Nghiên cứu thiết kế công nghệ chế tạo cụm cầu sau của xe tải dưới 3 tấn nâng cao năng lực nội địa hoá phụ tùng ô tô

bộ công thơng
công ty cổ phần cơ khí cổ loa




Báo cáo khoa học
đề tài nghiên cứu khoa học
và phát triển công nghệ


"Nghiên cứu thiết kế và công nghệ chế tạo
cụm cầu sau của xe tải dới 3 tấn
nâng cao năng lực nội địa hoá phụ tùng ô tô
"
M số: 66.08 RD/HĐ-KHCN


Đơn vị chủ trì đề tài:
Công ty Cổ phần Cơ khí Cổ Loa - Bộ Công Thơng
Địa chỉ: Thị trấn Đông Anh, Hà Nội

Giám đốc
Lê Trọng Căn
Chủ nhiệm đề tài
TS. Nguyễn Thanh Quang

7071
20/01/2009

Hà nội, 12 - 2008

bộ công thơng
công ty cổ phần cơ khí cổ loa




Báo cáo khoa học
đề tài nghiên cứu khoa học
và phát triển công nghệ


"Nghiên cứu thiết kế và công nghệ chế tạo
cụm cầu sau của xe tải dới 3 tấn
nâng cao năng lực nội địa hoá phụ tùng ô tô
"
M số: 66.08 RD/HĐ-KHCN


Đơn vị chủ trì đề tài:
Công ty Cổ phần Cơ khí Cổ Loa - Bộ Công Thơng
Địa chỉ: Thị trấn Đông Anh, Hà Nội

Giám đốc


Lê Trọng Căn
Chủ nhiệm đề tài

TS. Nguyễn Thanh Quang



Hà nội, 12 - 2008

1
Mục lục

Trang
Danh sách những ngời thực hiện 2
Mở đầu
3
Chơng 1
Tổng quan thiết kế và công nghệ chế tạo cụm cầu sau, khả năng nội địa
hóa cụm chi tiết cầu sau xe tải nhẹ dới 3 tấn

1.1 Tình hình chế tạo phụ tùng ô tô trong và ngoài nớc 4
1.2 Nghiên cứu đánh giá khả năng nội địa hoá cụm cầu sau
6
Chơng 2 Tính toán và thiết kế cụm cầu sau xe tải 3 tấn
2.1 Nghiên cứu tính toán cụm cầu sau 11
2.2 Nghiên cứu thiết kế 2D cụm cầu sau 32
2.3 Nghiên cứu thiết kế 3D cụm cầu sau
33
Chơng 3 Công nghệ chế tạo một số chi tiết chính trong cụm cầu sau
3.1 Quy trình công nghệ chế tạo một số chi tiết chính 34
3.2 Chế tạo các chi tiết chính 40
3.3 Quy trình lắp ráp cụm cầu sau 41

3.4 Kiểm tra điều chỉnh 45
3.5 Một số yêu cầu kỹ thuật
47
Chơng 4 Thử nghiệm xác định chất lợng cầu sau
4.1 Cơ sở của thử nghiệm
4.1.1 Các đơn vị chuyên môn tham gia 48
4.1.2 Chơng trình thí nghiệm 48
4.2 Nội dung thí nghiệm
4.2.1 Thí nghiệm đo độ cứng bánh răng 50
4.2.2 Thí nghiệm đo khả năng quá tải của cầu sau 64
4.2.3 Thí nghiệm đo độ ồn cầu sau 70
Kết luận và đánh giá 87
Tài liệu tham khảo 88
Các Biên bản kiểm tra chỉ tiêu chất lợng của cầu sau 90
Một số bản vẽ các chi tiết chính trong cụm cầu sau xe ôtô tải
Một số hình ảnh trong quá trình thực hiện đề tài



2
Danh sách những ngời thực hiện

STT
Họ và tên,
Học hàm học vị
Cơ quan công tác
1 TS. Nguyn Thanh Quang Cụng ty CP C khớ C Loa
2 ThS. Lờ Vn Anh Trng H Cụng nghip H Ni
3 ThS. Cao Hựng Phi Trng CSP K thut Vnh Long
4 ThS. D Tun t Trng i hc Bỏch khoa H Ni

5 ThS. Giao Tin Nh mỏy ụtụ C Loa
6 KS. inh Mnh Cng Nh mỏy ụtụ C Loa
7 KS. Nguyn Mnh Trng Nh mỏy ụtụ C Loa
8 KS. V Trớ Thc Cụng ty CP C khớ C Loa
9 KS. inh Xuõn Khng Cụng ty CP C khớ C Loa
10 KS. Hong Hi H Cụng ty CP C khớ C Loa

