Đề tài Kết cấu và tính toán ô tô

MỤC LỤC Trang LỜI NÓI ĐẦU 2 1.CÔNG DỤNG , YÊU CẦU , PHÂN LOẠI 3 2.CHỌN LOẠI HỘP SỐ VÀ SỐ TAY SỐ 4 2.1.CHỌN LOẠI HỘP SỐ: 4 2.2. XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN ,SỐ CẤP 5 2.3. SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA HỘP SỐ 8 2.4 XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN CÁC TAY SỐ TRUNG GIAN 10 3. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHÍNH CỦA HỘP SỐ 11 3.1. CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA TRỤC 11 3.1.1. Khoảng cách giữa các trục của hộp số: 11 3.1.2.Kích thước chiều trục của hộp số: 11 3.1.3. Đường kính trục của hộp số: 12 3.1.4. Kích thước và loại ổ trục: 12 3.2. CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG: 13 3.2.1.Số răng tổng của các cặp bánh răng: 14 3.2.2. Xác định số răng của các bánh răng: 14 3.2.3. Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số: 18 3.2.4. Lực tác dụng lên các bánh răng: 19 3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc 22 3.2.6. Tính sức bền của trục 23 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CỤM CỦA HỘP SỐ 26 4.1. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC VÀ KIỂM TRA ĐỘ CỨNG VỮNG 26 4.1.1. Chọn sơ bộ kích thước trục: 26 4.1.2. Tính trục theo cứng vững 26 4.2. TÍNH TOÁN ĐỒNG TỐC 31 4.2.1. Nhiệm vụ tính toán: 31 4.2.2. Sơ đồ tính đồng tốc 31 4.2.3. Trình tự tính toán đồng tốc 32 4.2.4. Tính toán kiểm tra: 36 4.2.5. Xác định góc vát bề mặt hãm (b) của bộ phận khóa: 37 TÀI LIỆU THAM KHẢO 38 LỜI NÓI ĐẦU Ô tô máy kéo là phượng tiện sản xuất và kinh doanh trong sinh hoạt, không thể thiếu được trong đời sống hiện nay. Cùng với sự tiến bộ chung của khoa học. Ngành ô tô cũng có những bước phát triển mới với những thành quả quan trọng. Những biến đổi mà đòi hỏi phải có những nhận thức mới sâu rộng, những vấn đề đó có liên quan đến công nghệ ô tô. Tuy vậy muốn tiếp thu những kiến thức mới này thì phải nắm vững những kiến thức cơ bản nhất. Những kiến thức này sẽ làm nền tản cho bước phát triẻn tiếp theo. Vì vậy đồ án kết cấu và tính toán ô tô là một bước cũng cố và phát triển những hiểu biết cơ bản có từ những môn học có liên quan. Lần đầu tiên làm quen với việc tính toán thiết kế nên có rất nhièu khó khăn phức tạp. Với những nhận thức còn hạn chế về nhiều mặt nên quá trình làm đồ án em còn vướng phải những thiếu sót, rất mong sự quan tâm giúp đỡ của các thầy trong bộ môn. Để hoàn thành đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy LÊ VĂN TỤY các thầy trong bộ môn và các bạn trong lớp. Sinh viên thực hiện Đinh Tuấn Vũ 1. CÔNG DỤNG , YÊU CẦU , PHÂN LOẠI 1.1. CÔNG DỤNG : 1.2. YÊU CẦU Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp , đảm bảo được chất lượng dộng lực và có tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ô tô máy kéo. Làm việc êm dịu ,chuyển số nhẹ nhàng thuận tiện , không va đạp. Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ khỏiû hệ thống truyền lực. Kết cấu đơn giản , làm việc tin cậy , bền vững. Hiệu suất cao ,kích thước khối lượng nhỏ , giá thành rẻ. 1.3. PHÂN LOẠI Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại : điều khiển bằng tay, điều khiển tự động và bán tự động . Theo số cấp phân ra các loại:3,4,5 và nhiều cấp. Theo sơ đồ động ,phân ra: Hộp số với các trục cố định và hộp số hành tinh. Theo số lượng phần tử điều khiển càn thiết để gài một số truyền ,phân ra: một,hai,hay ba phần tử điều khiển .Số lượng phần tử điều khiển lớ hơn một thường dùng trong hộp số nhiều cấp. Theo số lượng dòng lực , phân ra : một ,hai, hay ba dòng.Tăng số lượng dòng lực làm phức tạp kết cấu . Tuy vậy cho phép giảm tải trọng tác dụng lên các báng răng,trục va ổ trục cũng nhue kích thước của chúng. 2.CHỌN LOẠI HỘP SỐ VÀ SỐ TAY SỐ 2.1.CHỌN LOẠI HỘP SỐ: Trên ô tô hiện nay, sử dụng chủ yếu các loại hộp số có trục cố định, điều khiển bằng tay. Loại hộp số này có ưu điểm là kết cấu đơn giản, hiệu xuất cao (0,96 I 0,98), kích thước và trọng lượng nhỏ. Trong các loại hộp số trên, hộp số ba trục cố định, có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm được sử dụng phổ biến nhất vì có ưu điểm là: có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối tiếp các trục sơ cấp và thứ cấp. Khi làm việc ở số truyền thẳng, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và mất mát công suất. Ở các số truyền khác, mô men truyền qua hai bánh răng, do đó có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước khá nhỏ gọn. Nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ô tô. Tuy nhiên loại hộp số này có nhược điểm là: - Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian - Ổ bi gối đỡ trước trục thứ cấp, do bố trí trong lỗ ở phần bánh răng công xôn của trục sơ cấp, nên làm việc căng thẳng vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu. Hình 2.1. Sơ đồ động hộp số ba trục Ngoài hộp số có ba trục cố định, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm còn có hộp số có hai trục cố định, loại hộp số này có ưu điểm là: - Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian. - Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu, hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ gần cầu chủ động. Tuy vậy loại hộp số có hai trục cố định có nhược điểm là: - Do không có số truyền thẳng, vì thế các bánh răng ổ trục không được giảm tải ở số truyền cao, làm tăng mài mòn các chi tiết, đồng thời gây tiếng ồn. - Giá trị tỷ số truyền tay số thấp bị hạn chế, muốn khắc phục phải giảm tỷ số truyền của tay số cao nhất và tăng tỷ số truyền lực chính io. Với đặc điểm trên cho nên hộp số hai trục thường được sử dụng trên các ô tô du lịch và thể thao có động cơ bố trí cạnh cầu chủ động hoặc trên máy kéo có hộp số bố trí chung trong cùng một vỏ với truyền lực chính. Hình 2.1. Sơ đồ động hộp số hai trục Ô tô để thiết kế là loại ô tô vận tải dùng để vận chuyển hàng hoá, làm việc ở điều kiện thường xuyên thay đổi tải, có tỷ số truyền lớn nên ta chọn hộp số ba trục cố định, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm vì: hộp số này có ưu điểm nổi bậc là trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm cho nên có thể làm số truyền thẳng, trong trường hợp này hiệu suất bằng một. Đây là điều quan trọng đối với ô tô vận tải vì thời gian ô tô vận tải làm việc ở số truyền thẳng chiếm tỉ lệ cao. Mặc khác khi ô tô chạy trên đoạn đường bằng phẳng có thể gài số truyền thẳng, do đó thời gian sử dụng tay số trung gian sẽ it đi. Vì vậy tuổi thọ ô tô được kéo dài. 