tính toán và kiểm nghiệm ly hợp trục các đăng và hộp số

Mơn: Tính Tốn Thiết Kế tơ GVHD: Trần Anh Sơn BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH ™&™ Khoa: Động lực Mơn: TÍNH TỐN KẾT CẤU ĐỘNG CƠ Tiểu luận: TÍNH TỐN VÀ KIỂM NGHIỆM LY HỢP-TRỤC CÁC ĐĂNG VÀ HỘP SỐ GVHD:Trần Anh Sơn Trang Mơn: Tính Tốn Thiết Kế tô GVHD: Trần Anh Sơn BÀI TẬP TIỂU LUẬN Chọn thơng số xe I: Bộ ly hợp - Tính tốn thiết kế, kiểm nghiệm bền đĩa ma sát - Tính tốn thiết kế cấu điều khiển ly hợp thủy lực II: Hộp số - Chọ sơ đồ động học - Tính tốn chọn tỉ số truyền hộp số loại cấp có số OD - Tính tốn kiểm nghiệm bền bánh trục hộp số III: Cácđăng - Tính tốn thiết kế kiểm nghiệm bền trục đăng - CÁC THÔNG SỐ CẦN THIẾT Trang Mơn: Tính Tốn Thiết Kế tô Các thông số cần thiết (Tài liệu captiva việt nam) Loại xe Đặc điểm xe GVHD: Trần Anh Sơn Kí hiệu Captiva FR Loại động Mơ mem xoắn cực đại Giá trị Đơn vị Xe du lich chỗ 4x2 Xăng Memax 220 Nm Số vòng quay ứng với momen cực đại nm 2200 v/ph Trọng lượng toàn xe G 16513 N Nemax 136 HP nN 5000 v/ph Vmax 184 Km/h Chiều rộng sở B 1560 mm Chiều dài sở L 2705 mm Chiều cao tồn thể H 1720 mm Cơng suất cực đại Số vòng quay ứng với cơng suất cực đại Tốc độ cực đại Trang I TÍNH TỐN HỘP SỐ Xác định tỉ số truyền số thấp – tỉ số truyền số cao 1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp ih1 xác định theo điều kiện sau: ≥ Trong đó: - G trọng lượng toàn xe: 16513 ( N ) - Hệ số cản lớn đường: ψmax = f Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn 20%, số cản lăn lớn (đường đất cát) f = 0.2 [1] ψmax = 0,2xCos11º11’ + Sin11º18’ = 0,39 - Bán kính làm việc bánh xe chủ động: ( 215/70R16 ) rbx = (215x0,7) + (8x25,4) = 353,7 (mm) - Momen xoắn cực đại động cơ: Memax = 220 (N/m) - ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực Do xe thiết kế xe du lịch chỗ vi sai cấp nên chọn ηtl = 0,93 - Tỉ số truyền lực i0 iₒ = Trong đó: - nemax = nN, với: nN = 5000v/ph, λ = 1,1 ( động xăng khơng có CHK) => nemax = 5500v/ph - ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn = 0,85 - Chọn vmax = 184km/h ≈ 51 = > io= = 4,69 => ≥ = = 2,37 để tính tốn Kiểm tra theo điều kiện kéo điều kiện bám: - Hệ số bám: φ = (0,7 : 0,8) [2] chọn φ =0,75 P� ≤ Pk ≤ Pφ hay G �max ≤ ≤ Gφ ≤ ≤ 2,37 ≤ ih1 ≤ =4,56 Do xe du lịch chỗ nên chọn ih1= 3,57 1.2 Xác định tỉ số truyền số lại Vì hộp số dọc cấp có OD với số IV số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tính công bội q: q= = = 1,43 Ta tinh ty số truyền tay số lại sau: Số 2: = = 2,49 Số 3: = = 1,74 Số : = Số OD: = = 0,85 Số lùi: theo [3] iR = (0,8-1,3)ih1 = 0,8 = 2,85 > Xác định kích thước hộp số : 2.1 Bánh hợp số : a) Chọn khoảng cách trục Khoảng cách trục chọn theo công thức kinh nghiệm sau: A = C (mm) Ở đây: Memax