48 760
0.3 19.84 166.23 1140
27

29. 0.4 28.80 180.95 1520
0.5 38.13 191.64 1900
0.6 47.35 198.31 2280
0.7 55.97 200.95 2660
0.8 63.53 199.57 3040
0.9 69.53 194.16 3420
1 73.50 184.72 3800
Sau khi tính toán và xử lí số liệu ta xây dựng được đường đặc tính ngoài với
Công suất Ne(kW) và Mômen xoắn Me(N.m)
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
0.00
50.00
100.00
150.00
200.00
250.00
0.00
10.00
20.00
30.00
40.00
50.00
60.00
70.00
80.00
Đồ thị đường đặc tính ngoài của động cơ
Me (N.m)
Vòng/phút
N.m
kw
Hình 8: Đồ thị đường đặc tính ngoài của động cơ
2.4. Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính
Được xác định theo điều kiện đảm bảo ôtô chuyển động với vận tốc lớn nhất ở
tay số cao nhất của hộp số.
Theo tài liệu [1 – Công thức IV-7], ta có:
28

30. Trong đó:
 – bán kính bánh xe (m)
 – số vòng quay của động cơ khi ôtô đạt tốc độ lớn nhất
 – tốc độ lớn nhất của ôtô
 = 1 – tỷ số truyền của tay số cao nhất trong hộp số
 = 1– tỷ số truyền của hộp phân phối chính
io=0,105.
0 ,362.3800
1.1.20,833
=6,933
2.5. Xác định tỷ số truyền của số cao nhất của hộp số
Tỷ số truyền của tay số 1 được xác định trên cơ sở đẩm bảo khắc phục được lực
cản lớn nhất của mặt đường mà bánh xe chủ động không bị trượt quay trong mọi điều
kiện chuyển động.
Theo điều kiện chuyển động, ta có:
Trong đó :
+ – lực kéo lớn nhất của động cơ
+ – lực cản tổng cộng của đường
+ – lực cản không khí
Khi ôtô chuyển động ở tay số 1 thì vận tốc nhỏ nên có thể bỏ qua lực cản không
khí PW
Vậy :
[1 – Công thức IV-31]
⇒ih1 ≥
G.ψmax .rbx
Memax .i0 .ηtl
=
66904.0.31.0.362
225.6,933.0.89
=5,407
29

31. Mặt khác, Pk max còn bị giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường:
Memax .ih1 .i0 .ηtl
rbx
≤Z2.φ.mk [1 – Công thức IV-33]
ih1≤
Z2.φ.rbx .mk
Me max .i0.ηtl
=
46832,9.0,8.0,362.1
225.6,933.0,89
=9,769
Điều kiện chuyển động chậm ổn định khi đầy tải :
Trong đó:
 nemin : số vòng quay nhỏ nhất của trục khuỷu động cơ
 Vmin: tốc độ nhỏ nhất khi ô tô chuyển động ổn định,
Vmin= (3…5)km/h.Chọn Vmin=4,5 km/h= 1,25 m/s
ih1≥
2π .nemin .rbx
60.io .ip .V min
=
2 π.1000.0.362
60.6,933.1.1,25
=4,37
 Từ 3 điều kiện trên, ta chọn được ih1=6.
2.6. Xác định số cấp và tỷ số truyền của các tay số trung gian
Chọn hệ thống tỷ số truyền của các cấp số trong hộp số theo ‘cấp số nhân’
Công bội được xác định theo biểu thức:
[1 - Công thức IV-39]
Trong đó: + n – số cấp trong hộp số (n = 5)
+ – tỷ sô truyền của tay số 1 (ih1 = 4)
+ - tỷ số truyền của tay số cuối cùng trong hộp số (ih5 = 1)
⇒ q=
4
√6
1
=1,565
Tỷ số truyền của tay số thứ i trong hộp số được xác định theo công thức sau:
30

32. Trong đó: ihi – tỷ số truyền của tay số thứ i trong hộp số (i = 1; 2;…; n-1)
Từ hai công thức trên, ta xác định được tỷ số truyền ở các tay số:
 Tỷ số truyền của tay số 2: ih2=
ih1
q
2−1
=3,833
 Tỷ số truyền của tay số 3: ih3=
ih1
q
3−1
=2,45
 Tỷ số truyền của tay số 4: ih4=
ih1
q
4−1
=1,565
 Tỷ số truyền của tay số 5: ih5=1
 Tỷ số truyền của tay số lùi: ihl=1,2.ih1=7,2
Tỷ số truyền tương ứng với từng tay số được thể hiện ở bảng sau:
Bảng 3 : Tỉ số truyền tương ứng từng tay số
Tay số 1 2 3 4 5 Lùi
Tỷ số truyền 6 3,833 2,45 1,565 1 7,2
Căn cứ vào loại ô tô là xe tải, sức vượt lớn nhất là 0,31 phân bố trọng lượng chủ
yếu trên trục sau, ta chọn trục sau của xe làm trục bánh xe chủ động để tính toán. Việc
chọn trục sau là trục chủ động giúp xe vượt sức cản tốt hơn, phù hợp với yêu cầu về điều
kiện hoạt động của xe.
2.7. Xây dựng các đồ thị
2.7.1. Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô.
Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô:
Trong đó:
 – lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động:
31

33. (a)
 – lực cản lăn: (do
α
= 0)
 – lực cản lên dốc: (do
α
= 0)
 – lực quán tính (xuất hiện khi xe chuyển động không ổn định)
 – lực cản không khí:
Vận tốc ứng với mỗi tay số: (b) (Eq 5-3/trang 53)
Từ 2 công thức (a) và (b), ta lập bảng:
Bảng 4: Giá trị lực kéo ở mỗi tay số
ne (v/ph) Me(Nm)
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3
v1(m/s) pk1(N) v2(m/s) pk2(N) v3(m/s) pk3(N)
380 98.380 0.35 10061.49 0.54 6428.72 0.85 4107.59
760 116.830 0.69 11948.4 1.08 7634.35 1.7 4877.91
1140 132.200 1.04 13520.32 1.63 8638.71 2.54 5519.65
1520 144.500 1.39 14778.26 2.17 9442.47 3.39 6033.2
1900 153.720 1.73 15721.2 2.71 10044.95 4.24 6418.15
2280 159.870 2.08 16350.17 3.25 10446.83 5.09 6674.93
2660 162.940 2.42 16664.15 3.79 10647.44 5.94 6803.11
3040 162.940 2.77 16664.15 4.34 10647.44 6.79 6803.11
3420 159.870 3.12 16350.17 4.88 10446.83 7.63 6674.93
3800 153.720 3.46 15721.2 5.42 10044.95 8.48 6418.15
32

34. Tay số 4 Tay số 5
v4(m/s) pk4(N) v5(m/s) pk5(N)
1.33 2624.51 2.08 1676.91
2.66 3116.71 4.16 1991.4
3.98 3526.74 6.23 2253.39
5.31 3854.87 8.31 2463.04
6.64 4100.84 10.39 2620.2
7.97 4264.9 12.47 2725.03
9.29 4346.8 14.54 2777.36
10.62 4346.8 16.62 2777.36
11.95 4264.9 18.7 2725.03
13.28 4100.84 20.78 2620.2
Phương trình cân bằng lực cản :
- Xét ô tô chuyển động trên đường bằng và không có gió:
Lập bảng tính ,
Bảng 5: Giá trị lực cản ứng với mỗi tay số
Vận tốc
(m/s)
Lực bám (N) Pφ
Pc lực
cản(N)
0 37466.352 1293.95
3.46 37466.352 1330.33
5.42 37466.352 1383.22
8.48 37466.352 1512.49
13.28 37466.352 1829.92
33

35. 20.78 37466.352 2606.26
Tổng lực kéo của ôtô phải nhỏ hơn lực bám giữa bánh xe và mặt đường:
Trong đó:
 – hệ số phân bố lại tải trọng ở cầu sau
Chọn mk2 = 1
 – tải trọng tác dụng lên cầu chủ động.
 – hệ số bám của mặt đường (chọn φ = 0,8)
Pφ=Z2.mk 2.φ=46832,9.1.0,8=37466,3
0 5 10 15 20 25
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
35000
40000 ĐỒ THỊ LỰC KÉO
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3 Tay số 4
Tay số 5 Pc lực cản(N) Lực bám (N) Pφ
Hình 9: Đồ thị lực kéo của ô tô
34

36. – Nhận xét:
 Trục tung biểu diễn Pk , Pf , Pw . Trục hoành biểu diễn v (m/s)
 Dạng đồ thị lực kéo của ôtô Pki = f(v) tương tự dạng đường cong
Me = f(ne) của đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.
 Giới hạn giữa các đường cong kéo Pki và đường cong tổng lực cản
là lực kéo dư (Pkd) dùng để tăng tốc hoặc leo dốc.
 Tổng lực kéo của ôtô phải nhỏ hơn lực bám giữa bánh xe và mặt
đường
2.7.2. Đồ thị cân bằng công suất của ô tô
Phương trình cân bằng công suất tại bánh xe chủ động:
Công suất truyền đến các bánh xe chủ động khi kéo ở tay số thứ I được xác định
theo công thức:
Với
Lập bảng và tính toán các giá trị Nki và vi tương ứng:
Bảng 6: Công suất của ô tô
ne (v/ph) Ne(kw) v1(m/s) v2(m/s)
v3(m/
s)
v4(m/s) v5(m/s) nk(kw)
380 3.91462 0.35 0.54 0.85 1.33 2.08 3.48
760 9.29722 0.69 1.08 1.7 2.66 4.16 8.27
1140 15.78081 1.04 1.63 2.54 3.98 6.23 14.04
1520 22.99839 1.39 2.17 3.39 5.31 8.31 20.47
1900 30.58296 1.73 2.71 4.24 6.64 10.39 27.22
2280 38.16754 2.08 3.25 5.09 7.97 12.47 33.97
35

37. 2660 45.38512 2.42 3.79 5.94 9.29 14.54 40.39
3040 51.86870 2.77 4.34 6.79 10.62 16.62 46.16
3420 57.25131 3.12 4.88 7.63 11.95 18.7 50.95
3800 61.16592 3.46 5.42 8.48 13.28 20.78 54.44
– Trên đồ thị Nk = f(v), dựng đồ thị ∑ Nc theo bảng trên:
– Xét ôtô chuyển động trên đường bằng:
 Lập bảng tính ∑ Nc
Bảng 7: Công cản của ô tô ứng với mỗi tay số
Vận tốc
(m/s)
Công suất cản chuyển động (KW)
0 0
3.46 2.301469069
5.42 3.748537629
8.48 6.412958225
13.28 12.15066982
20.78 27.07907628
36

38. 0 5 10 15 20 25
0
10
20
30
40
50
60
ĐỒ THỊ CÔNG SUẤT Ô TÔ
NK1 NK2 NK3 NK4 NK5 NC
Hình 10: Đồ thị công suất ô tô
2.7.3. Đồ thị nhân tố động lực học.
Nhân tố động lực học là tỷ số giữa hiệu số của lực kéo tiếp tuyến Pk và lực cản
không khí Pw với trọng lượng toàn bộ của ôtô. Tỷ số này được ký hiệu là “D”
Xây dựng đồ thị
Đồ thị nhân tố động lực học thể hiện mối quan hệ giữa D với tốc độ chuyển động
v của ôtô khi đủ tải và động cơ làm việc ở đường đặc tính tốc độ ngoài,
D = f(v)
Lập bảng thể hiện mối quan hệ giữa D và v ở từng tay số:
Bảng 8: Nhân tố động lực học của ô tô
37