2.2. XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN , SỐ CẤP 2.2.1. Xác dịnh tỷ số truyền Tỷ số truyền được xác định theo [ 6 ] -Khả năng thắng sức cản lớn nhất trong điều kiện cho trước ih1 Trong đó : Theo đề bài cho trước = 0,3 : hệ số cản lớn nhất của đường G = 155000(N) :Trọng lượng toàn bộ xe = 0,5 (m) : bán kính bánh xe = 617 (Nm) :Mômen cực đại = 6 : Tỉ số truyền lực chính Theo [6] : ta có = 0,75 0,85 chọn =0,8 Vậy : ih1 = 7,8 - Khả năng tạo được lực cản lớn nhất theo điều kiện bám ih1 Trong đó : Theo đề cho = (70.155000)/100=108500(N) :Trọng lượng bám của xe = 0,5(m) :bán kính bánh xe = 617(Nm) : Mômen cực đại = 6 : Tỉ số truyền lự chính Theo [6]:ta có = 0,750,85 chọn =0,8 =0,70,8 chọn =0,75 Vậy : ih1 = 13,7 -Khả năng chuyển động với tốc dộ ổn định tối thiểu để có thể cơ động trong điều kiện địa hình chật hẹp ih1 Trong đó : :tốc độ chuyển động ổn định nhỏ nhất (km/h) chon =5 (km/h) : vòng quay ổn dịnh tối thiểu của động cơ Đốivới động cơ điêzel =350700(v/ph) chọn =500(v/ph) Vậy: ih1 =3,14 Theo 3 điều kiện trên : Ta chọn 2.2.2. Số cấp của hộp số. Hộp số của ô tô thuyết kế là loại ô tô tải,vì vậy để nâng cao tính chất động lực học của ô tô, nâng cao hiệu suất của hệ thống truyền lực nên chọn được tỷ số truyền ở tay số cao nhất của hộp số là số truyền thẳng nghĩa là ihn= 1. Số cấp của hộp số (n) được xác định phụ thuôc vào: - Chủng loại và công dụng của ô tô - Vào giá trị khoảng tỷ số truyền Ki Ki = ih1/ihn (2.1) Trong đó: ih1 là tỷ số truyền tay số một của hộp số. ihn là tỷ số truyền tay số cao nhất của hộp số. Nói chung, tăng số cấp hộp số sẽ tăng được mức độ sử dụng công suất động cơ, tăng tính kinh tế nhiên liệu, tốc độ trung bình và bởi vậy, tăng năng suất và giảm giá thành vận chuyển.Tuy vậy tăng số cấp sẽ làm phức tạp kết cấu và quá trình điều khiển, tăng kích thước, và giá thành hộp số. Đối với ô tô tải số cấp hộp số có thể từ n = 6 I 22 ừng với Ki = 5 I 25. Ki càng lớn số cấp càng tăng. Sau đây là bảng số liệu thống kê của ô tô tải theo giá trị khoảng truyền Ki. Bảng 2.1 Bảng giá trị tay số của ô tô tải theo khoảng tỷ số truyền Ki Khoảngsố truyền Ki 5,7I8,5 5,7I8,5 5,7I8,5 5,7I8,5 5,7I8,5 5,7I8,5 Số cấp n 5 6 8 10 16 20 Tuy nhiên hiện nay có su hướng tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền khi tăng khối lượng ô tô, đặc biệt là đối với đoàn xe kéo moóc, để bù lại cho sự giảm công suất riêng của chúng.Tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền của hộp số các ô tô tải trọng lớn, cho phép sử dụng hiệu quả hơn công suất động cơ khi ô tô làm việc với các mức tải và điều kiện đường xá khác nhau. Đối vớicác ô tô này, trong vùng các số hay sử dụng nhất, khoảng cách giữa tỷ số truyền giữa các tay số kề nhau. qi,i+1 = ihi/ih(i+1) cần phải nằm trong giới hạn 1,3I1,4. Khoảng này lớn sẽ làm tăng suất tiêu hao nhiên liệu và giảm chất lượng động lực học của ô tô và khó chuyển tay số. Khoảng cách nhỏ quá lại làm cho người lái khó khăn trong vấn đề lựa chọn tay số thích hợp. Ở các tay số ít sử dụng hơn, khoảng cách giữa các số có thể tăng lên. Tuy vậy không nên quá 1,6I1,7 để bảo đảm khả năng chuyển số. Kết hợp hai điều kiện trên và giả thuyết dãy tỷ số truyền bố trí theo cấp số nhân, có thể xác định sơ bộ: [ n- 1 [ (2.2) Ở đây qti,i+1 khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số thấp qti,i+1 = 1,6I1.7 chọn qti,i+1 = 1,7 qci,i+1 khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số cao qci,i+1 = 1,3I1,4 chọn qci,i+1 = 1,4 ; n: số cấp Tỷ số truyền thấp nhất i1 = 8,5 Tỷ số truyền ở tay số cao nhất ihn = 1 Ki= i1 /ihn = 8,5/ 1 =8.5 thay vào công thức 2.2 ta có: [ n- 1 [ [ n- 1 [ Þ 5,04[ n [ 7,2 Vậy ta chọn hộp số có 5 cấp (n=5) Do ô tô chạy có khi cần phải quay đầu vì vậy ta chọn thêm một tay số lùi để thuân lợi cho việc điều khiển ô tô. 2.3. SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA HỘP SỐ Sơ đồ động của các hộp số ba trục có trục thứ cấp như nhau, khác nhau chủ yếu ở số lượng các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp và cách bố trí số lùi. Ở hầu hết các tay số đều sử dụng cặp bánh răng nghiêng thường xuyên ăn khớp. Để gài số, có thể dùng ống gài hoặc đồng tốc. Riêng đối với các bánh răng số một và số lùi có thể dùng các phương án sau: Bánh răng số một và số lùi luôn ăn khớp thường sử dụng trong trường hợp thời gian làm việc ở số một và số lùi khá lớn. Ưu điểm: mặt dầu các vành răng không bị ăn mòn, hành trình của nạng chuyển số nhỏ. Nhược điểm: cần đặt tự do trên trục thứ cấp một bánh răng số lùi kích thước khá lớn, do đó làm tăng số lượng các bánh răng và mô men quán tính các chi tiết quay, bởi vậy tăng tải trọng tác dụng lên các đồng tốc. Ngoài ra còn có cách bố trí bánh răng số lùi không luôn luôn ăn khớp, cả bánh răng số lùi và số một không luôn luôn ăn khớp. Tuy nhiên vẫn còn có hai phương án không cần có bánh răng số lùi đặt riêng trên trục thứ cấp. Để gài số lùi và số một dùng bánh răng di trượt. Bánh răng trung gian(đặt trên trục số lùi) có thể làm một hay hai vành răng. Phương án một vành răng có kết cấu đơn giản hơn, tuy vậy điều kiện làm việc của bánh răng không có lợi, chụi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng. Phương án hai điều kiện ứng suất thuận lợi hơn: thay đổi theo chu trình mạch động, cho phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn. Chọn phương án bố trí số lùi là cả bánh răng số một và số lùi đều không luôn luôn ăn khớp. Vì có đặc điểm gài số lùi rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số I z1 z2 z3 z4 z1 z5 z2 z3 z5 z4 Hình 2.3. Sơ đồ bố trí số lùi trên ô tô thiết kế Bánh răng các tay số thấp(như số một và số lùi) chụi lực lớn thời gian làm việc ít hơn, nên bố trí sát gối đỡ sau. Bánh răng tay số cao thời gian làm việc nhiều,bố trí ở khoảng giữa trục, là vùng có góc xoay nhỏ nhất, nhờ đó điều kiện ăn khớp của các bánh răng tốt hơn nên giảm được tiếng ồn và mài mòn. Hầu hết các tay số đều dùng bánh răng nghiêng và đồng tốc. Các tay số một và số lùi có thể có răng thẳng gài băng phương pháp duy trượt. Mặt khác ở các tay số 2,3,4,5 khi sang số vì có tốc độ lớn nên mặt dù đã cắt bộ ly hợp song do quán tính nên các bánh răng còn quay với tốc độ khác nhau, nếu gài vào sẽ sinh ra lực va đập. Để khắc phục hiện tượng trên và đơn giản hóa thao tác cho người lái nên trên hộp số có bố trí hai bộ đồng tốc để gài số ở số hai và số ba, số bốn và số năm. Để khi hai bánh răng chưa đồng tốc thì cơ cấu này không cho chúng gài vào nhau bằng cách tạo ra một lực cản chống lại lực của tay