Danh sách các đơn vị tham gia phối hợp thực hiện
STT Tên đơn vị Địa chỉ
1 Nhà máy ô tô Cổ Loa Đông Anh, Hà Nội
2
Công ty TNHHMTV Máy
kéo và máy nông nghiệp
Thị xã Hà Đông, Hà Nội
3
Trờng Đại học Công
nghiệp Hà Nội
Huyện Từ Liêm, Hà Nội

3
Mở đầu

Trớc yêu cầu phải đẩy nhanh quá trình nội địa hóa Chính Phủ đã đề ra
đối với ngành ôtô chúng ta phải đẩy mạnh các nghiên cứu trong lĩnh vực cơ khí
chế tạo phụ tùng ôtô. Chỉ khi chúng ta có năng lực thiết kế và chế tạo chúng ta
mới có thể làm chủ đợc ngành ôtô trong nớc và mới có nền cho những bớc
phát triển tiếp theo.
Nghiên cứu thiết kế và chế tạo các chi tiết, cụm chi tiết của dòng xe ôtô tải
thông dụng trong đó có các chi tiết cụm cầu sau là bớc đi phù hợp trong khả
năng công nghệ hiện có của Việt Nam, trớc hết phục vụ cho thay thế phụ tùng
và tiến tới thay thế các sản phẩm nhập khẩu cùng loại.
Thực hiện nhiệm vụ khoa học công nghệ năm 2008 của Bộ Công Thơng,
cụm cầu sau ôtô tải thông dụng đã đợc nghiên cứu thiết kế và chế tạo thử
nghiệm trong nớc. Do tính chất phức tạp về công nghệ nên nhiệm vụ thực hiện
đợc chia thành các giai đoạn chính, bớc đầu lập bộ thiết kế đồng bộ cụm sau
và chế tạo cặp bánh răng côn xoắn, bộ bánh răng vi sai gồm các bánh răng hành
tinh, bánh răng bán trục và các bán trục hai bên. Bớc tiếp theo khi thử nghiệm,
đánh giá qua thực tế sử dụng sẽ điều chỉnh hoàn thiện thiết kế, ổn định công
nghệ chế tạo tiếp các chi tiết còn lại gồm cụm vỏ cầu, cụm vỏ vi sai và các chi
tiết khác trên bộ cầu sau.

4
Chơng I
Tổng quan thiết kế và công nghệ chế tạo
cụm cầu sau, khả năng nội địa hóa cụm chi tiết cầu sau xe tải
nhẹ dới 3 tấn

1.1 Tình hình công nghiệp chế tạo phụ tùng ôtô trong nớc và ngoài nớc
Việt Nam hiện nay có trên 70 nhà cung cấp phụ tùng ô tô ở mức độ giản
đơn, trong khi ở một số nớc trong khu vực Đông Nam á nh Malaysia có gần
400, Thái Lan có trên 2500 nhà cung cấp. Theo bản quy hoạch đã đợc Thủ
tớng Chính phủ phê duyệt, đến năm 2010, tỷ lệ sản xuất trong nớc đối với hầu
hết các chủng loại sản phẩm ô tô phải đạt trên 50%, phấn đấu xuất khẩu ô tô và
phụ tùng đạt 5-10% tổng sản lợng của ngành.
Có thể thấy rằng, bản thân sản xuất ôtô trong nớc đã đợc bảo hộ trong
nhiều năm trớc nhằm tăng tỷ lệ nội địa hóa, song hầu hết doanh nghiệp mới chỉ
tập trung ở khâu hàn, sơn, lắp ráp. Hiện cũng đã có một số các nhà chế tạo sản
xuất các chi tiết nh dây điện, kính, ghế ngồi, săm lốp, ắc quy, các chi tiết nhựa,
nhíp, thùng và cabin xe tải nhẹ. Tuy nhiên trong số hơn 70 doanh nghiệp tham
gia sản xuất, lắp ráp, sửa chữa và chế tạo phụ tùng ôtô, cha có nhà máy nào đầu
t hoàn chỉnh vào chế tạo các bộ phận quan trọng nh động cơ, hộp số và hệ
thống truyền động. Các doanh nghiệp đầu t quy mô sản xuất nhỏ, sản phẩm chủ
yếu là các linh kiện giản đơn, công kềnh, ít bí quyết công nghệ, có giá trị thấp
trong cơ cấu nội địa hóa. Công nghệ sản xuất lạc hậu, hầu nh cha đáp ứng
đợc yêu cầu của công nghiệp ôtô. Các doanh nghiệp FDI phần lớn các bộ linh
kiện, phụ tùng lắp ráp vào xe đợc cung cấp từ các công ty mẹ hoặc từ các công
ty liên doanh ở các nớc trong khu vực. Thông thờng một chiếc xe ô tô có từ

20000 đến đến 30000 chi tiết và cần tới hàng trăm nhà cung cấp linh kiện, nhng
hiện tại ở Việt Nam lại quá ít. Ngay cả những liên doanh ô tô lớn nhất tại Việt
Nam nh Toyota, Ford có hệ thống nhà cung cấp linh kiện lớn cũng không lôi
kéo đợc nhiều doanh nghiệp đầu t vào Việt Nam.