39. ne
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3 Tay số 4 Tay số 5
V1 D1 V2 D2 V3 D3 V4 D4 V5 D5
380 0.35 0.1504 0.54 0.0961 0.85 0.0614 1.33 0.0392 2.08 0.0249
760 0.69 0.1786 1.08 0.1141 1.7 0.0728 2.66 0.0463 4.16 0.0290
1140 1.04 0.2021 1.63 0.1290 2.54 0.0822 3.98 0.0520 6.23 0.0319
1520 1.39 0.2208 2.17 0.1409 3.39 0.0897 5.31 0.0563 8.31 0.0337
1900 1.73 0.2349 2.71 0.1498 4.24 0.0951 6.64 0.0593 10.39 0.0343
2280 2.08 0.2442 3.25 0.1557 5.09 0.0986 7.97 0.0609 12.47 0.0337
2660 2.42 0.2488 3.79 0.1585 5.94 0.1001 9.29 0.0611 14.54 0.0319
3040 2.77 0.2488 4.34 0.1583 6.79 0.0996 10.62 0.0599 16.62 0.0290
3420 3.12 0.2440 4.88 0.1551 7.63 0.0971 11.95 0.0573 18.7 0.0249
3800 3.46 0.2345 5.42 0.1488 8.48 0.0927 13.28 0.0533 20.78 0.0196
Nhân tố động học theo điều kiện bám được xác định như sau :
Bảng 9: Nhân tố động lực học theo điều kiện bám
V (m/s) 0 3.46 5.42 8.48 13.28 20.78
Dφ 0.56 0.55946 0.55867 0.55673 0.55199 0.54039
f 0.015 0.01512 0.01529 0.01572 0.01676 0.01932
Dựa vào kết quả bảng tính, dựng đồ thị nhân tố động lực học của ôtô
38

40. 0 5 10 15 20 25
0.0000
0.1000
0.2000
0.3000
0.4000
0.5000
0.6000
ĐỒ THỊ NHÂN TỐ ĐỘNG LỰC HỌC
D1 D2 D3 D4 D5 Dφ f
Hình 11: Đồ thị nhân tố động lực học
- Nhận xét:
 Dạng của dồ thị nhân tố động lực học D = f(v) tương tự như dạng đồ thị
lực kéo Pk = f(v); nhưng ở những vân tốc lớn thì đường cong dốc hơn.
 Khi chuyển động ở vùng tốc độ v > vth i (tốc độ vth i ứng với Di max ở từng
tay số) thì ôtô chuyển động ổn định, vì trong trường hợp này thì sức cản
chuyển động tăng, tốc độ ôtô giảm và nhân tố động lực học D tăng.
Ngược lại, vùng tốc độ v < vth i là vùng làm việc không ổn định ở từng tay
số của ôtô.
 Trị nhân tố động lực học cực đại D1 max ở tay số thấp nhất biểu thị khả
năng khắc phục sức cản chuyển động lơn nhất của đường: D1 max = ψmax
– Vùng chuyển động không trượt của ôtô:
 Cũng tương tự như lực kéo, nhân tố động lực học cũng bị giới hạn bởi
điều kiện bám của các bánh xe chủ động với mặt đường.
 Nhân tố động học theo điều kiện bám Dφ được xác định như sau:
 Để ôtô chuyển động không bị trượt quay thì nhân tố động lực học D phải
thoả mãn điều kiện sau :
39

41.  Vùng giới hạn giữa đường cong Dφ và đường cong Ψ trên đồ thị nhân tố
động lực học là vùng thoả mãn điều kiện trên. Khi D > Dφ trong giới hạn
nhất định có thể dùng đường đặc tính cục bộ của động cơ để chống trượt
quay nếu điều kiện khai thác thực tế xảy ra.
2.7.4. Đồ thị gia tốc
Biểu thức tính gia tốc :
Khi ôtô chuyển động trên đường bằng (α = 0) thì:
Trong đó:
 Di – giá trị nhân tố động lực học ở tay số thứ i tương ứng với tốc độ vi
đã biết từ đồ thị D = f(v);
 f, i – hệ số cản lăn và độ dốc của đường;
 – gia tốc của ôtô ở tay số thứ i.
 - hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Ta có:
Bảng 10: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Tay số 1 2 3 4 5
δJ 2,85 1,785 1,35 1,17 1,1
Lập bảng tính toán các giá trị ji theo vi ứng với từng tay số:
40

42. Bảng 11: Giá trị gia tốc ứng với mỗi tay số
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3
V1 D1 f1 J1 V2 D2 f2 J2 V3 D3 f3 J3
0.35
0.150
4
0.0150 0.4661 0.54 0.0961 0.0150 0.4457 0.85 0.0614
0.015
0
0.3369
0.69
0.178
6
0.0150 0.5631 1.08 0.1141 0.0150 0.5444 1.7 0.0728
0.015
0
0.4197
1.04
0.202
1
0.0150 0.6438 1.63 0.1290 0.0150 0.6265 2.54 0.0822
0.015
1
0.4880
1.39
0.220
8
0.0150 0.7084 2.17 0.1409 0.0150 0.6919 3.39 0.0897
0.015
1
0.5417
1.73
0.234
9
0.0150 0.7567 2.71 0.1498 0.0151 0.7406 4.24 0.0951
0.015
2
0.5809
2.08
0.244
2
0.0150 0.7888 3.25 0.1557 0.0151 0.7727 5.09 0.0986
0.015
3
0.6056
2.42
0.248
8
0.0151 0.8047 3.79 0.1585 0.0151 0.7880 5.94 0.1001
0.015
4
0.6158
2.77
0.248
8
0.0151 0.8044 4.34 0.1583 0.0152 0.7867 6.79 0.0996
0.015
5
0.6115
3.12
0.244
0
0.0151 0.7878 4.88 0.1551 0.0152 0.7686 7.63 0.0971
0.015
6
0.5926
3.46
0.234
5
0.0151 0.7550 5.42 0.1488 0.0153 0.7339 8.48 0.0927
0.015
7
0.5592
Tay số 4 Tay số 5
V4 D4 f4 J4 V5 D5 f5 J5
1.33 0.0392 0.0150 0.2019 2.08 0.0249 0.0150 0.0876
2.66 0.0463 0.0151 0.2610 4.16 0.0290 0.0152 0.1232
3.98 0.0520 0.0152 0.3083 6.23 0.0319 0.0154 0.1475
5.31 0.0563 0.0153 0.3436 8.31 0.0337 0.0157 0.1604
6.64 0.0593 0.0154 0.3670 10.39 0.0343 0.0161 0.1622
7.97 0.0609 0.0156 0.3785 12.47 0.0337 0.0166 0.1527
41

43. 9.29 0.0611 0.0159 0.3782 14.54 0.0319 0.0171 0.1320
10.62 0.0599 0.0161 0.3659 16.62 0.0290 0.0178 0.1000
11.95 0.0573 0.0164 0.3417 18.7 0.0249 0.0185 0.0567
13.28 0.0533 0.0168 0.3056 20.78 0.0196 0.0193 0.0021
Từ kết quả bảng tính, xây dựng đồ thị j = f(v):
0 5 10 15 20 25
0.0000
0.1000
0.2000
0.3000
0.4000
0.5000
0.6000
0.7000
0.8000
0.9000
ĐỒ THỊ GIA TỐC
J1 J2 J3 J4 J5
V( m/s)
J(m/s^2)
Hình 12: Đồ thị gia tốc
– Nhận xét:
 Gia tốc cực đại của ôtô lớn nhất ở tay số một và giảm dần đến tay số
 Tốc độ nhỏ nhất của ôtô vmin = 1,64 (m/s) tương ứng với số vòng quay ổn
định nhỏ nhất của động cơ nmin = 520 (vòng/phút).
 Trong khoảng vận tốc từ 0 đến vmin ôtô bắt đầu khởi hành, khi đó, li hợp
trượt và bướm ga mở dần dần.
 Ở tốc độ vmax = 43,056 (m/s) thì jv = 0, lúc đó xe không còn khả năng tăng
tốc.
 Do ảnh hưởng của δj mà j2 (gia tốc ở tay số 2) > j1 (gia tốc ở tay số 1).
42

44. 2.7.5. Đồ thị thời gian tăng tốc – quãng đường tăng tốc của ôtô
2.7.5.1. Thời gian tăng tốc
Dựa vào hình dáng của đồ thị gia tốc ngược ta có thời điểm chuyển từ số thấp
sang số cao là tại Vmax của từng tay số.
Tính gần đúng theo công thức:
2.7.5.2. Quãng đường tăng tốc
Ta có: dS = v.dt →
Từ đồ thị t = f(v)
Ta có : Si = Fsi
– với Fsi
phần diện tích giới hạn bởi các đường t = f(v);
t = t1; t = t2 và trục tung đồ thị thời gian tăng tốc.
 Quãng đường tăng tốc từ vmin ÷ vmax :
43

45.  Lập bảng tính giá trị thời gian tăng tốc – quãng đường tăng tốc của ôtô
- Có xét đến sự mất mát tốc độ và thời gian khi chuyển số.
 Sự mất mát về tốc độ khi chuyển số sẽ phụ thuộc vào trình độ người lái,
kết cấu của hộp số và loại động cơ đặt trên ôtô.
 Động cơ diesel, người lái có trình độ cao, thời gian chuyển số từ 0,5s đến
2s.
- Tính toán sự mất mát tốc độ trong thời gian chuyển số (giả thiết: người lái xe
có trình độ thấp và thời gian chuyển số giữa các tay số là khác nhau.
Trong đó:
 f – hệ số cản lăn của đường .
 g – gia tốc trọng trường (g = 9,81 [m/s2
])
 ∆t – thời gian chuyển số [s]

Từ công thức trên ta có bảng sau:
Bảng 12: Độ giảm vận tốc khi sang số
δi Δt (s) Δv (m/s)
vimax
(m/s)
số 1 → số 2 2.85
Thời gian chuyển số ở
giữa các tay số được chọn:
∆t = 1(s)
0.07040649 3.46
số 2 → số 3 1.784846923 0.15600853 5.42
số 3 → số 4 1.35 0.34708309 8.48
số 4 → số 5 1.172474487 0.79780418 13.28
- Lập bảng:
44

46. Bảng 13: Thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc
V (m/s) 1/j t (s) S (m)
0.35 1.959 0 0
0.69 1.635 0.611 0.318
1.04 1.437 1.149 0.994
1.39 1.311 1.629 1.980
1.73 1.229 2.061 3.216
2.08 1.18 2.483 4.730
2.42 1.157 2.880 6.480
2.77 1.158 3.285 8.525
3.12 1.181 3.695 10.881
3.46 1.23 4.104 13.504
3.38959 1.324 5.104 17.482
4.880 1.301 7.061 29.194
5.42 1.363 7.780 40.067
5.26399 1.363 8.780 46.902
7.63 1.687 12.388 79.866
8.48 1.788 13.865 111.682
8.13292 1.788 14.865 123.475
11.95 2.927 23.864 239.627
13.28 3.272 27.986 353.044
12.93292 3.272 28.986 379.904
14.54 7.576 37.703 517.904
16.620 10.003 55.985 872.247
18.700 10.003 76.791 1356.134
20.78 17.647 105.547 2083.503
45

47. 0 5 10 15 20 25
0
20
40
60
80
100
120
0
500
1000
1500
2000
ĐỒ THỊ THỜI GIAN TĂNG TỐC VÀ QUÃNG ĐƯỜNG TĂNG TỐC
t (s)
S (m)
m/s
Hình 13: Đồ thị thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc
2.8. Kết luận
Các nội dung được thực hiện trong chương bao gồm:
1. Xác định tải trọng:
- Trọng lượng bản thân, tải trọng toàn bộ, và phân bố tải trọng lên cầu
trước và cầu sau được tính toán chi tiết, đảm bảo phân bố lực tối ưu.
2. Tính chọn động cơ:
- Công suất cực đại được xác định dựa trên các yếu tố như lực cản khí
động học, hệ số ma sát, và hiệu suất truyền lực. Động cơ Hyundai
D4BH đã được chọn với các thông số công suất 73.5 kW và mô-men
xoắn cực đại 225 Nm, phù hợp với yêu cầu vận hành.
3. Xác định tỷ số truyền:
46

48. - Tỷ số truyền của truyền lực chính (i0 = 6.933), hộp số, và các cấp số
trung gian được tính toán để đảm bảo khả năng vận hành ổn định ở các
chế độ tải khác nhau.
4. Xây dựng đồ thị lực kéo ô tô:
- Các đồ thị cân bằng lực kéo, công suất, và nhân tố động lực học được
xây dựng để kiểm tra và đánh giá khả năng vận hành của hệ thống.
47

49. CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC CARDAN
3.1. Phân tích, lựa chọn phương án thiết kế
Theo yêu cầu của đề bài được giao là phải thiết kế các hệ thống dành cho xe tải
với tải trọng 6820 kg một mức tải trọng khá lớn. Bên cạnh đó xe sử dụng nhiên liệu
Diesel và có vận tốc tối đa lên đến 75 Km/h đòi hỏi trục các đăng phải có độ bền chắc
cao, không bị uốn, xoắn, gãy và trên hết phải phục vụ được những yêu cầu mà xe vận
hành. Những tiêu chí tùy thuộc vào người thiết kế mà ở đây em sẽ liệt kê ra một số yêu
cầu mà em hướng đến:
- Các đăng phải đáp ứng được yêu cầu vận hành của xe ở mọi chế độ
- Hòa hợp với các hệ thống khác để xây dựng tính tổng thể đồng nhất
- Cầu sau chủ động
- Xe chạy liên tục, vận hành trong thời gian dài
- Phải thuận tiện cho công tác bảo dưỡng sửa chữa
- Chi phí thấp, đơn giản, hiệu suất cao
Từ những yếu tố đó lựa chọn ra phương án thiết kế như sau: Trục các đăng không
có khớp nối vì chiều dài cơ sở của một xe tải chở hàng tương đối ngắn để các đăng loại
chữ thập để dễ dàng bảo quản sửa chữa.
3.2. Tính toán thiết kế
3.2.1. Số vòng quay nguy hiểm
Khi chế tạo trục các đăng, do sai số và việc cân bằng thiếu chính xác nên khối
lượng của trục phân bố không đều và trọng tâm của anh nó bị lệch đi một đoạn là e so
với đường tâm của trục.
48
Hình 14: Sơ đồ trục khi bị võng

50. Bởi vậy khi trục quay sẽ xuất hiện lực ly tập ly tâm tác dụng lên trục làm cho
chụp có độ võng y (hình 1.13). Trong khi đó chụp đang quay nên làm phát sinh dao
động ngang của trục.
Khi số vòng quay của trục đạt đến một giá trị nào đó thì những dao động này có
thể cộng hưởng với tần số riêng của hệ thống. Khi xảy ra cộng hưởng thì độ võng y tiến
tới vô cùng cho nên trục sẽ gã. Giá trị số vòng quay của trục khi xảy ra cộng hưởng được
gọi là số vòng quay nguy hiểm hoặc là số vòng quay tới hạn.
Bảng 14: Tính toán số vòng quay nguy hiểm:
Các
thông
số
Tên gọi
Thứ
nguyên
Tính toán
GT
chọn
Kết quả
ip
Tỉ số truyền cao nhất hộp số
phụ
1
ih
Tỉ số truyền cao nhất hộp số
chính ( 1)
1
nemax
Số vòng quay cực đại của
động cơ
v/p 3800
nmax
Số vòng quay cực đại của
trục các đăng ứng với vận
tốc lớn nhất của xe
v/p 3800
nt Số vòng quay nguy hiểm v/p (1,2-2).nmax 1.5 5700
Vậy ta xác định được số vòng quay nguy hiểm là 5700 vòng/phút.
49

51. 3.2.3. Kích thước các trục
Dựa vào catalog của xe tham khảo ta có được một số kích thước cơ sở để thiết kế
phù hợp.
Hình 15: Các kích thước cơ bản của xe
Kí hiệu A B C D
Giá trị (m) 2.6 1.945 6.4 4.54
Để thuận tiện trong việc tính toán thiết kế ta sơ đồ hóa trục các đăng và các bộ
phận theo kèm:
50

52. Hình 16: Sơ đồ bố trí các đăng
Bởi vì chiều dài cơ sở của xe dài dẫn đến chiều dài trục các đăng cũng lớn, khi
tính toán nếu giữ nguyên chiều dài đó sẽ dẫn đến đường kính trục D tăng cao, đường
kính trong d phải mỏng. Điều này gây khó khăn trong việc bố trí các đăng, trục sẽ rung
hơn, dễ mất cân bằng động và khó đáp ứng điều kiện bền cho phép. Vì vậy ta lựa chọn
phương án hệ các đăng 2 trục, trục trung gian nối với trục thứ cấp hộp số, trục các đăng
nối với bộ truyền lực chính.
Bảng 15: Các thông số trục cardan
Các
thông số
Tên gọi
Thứ
nguyên
Tính toán Kết quả
L
Chiều dài tổng trục các
đăng
m 1.456
Lch
Chiều dài hình chiếu trục
các đăng lên phương ngang
m A-0.8-0.4 1.4
hcd
Hiệu chiều cao h từ hộp số
so với bộ TLC
m 0.4
Tiếp theo ta chọn đường kính trong d và đường kính ngoài D tương ứng để đảm
bảo ứng suất xoắn 100-120 Mpa đối với ô tô tải (theo tiêu chuẩn). Để đảm bảo độ tin cậy
51

53. khi hoạt động ở điều kiện khó khăn ta chọn độ dày bd = 7.5 mm. Lập bảng chọn đường
kính ngoài D và đường kính trong d theo công thức.
Theo tài liệu [4 – trang 141] ta có công thức tính ứng suất xoắn như sau
τ=
M
π(D4
−d4
)
32 D
Trong đó:
 τ là ứng suất xoắn (MPa).
 M là mô men xoắn.
 D là đường kính ngoài trục
 d là đường kính trong trục
Bảng 16: Đường kính trục theo ứng suất xoắn
Ở đây thấy tại D = 60 mm và d = 45 mm thì τ = 111,7541 MPa nằm trong
khoảng 100-129 Mpa. Vì vậy ta chọn đường kính ngoài trục các đăng D = 60 mm và
đường kính trong d = 45 mm để chế tạo trục các đăng: Lựa chọn vật liệu thép cacbon
SAE AISI 1045 vì đa số trục các đăng xe sử dụng.
Bảng 17: Thông số thép Carbon SAE AISI 1045
Thông số Ứng suất tiếp cực đại Độ xoắn cực đại Độ cứng
Giá trị 370 MN/m2
179 HB
52
D (mm) 55 60 65
d (mm) 40 45 50
τ 137.7055
111.754
1
92.45855

54. Để thêm chắc chắn cho phần tính toán, ta so sánh với một số loại các đăng xe tải
hiện hành:
Hình 17: Các trục các đăng được bán
Các thông số gần như tương đương với các trục các đăng có bán hiện hành vậy
nên đó cũng là bằng chứng xác thực rằng phương pháp tính toán thiết kế đã thành công.
3.3. Tính toán mối lắp then hoa
Theo tài liệu [5 – trang 92].
Ta chọn then hoa chữ nhật cỡ nặng, có kích thước:tra TCVN/ISO
53

55. Bảng 18: Bảng thông số then hoa chữ nhật
d,mm D,mm Z b,mm h,mm r,mm
40 50 8 8 5 0,1
Chiều dài then hoa: L = 50 mm.
Kiểm nghiệm theo ứng suất bền dập trên bề mặt làm việc: trang(140)
σd=
2Mmax
dtb .L.h. Z.k
≤[σd]
Trong đó:
+ Z - số răng.
+ h - chiều cao găng.
+ L - chiều dài mối ghép.
+ Mmax - Momen xoắn truyền qua mối ghép.
+ k - hệ số xét đến sự phân bố của răng (0,7 - 0,8 chọn 0,75)
+ dtb - đường kính trung bình d = 45(mm)
+ [σd]- ứng suất dập cho phép, N/mm2
, tra bảng trang [94]. Với dạng lắp
cố định, tải trọng va đập nhẹ, chọn[σd]=50 N/mm2
⇒ σd=
1620.10
3
45.50.5.8.0,75
=24 N/m m2
≤[σd ]=50 N/mm2
Vậy then thỏa mãn điều kiện bền.
3.4. Kiểm tra bền:
Theo tài liệu [6 – chương VI – trang 7]
3.4.1. Kiểm tra trục các đăng
Trục Các Đăng của các ô tô hiện nay được chế tạo bằng những ống rỗng. Một
đầu ống được hàn vào nạng các đăng, đầu kia được hàn với một trục then hoa.
54

56. Kích thước trục các đăng xác định theo số vòng quay nt của các đăng.
Khi tính cần kiểm tra độ bền các đăng theo xoắn.
Với các đăng khác tốc thì trục các đăng bị động sẽ chịu mômem thay đổi M do
sự quay không đều. Nếu không kể đến tiêu hao công suất ở các đăng thì:
Ở đây:
- – Momen xoắn trên trục các đăng chủ động
- Momen cực đại tính toán ở trục các đăng là: M
- α:là góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ
hộp số đến các cầu chủ động nên ta chọn α = 150
: 200
chọn α = 150
Ta có :
M1=
Memax ih1i
cos(α)
=
225.6,9.1
cos(15
0
)
=2043
Trục các đăng chịu xoắn, kéo hay nén và uốn ( khi trục chịu dao động ngang).
Trong truyền động chỉ có một trục các đăng thì trục các đăng còn lạ bị phụ thêm
do momem sinh ra bởi sự quay không đều. trong tính toán ta tính trục các đăng phải chịu
tất cả sự quay không đều, nghĩa là trục các đăng phải chịu thêm góc xoắn phụ.
Ứng suất phụ của trục sẽ là:
Trong đó:
- D là đường kính ngoài của trục các đăng (m)
- l là chiều dài tính toán của trục (m)
- G là mô đuyn đàn hồi khi dich chuyển .Góc
55

57. được tính theo rad.
- Ứng suất phụ τ
,
thường bé và trên thực tế không ảnh hưởng đến sự chọn
kích thước của trục.
-
τ
'
=
0,4
o
.0,06.0,85.10
5
2.1,456
=700,549
- Ứng suất xoắn cực đại của các đăng là:
Ở đây: W x- là moomen chống xoắn bé nhất khi xoắn theo:
W x=
π D
2
δ
2
=
3,14.0,06
2
.0,01
2
=2,26.10
−4
- D là đường kính của ống các đăng;
- δ=0,01 chiều dày của thanh các đăng;
Thay số ta có:
τ=
M
W x
=
Memax ih1ip1
Wx .cos(α)
=
225.10
−6
.7,2.1
2,26.10−4
.cos(15)
=7,42(MN/m
2
)
 τ=7,42
(NM
m
2 )<[τ ]=100:300¿=>thỏa mãn điều kiện bền.
3.4.2. Giá trị góc xoắn trục các đăng.
Ở đây:
- – là moomen quán tính của tiết diện khi xoắn;
56

58. - G – là mô đuyn đàn hồi khi xoắn; G= 80GN/ (8. kG/ ¿
- L – chiều dài trục
Jx=
π
64
(D4
−d4
)=
π
64
(0,064
−0,044
)=5,105.10−7
( m4
)=51,05( cm4
)
Thay số ta có
θ=
180
π
⋅
225⋅7,2⋅1
8.10
5
.51,05.cos(15)
=0.00235rad/cm=0.0235rad/m
=>θ=1.35độ
θ=0,0235∗1,35=1,966 (độ) trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc
xoắn cho phép thỏa mãn yêu cầu.
3.4.3. Tính chốt chữ thập
Theo tài liệu [6 – chương VI – trang 8]
Xác định kích thước của các đăng khác tốc chủ yếu là xác định kích thước chốt
chữ thập trên đó đặt ổ bi kim.
Chốt chữ thập được tính theo uốn, cắt, chèn dập theo lực.
Ở đây:
- – tỉ số truyền ở số truyền một của hộp số và tỷ số truyền ở số truyền
thấp nhất của hộp số phân phối;
- 2r – khoảng cách các điểm giữa các bề mặt làm việc của hai chốt chữ thập;
- α – góc nghiêng của trục các đăng thụ động so với trục các đăng chủ động.
- r=
D
2
+
δ
2
+2=
0,06
2
+
0 ,01
2
+2=2,035 ( m)
- P=
225⋅7,2⋅1
2⋅2,035⋅ cos ⁡(15
∘
)
=412,7( Nm)
57

59. 3.4.3.1. Ứng suất.
Ứng suất uốn.
Chốt có mắt cắt hình tròn nên ta có:
- là đường kính mặt ngang chốt. theo khảo sát thực tế ta có =
30mm=0.03m
Ta có R= 60mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 40mm = 0,04m
Thay số ta có:
σu=
Mu
wu
=
Pl
2W u
=
Pl
2
⋅
32
π dc
3
=
412,7⋅0,04⋅10
−5
2
⋅
32
3,14⋅0,03
3
=31.115 MN /m
2
≤[σ]=350 MN /m2
=>Thảo mãn điều kiện uốn.
Ứng suất cắt.
S là diện tích của tiết diện cắt: S=π
d2
4
=3,14⋅
0 ,032
4
=7,065 ⋅10
−4
( m
2
)
Thay số ta có :
τ=
P
s
=
412,5⋅10
−5
7,065⋅10−4
=5,86 MN/m
2
≤[τ]=170(MN /m
2
)
Thỏa mãn điều kiện cắt
3.4.3.2. Ứng suất chèn đập.
58