người lái tác dụng lên cần số. Dùng mô men ma sát giữa các bề mặt côn tiếp xúc để khắc phục mô men quán tính, các bánh răng dần dần đồng đều tốc độ và lực cản nêu trên dần dần bị triệt tiêu, lúc đó lực của tay người lái đủ thắng định vị lò xo bi, gạt các bánh răng ăn khớp với nhau một cách êm dịu. za za’ 5 4 zL z4’ 3 2 1 z1’ zL’ z4 L z1 z3’ z3 Hình 2.3. Sơ đồ động của hộp số thiết kế 2.4. XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN CÁC TAY SỐ TRUNG GIAN Chọn hệ thống tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số theo cấp số nhân. - Cấp số nhân hiện nay được sử dụng rộng rải để chọn hệ thống tỷ số truyền của ô tô cần thiết kế. - Dựa trên cơ sở dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ toàn tải không thay đổi trong quá trình gia tốc của ô tô. - Ô tô thông thường hay sử dụng ở số cao của hộp số, nhưng ở khu vực này thì số lượng tỷ số truyền ít so với số lượng tỷ số truyền có được ở số thấp, đây là một nhược điểm khi chọn hệ thống tỷ số truyền cho các số trung gian theo cấp số nhân. - Đối với hộp số có cấp thì lượng số truyền bị hạn chế, do đó sẽ hạn chế khả năng tăng vận tốc trung bình của ô tô và hệ số sử dụng tải trọng của động cơ. Theo quy luật cấp số nhân, tỷ số truyền của tay số trung gian bất kỳ có thể xác định theo công thức [2]: ihi = trong đó: i: số thứ tự tay số; n: số cấp hộp số với n = 5 Theo số liệu tính toán ở trên : tỷ số truyền tay số hai là: ih2 ih2 = = =4,97 tỷ số truyền tay số ba là: ih3 ih3 = = = 2,92 tỷ số truyền tay số tư là: ih4 ih4 = = =1,7 tỷ số truyền tay số hai là: ihl ihl = (1,2 I 1,3). ih1 = 1,2.8,5 = 10,2 3. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHÍNH CỦA HỘP SỐ 3.1. CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA TRỤC 3.1.1. Khoảng cách giữa các trục của hộp số: Đối với ô tô loại trục cố định, khoảng cách giữa các trục của hộp số (A) có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau [2]: A = Ka. (Mra)1/3 (mm) (4.1) Ở đây: Ka: hệ số kinh nghiệm; Đối với ô tô tải Ka= 8,6 I 9,6 Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô đặt trên động cơ Diezel nên chọn Ka= 9,2 Mra = Memax. ih1 (Nm) mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số. Trong đó: Memax mômen cực đại của động cơ, ih1 tỷ số truyền của tay số một A= 9,2.(617.8,5)1/3= 9,2.17,37 = 159,84 (mm). Chọn A = 160 (mm) 3.1.2.Kích thước chiều trục của hộp số: Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều rộng của các chi tiết lắp trên trục như: bánh răng,ổ trục. Các kích thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như dưới đây: - Chiều rộng các vành răng b » (0,19 I0,23).A = 0,21.160 = 33,6 (mm) b = 29,4(mm) dùng cho các bánh răng chụi tải lớn - Chiều rộng các ổ bi B » (0,2 I0,25).A = 0,2.160 = 32 (mm) - Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc: H » (0,4I0,55).A = 0,5.160 = 80(mm) Kích thước chiều trục Lh của cacte hộp số Lh =(2,7I3,0).A = 2,8.160 = 448 (mm) 3.1.3. Đường kính trục của hộp số: Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào kinh nghiệm sau[2]: Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa): d1 d1= Kd. (Memax)1/3 (mm) ở đây: Kd= (4,0I4,6) :hệû số kinh nghiệm Memax:mômen cực đại của động cơ theo đề bài cho(Nm);chọn Kd= 4,2 Þ d1 = 4,2.(617)1/3 = 32,76 (mm) -Đường kính các trục trung gian (d2) và thứ cấp (d3): ở phần giữa (đối với trục bậc) d2,3 » 0,45.A = 0,45. 160 = 72 (mm) 3.1.4. Kích thước và loại ổ trục: Trong hộp số ba trục, thường thường sử dụng ổ bi cầu và bi trụ hường kính một dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Các kích thước d: đường kính ngỗng trục, D đường kính ngoài, B chiều rộng của ổ. Theo số liệu thống kê, các kích thước d, D và B của ổ có giá trị như sau [2] d B D Hình 4.1 : sơ đồ kích thước ổ bi Ôø phía sau của: - Trục sơ cấp: d = 0,45.A = 0,45.160 = 82 (mm) D = 0,9.A = 0,9 .160 = 140 (mm) B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm) - Trục thứ cấp: d = 0,4.A = 0,4.160 = 64 (mm) D = 0,9.A = 0,9 .160 = 144 (mm) B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm) - Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm) D = 0,72.A = 0,72 .160 = 115,2(mm) B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) Ôø phía trước của: Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm) D = 0,61.A = 0,61 .160 = 97,6(mm) B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) -Trục thứ cấp d = 0,23.A = 0,23.160 = 36,8 (mm) 3.2. CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG: -Mô đuyn(mn) Đối với ô tô vận tải khi chọn mô đuyn bánh răng cho hộp số cần ưu tiên về vấn đề giảm khối lượng hộp số, nghĩa là tăng mô đuyn và giảm chiều rộng bánh răng. Mô đuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể tính theo công thức kinh nghiệm [2]: mn = (0,032I 0,040).A (4.2) = 0,034.140 = 4,76 chọn mn = 5; mi = 4 Góc nghiêng của bánh răng (b) Góc nghiêng b được chọn theo hai điều kiện: Điều kiện 1: đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (eb) không nhỏ hơn một,để bánh răng ăn khớp chiều trục được êm dịu, tức là: eb = b.tgb/ts = b.sinb/(mn.p) ³ 1 Điều kiện hai: lực chiều trục tác dụng các bánh răng nghiêng của trục trung gian phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tác cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện: tgbi/ tgb1 = ri/r1 ở đây: bi và ri - góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số i trên trục trung gian; b1 và r1 - góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn khớp của bánh răng trục sơ cấp. Thực tế, lực chiều trục không thể cân bằng hoàn toàn và trên ô tô người ta sử dụng các bánh răng có góc nghiêng b khác nhau, để tại điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa chữa. Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ô tô hiện nay nằm trong khoảng: b = 180I300 chọn b = 220 3.2.1.Số răng tổng của các cặp bánh răng: Sau khi đã chọn chọn được khoảng cách trục A, môđuyn mn và góc nghiêng b, có thể xác định sơ bộ số răng tổng cộng của các cặp bánh răng theo công thức [2]: ZS = 2.A.cosb/mn = (2.160.cos220)/4 = 73,6 » 74 Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong các biện pháp sau: Hiệu chỉnh lại góc nghiêng b, theo công thức: b = arccos(0,5.mn. ZS/A) = arccos(0,5.4.74/160) = 22033’ Trong trường hợp dùng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch chỉnh đều xt = 0.Biện pháp này không làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng b của các bánh răng hộp số bởi vậy làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa bánh răng,nên ít được dùng, hơn nữa cũng không áp dụng được nếu cặp bánh răng có răng thẳng. - Dịch chỉnh góc bánh răng và giữ nguyên b Hệ số dịch chỉnh trong trường hợp này được xác định theo công thức[2]: xt = ZS.