5
Theo các chuyên gia của Viện Nghiên cứu kinh tế Nhật Bản, để có ngành
công nghiệp ôtô phải hình thành đợc 5 cấp bậc sản xuất với hàng trăm các
doanh nghiệp tham gia vào quá trình này. Trong đó nhiều nhất là các doanh
nghiệp cung cấp nguyên vật liệu, tiếp đến là các doanh nghiệp vừa và lớn cung
cấp linh kiện, cuối cùng là lắp ráp. Dễ nhận thấy những nền tảng đó ở Việt Nam
đều thiếu. Hiện nay, các vật liệu nh thép tấm, thép hình, thép đặc biệt để làm
phụ tùng nội địa hóa trong nớc cha chế tạo đợc. Các vật liệu khác cũng tơng
tự, đều không có nhà cung cấp. Bên cạnh đó là trang thiết bị, bí quyết công nghệ
để sản xuất các linh kiện, Việt Nam cũng rất thiếu mà đặc biệt là cha có sự
chuyển giao công nghệ sản xuất phụ tùng ôtô từ nớc ngoài vào. Khi cha có hệ
thống nhà cung cấp nguyên vật liệu, sản xuất linh kiện thì công nghiệp ôtô khó
tránh khỏi cảnh lắp ráp giản đơn. Nguyên nhân chính là do quy mô thị trờng ô
tô còn rất nhỏ. Mức sống của ngời dân còn thấp, cha tạo đợc sức mua lớn.
Bên cạnh đó cơ sở hạ tầng đờng xá yếu kém, quy hoạch đô thị cha phù hợp
nên không khuyến khích tiêu dùng ô tô. Theo tính toán, doanh số của một nhà
sản xuất ô tô phải ở mức 300000 xe/năm mới đảm bảo đầu t hiệu quả. Bên cạnh
đó các chính sách thờng xuyên thay đổi nên hạn chế thu hút, khuyến khích các
doanh nghiệp trong và ngoài nớc đầu t vào sản xuất linh kiện ôtô. Tại Thái
Lan, với những chính sách khuyến khích hỗ trợ thích hợp, trong những năm qua
đã tạo ra một số lợng các nhà sản xuất linh kiện rất lớn, giúp cho ngành công
nghiệp ôtô, xe máy phát triển mạnh mẽ với tỷ lệ nội địa hóa đạt tới 70-80%.
Trong khi chúng ta lại thực hiện bảo hộ quá cao với các liên doanh ôtô, nhng
không đi kèm những điều kiện ràng buộc cụ thể, đã tạo cơ hội lớn cho họ trong
việc tăng giá bán, thu lãi cao và không muốn đẩy mạnh nội địa hóa.

Một vài doanh nghiệp nớc ngoài đã đầu t vào sản xuất linh kiện ôtô tại
Việt Nam để xuất khẩu nh
công ty DENSO. Cho đến thời điểm này Viện
Nghiên cứu Chiến lợc và Chính sách công nghiệp vẫn đang hoàn thiện xây
dựng chính sách phát triển công nghiệp phụ trợ chung cho ngành công nghiệp ô
tô trong nớc.

6
1.2 Nghiên cứu đánh giá khả năng nội địa hoá cụm cầu sau ôtô tải thông
dụng tại Việt Nam
1.2.1 Cặp bánh răng côn cong của truyền lực chính (cặp bánh răng hypoid)
Trong cụm chi tiết cầu sau, cặp bánh răng hypoid của truyền lực chính là
một trong những chi tiết đòi hỏi công nghệ chế tạo cao. Hiện nay việc chế tạo
cặp bánh răng trên đã đợc thực hiện ở một số cơ sở sản xuất nhng chỉ dừng lại
ở gia công một số loại bánh răng côn cong có môđun và đờng kính xác định.
Việc chế tạo ra các loại bánh răng mới đòi hỏi công nghệ đo đạc rất chính xác,
thiết kế đồ gá chuẩn để gia công đợc bộ bánh răng côn cong mới.
Qua điều tra khảo sát thực tế, tại Việt Nam một số cơ sở thiết kế, chế tạo
bánh răng côn cong nh sau:
- Trung tâm Kỹ thuật Cơ khí Chính xác, Khoa Cơ khí, Đại học Bách Khoa
Hà Nội chế tạo trong phạm vi đào tạo.
- Xí nghiệp cơ khí Z29, nhà máy cơ khí Chính xác 11, Tổng cục Công
nghiệp Quốc phòng Bộ Quốc phòng, chế tạo dịch vụ;
- Công ty Cổ phần Cơ khí Hồng Lĩnh, Đại Mỗ, Hà Nội, chế tạo dịch vụ;
- Công ty TNHH MTV Máy kéo và máy nông nghiệp, chế tạo dịch vụ;
- Cơ khí Trung tâm Cẩm Phả, chế tạo dịch vụ;
Tại các cơ sở trên hiện nay trong quá trình nghiên cứu, tính toán, thiết kế
và chế tạo cha thực sự hoàn chỉnh, quy trình công nghệ chế tạo, việc tính toán
các thông số, đặc biệt các thông số hình học (cho dao cắt và bánh răng) và tính
độ bền cha đợc quan tâm đúng mức, cha xây dựng phần mềm cho tính toán,