momen xoắn cực đại động (Nm) C hệ số kinh nghiệm: - Đối với xe dùng động xăng: C= 13 :16 ta chọn C=14,5 Thay số ta được: A = C = 14,5 = 87,53 Theo [4] chọn A = 90 mm b) chọn môđuyn pháp tuyến bánh mn = (0,032 ÷ 0,040).A (mm) ™ mn = 2,88 ÷ 3,6 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3mm c) xác định số bánh Z ‘1 Z’ R Z’OD Za TSC Sơ đồ tính tốn số bánh hộp số trục A khoảng cách trục Za, Z´a số cặp ăn khớp Z1, Z2,….số bánh trục trung gian Z´1, Z´2,… số bánh trục thứ cấp Khoảng cách A tính sau: A= Z1 ZOD Bởi vậy: ia = Trong đó: ia tỷ số truyền cặp bánh ăn khớp mn: mô đun pháp tuyến cặp bánh ln ăn khớp βa: góc nghiêng cặp bánh ăn khớp - ™ ™ Với bánh nghiêng xe du lịch [5] β=22 : 34 chọn β = 28 Ta có ih1 = 3,57 theo cơng thức kinh nghiệm xe du lịch ta chọn Za = (17 :15) lấy Za = 16 = - = - = 2,31 = ia.za = 2,31.16 = 36,96 ( ) chọn = 37 Tỉ số truyền cặp bánh gài là: ™ Ta có: igi = suy ra: ig1 = 1,545 : ig2 = 1,078; ig3 = 0,753 ; igOD = 0,368; ™ igR = igR1.igR2 = 1,865 số bánh trục trung gian trục thứ cấp xác định: = ; = i Trong đó: zi số bánh thứ i trục trug gian số bánh thứ i trục thứ cấp βi góc nghiêng cặp bánh thứ i mi mô đun pháp tuyến cặp bánh thứ i = = = 20,8 chọn = 21 (răng) = = 21.1,545 = 32,44 chọn = 32 (răng) Tương tự: = 26 (răng), => = 28 (răng) = 30 (răng), => = 23 (răng) =39 (răng),=> = 13 (răng) Số R: ; igR = igR1.igR2 = 1,865 chọn ZR = 18 (răng), Z”R = 36 (răng) = = = => = = = = 0,93 : z'R = 0,93.36 =33,48 chọn z'R= 34 (răng) Xác định lại tỉ số truyền cặp bánh gài số: Số : ig1 = = = 1,5238 Số : ig2 = = = 1,0769 Số : ig3 = = = 0,7666 Số lùi: igR = = = 1,8889 Số OD : igOD = = = 0,3333 Xác định lại tỉ số truyền hộp số: ihi = ia.igi ih1 = 2,31.1,5238 = 3,52 Tương tự: ih2 = 2,48; ih3 = 1,77; iR = 4,36; ihOD = 0,77 Tính xác khoảng cách trục A - Cặp bánh ăn khớp: Aa = = = 90mm - Cặp gài số 1: A1 = = = 90mm - Cặp gài số 2: A2 = = = 91,7mm - Cặp gài số 3: A3 = = = 90mm - Cặp gài số OD: AOD = = = 88mm Chọn A= Aa= A1= A3=AOD = 90(mm) Trục hộp số Chọn sơ kích thước trục: Ta chọn kích thước sơ theo công thức kinh nghiệm sau: Đối với trục sơ cấp: = 5,3 d1 đường kính trục sơ cấp (mm), Memax momen cực đại động (Nm) Thay số ta được: = 5,3.= 32 (mm)= 3,2 (cm) Đối với trục trung gian: ≈ 0,45.A = 0,16 ÷ 0,18 Với d2, l2 đường kính chiều dài trục trung gian (mm) A khoảng cách trục hộp số (mm) Thay số ta được: d2 = 0,45 90 = 40,5 (mm) = 4,05 (cm) l2 = d2/0,18 = 225 (mm) = 22,5 (cm) Đối với trục thứ cấp : d3 ≈0,45.A =0,18 : 0,21 Với d3, l3 đường kính chiều dài trục thứ cấp A khoảng cách trục số Thay số ta : d3 = 0,45 90 = 40,5(mm) =4,05 (cm) l3 = d3/0,21 = 192,86 (mm) = 19,286 (cm) II TÍNH TỐN LY HỢP Xác định thông số Ly hợp 1.1 Momen ma sát yêu cầu ly hợp: Ly hợp phải có khả truyền hết momen xoắn lớn động Memax: Mms = M β Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát khô sử dụng đĩa ma sát: emax Mms : Momen ma sát yêu cầu ly hợp (N.m) Memax : Momen xoắn lớn động cơ.