60. Ở đây : F là diện tích tiết diện cổ chốt
F=l⋅ dc=40⋅30⋅10
−6
=1,2⋅10
−3
m
2
Thay số ta có :
σcd=
p
F
=
412,5⋅10−5
1,2⋅10
−3
=3.438≤[σcd]=80MN /m
2
Thảo mãn điều kiện chèn đập
3.4.4. Tính nạng các đăng.
Hình 18: Sơ đồ tác dụng lên nạn cardan
Dưới tác dụng của lực P, tại tiết diện A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và ứng suất
xoắn:
Ứng suất uốn:
Ở đây:
59

61. p= 412,7 N
- Mô men chống uốn của tiết diện A-A
Ta chọn mặt cắt tiết diện elip:
h : đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D=0,06m=60mm
k: độ dày mỗi bên so với đường kính D, chọn k = 5mm
 h = 60+2.5=62.5mm=0,625m
chọn e = 155mm=0,15m
do tiết diện elip nên chọn
thay số ta có:
σu=
pe
W u
=pe ×
10
bh
2
=412,7⋅10
−5
⋅0,15⋅
10
0,06⋅0,15
2
=4,58NM /m
2
[σu]=4 ,58 MN /m2
≤50÷80 MN /m2
- Ứng suất xoắn:
Chọn a = 0,0675
- Moomen chống xoắn của tiết diện tại A-A
Mặt cắt tiết diện elip nên:
W x=π⋅b2
⋅
h
16
=3,14⋅0,062
⋅
0,53
16
=3,7⋅10−4
Thay số ta có:
τ=
pa
W x
=
412,7⋅10−5
⋅ 0,0675
1,32⋅10
−4
=2,1≤[σu ]=80÷160 MN /m
2
60

62.  Thỏa mãn điều kiện xoắn
3.4.5. Tính toán mối hàn nạng chữ U
Theo tài liệu [5-trang74]
Để kết nối trục các đăng với cơ cấu chữ thập thì cần sử dụng phương phép ghép
nối. Phương pháp ghép nối phổ biến hiện nay là hàn góc. Mối hàn góc chịu
momen uốn và momenxoắn.
Hình 19: Sơ đồ tính mối ghép hàn góc
Công thức ứng suất τx do mômen xoắn:
τx=2 T /0,7k ⋅π ⋅ d
2
Trong đó:
 T là momen xoắn
 k là diện tích hàn
 d là đường kính ống
τx=
2 T
0,7k
⋅ π ⋅ d
2
=
2.1620.10
3
0,7.10. π .60
2
=0.0273
Ứng suất τu do momen uớn Mu gây nên có thể xác định theo công thức:
τu=4 Mu/0,7k π d
2
Trong đó:
61

63.  Mu là momen uốn
Mu = mcd * dcd = 17,964 .1,456/2 = 13 (Nm)
Trong dó: mcd = V * ρ = 2,287,610 * 0.00785 = 17,964 (kg)
 K là diện tích hàn
 d là đường kính hàn
τu=
4 Mu
0,7 k π d2
=
4 .13.103
0,7 .10.π .602
=0,0505
Vì các ứng suất τx và τu sinh ra trong tiết diện m−m của mối hàn có phương
vuông góc với nhau cho nên điểu kiện bền có dạng:
τ=√τx
2
+τu
2
≤¿
τ=√τ x
2
+τu
2
=√0.273
2
+0.0505
2
=0.2776≤¿
Vậy mối ghép hàn thỏa mãn điều kiện bền.
3.5. Kết luận
Chương này tập trung vào tính toán và thiết kế chi tiết trục các đăng, với các nội
dung:
1. Phân tích phương án thiết kế:
- Lựa chọn trục các đăng loại đơn, dạng rỗng, đảm bảo khối lượng nhỏ,
khả năng quay đều, và hiệu suất cao.
2. Tính toán chi tiết:
- Kích thước trục: Được xác định dựa trên mô-men xoắn và ứng suất
cho phép. Chiều dài tổng trục các đăng L = 1,456 m, đường kính ngoài
các đăng D = 60 mm, đường kính trong d = 45 mm.
- Kiểm tra bền: Bao gồm kiểm tra trục, nạng các đăng, và mối hàn chữ
U, đảm bảo khả năng chịu tải trong các điều kiện vận hành khác nhau.
3. Mối lắp then hoa:
62

64. - Tính toán và kiểm nghiệm các mối lắp then hoa để đảm bảo khả năng
truyền lực và tránh hiện tượng mòn sớm.
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC
CHÍNH VÀ VI SAI
4.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính
4.1.1. Các thông số ban đầu
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 6820 (kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4774 (kg)
- Mô men cực đại của động cơ: Me
max
= 225 (Nm), nemax = 3800 (v/p)
- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 6,933
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6; i2 = 3,83; i3 = 2,45; i4 = 1,56; i5 = 1; ir=
7,2
- Hệ số bám của đường: φmax=0,8
- Kích thước lốp (B – d): 7 -16
- Hiệu suất truyền lực: η=0,89
4.1.2. Chọn tải trọng tính toán
Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực
đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1 theo [6]:
Mtt = Me
max
.ih1. η = 225.6.0,89 = 1201,5 (Nm)
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám
Mtt ≤
G2.rbx
io
Với: rbx – bán kính tính toán của bánh xe
io - tỷ số truyền lực chính
Trong đó: G
2
= 47740(N); io = 6,993,
ϕalignl¿max¿¿¿= 0,8; rbx = 0,362 (m)
Thay vào ta có:
Mtt ≤
0,8.95650.0,392
4,63
= 1994,16 (Nm)
Theo điều kiện kéo và bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 1201,5 (Nm)
63

65. 4.2. Xác định các thông số tính toán truyền lực chính
- Momen xoắn trên trục quay của bánh chủ động T1 = 8330 N.m
- Tỉ số truyền : u = 6,875
Nhãn hiệu thép
Bề rộng mặt
răng không
quá (mm)
Giới hạn bền kéo Giới hạn chảy Độ rắn
HB
35XM 100 900 800 241
- Chọn vật liệu bánh răng chủ động và bánh răng bị động.Ta chọn thép hợp kim
35XM tôi cải thiện. [8] – Bảng 6.1
Bảng 19: Cơ tính vật liệu thép 35XM
Ta chọn độ rắn trung bình đối với bánh răng chủ động : = 241HB, đối với
bánh răng bị động : = 241HB
- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe = 0,25
- Hệ số sơ bộ hệ số tải trọng không đều lấy: KHB = 1,1
- Hệ số phụ thuộc vật liệu : Kd = 83,5 MPa1/3
- Hệ số an toàn về tiếp xúc: SH = 1,1 . [3] – Bảng 6.2
- Hệ số tuổi thọ bền tiếp xúc: KHL = 1
Tính toán đường kính ngoài de1 theo công thức [3] – 6.32b
de 1=Kd
3
√T1 K Hβ/[(1−Kbe) Kbe u[δH ]
2
]
de 1=83,5. 3
√8330.1,
1
[(1−0,25).0,25.6,875.501,8118
2
]
¿25,423(mm)
Trong đó :
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 501,8118
Chọn số răng : Z1 = 8 răng; Z2 = Z1. u= 8.6,875 = 55 răng
Đường kính trung bình dm1 :
dm1=(1−0,5.Kbe).de1=(1−0,5.0,25).25,423=22,24(mm)
- Modun trung bình mtm:
64

66. mtm=
dm1
Z1
=
22,24
8
=2,78
- Góc côn chia bánh răng côn:
δ1=arctan
(Z1
Z2
)=arctan( 8
55)=8,275o
δ2=90o
−δ1=81,7240
- Xác định modun mte:
mte=
mtm
(1−0,5.K be)
=
2,78
(1−0,5.0,25)
=3.2
Chọn modun theo tiêu chuẩn mte = 4
- Đường kính vòng chia ngoài:
de 1=mte .Z1=4.8=32(mm)
de 2=mte .Z2=4.55=220(mm)
- Tính lại modun trung bình:
mtm=mte .(1−0,5. K ¿¿be)=4.(1−0,5.0,25)=3.5¿ chọn mtm=4
- Chiều dài côn ngoài:
Re=0,5.mte √Z1
2
+Z2
2
=0,5.4.√8
2
+55
2
=111,158(mm)
- Chiều dài côn trung bình:
Rm=Re−0,5b=111,158−0,5.27,789=97,263(mm)
- Chiều rộng vành răng:
b=Re . Kbe=111,158.0,25=27,789(mm)
- Đường kính vòng chia trung bình:
dm1=(1−
0,5b
Re
).de1=(1−0,5,
27,789
111,158).32=28(mm)
dm2=
(1−
0,5b
Re
).de2=(1−0,5 ,
27,789
111,158).220=192,500(mm)
65

67. - Bộ truyền bánh răng côn thường được dịch chỉnh đều (hệ số dịch chỉnh
( ) để nâng cao độ bền uốn của rang bánh côn nhỏ ( > 0). Trong
trường hợp này chiều cao đầu răng và chân răng (do trên mặt côn phụ
ngoài).
Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ), góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) và góc
ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2) trong [2], ta có:
ξ1 = 0,395; β= 350
; α = 250
- Tiêu chuẩn quy định: hte = cos β = 0,819; xn1= 0,5578; c= 0,2. mte
(Theo bảng 6.20 )
hae1=(h¿¿te+xn1cos βm)mte ¿= ( 0,819 + 0,5578.0,819 ).4 = 5,104 (mm)
hae2=2hte mte−hae1 = 2.0,819.4 – 5,104 = 1,449 (mm)
Đường kính vòng đỉnh răng ngoài:
dae 1=de 1+2hae 1.cos(δ1)=32+2.5,104 .cos (8,276
o
)=42,680(mm)
dae 2=de 2+2hae2.cos(δ2)=220+2.1,449.cos(81,724o
)=220,417(mm)
- Chiều cao răng ngoài:
he=2hte mte+c=2.0,819.4+0,2.4=7,353(mm)
- Chiều cao chân răng ngoài:
hfe1=he−hae1=7 ,353−5,104=2,249(mm)
hfe2=he−hae2=7 ,353−1,449=5,904(mm)
- Chiều dày răng ngoài:
Se1 = (0,5π + 2xn1.tgαn + xτ1) =6,374 (mm)
Se2 = πmte – Se1 = 6,192 (mm)
- Góc chân răng:
θf1(2) = arctgh (fe1(2)/Re)
θf1= 1,159°
θf2= 3,040°
- Góc côn đỉnh:
66

68. δa1(2) = δ1(2) + θf1(2)
δa1= 9,435°
δa2= 84,765°
- Góc côn đáy:
δf1(2) = δ1(2) - θf1(2)
δf1= 7,117°
δf2= 78,684°
4.3. Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính
Theo tài liệu [7] – trang 71
 Bánh nhỏ
- Lực vòng:
ADCT: P =
Mtt
rtb
=> Pt =
Mtt
rtb 1
Với rtb1 = Re-0,5.b.sinδ1=111,158-0,5.27,789.sin(8,2)
=109,157(mm) =0,109157 (m)
rtb2 = Re-0,5.b.sinδ2=111,158-0,5.27,789sin(81,8)
=97,407 (mm) =0,974075 (m)
Thay vào ta có:
P1 =
Mtt
rtb 1
=
1201,5
0,109157
=11007,082 (Nm)
- Lực dọc trục:
ADCT: Q =
P
cosβ
.(tgα.cosδi ±sinβ.cosδi)
Suy ra:
Q1 =
P1
cosβ
.(tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)
⇒Q1=
11007,082
cos350
(tg25
o
.sin 8,2
o
+sin 35
o
.cos8 ,2
o
)=9024,725(N )
- Lực hướng tâm:
67