thiết kế, phơng pháp kiểm tra đánh giá chất lợng còn cha hoàn chỉnh và cha
phù hợp với tiêu chuẩn; các thiết bị nhiệt luyện tại các cơ sở cha đầy đủ và đồng
bộ; cha có thiết bị kiểm tra đánh giá chất lợng còn cha hoàn chỉnh và cha
phù hợp với với tiêu chuẩn; bánh răng chế tạo ra có độ chính xác và độ ổn định
cha cao.
Xí nghiệp cơ khí chính xác Z29, thuộc nhà máy Z111, Tổng cục Công
nghiệp Quốc phòng là đơn vị chuyên sản xuất các mặt hàng cơ khí cho ngành
Quốc phòng và cho nền kinh tế, trong đó có thiết kế, chế tạo các bánh răng côn

7
cong, đợc đầu t các thiết bị gia công của Liên Xô (cũ), công nghệ gia công cắt
thô, cắt tinh và chạy rà từng đôi một. Đặc biệt cơ sở này còn đợc trang bị dây
chuyền nhiệt luyện (thấm than thể khí, tôi trung tần, ủ, ) bánh răng sau khi gia
công cơ khí. Các cặp bánh răng chế tạo của công ty này đợc dùng để thay thế
cho các cặp bánh răng côn cong có môđun và số răng khá lớn, dùng cho ôtô mỏ
và các thiết bị trong công nghiệp khai thác than và khoáng sản. Vật liệu chế tạo
các cặp bánh răng này của xí nghiệp đợc nhập chủ yếu từ Nga, Nhật Bản và
Trung Quốc. Xí nghiệp không có thiết bị kiểm tra độ chính xác chế tạo bánh
răng.
Trung tâm Kỹ thuật cơ khí chính xác - Đại học Bách Khoa Hà Nội đợc
trang bị gia công bánh răng côn cong của Nga đã đợc tin học và CNC hoá, chế
tạo các cặp bánh răng thay thế phụ tùng cho các máy móc công nghiệp trong
ngành ôtô, thiết bị hoá chất, thực phẩm, công nghiệp chế biến nông sản Máy
cắt bánh răng côn cong ZFTKKR250 X5 của Cộng hoà Dân chủ Đức (cũ), dùng
cho các máy móc thiết bị chịu tải và công suất không lớn, hệ Gleason của Mỹ.
Cặp bánh răng đợc gia công này có môđun và số răng bé hơn, song độ chính
xác gia công cao hơn, làm việc êm, truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc
với nhau có độ chính xác động học khá lớn. Trung tâm đợc trang bị các thiết bị
nhiệt luyện bánh răng nh: Tôi thể tích, thấm C-N và ram. Trung tâm cha đợc
trang bị các thiết bị kiểm tra bánh răng có độ chính xác cao.

Công ty TNHH Nhà nớc một thành viên Máy kéo và máy nông nghiệp
thuộc Tổng Công ty máy Động lực và máy nông nghiệp là nhà máy cơ khí nông
nghiệp truyền thống. Ngay từ đầu những năm 70 của thế kỷ trớc, cùng với các
thiết bị gia công chế tạo các sản phẩm cơ khí nông nghiệp, công ty còn đợc
trang bị một số máy 525, 528 và máy chạy rà 5PKM của Liên Xô cũ gia công
bánh răng côn cong. Các sản phẩm này chủ yếu dùng để thay thế các chi tiết cho
đầu máy Diezel công suất nhỏ, một số hộp số tốc độ trong máy công cụ với
sản lợng độ 150 bộ/năm. Các bánh răng chế tạo trên các thiết bị của Công ty
này có môđun max đến 14 mm và đờng kính ngoài lớn nhất đến 400 mm. Công
ty không có thiết bị nhiệt luyện sau gia công cơ khí và kiểm tra độ chính xác.