(N.m) β :Hệ số dự trữ ly hợp Vì xe du lịch nên β = 1,3÷1,75 nên ta chọn β = 1,3 Thế số ta momen ma sát : Trục khuỷu động Đĩa ép Vỏ ly hợp Bạc đạn chà trục sơ cấp hợp số mở Lò xo đĩa Đĩa ma sát Bánh đà Mms = 220.1,3 = 286 Nm 1.2 Xác định kích thước đĩa ma sát: Khi thiết kế chọn sơ đường kích ngồi đĩa ma sát theo công thức kinh nghiệm sau: D2 = 2R2 = 3,16 Trong đó: D2 đường kính ngồi ma sát (cm) Memax Mômen xoắn cực đại (Nm) C hệ số kinh nghiệm Đối với xe du lịch chọn C = 4,7 Hình 1.2 Kích thước vành đĩa ma sát Thay số ta được: D2 = 2R2 = 3,16 = 21,62 (cm)  R2 = = = 10,81 (cm) Bán kính đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số ta được: R1 = 0,65.10,81 = 7,02 (cm) Bán kính ma sát trung bình xác định theo công thức: Rtb = = = 9,0492 (cm)= 0,090492 (m) 1.3 Xác định lực ép lên đĩa ma sát: Ta viết lại phương trình M ms = Memax.β = µ.P.R tb.p Trong đó: - µ hệ số ma sát ly hợp, Theo [6] ta có µ = 0,25 ữ 0,35 Chn = 0,3 - p số đôi bề mặt ma sát Đối với xe đĩa ly hợp p = - P lực ép lên đĩa ma sát - Rtb bán kính ma sát trung bình => P = = = 5267,5 (N) = 5,2675 (KN) 1.4 Chiều dày đĩa ma sát Theo [11], chiều dày đĩa ma sát là: δms xác định khoảng 4÷5(mm) Vậy ta chọn: δms = (mm) 1.5 Tính áp lực tạo mặt ma sát Áp lực tạo vành khăn ma sát tính theo cơng thức sau: q = = = = 248,24 ( (< 250 (KN/m ) thỏa yêu cầu điều kiện bền Trong đó: P lực ép cấu (KN) S diện tích vành khăn ma sát (m ) Tính tốn cơng trượt ly hợp M1 Jm ωm, Mm ωm ωa, Ma Ja Hình 1.5 sơ đồ tính tốn cơng trượt ω0 ωa t0 Ly hợpTrược Tăng tốc Tốc độ ổn định 2.1 Momen quán tính quy dẫn Ja (kg.m2) Từ công thức quan hệ vận tốc tịnh tiến ô tô vận tốc gốc bánh xe ta có: V=ωbx.rbx = rbx ωbx: vận tốc gốc bánh xe.[rad/s] V: vận tốc chuyển động tịnh tiến xe [m/s] ωa: vận tốc cực đại trục ly hợp ωa = Động chuyển động quay: Wđ (rad/s) = Ja (J) Động chuyển động tịnh tiến: Wt = (J) Điều kiện cân động ô tô chuyển động : wt = wđ Ja = Trong : Ga: Trọng lượng toàn xe Ga = 16513(N) Gm: Trọng lượng toàn rơ móc đồn xe kéo theo,Gm = (N) rbx : Bán kính làm việc bánh xe chủ động ih tỉ số truyền hộp số Vì lúc khởi động sức ì lớn nên ta chọn ih = ih1 = 3,52 ip: tỉ số truyền hộp số phụ Khơng có hộp số phụ nên ip = i0: tỉ số truyền lực i0 = 4,69 Thế số ta được: J a = (= 1685 1,05 = 0,812 (Kg.m2) δt Hệ số tính đến khối lượng chuyển động quay hệ thống truyền lực, tính tốn lấy δt = 1,05÷1,06 Ta chọn δt=1,05 a Momen cản chuyển động qui dẫn Ma (N.m) Momen cản chuyển động xe qui dẫn trục li hợp tính xe bắt đầu khởi động: Ma = [(G0+Gm).