69. R1 =
P1
cosβ
(tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )
R1=
11007,082
cos35
o
.(tg 25
o
.cos8 ,2
o
−sin35
o
.sin 8,2
o
)=5019,102(N )
 Bánh lớn
- Lực vòng: P2 = P1= 11007,082 (Nm)
- Lực dọc trục: Q2 = R1 = 9024,725(N)
- Lực hướng tâm: R2 = Q1= 5019,102(N)
4.4. Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính:
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:
σu =
P
0,85.b .mn .γ
≤ [σu], trang73 sách [7]
Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Ztd
Z1td=
z1
cos δ1 .cos
3
β1
=
8
cos8,3.cos
3
35
=¿14.70762992, trang 73 sách [7]
Z2td =
z2
cos δ2 .cos
3
β1
=
55
cos81,7.cos
3
35
=¿695.1653204, trang 73 sách [7]
Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:trang 52 sách [5]
γ1=0.338,γ2=0,517
Thay số ta có:
σ1u=
11007,08154
0,85.27,789. 4.0,338
=¿344.6653366 MN/m2
σ2u=
11007 ,08154
0 ,85.27,789. 4.0,517
=¿225.3324637 MN/m2
[σu] - Ứng suất uốn cho phép, [σu] = 700 – 900 MN/m2
Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
68

70. σtx = 0,418.
√ p. E
b.cosα .sinα ( 1
r1td
+
1
r2td
) ≤ [σtx] (*), trang 73 sách [7]
Với ritd – bán kính bánh răng tương đương, i = 1,2
ritd =
rtb
cos2
β.cosδ
E = 200000 (N/m2
) – mô đun đàn hồi của vật liệu thép C40
[σtx] = (1500-2500) MN/m2
- ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có : r1td=
109,1505
c os
2
35.cos8,3
=¿164.377(mm)
r2td=
91,338
c os
2
35.cos81,7
=¿ 945,682 (mm)
σtx=0,418.
√ 11007 ,082.10−6
.200000
27,789.10
−3
.cos25.sin 25
.
( 1
164,377.10
−3
+
1
945,682.10
−3 )
= 507.9897057 (MN/m2)
→σtx=¿507.9897057(MN /m2
)< [σtx] = 1500÷2500 (MN/m2
)
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
4.5. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính:
4.5.1. Tính thiết kế trục:
a. Chọn sơ bộ đường kính trục
Áp dụng: d ≈(9÷10). 3
√Memax (mm), trang 55 sách [7]
=> Chọn d=25(mm),bảng 10.2 trang 189 sách [8]
b. Tính chính xác và xác định kết cấu trục
- Phân tích kết cấu trục:
+ Khoảng cách giữa 2 gối đỡ: l’=2,5d=2,5.25=62,5 mm,
+ Khoảng cách từ tâm gối đỡ B đến đường kính vòng chia trung bình
của bánh răng chủ động: a= 24 mm
+ Khoảng cách từ then hoa đến gối đỡ số 2: L=85 mm
69

71. Hình 20: Sơ đồ bố trí ổ đỡ trên trục bánh răng truyền lực chính
- Tính phản lực tại các gối:
+ Trong mặt phẳng (YOZ):
∑ M B=0⇔RAy .l '+R1 .a−Q1 .rtb1=0
⇒ RAy=
−R1.a+Q1.rtb 1
l '
=
−9024,725.24+5019,102.109,15
25
=5299,9(N)
RBy=R1−RAy=9024,725−5299,9=3724,813(N )
+ Trong mặt phẳng (XOZ):
∑ M A=0⇔RBx .l'−P1 .(l' +a)=0
⇒ RBx=
P1.(l '+a)
l '
=
11007,082.(62,5+24)
62,5
=15233,8(N )
RAx=−P1+RBx=−11007,082+15233,8=4226,719(N )
- Biểu đồ momen:
MxB=Ray.l’=5299,9.62,5=331244,4809
MyB=Ray.l’+R1.a=5299,9.62,5+5019,102.24=451702,9353
My=P1.a=11007,082.24=264169,957
T=Ray.(l’+a+L)=5299,9.(62,5+24+85)= 908934.8557
70

72. Hình 21: Biểu đồ momen, lực phân bố trên trục bánh răng quả dứa
- Tại tiết diện nguy hiểm gối B:
MuB=√MxB
2
+ M yB
2
=√331244 ,4809
2
+451702,9353
2
=560141,45(N .mm)=560,14145(N .m)
Mtd=√MuB
2
+0,75.T
2
=√560,14145
2
+0,75.908934,8557
2
=¿966.116(N .m)
Tính lại đường kính trục: [ trang 92 – 8]
Ứng suất cho phép tính theo ứng suất giới hạn : [] = b.ε/[S](Trang 262 – [9])
Trong đó: σb= 1600, σ= 0.83,[S]= 1.5
Ɛ
Ta có: [σ]= 885
d=
3
√ Mtd
0,1.[σ]
=
3
√966,11613.10
3
0,1.885
≈22,19(mm)<dsb,
Vậy chọn đường kính trục tại gỗi đỡ là 25 mm
71

73. 4.5.2. Tính chọn ổ bi:
- Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại gối A:theo biểu đồ momen
FrA=√R2
Ay +RAx
2
=√(5299,9)
2
+4226,7192
=6778,954(N)
- Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại gối B:theo biểu đồ momen
FrB=√R2
By+RBx
2
=√¿¿(N)
- Lực dọc trục sinh ra bởi FrA ( [8] - trang 217)
Sa = 0,8.3.1,5Fra tga =0,8.3.1,5 .6778,954.tg(20) = 11379,881 (N)
- Lực dọc trục sinh ra bởi FRb
Sb = 0,8.1,5Frb tga = 0,8.1,5.15682,567.tg(20) = 8775,481(N)
- Tổng lực dọc trục
At=Q1+SA−SB=5019,102+11379,881−8775,481=7623,5 (N)
- Tải trọng tương đương cho ổ côn :
- Trong đó: Tải trọng tương đối với ổ bi đỡ chặn
Q=(0,6.kv .Fr+m . At)kn .kt
Trong đó:
+ Fr : tải trọng hướng tâm ( tổng phản lực tại gối đỡ)
+ At : tải trọng dọc trục
+ Kt : hệ số tải trọng động chọn Kt = 1,3
+ Kn : hệ số nhiệt độ chọn Kn = 1
+ Kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay chọn Kv = 1
Thay số liệu ổ A và ổ B vào công thức ta có
QA=9475,08
QB=16419,89
So sánh ta thấy QB > QA tính hệ số tải động C cho ổ A
Vì là ổ côn đỡ chặn nên chọn q = 10/3
Tính L theo công thức L=Lh .60.n.10
−6
=64,2048 (triệu vòng)
72

74. Trong đó:
n=
nemax
ih1
2500
8,8
Lh = 8000 giờ
Cd=QA .L
1/q
=9475,08.64 ,204 8
0,3
=33025,826(N )(sách(1), tr213)
Tra bảng 16.7 – [9] - tr286
Ổ côn đỡ chặn ứng với đường kính ngõng trục d = 25 mm(cỡ trung rộng)
Chọn ổ bi đỡ chặn [7605] có D= 62mm, B=24mm, T= 25,25mm, α=11,33 độ.
Chọn cách bố trị ổ bi và bảnh răng của Truyền lực chính. Theo tài liệu [10] –
Trang 188
Cách bố trí 2 gối đỡ ở 1 phía phù hợp cho tải trọng lớn(xe tải).
4.6. Tính toán kiểm nghiệm mối ghép then hoa truyền lực chính
Ta chọn then hoa cỡ trung, có kích thước:
d,mm D,mm Z b,mm f,mm r,mm
17 23 12 6 0,3 0,2
Chiều dài may ơ L = 50mm.
Kiểm nghiệm theo ứng suất bền dập trên bề mặt làm việc [5] – trang 140
σd=
Mtt
0,75.Z .F .Rtb
≤[σd]
Trong đó:
+ F- diện tích chịu dập, mm2
;
+ Rtb- bán kính trung bình, mm;
+ [σd]- ứng suất dập cho phép, N/mm2
. Với dạng lắp cố định, tải trọng va
đập trung bình, được nhiệt luyện chọn[σd]=120 N/mm2
Với F=(D−d
2
−2r).l=(23−17
2
−2.0,2).50=130mm2
Rtb=
D+d
4
=
23+17
4
=10mm
73

75. ⇒ σd=
1201,5.10
3
0,75.12.130.10
=¿102,6 N /m m2
≤[σd ]=120N /mm2
Vậy then thỏa mãn điều kiện bền.
4.7. Tính toán thiết kế bộ vi sai
4.7.1. Xác định các thông số cơ bản của vi sai
Tuỳ 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 đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là vi sai
đối xứng. Trong xe cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng.
- Chọn số bánh răng hành tinh q = 2
- Momen xoắn trên trục quay của bánh chủ động T1 = 8330 N.m
- Tỉ số truyền : u = 1,4
- Chọn vật liệu bánh răng chủ động và bánh răng bị động.Ta chọn thép 40 tôi cải thiện.
[8] – Bảng 6.1
Bảng 20: Cơ tính vật liệu bánh răng vi sai
Ta chọn độ rắn trung bình đối với bánh răng chủ động : = 200HB, đối với
bánh răng bị động : = 200HB
- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe = 0,3
- Hệ số sơ bộ hệ số tải trọng không đều lấy: KHB = 1,1
- Hệ số phụ thuộc vật liệu : Kd = 100 MPa1/3
- Hệ số an toàn về tiếp xúc: SH = 1,1 . [3] – Bảng 6.2
- Hệ số tuổi thọ bền tiếp xúc: KHL = 1
74
Nhãn hiệu
thép
Bề rộng
mặt răng
không quá
(mm)
Giới hạn bền kéo Giới hạn chảy Độ rắn
HB
40 60 700 400 192…228

76.  Tính toán đường kính ngoài de1 theo công thức [8] – 6.32b
de 1=100.
3
√8330.1,1/[(1−0,3).0,3.1,4 .427,3
2
]=55,47(mm)
Trong đó :
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 427,3
Chọn số răng : Z1 = 10 răng; Z2 = 14 răng
 Đường kính trung bình dm1 :
dm1=(1−0,5.K be).de1=(1−0,5.0,3).55, 47=47,15(mm)
 Modun trung bình mtm:
mtm=
dm1
Z1
=
47,15
10
=4,715
 Góc côn chia bánh răng côn:
δ1=arctan
(Z1
Z2
)=arctan(10
14 )=35,53o
δ2=90
o
−δ1=54,47
0
 Xác định modun mte:
mte=
mtm
(1−0,5. Kbe)
=
4,715
(1−0,5.0,3)
=5,55
Chọn modun theo tiêu chuẩn mte = 6
 Đường kính vòng chia ngoài:
de 1=mte .Z1=6.10=60(mm)
de 2=mte .Z2=6.14=84(mm)
 Tính lại modun trung bình:
75

77. mtm=mte .(1−0,5. K ¿¿be)=6.(1−0,5.0,3)=5,1¿
 Đường kính vòng chia trung bình:
dm1=mtm Z1=5,1.10=51(mm)
dm2=mtm Z2=5,1.14=71,4(mm)
 Chiều dài côn ngoài:
Re=0,5.mte √Z1
2
+Z2
2
=0,5.6 .√10
2
+14
2
=51,614(mm)

Chiều dài côn trung bình:
Rm=0,5.mtm √Z1
2
+Z2
2
=0,5.5,1.√10
2
+14
2
=43,872(mm)
 Chiều rộng vành răng:
b=Re . Kbe=51,614.0,3=15,484(mm)
 Bộ truyền bánh răng côn thường được dịch chỉnh đều (hệ số dịch chỉnh
( ) để nâng cao độ bền uốn của rang bánh côn nhỏ ( > 0). Trong
trường hợp này chiều cao đầu răng và chân răng (do trên mặt côn phụ ngoài).
- Chọn hệ số dịch chỉnh: = 0,27mm;
- Tiêu chuẩn quy định: = 1; = 0,2.mte
= (1+0,27).6 = 7,62 mm
= (1-0,27).6= 4,38 mm
 Đường kính vòng đỉnh răng ngoài:
dae 1=de 1+2hae 1.cos(δ1)=60+2.7,62.cos(35,53
o
)=72,401(mm)
dae 2=de 2+2hae2.cos(δ2)=84+2.4,38.cos(54,47
o
)=89,1(mm)
 Chiều cao răng ngoài:
he=2hte mte+c=2.1.6+0,2.6=13,2(mm)
 Chiều cao chân răng ngoài:
hfe1=he−hae1=13,2−7,62=5,58(mm)
76