8
Nhà máy Cơ khí Trung tâm Cẩm Phả là một các trung tâm chế tạo cơ khí
lớn nhất không chỉ ở vùng Đông Bắc mà còn của cả nớc. Công ty đợc trang bị
các máy móc thiết bị cơ khí gia công các chi tiết lớn, siêu trờng, siêu trọng nh:
Máy cắt, lốc uốn, rèn dập, gia công bánh răng thẳng và côn có đờng kính 4 đến
5 mét Ngoài ra, nhà máy còn đợc trang bị một số máy gia công bánh răng
côn cong của Liên Xô cũ, nh máy 525, 528 và máy chạy rà cặp bánh răng côn
cong có thể gia công bánh răng có đờng kính ngoài lớn nhất đến 800 mm.
1.2.2 Cặp bánh răng hành tinh và bánh răng vi sai
Đây là các bánh răng dạng bánh răng côn thẳng, kết cấu không phức tạp,
hoàn toàn có khả năng chế tạo đợc tại các nhà máy cơ khí vừa và nhỏ. Qua
khảo sát có thể đánh giá một số công ty sản xuất và chế tạo bánh răng tại Việt
Nam nh sau:
- Công ty TNHH MTV phụ tùng máy số 1, Thị xã Sông Công, Thái
Nguyên: Đáp ứng nhu cầu về phụ tùng trong những năm tháng chiến tranh chống
đế quốc Mỹ, theo quyết định số 72/KP2 của Bộ Công Nghiệp nặng, ngày
25/3/1968, phân xởng đợc nâng cấp thành Nhà máy phụ tùng ôtô số 1. Năm
1975, nhà máy đợc chuyển về khu công nghiệp Gò Đầm, này thuộc thị xã Sông
Công tỉnh Thái Nguyên. Trải qua 40 năm xây dựng, Nhà máy không ngừng phát

triển, trở thành doanh nghiệp hàng đầu trong ngành máy động lực và máy nông
nghiệp.
Những năm gần đây, FUTU 1 còn đợc biết đến là một trong những doanh
nghiệp hàng đầu trong thực hiện nội địa hoá xe máy. FUTU1 đã mạnh dạn đầu
t mở rộng sản xuất linh kiện xe máy, mỗi năm sản xuất hàng triệu loại linh kiện
cung cấp cho các hãng nổi tiếng nh Suzuki, Yamaha, Atsumitec, Sumitomo và
Honda. Đây là một bớc tiến dài khẳng định chiến lợc đúng đắn của FUTU1
khi đất nớc đang bớc vào hội nhập toàn diện với thế giới. Chiến lợc của
FUTU1 trong giai đoạn này là đa dạng hoá sản phẩm, mở rộng thị trờng và
chiếm lĩnh khách hàng tiềm năng. Đón trớc xu thế hội nhập kinh tế thế giới,
FUTU1 đã mạnh dạng đầu t mới nhiều dây chuyền công nghệ hiện đại, với

9
hàng chục máy các loại, trên 100 máy NC- CNC nhập từ các nớc tiên tiến trên
thế giới. Do đó, sản lợng sản phẩm từ khâu tạo phôi đúc, phôi rèn, đến gia công
cơ khí nhiệt luyện, kiểm định chất lợng, bao gói sản phẩm đều đạt các tiêu
chuẩn tốt theo yêu cầu quốc tế. Nhờ mạnh dạn đầu t hàng trăm tỷ đồng vào
trang bị các dây chuyền, thiết bị hiện đại cho sản xuất. Công ty có khả năng gia
công hoàn thiện nhiều loại sản phẩm khác nhau, đáp ứng nhu cầu ngày càng đa
dạng của thị trờng, đem lại sự tăng trởng liên tục và ổn định. 5 năm gần đây,
FUTU1 đã tạo ra những bớc đột phá với nhịp độ tăng trởng đạt gần 42% năm.
Có lợi nhuận, Công ty đầu t lại thiết bị cho sản xuất, không ngừng nâng cao
năng lực và sự phát triển của mình.
Ngoài ra còn có một số công ty khác cũng có khả năng chế tạo các bánh
răng côn thẳng với chất lợng cao, gồm :
- Công ty TNHH MTV Máy kéo và máy nông nghiệp.
- Công ty cổ phần cơ khí cổ loa.
- Trung tâm cơ khí chính xác, Trờng đại học Bách Khoa Hà Nội.
Các cơ sở trên đều có khả năng gia công đợc các loại bánh răng bán trục
và bánh răng vi sai trong cụm cầu sau ôtô tải thông dụng.