(invasw - invas)/(2.tga) Ở đây: as = arctg(tga/cosb) góc prôfin trong tiết diện mặt đầu asw = arccos(A. cosas/Aw) góc ăn khớp ở tiết diện mặt đầu invas = tga - a hàm số thân khai Aw = 0,5. ZS.mn/ cosb khoảng cách trục ứng với số răng ZS sau khi đã làm tròn a = 220 góc nghiêng của biên dạng góc Þ: as = arctg(tg220/cos220) = 230 invas = tg23 - 21.p/180 = 0,382 - 0,366 = 0,016 asw = arccos(160. cos230/161) = 22 Aw = 0,5.74.4/cos220 = 161(mm) invas = tg220 - 22.p/180 = 0,02 xt = 74.( 0,02- 0,016)/(2.tg220) = 0,29 3.2.2. Xác định số răng của các bánh răng: Sau khi đã xác định được số răng của bánh răng ZS của các cặp bánh răng ăn khớp, có thể xác định tiếp số răng của các bánh răng tương ứng, nhờ hệ phương trình sau [2]: Z1k + Z2k = ZS (4.3) Z1k = ZS /(igk +1) (4.4) Z2k/ Z1k = igk Z2k = ZS - Z1k Ở đây: igk tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k, igk = ihk/ iak (4.5) ihk tỷ số truyền hộp sô ở tay số thứ k. iak tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Giá trị iak hợp lý là xác định theo ih1 đảm bảo sao cho: bánh răng số một có kích thước để cho có thể chế tạo trục trung gian đảm bảo độ cứng vững cần thiết, số bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp, đồng thời phải chọn số răng để không sảy ra hiện tượng cắt chân răng, kích thước bánh răng đủ lớn để có thể bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp ở bên trong, đường kính của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục trên vỏ để đảm bảo điều kiện lắp ghép hộp số, để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số một cần phân phối cho cặp bánh răng được gài nhiều hơn, tức là: ig1> iak. Kinh nghiệm cho thấy Z1 = 12I16 vì hộp số có mô đuyn bánh răng lớn, ở đây chọn Z1 = 15. Như vậy: ig1 = (ZS - Z1)/ Z1 = (74 - 15)/15 = 3,93 và ia = ih1/ ig1 = 8,5/3,93 = 2,16 Theo công thức trên ta xác định được: Za = ZS/( ia+1) = 74/(2,16 + 1) = 23 răng Þ Za’ = ZS - Za = 74 - 23 = 51 răng Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian: ia = Za’/Za = 51/ 23 = 2,16 Theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian của từng tay số tương ứng: Tay số hai (ig2): ig2 = ih2/ ia = 4,98/2,16 = 2,3 Tay số ba (ig3): ig3 = ih3/ ia = 2,92/2,16 = 1,35 Tay số tư (ig4): ig4 = ih4/ ia = 1,7/2,16 = 0,79 - Tính số răng của cặp bánh răng tương ứng với từng tay số: Ta đã có: Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (Za, Za’) Za = 23; Za’ = 51 răng Cặp bánh răng dẫn động gài số một (Z1, Z1’) Z1 = 15; Z1’ = 59 răng Từ công thức 4.4 ta có Z1k = ZS /(igk +1) Z2k = ZS - Z1k Suy ra cặp bánh răng ở tay số hai (Z2, Z2’) Z2 = ZS /(ig2 +1) = 74/(2,3+1) = 22,4 chọn Z2 = 22 răng Þ Z2’ = ZS - Z2 = 74 - 2 = 52 răng Suy ra cặp bánh răng ở tay số ba (Z3, Z3’) Z3 = ZS /(ig3 +1) = 74/(1,35+1) = 31,4 chọn Z3 = 31 răng Þ Z3’ = ZS - Z3 = 74 - 31 = 43 răng Suy ra cặp bánh răng ở tay số tư (Z4, Z4’) Z4 = ZS /(ig4 +1) = 74/(0,79+1) = 50,4 chọn Z4 = 50 răng Þ Z2’ = ZS - Z2 = 74 - 50 = 24 răng Xác định lại tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của từng tay số: Tỷ số truyền của cặp bánh răng trung gian ia = 2,16 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số một ig1 = Z1’/ Z1 = 59/15 = 3,93 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số hai ig2 = Z2’/ Z2 = 52/22 = 2,3 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số ba ig3 = Z3’/ Z3 = 43/31 = 1,35 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số bốn ig4 = Z4’/ Z4 = 24/50 = 0,48 Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số: Theo công thức 4.5 ta có: igk = ihk/ia Þ ihk = igk. ia (4.6) Với công thức 4.6 có tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số: Tay số một (ih1*) ih1* = ia.ig1 = 2,16.3,93 = 8,49 Tay số hai (ih2*) ih2* = ia.ig2 = 2,16.2,3 = 4,97 Tay số ba (ih3*) ih3* = ia.ig3 = 2,16.1,35 = 2,916 Tay số bốn (ih4*) ih4* = ia.ig4 = 2,16.0,48 = 1,06 Tính sai số phần trăm của các tỷ số truyền của từng tay số thực tế so với tính toán lý thuyết (ei%) quy định (ei% < 5%). Công thức tính ei% như sau: ei% =(( ihk - ihk*)/ihk ).100% trong đó: ihk tỷ số truyền của tay số tính theo lý thuyết ihk* tỷ số truyền của tay số tính theo thực tế ei% sai số phần trăm của các tỷ số truyền theo từng tay số k. Từ công thức trên có: e1% =(( ih1 - ih1*)/ih1 ).100% = ((8,5 - 8,49)/8,5).100% = 0,085% e2% =(( ih2 - ih2*)/ih2 ).100% = ((4,98 - 4,97)/4,98).100% = 0,05% e3% =(( ih3 - ih3*)/ih3 ).100% = ((2,92 - 2,916)/2,92).100% = 0,02% e4% =(( ih4 - ih4*)/ih4 ).100% = ((1,7 - 1,06)/1,7).100% = 1,03% Các giá trị của ek% đều nhỏ hơn 5% vậy các tỷ số truyền thực tế của hộp số dạt yêu cầu. Tính bánh răng trục số lùi,theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của bánh răng gài số lùi (ihl) igl = ihl/ ia = 10,2/2,16 = 4, 73 Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian(gọi là trục số lùi) để dẫn động bánh răng gài số lùi(lấy băng bánh răng gài số một có Z1 = Zl’ = 40 răng). Để bảo đảm sự ăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng chọn số răng số lùi là 15 răng. Vậy tỷ số truyền số lùi igl được phân làm hai: Một là: tỷ số truyền từ trục trung gian qua trục số lùi igl1 Hai là: tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số lùi igl2 Vậy igl = igl1.igl2 (4.7) Đã có igl = 4,73 theo tính ở trên Þ igl2= Zl’/Zl = 52/22 = 2,36 từ công thức 4.7 có được: igl1 = igl/igl2 = 4,73/2,36 = 2 Để tránh hiện tượng cắt chân răng và bảo đảm điều kiện ăn khớp chọn bánh răng dẫn động trục số lùi (Zb) có số răng là 17. Suy ra bánh răng bị động trên trục số lùi(Zb’) là: igl = Zb’/ Zb = 40/17 = 2,36 Þ Zb’ = igl. Zb = 2.17 = 34 chọn Zb’= 34 Vây có tỷ số truyền thực tê của tay số lùi: igl= ia.igl = ia.igl1.igl2 = 2,16.2,36.2 = 10,2 Xác định khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (Ltg) và trục thứ cấp (Ltc dùng bánh răng thẳng). Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô đuyn của bánh răng dựa vào công thức: DL =(mn.( Z + Z’ ))/2 (mm) ở đây: DL là khoảng cách trục (mm); mn: mô đuyn của bánh răng (mm) Z,Z’: số răng của bánh răng chủ động và bị động Þ DLtg =(mn.( Zb + Zb’ ))/2 = (4.( 17 +34))/2 = 102 (mm) Þ DLtc =(mn.( Zl + Zl’ ))/2 = (4.( 15 + 49))/2 = 148 (mm) 3.2.3. Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số: Được tính theo công thức sau: Mk = ihk.h.Memax (Nm) Ơí đây Mk là mô men tại vị trí đang xét. ihk tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang xét; h hiệu suất truyền lực Mô men truyền đến trục trung gian (Mtg) là: Mtg = itg.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr Trong đó h0 = 0,995 hiệu suất truyền lực của ổ bi hbr = 0,79 hiệu suất truyền lực của bánh răng h = 0,9952. 0,79 = 0,96 Þ Mtg = 0,96.2,16.617 = 1279,41 (Nm) Mô men truyền đến trục thứ cấp là: Tại bánh răng số một(Mtc1): Mtc1 = ih1.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc1 = 8,5.0,92.617 = 4924,94 (Nm) Tại bánh răng số hai(Mtc2): Mtc2 = ih2.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc2 = 4.97.0,92.617 = 2821,17 (Nm) Tại bánh răng số ba(Mtc3): Mtc3 = ih3.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc3 = 2,92.0,92.617 = 1657,51 (Nm) Tại bánh răng số tư (Mtc4): Mtc4= ih4.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc4 = 1,7.0,92.617 = 964,99 (Nm) Tại bánh răng số năm(Mtc5): Mtc5 = ih5.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr. = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc5 = 1.0,92.617 = 567,64 (Nm) Tại bánh răng số lùi(Mtcl): Mtcl = ihl.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr. h02. hbr = 0,9956. 0,973 = 0,886 Þ Mtc1 = 0,886.10,2.617 = 5575,95 (Nm) 3.2.4. Lực tác dụng lên các bánh răng: R P Q R Q P R4 Q4 P4 R4 P4 Q4 Hình 4.2. Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng của hộp số Ở đây: P: lực tiếp tuyến; R: lực hướng tâm; Q: lực chiều trục Các lực lần lượt được tính như sau (2): Lực tiếp tuyến P = 2.M/d = 2.M/(mn.z) (N) Lực hướng tâm R= P.tga/cosb (N) Lực dọc trục Q = P.tgb (N) Trong đó: M: mô men xoắn trên trục tại bánh răng; d: đường kính vòng lăn của bánh răng; b: góc nghiêng của răng đối với bánh răng trụ răng nghiêng( bánh răng trụ răng thẳng b = 0) Cặp bánh răng luôn ăn khớp: za và za’ P = 2.Mtg/(mn.z) = 2.1279,41.103/(4.51) = 12543,2 (N) Q = 12543,2.tg220 = 4565,35 (N) R = 12543,2.tg220/cos220 = 4858,35 (N) Cặp bánh răng số một: P1 = 2.Mtg1/(mn.z) = 2.4924,94/(4.59.103) = 40889,05 (N) Q1 = 40889,05.tg220 = 16194,19 (N) R1 =16194,19.tg220/cos220 = 17233,5 (N) Cặp bánh răng số hai: P2 = 2.Mtg2/(mn.z) = 2.2821,17/(4.52.103) = 27126,63(N) Q2 =27126,63.tg220 = 9873,2 (N) R2 =27126,63.tg220/cos220 = 10506,93(N) Cặp bánh răng số ba: P3 = 2.Mtg3/(mn.z) = 2.1657,51/(4.43.103) = 19273,37(N) Q3 = 19273,37 .tg220 = 7014,93(N) R3 =19273,37 .tg220/cos220 = 7465,14 (N) Cặp bánh răng số bốn: P4 = 2.Mtg4/(mn.z) = 2.964,99 /(4.23.103) = 20978,04(N) Q4 =20978,04.tg220 = 7635(N) R4 =20978,04.tg220/cos220 = 8125,4(N) Pl = 2.Mtgl/(m.z) = 2.5575,95 /(4.44.103) = 40363,06(N) Tính bền bánh răng theo sức bền uốn Đối với bánh răng nghiêng ta có công thức tính ứng suất uốn du (MN/m2) như sau [3]: du = 0,24.P/(b.mn.y)b (MN/m2) (4.7) Đối với bánh răng thẳng ta có công thức tính ứng suất uốn: du = 0,24.P/(b.m.y)b (MN/m2) (4.8) Ở đây P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m) chiều rộng bánh răng; y: hệ số biến dạng bánh răng, không điều chỉnh có thể chọn theo số liệu(tra theo ztd). Đối với bánh răng trụ răng thẳng lấy số răng z thực tế để chọn, còn đối với bánh răng trụ răng nghiêng chọn theo số răng tương đương (ztđ): ztđ = z/cos3b (4.9) ở đây: z: số răng thực tế của bánh răng; b = 220 góc nghiêng của răng; mn = 4.10-2 (m) mô đuyn bánh răng nghiêng; Dựa vào công thức 4.9 ta có: ztđ = za/cos3b = 15/cos3220 = 18,8» 19 (răng) Tra bảng số liệu hệ số dạng răng y với bánh răng không điều chỉnh trong tài liệu [3] có: y= 0,117 du = 0,24.P/(b.mn.y) = 0,24.12543,2.10-6/(33,6.4.10-3.0,117) = 191,44 (MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số một: ztđ1 = z1/cos3b = 15/cos3220 = 18,8 » 19 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,122 du1=0,36.P1/(b.m.y) = 0,36.40889,05.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,122) = 776,867(MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số hai: ztđ2 = z2/cos3b = 22/cos3220= 27,6 » 28 (răng) tra bảng tài liệu có : y = 0,132 du2 =0,24.P2/(b.mn.y) = 0,24.27126,63.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,132) = 366,97(MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số ba: ztđ3 = z3/cos3b = 31/cos3220 = 38,9 » 40 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,142 du3= 0,24.P3/(b.mn.y) = 0,24.19273,37.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,142) = 242,37 (MN/m2) Ứng suất của cặp bánh răng gài số bốn. ztđ4 = z4/cos3b = 51/cos3220 = 63,99 » 64 (răng) tra bảng tài liệu có: y = 0,148 du4 = 0,24.P4/(b.mn.y) = 0,24.20978.10-6/(33.10-3.4.10-3.0,148) = 253,11 (MN/m2) Ứng suất của cặp bánh răng gài số lùi. ztđl = zl/cos3b = 15/cos300 = 15 (răng); tra bảng tài liệu có: y = 0,144 dul = 0,36.Pl/(b.m.y) = 0,36.40 363.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,144) = 785,6(MN/m2) Ở ô tô tải ứng suất uốn của bánh răng trụ răng thẳng ở các số cao và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (400 ¸ 850 MN/m2). Ứng suất uốn của bánh răng trụ răng nghiêng và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (100 ¸ 250 MN/m2). Vậy ứng suất uốn của các bánh răng hộp số đều thỏa mãn yêu cầu. 3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp suất) tại tâm ăn khớp. Ứng suất tiếp xúc dtx [MN/m2] được tính theo công thức sau: dtx = 0,418. (4.10) Ở đây: P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m): chiều rộng bánh răng E = 2,1.105(MN/m2) mô đuyn đàn hồi; a = 220 góc ăn khớp; r1, r2 bán kinh cong của bề mặt răng tại điểm tiếp xúc của bánh răng chủ động và bị động (m) Đối với bánh răng trụ răng thẳng r1 = r1.sina ; r2 = r2.sina (4.11) Đối với bánh răng trụ răng nghiêng r1 = r1.sina/cos2b ; r2 = r2.sina /cos2b (4.12) Ở đây: r1,r2: bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động; b góc nghiêng đường răng của bánh răng trụ răng nghiêng. Đối với ô tô tải thường trung bình ô tô chỉ sử dụng một nữa mô men (Memax) của động cơ vì thế để đơn giản chúng ta sẽ lấy mô men tính toán ở đây bằng một nữa mô men Memax của động cơ truyền xuống để tính. Ứng suất tiếp xúc cho phép lên bề mặt răng ở chế độ tải trọng trên trục sơ cấp hộp số Mtt = 0,5. Memax được cho ở bảng sau: Bảng 41. : Bảng ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đối với bánh răng hộp số ô tô khi tính toán theo chế độ tải trọng ở trục sơ cấp Mtt = 0,5. Memax. Loại bánh răng Bánh răng Xêmentit hóa Xianuya hóa Số một và số lùi 1900 ¸ 2000 (MN/m2) 950 ¸ 1000 (MN/m2) Luôn luôn ăn khớp 1300 ¸ 1400 (MN/m2) 650 ¸ 700 (MN/m2) Các bánh