78. hfe2=he−hae2=13,2−4,38=8,82(mm)
 Modun pháp tuyến bánh răng vi sai
- - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai:
- = 225.6.1.6,933.0,89 = 8330 N.m
- - Hiệu suất của hệ thống truyền lực
- - Hệ số khoá vi sai; Chọn = 0,2
- Z – Số răng của bánh răng bán trục
- q – Số bánh răng hành tinh. q = 2
- - Chiều dài côn ngoài
- - Hệ số kích thước
λ=1−
b
Re
=1−
15,484
51,614
=0,7
- y – Hệ số dạng răng; Chọn y = 0,53
- - Ứng suất uốn cho phép; = 360
mn=
√ 3.(1+kσ ).Mo
[σu].z .q.Re .(1−λ3
).π . y
=
√ 3.(1+0,2).8330
360.10.2.51,614.10−3
.(1−0,73
).π .0,53
=8,58
Chọn mn = 8 (theo dãy 1 bảng 6.8 [8])
Bảng 21: Thông số bánh răng bán trục, hành tinh
ST
T
Thông số
Kí
hiệ
u
Đơn
vị
Công thức tính
Hành
tinh
Bán
trục
77

79. 1
Bánh răng
hành tinh
q Chọn 2 2
2 Số răng Z 10 14
3 Tỉ số truyền u u=
Z2
Z1
=1,4 1,4 1,4
4
Mô pháp tuyến
vòng ngoài
mm 6 6
5
Mô đun vòng
trung bình
mm 5,1 5,1
6
Góc mặt côn
chia
δ Độ 35,53 54,47
7
Hệ số dịch
chỉnh
mm Chọn 0,27 0,27
8
Chiều dài côn
ngoài
mm
51,61
4
51,61
4
9
Chiều dài côn
trung bình
mm
43,87
2
43,87
2
10
Đường kính
vòng chia
ngoài
mm 60 84
11 Góc ăn khớp Độ Chọn 20 20
12
Đường kính
vòng chia trung
bình
mm 51 71,4
13
Chiều cao đầu
răng đáy lớn
mm 7,62 4,38
14
Chiều cao răng
ngoài
he mm he=2hte mte+c 13,2 13,2
15
Mô đun pháp
tuyến sơ bộ
mm 8 8
78

80. 4.7.2. Tính bền cho bộ vi sai
Các lực trên bánh răng 1 và bánh răng 2 ngược chiều nhau nên ta có:
a. Tính theo độ bền tiếp xúc
 Bảng (6.2 - [8]) giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng được xác định:
σHlim
o
=2HB+70=2.200+70=470(MPa)
 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng: [9] – Trang 148
Trong đó:
σOHlim : giới hạn mỏi tiếp xúc
SH : hệ số oan toàn khi tôi cải thiện (SH=1,1)
ZR : hệ số nhám bề mặt (ZR = 1)
79
Hình 22: Các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn

81. ZV : hệ số kể đến vận tốc vòng (ZV = 1)
ZXH : hệ số kể đến kích thước bánh răng (ZXH = 1)
KNH : hệ số giới hạn mỏi ngắn (KNH = 1)
Do đó : [σH ]=
470
1,1
.1.1.1.1=427,3(MPa)<470(Mpa)
Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
b. Tính theo độ bền uốn:
 Ứng suất mỏi uốn cho phép được xác định theo công thức [9] – Trang 149
Trong đó:
- Giới hạn bền mỏi uốn = 1,8HB = 1,8.200 = 360 (Mpa) ([8]
– Bảng 6.2)
Hệ số an toàn về sức bền uốn SF = 1,75
Hệ số độ nhám mặt lượn chân răng YR = 0,9
Hệ số kể đến kích thước của răng YS = 1,08
Hệ số kể đến kích thước của bánh răng YXF = 0,95
Hệ số mỏi ngắn hạn KNF = 1
Ứng suất uốn tại 2 bánh răng chủ động và bị động :
[σF] = (360/1,75).0,9.1,08.0,95.1 = 190 (Mpa) < 360 (Mpa)
Thoả mãn điều kiện
4.7.3. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải phụ thuộc phương pháp nhiệt luyện
bánh răng
80

82. - Bánh răng thường hoá, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích
= 2,8.400 = 1120 (MPa)
Giới hạn chảy của vật liệu σch = 400 (MPa) [8] – Bảng 6.1
Ứng suất tiếp xúc của răng khi quá tải:
σHmax=[σ¿¿H ].√Kqt =427,3.√1,5=523,3(MPa)<1120(MPa)¿
Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc quá tải
 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[σF]max = 0,8.σch = 0,8.400 = 320 (MPa)
Ứng suất uốn của răng khi quá tải:
σFmax=[σ¿¿ F ].K qt=190.1,5=285(MPa)<320(MPa)¿
Thỏa mãn điều kiện uốn quá tải
Trong đó : Kqt = Hệ số quá tải
4.7.4. Tính chốt của bánh răng hành tinh
Hình 23: Sơ đồ tính toán chốt bánh răng hành tinh
81

83.  Chốt của bánh răng hành tình kiểm tra theo ứng suất chèn dập và ứng suất
cắt:
Ứng suất chèn dập:
Trong đó:
 Mômen lớn nhất truyền từ động cơ đến tác dụng lên bánh răng bán trục:
= 0,5.225.(1+0,2).6.6.933 = 5615,7 (Nm)
 Giá trị bị hạn chế bởi điều kiện bám:
Mtt ≤
0,5.φmax .Gφ2 .rbx
ic
=
0,5.0,8.4774.0,362
1
=691,3(N .m)
Ứng suất chèn dập:
σd=
691,3.10−6
38,5.10−3
.20.10−3
.13,6.10−3
.2
=33 MN /m
2
<50 MN/m
2
Thoả mãn điều kiện
Trong đó:
Theo sơ đồ tính toán, ta xác định được những kích thước trên bánh răng
- q = 2 : Số bánh răng hành tinh
- r1 = 33.10-3
(m) : Bán kính vòng chia trung bình của bánh răng bán trục
- r2 = 35.10-3
(m) : Bán kính mặt đáy của bánh răng bán trục
- r3 = 42.10-3
(m) : Bán kính vòng chia của bánh răng bán trục
- d1 = 20.10-3
(m) : Đường kính chốt
- d2 = 51.10-3
(m) : Đường kính trung bình bánh răng hành tinh
- b = 12,6.10-3
(m) : Chiều dày lắp với chốt của bánh răng hành tinh
 Ứng suất cắt:
82

84. τ=
4.691,3.10
−6
33.10
−3
.π .(20.10¿¿−3)
2
.2=33,3MN /m
2
<60MN /m
2
¿
Thoả mãn điều kiện
 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 :
Qc=
Mtt
2.r3 .q
.tg (α ).sin (δ )=
691,3.10−6
2. 42.10−3
.2
.tg(20).sin (35 ,53)=8,7 .10
−4
σd=
2.4.8,7.10−4
π .[(51.10−3
)¿¿2−(20.10−3
)
2
]=1 MN/m2
<10 MN/m2
¿
Thoả mãn điều kiện
 Mặt đáy của bánh răng bán trục được kiểm tra theo ứng suất chèn dập dướitác
dụng của lực
Qn=
Mtt
2.r3.q
.tg(α ).cos (δ)=
691,3.10
−6
2.31,5.10
−3
.2
.tg (20).cos (35,53)=1,22.10
−3
σd=
2.1,22.10
−3
π .[(35.10−3
)¿¿2−(33.10−3
)
2
]=5,7 MN /m2
<10 MN/m2
¿
83

85. Thoả mãn điều kiện
Vậy chốt bánh răng hành tinh = 20 mm đủ bền
 Tính chiều dày vỏ vi sai dựa vào ứng suất chèn dập giữa chốt bánh răng hành
tinh và vỏ vi sai
σd=
Mtt
r2 .q.d1.l2
≤50…60 MPa
Suy ra:
l2≥
Mtt
r2.q.d1 .σd
=
691,3.10
−6
35.10
−3
.2.20.10
−3
.60
=8,23mm
Vậy để đủ điều kiện bền thì vỏ vi sai phải có độ dày l2 = 8,3 mm (chọn)
Tính toán theo tài liệu [7] và [10]
4.7.5. Tính bulong liên kết vỏ vi sai và bánh răng vành chậu:
Mối ghép bulong chịu tác dụng của lực momen M
Hình 24: Sơ đồ tính bulong vỏ vi sai
Ở đây ta chọn sử dụng mối ghép bulong không có khe hở, và các bulong cách đều
trọng tâm nhóm bulong. Khi đó công thức tính tải trọng lớn nhất tác dụng lên
bulong theo sách Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc (trang 594).
84

86. Fmi=
2M
zD
Trong đó:
M : Momen tác dụng lên bulong, M = 8330 (N.m) = 8330.10-6
(MN.m).
z : Số bulong, chọn z = 8 bulong.
D : Đường kính vòng đi qua tâm bulong, chọn D = 145 mm = 0,145 m.
Suy ra tải trọng lớn nhất tác dụng lên bulong
Fmi=
2M
zD
=
2.8330.10−6
8.0,145
=0,01436 MN
Đường kính bulong được xác định theo công thức:
d0=
√ 4 F
π .i .[τ]
Trong đó:
i : Số bề mặt chịu cắt của thân bulong, i = 8
[τ ¿ : Ứng suất cắt cho phép
Tính ứng suất cắt cho phép
Chọn vật liệu bulong là thép C20 có giới hạn chảy σch = 240 Mpa
Ứng suất cắt cho phép [τ ¿ = (0,2 – 0,3) σch = 48 Mpa
Đường kính bulong theo tính toán
d0=
√ 4 F
π .i .[τ]
=
√4.0,01436
π .8.48
=0,0069m=6,9mm
Chọn bulong theo tiêu chuẩn có kích thước d = 8 (bulong M8) và số lượng z = 8
Để đảm bảo ứng suất dập thì chiều dày mỗi mặt lắp ghép phải lớn hơn đường kính
bulong.
85

87. 4.7.6. Tính ổ bi vỏ vi sai
Tính toán theo công thức phần 3 mục 3.2
Chọn kích thước ổ bi theo khả năng tải động Cd và kích thước ngõng trục d. Ta
chọn kích thước ngõng trục d = 55 (mm). Với kết cấu vỏ vi sai theo thiết kế, vỏ vi sai
được lắp cố định với bánh răng vành chậu qua mối ghép bulong nên tải trọng dọc trục và
tải trọng hướng tâm của vỏ vi sai cũng chính là tải trọng của bánh răng vành chậu. Khả
năng tải động Cd được tính dưới đây.
Cd=Q
m
√L
Trong đó : Q – Tải trọng động quy ước
L – Tuổi thọ tính bằng triệu vòng ( L = 264 triệu vòng với Lh = 8000 giờ)
m – Bậc của đường cong mỏi ( m = 10/3 – đối với ổ côn)
Tải trọng động quy ước quy được tính theo công thức
Q=( X .V . Fr+Y . Fat ).kt .kđ
Trong đó: X – Hệ số tải trọng hướng tâm ( X = 1)
V – Hệ số kể đến vòng nào quay ( V = 1, vòng trong quay)
Y – Hệ số tải trọng dọc trục ( Y = 0, ổ côn)
Fr – Tải trọng hướng tâm bánh răng vành chậu ( Fr = 9,025 kN)
Fat – Tổng tải trọng dọc trục bánh răng vành chậu
Fat = Fr.e + Fa = 9,025.1,5 + 5,019 = 16,25 kN
kt – Hệ số kể đến nhiệt độ ( kt = 1)
kđ – Hệ số kể đến tải trọng (kđ = 1,5)
Suy ra tải trọng động quy ước:
Q=(1.1.9,025+0.16,25).1.1,5=13,537kN
Khả năng tải trọng động:
Cd=13,537
10 /3
√264=72,1kN
Chọn ổ bi côn theo tiêu chuẩn GOST 333-71 kí hiệu 7511 có các
thông số sau
d, mm D, mm B, mm T, mm , độ [C], kN [C0], kN
86

88. 55 100 25 26,75 13,5 72,2 61,6
4.8. Kết luận
Chương này tập trung vào tính toán, thiết kế truyền lực chính và bộ vi sai với các
nội dung như sau
1. Truyền lực chính:
- Thiết kế bộ truyền lực chính loại bánh răng côn xoắn, với tỷ số truyền phù
hợp (i = 6,875).
- Tính toán kiểm tra bền bánh răng, bao gồm ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn, đảm bảo khả năng chịu tải và làm việc êm dịu.
2. Bộ vi sai:
- Xác định các thông số cơ bản như số răng, mô-men xoắn phân phối, và
tỷ số truyền.
- Thiết kế vi sai dạng mở, giúp dễ dàng bảo dưỡng sửa chữa và tăng độ
bền tổng thể cho cụm truyền lực chính – vi sai.
- Tính toán kiểm tra bền bánh răng hành tinh, chốt vi sai, và các mối lắp
bulong, đảm bảo khả năng vận hành ổn định khi xe quay vòng hoặc di
chuyển trên địa hình không bằng phẳng.
3. Kiểm nghiệm tổng thể:
- Đảm bảo các bộ phận trong truyền lực chính và vi sai đáp ứng được các
yêu cầu về độ bền, hiệu suất, và khả năng chế tạo.
87

89. CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BÁN TRỤC VÀ DẦM
CẦU
5.1. Tính toán thiết kế bán trục:
Theo tài liệu [7]
Chọn bán trục giảm tải hoàn toàn để tính toán. Vật liệu chế tạo là thép hợp
kim các bon C40.
Hình 25: Sơ đồ các lực tác dụng lên bán trục và bánh xe
5.1.1. Lực kéo (Pk) đạt giá trị cực đại:
5.1.1.1.Xác định momen tính toán
Đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2 (ô tô tải FORLAND FD700. E4 đang tính
toán 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.
Mô men tính theo động cơ:
Mtt=Mte=Me
max
×ih1×ipt ×i0 ×
1+kσ
2
¿225×6×1×6.9×(
1+0.2
2
)
¿5615.75(Nm)
88

90. Đối với vi sai bánh răng, hệ số khóa vi sai chọn , ta chọn
5.1.1.2. Mô men tính theo điều kiện bám:
Mtt=Mtφ=
Gφ 2
2
×φmax ×rbx=
46832.9×0.8×0.362
2
¿6780.47 (Nm)
5.1.1.3. Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Với:
– 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: khi xe tăng tốc trên đường bằng, ; ; khi
xe tăng tốc lên dốc, ;
Vì xe FORLAND FD700. E4 là xe dẫn động cầu sau (4x2, cầu sau chủ
động) nên khi xe tăng tốc trên đường bằng chọn ; khi xe tăng tốc lên
dốc chọn .
5.1.1.4.Phản lực pháp tuyến của đường:
Khi xe tăng tốc trên đường bằng: Zbx=
46832.9
2
×1.2=28099.76
Khi xe tăng tốc lên dốc: Zbx=
46832.9
2
×1.5=35124.7
5.1.1.5.Xác định lực kéo tiếp tuyến:
Lực kéo tính từ động cơ:
89

91. Pkmax=
Mte
rbx
=
5615.75
0.362
=15515.26(N )
Khi tính ở chế độ lực kéo cực đại, coi và
5.1.2. Lực phanh (Zp) đạt giá trị cực đại
5.1.2.1.Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
– hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu khi phanh:
Khi phanh ô tô trên đường thẳng, ; ;
Khi phanh ô tô xuống dốc, ; .
Vì xe Thaco FD700 là xe dẫn động cầu sau (4x2, cầu sau chủ động) nên khi
phanh trên đường thẳng ta chọn , khi phanh ô tô xuống dốc ta chọn
.
Khi phanh ô tô trên đường thẳng: Zbx=
46832.9
2
×0.7=16391.53
Khi phanh ô tô xuống dốc: Zbx=
46832.9
2
×0.5=11708.23
5.1.2.2.Xác định lực phanh:
Lực phanh khi phanh ô tô trên đường thẳng:
Ppmax=16391.53×0.8=13113.22(N)
Lực phanh khi phanh ô tô xuống dốc:
90

92. Ppmax=11708.23×0.8=9366.59(N)
Khi tính ở chế độ lực phanh cực đại, coi lực kéo và phản lực ngang
5.1.3. Lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại (khi xe quay vòng bị trượt ngang)
5.1.3.1.Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Với:
 – hệ số bám ngang của lốp với đường, khi tính thường lấy
 hg=1200mm – chiều cao trọng tâm xe
 B=1485mm – khoảng cách vết bánh xe; dấu (+) cho bánh xe phía ngoài; dấu
(-) cho bánh xe phía trong.
5.1.3.2. Phản lực pháp tuyến của đường với vết bánh xe phía ngoài:
¿
46832.9
2
×(1+
2×1×1200
1485
)
¿61261.27(N )
5.1.3.3.Phản lực pháp tuyến của đường với vết bánh xe phía trong:
46832.9
2
׿
¿−14428.33(N)
5.1.3.4.Xác định phản lực ngang:
91

93. Phản lực ngang với vết bánh xe phía ngoài: Ykmax=61261.27(N)
Phản lực ngang với vết bánh xe phía trong: Ykmax=−14428.33(N)
Ở chế độ tính toán này coi giá trị và
5.1.4. Lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại
Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Zbxmax=
Gi
2
×kđ=
46832.9
2
×2.5=58541.18(N)
Với:
 – hệ số tải trọng động của ô tô tải, chọn
Ở chế độ tính toán này coi giá trị , và .
5.2. Tính bền bán trục
Theo tài liệu [10]
Bán trục giảm tải hoàn toàn:
 Loại bán trục này chỉ chịu xoắn, ứng suất xoắn tính theo công thức:
τ=
Pkmax ×rbx
0.2×d
3
=
15515.26×0.362
0.2×0.04
3
=438730425 N/m
2
Với: d – đường kính bán trục, mm, tính theo công thức
, trong đó
T=Mtt=5615.75 Nm
và
khi bán trục chỉ chịu xoắn.
92

94. d ≥ 3
√5×5615.75
500×106
=0.038m=38mm
Chọn d = 40 mm
Ngoài ứng suất uốn và xoắn, các bán trục còn được kiểm tra theo góc xoắn cực
đại θmax (tính theo độ):

¿
5615.75×10−6
×0.715
8×104
×2.51×10−7
=11.4421
độ
¿110
26' 32
Với:
 – mô men tính toán tác dụng lên bán trục (MNm)
 l – chiều dài bán trục (m), l=715mmthông số kích thước thực của bán trục xe
tải FORLAND FD700. E4
 G – mô đun đàn hồi loại hai (mô đun dịch chuyển),
 – mô men quán tính của tiết diện khi xoắn ( )
Jx=
π ×d4
32
=
π ×0.044
32
=2.51×10−7
m4
5.3. Tính toán then hoa bán trục:
Theo tài liệu [7]
Then tính toán là then hoa răng thân khai.
 Chiều dài then:
l=(0.8÷0.9)×B=(0.8÷0.9)×43.2=(34.56÷38.88)
Chọn chiều dài then l=35mm
 Tính ứng suất dập σd và so sánh với ứng suất dập cho phép [σd ]
σd=
2×T
d1 ×z×B×ht ×ψ
=
2×5615.75×10
3
41×19×43.2×5.5×0.8
=75.85N /mm
2
93

95. Với:
T=Mtt=5617.75×103
Nmm– mô men xoắn trên trục
d1 – đường kính trung bình của trục then hoa,
d1=
d+D
2
=
40+42
2
=41mm
z – số then trên trục
z≥
2×K ×T
d1×B×ht ×ψ ×[σd]
=
2×1×5615.75×103
41×43.2×5.5×0.8×200
=9.37
Ta chọn z = 19 then
Trong đó:
 K là hệ số tải trọng, có thể lấy K = 1 1,3. Lấy K = 1..3
 - Ứng suất của bán trục trên các ô tô hiện có
khi chịu tải cực đại với trường hợp khi chỉ chịu xoắn (do là bán trục giảm tải
hoàn toàn).
 B = 43.2 mm – chiều dài của moayơ bánh răng (chiều rộng bạc B)
 ht=0.8×m=0.8×2.5=2mm – chiều cao bề mặt tiếp xúc của răng (then)
Với mô đun m: d=z×m→m=
d
z
=
40
19
=2.1, ta chọn m = 2.5
 là hệ số kể đến phân bố tải không đều cho các then, lấy
Vậy σd<[σd](75.85<200)N/mm2
, thỏa mãn điều kiện nên then đủ sức bền dập.
 Độ dịch dạng khởi thủy thanh răng: chọn theo bảng 7-27/Tr.148
sách [2] Tài liệu tham khảo.
 Góc biên dạng của dao thanh răng:
94

96. Hình 26: Các kích thước của then răng thân khai định tâm theo D
 Chiều dài danh nghĩa của răng:
S=
m
2
+2xtan αc=
2
2
+2×1.25×tan 30=2.7mm
Các đường kính danh nghĩa của then khi định tâm theo D:
 Đường kính vòng chân răng của trục:
 Khi chân răng thẳng:
dB=D−2m=42−2×2.5=37mm
 Khi chân răng cong:
dR=D−2.77×m=42−2.77×2.5=35.075mm
 Đường kính đỉnh răng:
dA=D−2m=42−2×2.5=37mm
Lấy bằng đường kính bán trục là 40 mm
95

97.  Chiều cao đoạn vát:
f B=0.1m=0.1×2.5=0.25mm
 Bán kính cong ở chân răng:
R=0.47m=0.47×2.5=1.175mm
Lấy bằng 0,645 mm để phù hợp khi vẽ thiết kế
Bảng 22: thông số kích thước của then bán trục:
l,mm z S,mm ,mm ,mm ,mm ,mm R,mm
35 19 2.7 35.075 40 0,25 2 1.175
5.4. Tính chọn ổ đỡ bán trục
Theo tài liệu [9]
Ổ đỡ đầu ngoài bán trục (ổ bánh xe) cũng được tính toán theo hệ số khả năng làm
việc ở chế độ chuyển động thẳng khi xe chở đủ tải. Ổ được tính toán với phản lực thẳng
đứng Rk và lực kéo Pkmax.
Dự kiến chọn ổ côn đỡ chặn.
Theo hình 1.1, đối với bán trục giảm tải hoàn thì , mà l’ là khoảng cách
giữa hai gối đỡ (giữa 2 ổ lăn), lấy l
'
=3.d=3×40=120mm.
Chọn mm – khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp (vì bôi trơn
bằng mỡ).
a=l−(b+l2)=715−(108+15)=592mm – khoảng cách giữa ổ lăn đầu ngoài thứ
hai từ trái sang với ổ lăn bánh răng bán trục.
Đối với bán trục giảm tải hoàn toàn:
 Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lần lượt là R’ và R’’:
96

98. R'=
b
a+b
×√Pkmax
2
+Zbx
2
=
108
592+108
×√15515.262
+28099.762
=4952.4 N
R
' '
=
a
a+b
×√Pkmax
2
+Zbx
2
=
592
592+108
×√15515.26
2
+28099.76
2
=27146.2 N
 Tải trọng quy đổi tác dụng lên ổ lăn 1 và 2 (từ trái sang) lần lượt là:
Q1=(X .V . R
'
+Y Fat 1). Kt . Kđ=(0.4×1×4952.4+1.5×0)×1×1.3=2575.2N
Q2=(X .V . R' '
+Y . Fat 2)K t .K đ=(0.4×1×27146.2+1.5×0)×1×1.3=14116.1N
Với:
 – với ổ côn đỡ chặn một dãy con lăn, là hệ số ảnh hưởng của lực
hướng tâm đến tuổi bền của ổ. Giá trị của hệ số X được tra trong bảng 16-1 sách
Thiết kế CTM – Nguyễn Văn Yến
 V – hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay ổ bền hơn, lấy
 – là hệ số kể đến ảnh hưởng của lực dọc
trục đến tuổi bền của ổ, chọn đối với ổ côn đỡ chặn
 Fat – là tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ, ổ lăn không chịu lực dọc trục khi xét
điều kiện tính toán nên
 Kt – là hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc của ổ. Giá trị của hệ số
, khi nhiệt độ làm việc
 Kd – là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động. Chọn
So sánh ta nhận thấy nên ta chỉ tính hệ số tải động C cho ổ lăn 2 (từ trái
sang) còn ổ lăn 1 lấy cùng thông số với ổ 2.
 Hệ số tải động của ổ lăn 2:
C=Q2 .L1/q
=14116.1×2643/10
=75195.9N=75.2kN
97