1.2.3 Trục láp
Đây là dạng chi tiết trục dài, chịu lực uốn. Khó khăn khi chế tạo dạng chi
tiết này là phải tạo đợc phôi đạt yêu cầu về tổ chức kim loại để có thể chịu lực
động lớn khi xe vận hành. Các chi tiết này thờng đợc rèn trên các máy rèn lớn
sau đó gia công chính xác và nhiệt luyện. Nếu đợc trang bị các loại máy rèn cỡ
lớn thì các nhà máy cơ khí trong nớc đủ sức gia công đợc các loại trục láp này.
1.2.4 Các chi tiết dạng đúc: vỏ cầu, tăm bua
Với chi tiết đúc cỡ lớn nh vỏ cầu, vỏ vi sai, tăm bua đòi hỏi khuôn đúc cỡ
lớn, sử dụng các máy ép thủy lực tải trọng lớn. Bên cạnh đó việc gia công chi tiết
này cũng yêu cầu phải trang bị các máy gia công cơ khí cỡ lớn với các đồ gá
chuyên dụng, có độ chính xác cao. Với một số các chi tiết đúc khác trong cụm
cầu sau ôtô tải thông dụng thì hoàn toàn có khả năng chế tạo trong nớc.

10
Một số công ty cơ khí có khả năng đúc các chi tiết ôtô nh :
- Công ty đúc số 1, 220 Bình Thới, phờng 14, Quận 11, TP HCM.
- Công ty liên doanh đúc - cơ khí VIDPOL, km 22 đờng 10, Xã An Hồng, An
Dơng, Hải Phòng.
- Công ty HHCN Đúc Chính xác Việt Nam, Khu công nghiệp Đồng Nai.
- Công ty đúc Phú Đăng, Dong Thach Commune, Hoc Mon Dist.
- Công ty đúc luyện kim Nam Hà, 57, Lam, ý Yên, Nam Định.
- Xí nghiệp Cơ khí đúc Thái Nguyên, 241 Phan Đình Phùng, TP Thái Nguyên.
- Công ty TNHH cơ khí đúc Thành Công, Xã Yên Xá, Huyện ý Yên, Nam Định.
- Công ty TNHH cơ khí Việt Nhật, Đờng Quan Toan, Hồng Bàng, Hải Phòng.
- Xí nghiệp 19-5, Kinh Giang, Thuỷ Nguyên, Hải Phòng.
- Công ty Gang thép Thái Nguyên, Quốc lộ 3, Cẩm Gia, Thái Nguyên.
Hiện các công ty trên đợc đầu t rất nhiều về các trang thiết bị phục vụ
cho ngành đúc và hoàn toàn có khả năng đúc đợc các chi tiết linh kiện của
ngành ôtô.
1.2.5 ổ bi

Đây là các chi tiết tiêu chuẩn, trong nớc cũng đã có nhiều nhà máy chế
tạo vòng bi nhng chủ yếu cho các máy nông nghiệp, máy công nghiệp không
yêu cầu độ bền và độ chính xác cao. Đối với vòng bi ôtô hiện chúng ta chủ yếu
đang nhập khẩu từ nớc ngoài từ các công ty phân phối của các nhà sản xuất từ
nhiều nớc nh Nhật Bản, Hàn Quốc, Trung Quốc, Mỹ, Đức
Hiện nay có công ty Cổ phần cơ khí Phổ Yên đầu t công nghệ chế tạo
vòng bi hầu hết tập trung cho sản phẩm xe máy chị tải trọng nhỏ.
Nhìn chung hiện tại chúng ta hoàn toàn có thể nội địa hóa tới từ 60-70 %.
Trong tơng lai, với bớc đi thích hợp chúng ta hoàn toàn có khả năng nội địa
hóa hoàn toàn cụm cầu sau xe ôtô tải thông dụng cũng nh sác cụm chi tiết khác
trên ôtô có chất lợng tơng đơng sản phẩm cùng loại trớc tiên ngang bằng
với Trung Quốc, dần làm chủ đ
ợc công nghệ và phát triển cao hơn.


11
Chơng ii
tính toán và thiết kế cụm cầu sau
của xe ôtô tải thông dụng dới 3 tấn
2.1 Nghiên cứu tính toán cụm cầu sau xe ôtô tải thông dụng
Sơ đồ tính toán cụm cầu sau nêu trên hình 2.1








Hình 2.1 Sơ đồ tính toán cụm cầu sau ô tô tải thông dụng

Phơng pháp tính trên cơ sở mẫu điển hình của xe ô tô tải thông dụng có tải
trọng 2,98 tấn hiệu Lifan LF3070G1. Các thông số cho trớc trong tính toán
gồm: Mômen xoắn cực đại của động cơ M
max
= 300 N.m; Tỉ số truyền của hộp số
ở tay số thấp nhất i
h1
= 6,71; Tỉ số truyền của truyền lực chính (TLC) i
0
= 6,57;
Các nội dung tính toán chính gồm:
- Tính toán lựa chọn kích thớc của các chi tiết trong cụm cầu sau, gồm:
Cặp bánh răng hypoid, bánh răng vi sai, bánh răng bán trục, bán trục
- Tính toán kiểm nghiệm bền các bánh răng, bán trục