� + KFV2] Trong đó: ψ hệ số tổng cản tổng cộng đường mà ô tô khắc phục Theo [7] ta chọn ψ = 0,02 K hệ số cản khơng khí, tra bảng [8] chọn K = 0,2÷0,35 ứng với F nằm khoảng 1,6÷2,8 (m ), ta chọn K = 0,25 v vận tốc xe, v = (m/s) khởi hành tốc độ nhỏ F diện tích mặt diện xe, xem hình chữa nhật có kích thước 1560x1720 (mm) F=0,8B.H Trong đó: B - chiều rộng sở tơ.(m) H – chiều cao tồn tơ (m) F = 0,8.1560.1720.10-6 = 2,146 (m ) thỏa mãn điều kiện bền ô tô du lịch [1,8 : 2,8] (m2) rbx bán kính lăn bánh xe bx = 353,7 mm = 0,3537m it tỉ số truyền chung hệ thống truyền lực it = ih1.i0.ip ηt hiệu suất hệ thống truyền lực Xe tải khách vi sai cấp chọn ηt = 0,93 Thế số ta được: Ma= [(16513+0).0,02+0,25.2,146.0] = 7,608 (N.m) 2.3 Tính thời gian trượt giai đoạn t1 t2 Xét đến giai đoạn thực tế việc đóng ly hợp từ từ + Giai đoạn 1: khoảng thời gian (t1) tăng momen ma sát từ đến Ma Lúc xe bắt đầu khởi động chỗ: L1=Ma + Giai đoạn 2: Tăng momen ly hợp đến giá trị khơng trượt ly hợp (t2) Khoảng thời gian (t1) (t2) tính sau: L2= Ja (ωm – ωa) + Ma (ωm-ωa)t2 Trong đó: t1 = t2 = Với: - K hệ số tỉ lệ đặc trưng cho nhịp độ tăng momen đĩa ly hợp đóng ly hợp Đối với xe du lịch: K = 50 ÷ 150 Nm/s ta chọn K = 100 Nm/s số vào ta có: t1 = = 0,07608 (S) - A có giá trị là: A = Trong đó: - ω a : vận tốc góc ly hợp Ta tính cho lúc khởi động nên ω a = rad/s - ω m : vận tốc góc trục khuỷu Ta lấy: ωm = ωmax hay ωm = = = 230 (rad/s) t2 = = = = 1,93 (S) => Cơng trượt tồn L ly hợp là: L = L1 + L2 = Ma (ωm – ωa) ( + Ja.(ωm – ωa)2 =7,608(230 – 0).(2 = 23795 (J) Kiểm tra công trược riêng ly lợp: Để đánh giá độ hao mòn đĩa ma sát ta phải kiểm tra công trượt riêng, công trượt riêng xác định theo cơng tức sau: L0 = Trong đó: L = 23795 (N.m)công trược tổng cộng ly hợp S: diện tích bề mặt ma sát đĩa bị động (m ) S = R22 – R21) = 3,14.(0,10812 – 0,07022) = 0,0212 (m2) p = số đôi bề mặt ma sát [L0] công trược riêng cho phép, theo [9] ta có [L0] = 1000 000÷1200 000J/m ô tô du lịch  L0 = = 561202 ( ≤ [L0] Tính khối lượng phần ma sát đĩa ép m = Vms.ρ = S.δms.ρ Với : - Vms thể tích phần ma sát đĩa bị động Vật liệu làm đĩa ma sát gồm thép nhiều thành phần chất khác nên ta chọn gần thép: ρ ≈ 7800 [ ] - δms chiều dày đĩa ma sát δms = 5mm = 0,005m - S diện tích bề mặt ma sát S = 0,0212 (m2) => m = 0,0212 0,005.7800 = 0,8268 kg Tính tốn nhiệt độ đĩa ép Cơng trược sinh làm đun nóng chi tiết đĩa ép, lò xo, phải kiểm tra nhiệt độ chi tiết cách xác định độ tăng nhiệt độ xe khởi hành: T= Trong đó: T- nhiệt độ tăng lên chi tiết ( K) [T] ≤ 100K hệ số xác định cơng trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính, sau: Đối với đĩa ép (n: số lượng đĩa bị động) với n=1 => xác định L= 23795 (N.m) cơng trượt sinh tồn đóng ly hợp (J) C : nhiệt dung riêng chi tiết đun nóng , thếp gang c≈ m – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg) T = = 28,780T ≤ [T] III TÍNH TỐN TRỤC CÁC ĐĂNG Trong trình chuyển động Cardan chịu xoắn chủ yếu Theo lý thuyết bền ta có: τmax = Trong đó: Mz: mơmen xoắn (KNm) Wp: mơmen chống xoắn mặt cắt ngang - Đối với tiết diện tròn đặc ta có: Wp = - Đối với tiết diện tròn rỗng: Wp = 4) η = với d đường kính D đường kính ngồi Do bề dày thành trục rỗng có giá trị không đáng kể nên khối lượng vật liệu trục rỗng có mơmen chống xoắn cao nhiều so với trục đặc ™ Ta chọn cardan trục rỗng tính tốn thiết kế Giả thuyết bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm mặt phẳng thẳng đứng ta có: tan φ1 = tan φ3.cos α1 [14] Giả thiết hệ thống quay với góc ta có tan (ϕ3 + = tan (ϕ2 + ™ tan ϕ2 = tan ϕ3 Cos  tan ϕ1 =tan ϕ2 Từ iểu thức ta thấy: α1 = α2 ϕ1 = ϕ2 tức ω1 = ω2 trường hợp gọi cấu cacdan Kép đồng tốc Do cấu cardan dọc nên tính tốn kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardan khác tốc, nghĩa là: Khi K khớp cardan khác tốc trục bị động chịu mơmen xoắn lớn Cho nên trục hai đủ bền trục đảm bảo điều kiện bền, cần tính tốn trục hai ứng với trường hợp K khớp cardan khác tốc 1.Xác định kích thước trục theo số vòng quay nguy hiểm nt: Ta xác định số vòng quay cực đại nmax trục đăng ứng với tốc độ lớn xe: nmax = (v/ph) Ở : nemax = λnN = 1,1 5000 = 5500 (v/ph) số vòng quay cực đại động (do động diesel nên λ=1,1) ih = iOD= 0,77 tỉ số truyền nhanh hộp số ip =1 tỉ số truyền số cao cảu hộp số phụ Thay số ta được: nmax = = 7142,85 (v/ph) Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt trục đăng: nt = (1,2 - 2).nmax = 1,6913.7142,85 = 12080,7[v/ph] 2 Đường kính cardan: Đối với trục cardan thứ hai: Ta khảo sát dạng trục rỗng đặt tự điểm tựa nt = 12.104 [15] Thay d1 = D2 – vào công thức ta nhận phương trình bậc D2 2D22 - 4δ.D2 + (4.δ2 Giả thiết bề dày thành trục rỗng δ = 1,85 ÷ mm Ta xác định giá trị đường kính D: Chọn δ = 2mm = 0,002m nt = 12080,7 (vg/ph) d = D – 2.δ  d = D – 0,004 (m) D2 + (D – 0,004)2 ™ D2 + D2 – 0,008D + 1,6.105-0,022 =0 ™ 2D2 – 0,008D – 0,022 =  D= 10 (cm)  Đường kính trục cacdan D=10 cm d = 10-0,4= 9,6 (cm) Kiểm tra trục cardan Khi làm việc trục hai bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén) Trong ứng suất xoắn lớn so với ứng suất lại, ta cần tập trung tính trục theo giá trị M2max : M2max = 3.1 Ứng suất xoắn cực đại trục cacđăng: τ = = (MN/m2) Trong : α:là góc lệch trục Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến cầu chủ động nên ta chọn α = 150 : 200 chọn α = 150 Momen chống xoắn nhỏ trục cacđăng Wx = m3) Thay số ta có : τ = = 25,53 () τ = 25,53 (MN/m2) < [τ]= 100 : 300 (MN/m2) thỏa điều kiện bền 3.2 Tính giá trị góc