răng của hộp số thiết kế là được Xêmentit hóa Đường kính vòng lăn bánh răng dẫn động trục trung gian (da1) da1 = 2.Aw/(ia + 1) = 2.160/(2,16 + 1) = 101,26(mm) da2 = ia. da1 =101,26.2.16 = 218,72 (mm) Từ công thức 4.12 ta có: r1 = (101,26/2).sin220/cos2220 =50,63.0,39 = 19,75(mm) = 0,02 (m) r2= (218,72 /2).sin220/cos2220 = 109,36.0,39 = 42,65(mm) = 0,04 (m) dtx = 0,418. = 861,01 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số một: d11 = 2.160/(i1 + 1) = 2.160/(3,94 + 1) = 64,78(mm) = 0,065 (m) d12 = 3,94.0,065 = 0,2561 (m) r11 = (0,065/2).sin220/cos2220 = 0,033.0,39 = 0,013 (m) r12 = (0,2561/2).sin220/cos2220 = 0,1281.0,39 = 0,0423 (m) dtx1 = 0,418. = 1500 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số hai: d21 = 2.160/(i2 + 1) = 2.160/(2,3 + 1) = 96.97 (mm) = 0,97 (m) d12 = 2.3.0,97 = 0,223 (m) r21 = (0,97/2).sin220/cos2220 = 0,049.0,39 = 0,0191 (m) r22 = (0,223/2).sin220/cos2220 = 0,112.0,39 = 0,043 (m) dtx2 = 0,418. = 909,09 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số ba: d31 = 2.160/(i3 + 1) = 2.160/(1,35 + 1) = 136,17 (mm) = 0,14 (m) d32 = 1,35.0,14 = 0,189 (m) r31 = (0,14/2).sin22/cos222 = 0,07.0,39 = 0,0273 (m) r32 = (0,189/2).sin22/cos222 = 0,095.0,39 = 0,037 (m) dtx3 = 0,418. = 721,6 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số bốn: d41 = 2.160/(i4 + 1) = 2.160/(0,49 + 1) = 214,765(mm) = 0,214 (m) d42 = 0,214.0,49 = 0,10 (m) r21 = (0,214/2).sin220/cos2220 = 0.107.0,39 = 0,042 (m) r22 = (0,1/2).sin220/cos2220 = 0,05.0,39 = 0,0195 (m) dtx2 = 0,418. = 816,4 (MN/m2) 3.2.6. Tính sức bền của trục Trục của hộp số tính toán theo ứng suất uốn và xoắn. Khi tính bền thường tính riêng cho cho từng số .Ứng suất uốn tính theo công thức(3): su = Mu/(0,1.d3) (MN/m2) Ứng suất uốn xoắn tính theo công thức(3): tx = Mx/(0,2.d3) (MN/m2) ở đây: Mu; Mx: mô men uốn và xoắn tương ứng,(MN.m) d: đường kính của trục tại tiết diện đang tính(m) Đối vơi tay số bốn ta xây dựng đường biểu đồ mô men uốn và xoắn tại tiết diện nguy hiển (c - c ): Tính phản lực ở các gối đỡ: SmAy = R4.a - l.By = 0 Þ By = R4.a/ l trong đó: a: khoảng cách từ bánh răng tính đến ổ đỡ; l:chiều dài giữa hai gối đỡ Þ By =8125,4.125/400 = 1390,98 (N) Þ Ay = R4 - By = 4868,44 - 1390,98 = 3477,46(N) SmAx = P4.a - l.Bx = 0 Þ Bx = P4.a/ l Þ Bx = 12569,26.125/400 = 3591,2(N) Þ Ax= P4 - Bx = 12569,26 - 3591,2 = 8978,06(N) Tính mô men uốn tổng cộng Mu = Mux = Ax.a = 8978,06.125 = 897806[N.mm] = 897,806(N.m) Muy = Q4.d/2 - Ay.a = 45574,84.24,5 - 3477,46.100 = = - 235662,42[N.mm] = -235,66 (N.m) Þ Mu = = 928219(N.mm) = 928,219 (N.m) Ứng suất uốn: tx = Mx/(0,2.d3) (MN/m2) tx = 579,04/(0,2.(0,054)3) =18386424,83(N) = 18,386 (MN/m2) Mth = = = 1062,5 [N.m] =1062,5.10-6 (MN.m) sth = Mth/(0,1.d3) = 1062,5.10-6/(0,1.0,0543) = 67,476 (MN/m2) Ứng suất tổng hợp cho phép [sth] = 50 ¸ 70 (MN/m2) sth = 67,476(MN/m2) < [sth]. Vậy chọn d4 = 54 (mm) 597040[N.mm] Mux 897806[N.mm] 235662,42[N.mm] Ax R4 c c Muy A Mx Ay P4 B By Bx 275 125 - Hình 4.3 Biểu đồ mô men tay số bốn trục thứ cấp 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CỤM CỦA HỘP SỐ 4.1. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC VÀ KIỂM TRA ĐỘ CỨNG VỮNG 4.1.1. Chọn sơ bộ kích thước trục: Khi tính trục số ô tô có thể dùng những công thức kinh nghiệm sau sơ bộ kính thước của trục [3]: Đối với trục sơ cấp: d1 = 5,3. Ở đây: d1: đường kính của trục sơ cấp (mm); Memax = 421,4 (Nm) mô men quay cực đại của động cơ theo đề cho d1 = 5,3. = 45,3 » 45 (mm) Đối với trục trung gian: d2 = 72 đã được tính ở phần trước d2/l2 = 0,16 ¸ 0,18 d2/l2 = 0,16 l2 = d2/0,16 = 72/0,16 = 449,8 (mm) Đối với trục thứ cấp: D3 = 72 đã được tính ở phần trước D3/l3= 0,18 ¸ 0,21 d3/l3 = 0,18 l3 = d3/0,18 = 72/0,18 = 400 (mm) 4.1.2. Tính trục theo cứng vững 125 45 90 80 25 35 125 45 90o00 80 25 Trục càng cứng vững sẽ làm tăng độ bền của bánh răng và giảm tiếng ồn khi làm việc, vì lúc đó các bánh răng không bị vênh. Độ cứng vững của trục được đặt trưng bởi độ võng góc xoay của trục, tại điểm ấy hai mặt phẳng vuông góc với nhau. Thường đối với ô tô người ta chỉ kiểm tra trục trung gian và trục thứ cấp. Từ các kính thước đã tính ở phần trước: Có chiều rộng vành răng b = 32,6(mm); Chiều rộng ổ bi B = 28(mm); Chiều rộng của ống gài đồng tốc: 80(mm). Tổng hợp các kích thước trên ta có thể chọn khoảng cách trên các trục như sau: Hình 5.1. Sơ đồ bố trí hộp số thiết kếTrục thứú cấp: Tay số4 P4 = 12543,2 (N); Q4 = 4565,35N); R4 = 4858,35(N); M4 = 964,99(Nm) R4 Q4 P4 125 275 Hình 5.2. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 4. Ở đây để độ võng và góc xoay tại mỗi điểm của dầm do lực tập trung (R4) và mô men tập trung(M4) gây ra. Do đó tính độ võng góc xoay của từng lực tác dụng riêng rẻ, sau đó lấy tổng đơn vị theo số nguyên cộng tác dụng. Mômen quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J4 = p.D44/64 Ở đây: D4:đường kính ngoài của trục D4 = = = 48,6 » 49(mm) tx = 15 ¸ 50Mpa chọn tx = 26 J4 = 3,14.494/64 = 282835,55 Độ võng do lực R4 gây ra(yR4): yR4 = = = 0, 0486 (mm) Độ võng do mô men M4 gây ra: yM4 = .(-3.a+2.a2/l + l) = = .(-3.125 +2.152/400 + 400) = 0,03(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 4(y4) là: y4 = yR4 + yM4 = 0,0487 + 0,036 = 0,085 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P4 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = 0,0002 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số bốn trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. Tay số 3 P3 = 19273,37 (N); Q3 =7014,93(N); R3 = 7465,14(N); M3 = 1657,51 (Nm) P3 Q3 195 205 R3 Hình 5.3. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 3. Mô men quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J3= p.D34/64 Ởí đây: D3:đường kính ngoài của trục D3 = = = 60 (mm) tx = 15 ¸ 50Mpa chọn tx = 26 J3 = 3,14.604/64 = 635850 Độ võng do lực R3 gây ra(yR3): yR3= = = 0, 0435 (mm) Độ võng do mô men M3 gây ra: yM3 = .(-3.a+2.a2/l + l) = .(-3.195 + 2.1952/400 + 400) = 0,0248(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 3(y3) là: y3 = yR3 + yM3 = 0,0248 + 0,0435 = 0,0683 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P3 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = 0,000036 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số ba trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. Tay số 2 P2 = 27126,63 (N); Q2 = 9873,2(N); R2 = 10505,93(N); M2 = 2821,17(Nm) R2 Q2 P2 275 125 Hình 5.4. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 2. Mô men quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J2= p.D24/64 Ởí đây: D2:đường kính ngoài của trục D2 = = = 62 (mm) tx =( 15 ¸ 50)MPa chọn tx = 42.MPa J2 = 3,14.624/64 = 724963,98 Độ võng do lực R2 gây ra(yR2): yR2= = = 0, 0348 (mm) Độ võng do mô men M2 gây ra: yM2= .(-3.a+2.a2/l + l) = = .(-3.275 + 2.2752/400 + 400) = - 0,0458(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 2(y2) là: y2 = yR2 + yM2 = 0,0348 + 0,0458 = 0,0806 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P3 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = - 0,00054 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số ba trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. Tay số 1 P1 = 40889,05(N);Q1 =16194,19(N);R3 = 17233,5(N);M3 = 4924,92(Nm); R1 Q1 P1 320 30 Hình 5.5. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 1. Mô men quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J1 = p.D14/64 Ởí đây: D1:đường kính ngoài của trục J1 = 3,14.634/64 = 772879,65 Độ võng do lực R1 gây ra(yR1): yR1 = = = 0, 007 (mm) Độ võng do mô men M1 gây ra: yM1= .(-3.a+2.a2/l + l) = = .(-3.345 + 2.3452/400 + 400) = 0,0547(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 3(y3) là: Y2 = yR2 + yM2 = 0,007 + 0,0547 = 0,0617 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P1 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = - 0,00055 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số hai trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. 4.2. TÍNH TOÁN ĐỒNG TỐC 4.2.1. Nhiệm vụ tính toán: Hiệu quả của đồng tốc được đánh giá bằng thời gian cần thiết để đồng tốc làm đồng đều được tốc độ các phần cần nối, gọi tắt là thời gian đồng tốc tc, khi người lái tác dụng lên đòn điều khiển một lực cho phép và áp suất trên các bề mặt ma sát nằm trong giới hạn qui định. Ngoài ra, đồng tốc cầìn phải đảm bảo được yêu cầu: Không cho phép gài số khi các phần cần nối chưa đồng tốc Không bị kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm trong quá trình làm việc. Vì vậy, khi tính toán đồng tốc có các nhiệm vụ chính sau: - Xác định các kích thước cơ bản, để đồng tốc đảm bảo được hiệu quả yêu cầu, thể hiện qua chỉ tiêu. Thời gian đồng tốc tc và tuổi thọ cần thiết. Đánh giá qua giá trị áp suất Công trượt riêng trên bề mặt. - Xác định các thông số kết cấu phải lưu ý điều kiện: đảm bảo không kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm, trong bất cứ điều kiện sử dụng nào. 4.2.2. Sơ đồ tính đồng tốc 1 4 K Q rk b Jb 1 2 3 4 a rc Hình 5.6 Sơ đồ tính toán đồng tốc 1: mặt côn; 2: vành răng đồng tốc; 3: vành răng bánh răng; 4: chốt khóa. Trong sơ đồ này hệ thống đồng tốc về nguyên tắc được chia làm hai phần: - Phần thứ nhất: bao gồm khối lượng quay, tính từ trục thứ cấp đến các bánh xe chủ động và khối lượng chuyển động tịnh tiến đến ô tô. Mô men quán tính của các khối lượng này, được quy dẫn về trục thứ cấp và ký hiệu là Ja. - Phần thứ hai: bao gồm các chi tiết có liên hệ động học với trục sơ cấp hộp số( tính từ đĩa bị động ly hợp đến bánh răng cần gài) như: đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng trên nó, các bánh răng trục thứ cấp, số lùi ăn khớp thường xuyên với các bánh răng trục trung gian. Mô men quán tính của các khối lượng này được quy dẫn về trục sơ cấp hộp số và ký hiệu là Jb. - Các ký hiệu lực và kích thước trên sơ đồ, sẽ được giải thích cụ thể trong các phần có liên quan. 4.2.3. Trình tự tính toán đồng tốc Xác định cacï kích thước cơ bản của đồng tốc, cần phải thiết lập mói quan hệ giữa các thông số kích thước và các chỉ tiêu làm việc của đồng tốc. Muốn vậy, ta tiến hành như sau: - Viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính Jb khi chuyển số, với giả các thiết: + Bỏ qua ảnh hưởng lực cản của dầu bôi trơn đến sự gỉam tốc độ góc của bánh răng, vì trong điều kiện nhiệt độ bình thường, ảnh hưởng này không đáng kể. + Tốc độ của ô tô trong thời gian chuyển số không thay đổi. Các nghiên cứu cho thấy, giả thiết này hợp lý khi sức cản tổng cộng của đường y 0,15 và thời gian đồng tốc tc 1,0(s) ta được: Jb.idt2.dw/dt = Mms (5.1) Tích phân phương trình 5.1 nhận được: Jb.idt2. |wb - wa| = Mms.tc (5.2) Ơí đây: Mms: mô men ma sát của đồng tốc(Nm) xác định theo công thức: Mms = m.Q.rms/sina (5.3) Trong đó: m: hệ số ma sát; a nữa góc côn của bề mặt ma sát; rms: bán kính trung bình của bề mặt ma sát; Q: lực chiều trục tác dụng lên bề mặt ma sát. Lực này do người lái tác dụng lên đòn điều khiển tạo ra, do vậy: Q = Pđk.iđk.hđk (N) (5.4) Trong đó: Pđk: lực tác dụng lên đòn điều khiển(N); iđk;hđk: tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn dộng tương ứng; iđt: tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là idt = ihk; wa, wb:tốc độ của trục cần nối( trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài đặt trên nó(rad/s). Rõ ràng: wa = we/ihk (5.5) wb = we/ihk ± 1 ở đây: ihk, ihk ± 1: tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc(cần nhả) của hộp số we tốc độ góc trục khuỷu động cơ(rad/s) khi chuyển số. we = (0,75 ¸ 0,85).wN từ số thấp lên số cao hơn. we = (0,9 ¸ 1,0) wN từ số cao xuống số thấp. Trong đó wN tốc độ góc của trục khuỷu ứng với công xuất max của động cơ. wN = p.nN/30 (rad/s) nN = 2200 (vg/ph) theo đề bài cho wN = 3,14.2200/30 = 230(rad/s) we = 0,85. wN = 230.0,85 = 195,55 (rad/s) Jb: mô men quán tính qui dẫn, được xác định như sau: Jb = Jlh + Jsc + Jtgiak-2 + Jhi.ihi-2 + Jsl.isl-2 (5.6) Trong đó: Jlh, Jsc, Jtg: mô men quán tính đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và bánh răng lắp trên nó; Jhi, Jsl: mô men quán tính bánh răng của tay số thứ i, đặt trên thứ cấp, bánh răng hay khối bánh răng số lùi luôn luôn ăn khớp với trục trung gian; iak, ihi, isl: tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trục trung gian(luôn luôn ăn khớp), tay số thứ i của hộp số, từ trục so cấp đến bánh răng hay khối bánh răng số lùi;Thay(5.3)và(5.4) vào(5.2), sau khi biến đổi, xác định được: rms = we. Jb. idt2.sina .