1. Bỏnh rng vnh chu
2. Bỏnh rng qu da
3. Bỏnh rng vi sai
4. V vi sai
5. Bỏnh rng bỏn trc
6. Bỏn trc
7. Bỏnh xe

12
2.1.1 Tính toán cặp bánh răng Hypoid
a) Kiểm tra kiểu truyền lực chính.
Khi thiết kế, kiểu truyền lực chính chủ yếu phụ thuộc vào kích thớc. ở
ôtô tải sau khi chọn lốp và khoảng sáng gầm xe chọn kiểu truyền lực chính phụ

thuộc vào đờng kính của bánh răng bị động. Muốn giảm đờng kính bánh răng
bị động phải giảm bớt số răng (đã cho sẵn môđuyn). Số răng các bánh răng nón
răng xoắn và hypoid có thể giảm đến 5 răng. Muốn khỏi bị cắt chân răng phải
điều chỉnh chiều cao răng theo mặt bên. Trong ôtô còn để đảm bảo làm việc,
không ồn, số răng bánh chủ động không nên chọn ít hơn 9 răng.
b) Kiểm tra kích thớc của truyền lực chính
Các kích thớc của truyền lực chính gồm có: Chọn môđuyn pháp tuyến m
n

ở đáy răng, chọn số răng Z
1
, Z
2
, chọn chiều xoắn và góc xoắn. Khi chọn sơ bộ
môđuyn pháp tuyến m
n
ta chọn trớc chiều dài L của đờng sinh, hình 2.2.












Hình 2.2 Sơ đồ tính toán bánh răng nón của truyền lực chính

Tính L: tính giá trị M
emax
.i
h1
(*) (Trong đó M
emax
Mômen xoắn cực đại của động
cơ; i
h1
- tỷ số truyền hộp số ở số truyền một). Có giá trị M
emax
.i
h1
ta chọn L theo
giản đồ hình 2.3.

13

Hình 2.3 Giản đồ chọn sơ bộ môđuyn pháp tuyến ở đáy m
n

của truyền lực chính
Trong giản đồ có hai đờng: đờng 1 đối với loại truyền lực chính đơn, đờng 2
đối với loại truyền lực chính kép.
Vì các bán kính vòng trong cơ bản của các bánh răng chủ động và bị động
ở đây là:
.
cos2
;
cos2

.
2
2
1
1

nn
mz
r
mz
r ==

Theo kích thớc hình học của bánh răng ta có:
m
n
=
2
2
2
1
5,0
cos
zz
L
+


Trong đó: z
1
, z

2
Số răng của bánh răng chủ động và bị động của truyền lực
chính.
- góc nghiêng đờng xoắn của răng.
Tính m
n

: Chọn , z
1
, z
2
. Chọn z
1
, z
2
theo tỷ số truyền i
0
ta đã biết khi chọn tỷ số
truyền chung của ôtô và tỷ số truyền của hộp số. Chỉ chú ý là khi chọn z
1
và z
2

nh thế nào để z
2
không chia chẵn cho z
1
. Chọn góc nghiêng của đờng xoắn ở
tiết diện trung bình (tức là góc giữa đờng sinh của hình nón cơ sở và tiếp tuyến
của răng ở giao điểm của răng với đờng sinh này trên cơ sở đảm bảo sự trùng

khớp cần thiết của răng.

14

Hình 2.4 Sơ đồ lực tác dụng lên răng xoắn của bánh răng nón
a) Hình chiếu bánh răng trong mặt phẳng thẳng đứng
b) Bánh răng đặt trong mặt phẳng nằm ngang
c) Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng nón răng xoắn.
d) Cặp bánh răng của truyền động Hypoid
Chiều xoắn của các bánh răng nón đợc chọn thế nào để lực chiều trục của
bánh răng chủ động hớng từ đỉnh xuống đáy nón để đẩy bánh răng nón chủ
động ra khỏi bánh răng bị động (chống kẹt răng), hình 2.4. Muốn vậy khi ôtô
chuyển tiến bánh răng nón chủ động quay theo chiều kim đồng hồ nếu đứng từ
phía động cơ hay từ phía đáy lớn của bánh răng nón chủ động thì chiều xoắn
phải là xoắn trái (nghĩa là răng càng đi xa ta khi về phía tay trái) nghĩa là chiều
quay và chiều xoắn phải ngợc nhau.
Vật liệu bánh răng của cặp bánh răng truyền lực chính cũng giống nh vật
liệu bánh răng ở hộp số.
Đối với các bánh răng nón ở truyền lực chính ôtô tải góc ăn khớp tiết diện
pháp tuyến thờng lấy bằng 20
0
.