xoắn trục cardan Trong đó: Jx = (D4 – d4) = (0,14 – 0,0964) = 7,39.10-7 (m4) = 73,9 (cm4) Mơ men qn tính tiết diện xoắn: G: mô đun đàn hồi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m =8.10 kG/cm l2 = 125cm – chiều dài trục cardan thứ Memax mômen xoắn cực đại động Memax= 220N.m = 22kN.cm Thay số ta có : /cm = 1,1 0/m 1,10 mét chiều dài trục nhỏ giá trị góc xoắn cho phép mét chiều dài trục => thỏa yêu cầu 3 Tính tốn chốt chữ thập: dc P A A R P Hình 3.1 sơ đồ lực tác dụng lên chốt chữ thập Vì M2max > Mms nên lực P tính theo M2max Trong đó: R = D/2 + δ/2 + k ; δ: bề dày phần thịt nạn cardan; K hệ số an toàn k>0 Theo khảo sát thực tế ta chọn δ = 15 mm, k= 2mm ™ R= =0,0465m : góc lệch trục Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến cầu chủ động nên ta chọn chọn Dưới tác dụng lực P, mặt cắt nguy hiểm A-A xuất ứng suất uốn cắt Ngoài bề mặt cổ chốt chữ thập chịu ứng suất chèn dập 3.1 ứng suất uốn ≤ [ ] = 350MN/m Với Wu – mô men chống uốn mặt cắt A-A Chốt có mặt cắt ngang hình tròn nên ta có: dc - đường kính mặt cắt ngang chốt Theo khảo sát thực tế ta có dc= 25mm=0.025m Ta có R = 46,5 mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 35mm = 0,035m thay số ta có: 2 221 MN/m ≤ [ ] = 350MN/m ™ Thõa điều kiện uốn 3.2 ứng suất cắt Ở đây: S - diện tích tiết diện mặt cắt A-A S= Thay số ta được: ™ 3.3 ứng suất chèn, dập -6 -4 Ở đây: F – diện tích tiết diện cổ chốt F = l.dc = 25.35.10 = 8,75.10 (m ) Thay số ta có: ™ tính tốn nạng cardan b a h e B R A A P B Hình 4.1 sơ đồ lực tác dụgn lên nạn cardan Dước tác dụng lực P, tiết diện A-A xuất ứng suất uốn ứng suất xoắn: 4.1 Ứng suất uốn: Ở đây: Wu- mômen chống uốn tiết diện A-A Ta chọn mặt cắt tiết diện Elip: h – đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D = 74mm (đã tính trên), K: độ dày bên so với đường kính D, chọn k =5mm ™ h = 74 + 2.5= 84mm = 0,084m Chọn e = 86mm=0,086m Do tiết diện elip nên chọn b = 2δ = 30mm = 0,030m Thay số ta có: Thỏa điều kiện uốn 4.2 Ứng suất xoắn Chọn a = 0,0625m Wx- mômen chống xoắn tiết diện A-A Mặt cắt tiết diện Elip nên: Thay số ta có: ™ thõa điều kiện bền xoắn ... II: Hộp số - Chọ sơ đồ động học - Tính toán chọn tỉ số truyền hộp số loại cấp có số OD - Tính tốn kiểm nghiệm bền bánh trục hộp số III: Các ăng - Tính tốn thiết kế kiểm nghiệm bền trục đăng - CÁC... định số bánh Z ‘1 Z’ R Z’OD Za TSC Sơ đồ tính tốn số bánh hộp số trục A khoảng cách trục Za, Z´a số cặp ăn khớp Z1, Z2,… .số bánh trục trung gian Z´1, Z´2,… số bánh trục thứ cấp Khoảng cách A tính. .. tỉ số truyền số lại Vì hộp số dọc cấp có OD với số IV số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tính cơng bội q: q= = = 1,43 Ta tinh ty số truyền tay số lại sau: Số 2: = = 2,49 Số 3: = = 1,74 Số : = Số