99. Trong đó:
 L=tb .60.n.10
−6
=8000×60×550×10
−6
=264triệu vòng
 h – thời gian sử dụng ổ theo tính toán thiết kế
 0 đối với ổ côn đỡ chặn
 n=
Nemax
ih5 .i0 .ip .ic
=
3800
1×6.933×1×1
≈550vòng/ phút
Tra bảng 16-7/Tr.286 – sách TK-CTM N.V.Yến, ta chọn ổ côn đỡ chặn có kí hiệu
ổ 7312 cỡ trung, hẹp có [C] = 118 kN (C = 75 < [C] = 118 kN). Vậy ổ đã chọn đảm bảo
khả năng tải động.
Bảng 23: Thông số kích thước ổ côn đỡ chặn 1.
d, mm D, mm B, mm T, mm , độ [C], kN [C0], kN
60 130 31 33.5 11.5 118 96.3
Và ổ côn đỡ chặn có kí hiệu ổ 7616 cỡ trung, rộng có [C] = 294 kN (C = 75 < [C]
= 294 kN). Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
Bảng 24: Thông số kích thước ổ côn đỡ chặn 2.
d, mm D, mm B, mm T, mm , độ [C], kN [C0], kN
80 170 58 61.5 11.83 294 291
5.5. Tính dầm cầu theo chế độ lực kéo (Pk) đạt giá trị cực đại:
Xác định momen xoắn
Mx=Me
max
.ih1.ipt .i0 .ηtl=225.6.1.6.933=8330N .m
Lực kéo cực đại
Pkmax=
Mx
rbx
=
8330
0.362
=23011N Xác định momen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng
98

100. Mđ=
G2
2
. λ2 .l=
46832,94
2
.1,5.0,27=9483,67N .m
Trong đó:
– hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu phụ thuộc vào điều kiện chuyển
động: khi xe tăng tốc trên đường bằng, ; ; khi
xe tăng tốc lên dốc, ;
Vì xe FORLAND FD700. E4 là xe dẫn động cầu sau (4x2, cầu sau chủ
động) nên khi xe tăng tốc trên đường bằng chọn ; khi xe tăng tốc lên
dốc chọn .
l – Vị trí đặt nhíp cách tâm vết bánh sau ( chọn l = 0,27 m)
Hình 27: Sơ đồ tính toán dầm cầu
theo chế độ lực kéo và phanh cực đại
Xác định momen uốn trong mặt phẳng ngang
Mn=Pkmax .l=23011.0,27=6213N .m
Momen tổng hợp
M=√Mx
2
+Mn
2
+Mđ
2
=14068,76 N .m
Ứng suất uốn của dầm cầu theo chế độ lực kéo cực đại:
99

101. σ=
M
Wu
=
14068,76
0,000112
=125,73 MN /m2
Trong đó:
Wu – Momen chống uốn của mặt cắt. Chọn tiết diện dầm cầu là hình vành
khăn với đường kính trong d = 60 (mm) và đường kính ngoài D = 108 (mm), có
hệ số rỗng η = 0,555. Momen chống uốn được tính theo công thức sức bền vật
liêu.
Wu=
π .D3
32
.(1−η
4
)=0,000112m 3
5.6. Tính dầm cầu theo chế đô lực phanh (Zp) đạt giá trị cực đại
Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
– hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu khi phanh: khi phanh ô tô trên
đường thẳng, ; ; khi phanh ô tô xuống dốc, ;
.
 Khi phanh ô tô trên đường thẳng: Zbx=
46832.9
2
×0.7=16391.53
 Khi phanh ô tô xuống dốc: Zbx=
46832.9
2
×0.5=11708.23
Xác định lực phanh:
 Lực phanh khi phanh ô tô trên đường thẳng:
100

102. Ppmax=16391.53×0.8=13113.22(N)
 Lực phanh khi phanh ô tô xuống dốc:
Ppmax=11708.23×0.8=9366.59(N)
Khi tính ở chế độ lực phanh cực đại, coi lực kéo và phản lực ngang
Xác định momen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
Mđ=
G2
2
. λ2 .l=
46832,94
2
.1,5.0,27=9483,67N .m
Xác định momen uốn trong mặt phẳng ngang:
Mn=PPmax .l=13113.0,27=3540,5N .m
Xác định momen chịu xoắn khi phanh:
Mx=PPmax .rbx=13113.0,362=4747 N .m
Momen tổng hợp:
M=√Mx
2
+Mn
2
+Mđ
2
=11180,7 N .m
Ứng suất uốn của dầm cầu ở chế độ phanh cực đại:
σ=
M
Wu
=
11180,7
0,000112
=99,92MN /m2
5.7. Tính dầm cầu ở chế độ lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại (khi xe quay vòng bị
trượt ngang)
Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Với:
101

103.  – hệ số bám ngang của lốp với đường, khi tính thường lấy
 hg=1200mm – chiều cao trọng tâm xe
 B=1485mm – khoảng cách vết bánh xe; dấu (+) cho bánh xe phía ngoài; dấu
(-) cho bánh xe phía trong.
Phản lực pháp tuyến của đường với vết bánh xe phía ngoài:
¿
46832.9
2
×(1+
2×1×1200
1485
)
¿61261.27(N )
Phản lực pháp tuyến của đường với vết bánh xe phía trong:
46832.9
2
׿
¿−14428.33(N)
Xác định phản lực ngang:
 Phản lực ngang với vết bánh xe phía ngoài: Ykmax=61261.27(N)
 Phản lực ngang với vết bánh xe phía trong: Ykmax=−14428.33(N)
Ở chế độ tính toán này coi giá trị và
102

104. Hình 28: Sơ đồ tính dầm cầu theo chế độ lực ngang cực đại
Ta có phản lực ngang lớn nhất với vết bánh xe phía ngoài nên tính toán ứng suất
uốn cho mặt cắt ngang ở phía bên ngoài
Xác định momen tại mặt cắt bên ngoài khi vào cua:
Mngang=Zbx .(l+φmax
,
.rbx)=61261,27.(0,27+1.0,362)=38717,123 N .m
Ứng suất uốn của dầm cầu ở chế độ lực ngang cực đại
σ=
Mngang
W u
=
38717,123
0,000112
=346 MN /m2
5.8. Tính dầm cầu ở chế độ lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại
Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
Zbxmax=
Gi
2
×kđ
¿
46832.9
2
×2.5=58541.18(N)
Với:
 – hệ số tải trọng động của ô tô tải, chọn
103

105. Ở chế độ tính toán này coi giá trị , và .
Xác định momen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
Mđ=Zbx .l=58541,18.0,27=15806,12N .m
Ứng suất uốn của dầm cầu ở chế độ lực thẳng đứng cực đại:
σ=
Mđ
W u
=
15806,12
0,000112
=141,3MN /m2
Vậy với cả 4 trường hợp tải trọng của dầm cầu được tính toán ơ trên ta có ứng
suất uốn lớn nhất ở chế độ lực ngang cực đại với σ=346
MN
m2
=346 MPa. Sử dụng vật liệu
chế tạo dầm cầu là Gang Xám kí hiệu GX 21 – 40 có độ bền uốn [σ]≥400 MPa được gia
công bằng phương pháp đúc.
5.9. Kết luận
Chương này đã hoàn thành các nội dung liên quan đến bán trục và dầm cầu được
tính toán theo tài liệu tham khảo như sau:
1. Bán trục:
- Tính toán lực tác dụng: Bao gồm lực kéo, lực phanh, lực ngang, và
lực thẳng đứng cực đại.
- Kích thước bán trục: Đường kính bán trục 40 mm, chiều dài bán trục
720 mm, sử dụng bán trục giảm tải hoàn toàn.
- Kiểm tra độ bền: Tính toán ứng suất xoắn, ứng suất uốn và kiểm
nghiệm độ bền bán trục trong điều kiện tải nặng và địa hình xấu.
- Then hoa và ổ đỡ: Tính toán mối lắp then hoa và lựa chọn ổ bi phù
hợp, đảm bảo khả năng truyền lực hiệu quả.
2. Dầm cầu:
- Thiết kế dầm cầu: Tính toán độ bền dầm cầu theo các chế độ lực
tác động, đảm bảo chịu được các tải trọng lớn và lực tác động
không đối xứng.
- Phương án thiết kế: Dầm cầu đúc bằng gang xám GX 21-40, dầm
cầu sau không dẫn hướng cho xe tải 4x2, cầu sau chủ động
- Kiểm tra tổng thể: Dầm cầu được kiểm nghiệm với các yêu cầu về
độ cứng vững và khả năng chống biến dạng.
104

106. 105

107. KẾT LUẬN
Qua quá trình nghiên cứu và thiết kế, đồ án đã thực hiện các nội dung tính toán và
thiết kế liên quan đến hệ thống động lực của ô tô, bao gồm hệ thống truyền lực chính, vi
sai, bán trục, và truyền động cardan. Các phương án thiết kế được đưa ra đã đảm bảo
tính khả thi, đáp ứng được yêu cầu kỹ thuật và phù hợp với điều kiện thực tế. Những kết
quả tính toán trong đồ án không chỉ củng cố kiến thức đã học mà còn cung cấp cái nhìn
thực tiễn về quy trình thiết kế một hệ thống động lực ô tô hoàn chỉnh.
Tuy nhiên, do hạn chế về thời gian và kinh nghiệm, không tránh khỏi những thiếu
sót trong việc tính toán và thiết kế. Vì vậy, nhóm rất mong nhận được sự đóng góp ý
kiến từ giảng viên hướng dẫn và các chuyên gia để hoàn thiện hơn nữa.
Những kết quả đạt chính được trong đồ án:
1. Tính toán sức kéo và lựa chọn động cơ:
Đã xác định các thông số kỹ thuật cơ bản như tải trọng, tốc độ tối đa, và mô-
men xoắn của động cơ, đảm bảo sự phù hợp với điều kiện khai thác thực tế.
Việc lựa chọn động cơ Hyundai D4BH đã đáp ứng các yêu cầu về hiệu suất,
độ bền và khả năng vận hành.
2. Tính toán và thiết kế trục các đăng:
Với việc lựa chọn đường kính trục và vật liệu chế tạo phù hợp (thép Carbon
SAE AISI 1045), trục các đăng đáp ứng yêu cầu chịu lực xoắn, uốn, và dao
động ngang, đảm bảo hoạt động ổn định trong điều kiện tải trọng lớn.
3. Thiết kế hệ thống truyền lực chính:
Truyền lực chính dạng bánh răng côn xoắn được lựa chọn nhằm đảm bảo hiệu
suất truyền lực cao, độ bền lớn (thép hợp kim 35XM), và giảm tiếng ồn khi
hoạt động. Các thông số về tỷ số truyền, lực tác dụng, và độ bền đã được tính
toán chi tiết để đáp ứng yêu cầu của xe.
4. Thiết kế vi sai và bán trục:
Bộ vi sai được thiết kế nhằm tăng khả năng ổn định khi xe vào cua. Tính toán
bền cho các bánh răng (thép C40) và chốt hành tinh (thép C40) đảm bảo hiệu
suất truyền lực và tuổi thọ cao. Bán trục được thiết kế phù hợp để chịu lực
kéo, lực phanh và các tải trọng ngang, dọc lớn nhất (thép hợp kim 40X)
Xin cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy Th.S Trương Lê Hoàn Vũ và các thầy cô
trong khoa đã giúp nhóm chúng em hoàn thành được đồ án này tốt đẹp
106

108. TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Nguyễn Hữu Cẩn, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng – “Lý thuyết ô
tô-máy kéo”
[2]. Hyundai – “The Family of HYUNDAI ENGINE”
[3]. https://drc.com.vn/product/lop-ban-thep-radial-d725/
[4]. Ferdinand P. Beer and E. Russell Johnston Jr - “Mechanics of Materials”
[5]. Nguyễn Trọng Hiệp – “Thiết kế Chi tiết Máy tập 1”, Nhà xuất bản Giáo dục
[6]. Nguyễn Trọng Hoan – “Tính toán thiết kế ô tô”, Đại học Bách Khoa Hà Nội, 2018
[7]. Nguyễn Hữu Hường chủ biên – “Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ô
tô máy kéo”, NXB ĐH Quốc gia TP. Hồ Chí Minh, năm 2008
[8]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – “ Tính toán hệ dẫn động cơ khí”, NXB Giáo dục, 2006
[9]. Nguyễn Văn Yến – “Giáo trình Cơ sở thiết kế máy”,NXB Xây dựng Hà Nội, 2015
[10]. Nguyễn Hoàng Việt – “Kết cấu, tính toán và thiết kế ô tô”
[11]. Ninh Đức Tốn – “Dung sai và lắp ghép”, NXB Giáo dục, 2007
[12]. Khoa CKGT, ĐH Bách khoa Đà Nẵng – “ Bài giảng hệ thống động lực ô tô”
107