| 1/ ihk ± 1 - 1/ ihk |/(m.tc.Pđk.iđk.hđk) Để xác định sơ bộ các kích thước chính của đồng tốc. Khi tính toán có thể thừa nhận: Đối với cặp ma sát thép - đồng thau: m = 0,06 ¸ 0,1; chọn: m = 0,08; a = 60 ¸ 120; chọn: a = 70 Để đảm bảo điều kiện tránh kẹt dính các bề mặt ma sát, góc a không được nhỏ hơn góc ma sát, tức là: amin > arctg(m) Pđk: lấy theo qui định: Pđk = 100(N); iđk = 1,5 ¸ 2,2; hđk = 0,85 ¸ 0,95 chọn iđk = 1,8; hđk = 0,9 Thời gian đồng tốc tc: tc = 0,3 ¸ 0,8 (cho các tay số cao) tc = 1,0 ¸ 1,5 (cho các tay số thấp) Mô men quán tính của đĩa bị động ly hợp: Jlh = Jlh1 + Jlh2 Jlh1: mô men quán tính phần xương của ly hợp Jlh2: mô men quán tính phần may-ơ ly hợp Đường kính ngoài của đĩa bị động ly hợp(D2) được giới hạn bởi đường kính bánh đà động cơ, thường chọn sơ bộ theo công thức kinh nghiệm[4]: D2 = 3,16. (cm) Ơí đây Memax = 617 (Nm) mô men xoắn cực đại của động cơ. c: hệ số kinh nghiệm c = 3,6 Þ D2 = 3,16. = 41,36(cm) = 413,6(mm) Xác định bán kính cong trong R1: bán kính trong R1 vàbán kính ngoài R2 không được khác nhau quá lớn, vì sự chênh lệch bán kính dẫn đến chênh lệch tốc độ trượt tiếp tiếp và gây ra hiện tượng mòn không đều vòng ma sát kể từ trong ra ngoài do đó: R1 = (0,53 ¸ 0,75). R2 Þ R1 = 0,53.413,6/2 =109,6 (mm) Þ D1 = 2.R1 = 2.109,6 = 219,2(mm) Mô men quán tính Jlh1 được tính như sau[5]: Jlh1 = (Kg.mm2) Ơí đây: b = 1,8(mm) bề dày của ly hợp r = 7,8.10-6(Kg/mm3) khối lượng riêng của thép; g = 10(m/s2) gia tốc trọng trường Jlh1 = = 3713,46(Kg.mm2) Mô men quán tính Jlh1 được tính như sau: Jlh2 = Ơí đây: b’ = 1,4.dsc = 1,4.45 = 63 (mm); dsc: đường kính trục sơ cấp Jlh2 = = 3923,218(Kg.mm2) Þ Jlh = Jlh1 + Jlh2 = 3713,46 +11112,3 = 13724,76(Kg.mm2) Trong đó: d:đường kính trục; l:chiều dài trục sơ cấp l = 50(mm) Jsc = = 15,7(Kg.mm2) Jtg = Jtg1 + Jtg2 Jtg1: mô men quán tính của trục trung gian Jtg2: mô men quán tính của bánh răng trên trục trung gian. Mô men quán tính trục trung gian tính như sau: Jtg1 = Ơí đây: dtg = 72(mm) đường kính trục trung gian; l2 = 450(mm) chiều dài trục trung gian Jtg1 = = 925(Kg.mm2) Jtg2 = .[(da4 - dtg4) + (d14 - d’14) + (d24 - d’24).b’/b + (d34 - d’34).b’/b + (d44 - d’44)] b’ = 34(mm) bề dày tại bánh răng 2, 3; da, d1, d2, d3, d4 : đường kính vòng lăn bánh răng za, z1, z2, z3, z4; dtg, d’1, d’2, d’3, d’4 : đường kính trục ứng với tại vị trí các bánh răng tướng. Jtg2 = .[(2204 - 724) + (2104 - 724) + (1704 - 724).32/33,6 + (1044 - 724).32/33,6 + (964 - 724)] = 9422,7(Kg,mm2) Þ Jtg = Jtg1 + Jtg2 = 925 + 9422,7 = 10347,7(Kg.mm2) Jh2 = .[(d24 - d’24) = .[(1004 - 724) = 180,55(Kg.mm2) Jsl = .[(dl14 - d’l14) +( dl24 - d’l24) Trong đó: dl1 = 160.2/(2 + 1) = 106,67(mm); dl2 = 160.2/(2,36 + 1) = 95,23(mm) Jsl = .[(106,674 - 724) + ( 95,234 - 724) = 408,72(Kg.mm2) Þ Jb = 13724 + 15,7 + 10347,7/2,922 + 180,55/4,972 + 408,72/10,22 = = 17944,78(Kg.mm2) = .(1/2,92 - 1/4,97) = 0,05589(m) = 55,89 (mm) Vậy chọn rms ở tay số hai rms = 55,89 (mm) Tương tự ơ tay số 4 =(1/1 - 1/1,7) = Khi biết rms có thể xác định được chiều rộng cần thiết của bề mặt ma sát( tính theo mặt côn sinh ra), để bảo đảm cho áp xuất không vượt quá giá trị cho phép. bms = (Q/sina)/(2.p.rms.[p]); hay: bms = (Pđk.iđk.hđk)/(2.p.rms.[p]sina); Ở đây: rđk = 1,8; hđk = 0,9; [p] = 1 (N/mm2):áp suất cho phép trên bề mặt ma sát bms = (100.1,8.0,9)/(2.3,14.55,89.1.sin70) = 162/42,77 = 3,79(mm) Để đảm bảo đơn giản cho chế tạo và sửa chữa, đôi khi tất cả các đồng tốc trong hộp số, được thiết kế với kính thước như nhau.Trong trường hợp đó, để các đồng tốc ở số cao làm việc không quá non tải,cho phép tăng một chút mức tải đối với các đồng tốc ở nhữnh tay số thấp. Chọn rms ở tay số hai: rms = 55,9(mm) Bề rộng cần thiết bề mặt má sát: bms = 11(mm). Sau khi tính toán và hiệu chỉnh lại các kích thước, cần tiến hành tính toán kiểm tra, xác định chính xác chỉ tiêu của đồng tốc, có tính đến điều kiện làm việc thực tế và sự giảm tốc độ của ô tô trong thời gian chuyển số, như: Thời gian đồng tốc tc và công trượt riêng trong một lần gài. 4.2.4. Tính toán kiểm tra: Thời gian đồng tốc tc: Thời gian đồng tốc tc(s) được xác định chính xác theo công thức: tc = Jb.iđk2.we .|1/ihk ± 1 - 1/ ihk|/(Mms ± Jb. iđk2.ec) (5.7) Ở đây: - ec: gia tốc góc của trục mà trên đó đặt đồng tốc(rad/s2), được xác định theo công thức: ec = g.y.ibx/(d.rbx.hbx) (5.8) Trong đó: g: gia tốc trọng trường m/s2; y: hệ số cản tổng cộng của đường, y = 0,02 đối với tay số cao nhất và y = 0,05 đối với các tay số còn lại; ibx,hbx: tỷ số truyền và hiệu suất dẫn động, từ phần đồng tốc nối với khối lượng của ô tô(trục thứ cấp) đến bánh xe chủ động; d: hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay trong hệ thống truyền lực, có thể xác định theo công thức: d = 1 + (d1 + d2.ihk2), với d1 » d2 = 0,03 ¸ 0,05; chọn d1 » d2 =0,04 Þ d = 1 + (0,04 + 0,04.4,972) = 2,028 thay vào công thức 5.8 ta có: ec = 10.0,05.1/(2,028.0,5.0,51) = 0,967 Mô men ma sát của đồng tốc (Nm) tính theo công thức: Mms = m.Q.rms/sina = m.pđk.hđk.rms/sina = 0,08.100.1,8.0,9.0,0559/ sin70= 5,158(Nm) thay vào công thức 5.7 ta có: tc = .(1/2,92 - 1/4,97) = 0,981(s) Công trượt(Wms) Wms: công trượt trên bề mặt ma sát của đồng tốc (J) được xác định theo công thức: Wms = 0,5.Mms.tc.(|we/ihk±1 - we/ihk| ± ec. tc) = = 0,5.5,158.1,24.(|195,55/2,92 - 195,55/4,97| + 0, 967. 1,24) = 3,2.(66,97 - 39,35 + 1.19) = 92,192(J) Công trượt riêng (wms) Công trượt riêng là công trượt tính cho một đơn vị bề mặt ma sát do vậy: wms = Wms/(2.p.rms.bms) (J/cm2) ở đây: rms,bms bán kính trung bình và chiều rộng bề mặt ma sát, tính bằng cm. wms = 92,192/(2.3,14.5,59.1,1) = 2,39 (J/cm2) 4.2.5. Xác định góc vát bề mặt hãm (b) của bộ phận khóa: Để đảm bảo yêu cầu không cho gài số khi chưa đồng tốc, góc vát b của bề mặt hãm, phải thỏa mãn điều kiện: K > S (5.9) Ở đây: K: lực do mô men ma sát tạo ra, có tác dụng ép chặt các bề mặt khóa, chống lại sự gài số, S: lưc xuất hiện trên mặt vát, khi người lái tác dụng lên đồng tốc lực chiều trục Q, có tác dụng tách các bề mặt hãm để thực hiện gài số. Theo điều kiện cân bằng lực ta có: K = Mms/Rk = Q.m.rms/(rk.sina) S = Q.tgb Thế các công thức trên vào biểu thức 5.9 nhận được: tgb < ( m.rms/ rk.sina) + mk ở đây: rk bán kính trung bình của bề mặt hãm, được xác định theo điều kiện kết cấu: rk = 0,057 (m); mk = m = 0,08: hệ số ma sát Þ tgb < = 0,643 Þ b = arctg(0,643) = 3208’ TÀI LIỆU THAM KHẢO 1.Sổ tay ô tô Viện nguyên cứu khoa học vận tải ô tô nhà nước Liên Xô Nhà xuất bản công nhân kỹ thuật Hà Nội năm1984 2. Giáo trình bài gĩang Kết cấu, tính toán và thiết kế ô tô TS. Nguyễn Hoàng Việt 3. Thiết kế và tính toán ô tô (tập I) Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình Kiên Nhà xuất bản đại học và trung học chuyên nghiệp Hà Nội Năm 1987 4. Kết cấu và tính toán ô tô Trường giao thông đường sắt và đường bộ Nhà xuất bản giao thông vận tải Hà Nội 1984 Kết cấu và tính toán động cơ đốt trong (tập I) Nguyễn Đức Phúï - Trần Văn Tế - Nguyễn Tất Tiến - Phạm Văn Thể Nhà xuất bản giáo dục Năm 1996 6. Lý thuyết ô tô máy kéo