15
Các thông số của răng nh chiều cao răng bánh răng chủ động (thờng là
bánh răng nhỏ) và bánh răng bị động (thờng là bánh răng lớn), chiều cao đỉnh
răng và chân răng, hệ số dạng răng y và các thông số khác ta tra trong bảng ở
sách chi tiết máy.
Chiều rộng răng b đối với ôtô tải (0,3 ữ 0,4)L. Đối với bánh răng bị động,
chiều rộng cũng chọn nh bánh răng chủ động hoặc ngắn hơn 3 ữ 4mm.

Các thông số của cặp bánh răng Hypoid nêu trên bảng 2.1
Bảng 2.1 Các thông số của cặp bánh răng Hypoid
TT Tên thông số Ký hiệu Đơn vị Trị số
1 Tỷ số truyền cặp bánh răng Hypoid i
c
6,83
2
Góc ăn khớp

độ 20
3
Góc nghiêng đờng răng bánh răng chủ động

1

độ 50
4
Góc nghiêng đờng răng bánh răng bị động

2

độ 30
5
Nửa góc đỉnh nón bánh răng chủ động

1

độ 11,5
6
Nửa góc đỉnh nón bánh răng bị động

2

độ 78,8
7 Bán kính trung bình bánh răng chủ động r
tb1
mm 26,362

Các kết quả tính toán cặp bánh răng Hypoid nêu trong bảng 2.2









16
c) Tính toán cặp bánh răng của truyền lực chính (cặp bánh răng hypoid)
Bảng 2.2 Các kết quả tính toán với cặp bánh răng hypoid
TT Công thức tính toán Chú giải Tính toán Đơn vị
1
Chiều dài đờng sinh:
L =
3
1max
.14
he
iM

M
emax
- Mômen xoắn cực đại của
động cơ (Nm).
i
h1
- Tỷ số truyền hộp số ở số truyền
một.
L=
93,2104,11.30014
3
=

mm
2
Môđuyn pháp tuyến
m
n
=
2
2
2
1
5,0
cos
zz
L
+

- z
2
/z
1
= i
c
= 6,57
Chọn z
1
= 6 z
2
= 41
z
1
, z
2
Số răng của bánh răng chủ
động và bị động của truyền lực
chính.
- góc nghiêng đờng xoắn của
răng. = 50
0
m
n
=
22
4165,0
50cos.93,210
+
= 6,5

Chọn m
n
= 7
mm
3
Môđuyn pháp tuyến trung bình
m
nTB
= m
n
.
L
bL 5,0

b =(0,3 ữ0,4)L
b Chiều rộng bánh răng chủ động.
Chọn b = 0,3L


m
nTB
= 7.
93,210
93,210.3,0.5,093,210

=
5,95

mm
4

Tính toán lực vòng đối với
bánh răng chủ động
P
1
=
1TB
r
M

M Mômen xoắn tác dụng lên bánh
răng (Nm)
r
TB1
- Bán kính vòng tròn lăn trung
bình của bánh răng chủ động (mm).
89,1385
83,6
464,0.8,0.25500
==M

1TB
r
=
50cos2
7.6
-
5,11sin.
2
21093,0.3,0

= 26,363





17
Trong đó:
- M =
c
i
M

=
c
K
i
rG
max



-
1TB
r
= r
1
-
1
sin.

2

b
=

cos2
.
1 n
mz
-
1
sin.
2

b

M

- Mômen bám trên cầu
G

- Trọng lợng bám lên cầu (N)
max

- Hệ số bám
r
K
Bán kính tính toán bánh xe (m).
1

- Nửa góc đỉnh của bánh răng chủ
động. (Chọn theo mẫu
1

= 11,5
0
).
i
c
tỷ số truyền của cặp bánh răng
Hypoid
(i
c
= 6,83)
P
1
=
57,52
363,26
89,1385
=

KN
5 Lực chiều trục đối với bánh
răng chủ động:
)cos.sinsin(
cos
111
1
1

1


+= tg
P
Q

- Góc ăn khớp của bánh răng
(thờng chọn = 20
0
)

1
góc nghiêng răng của bánh
răng chủ động
1

- Nửa góc đỉnh của bánh răng

1
- góc nghiêng đờng xoắn của
răng. = 50
0

)5,11cos.50sin5,11sin20(
50cos
57,52
1
+= tgQ

= 67,327

KN
6 Lực hớng kính đối với bánh
răng chủ động
)sin.sincos.(
cos
111
1
1
1


= tg
P
R

)5,11sin.50sin5,11cos.20(
50cos
57,52
1
= tgR
=
16,68
KN
18
7 Lực vòng đối với bánh răng bị
động
1
2

12
cos
cos


PP =


2
- Góc nghiêng răng của bánh răng
bị động (chọn
2
= 30
0
)
83,70
50cos
30cos
57,52
2
==P

KN
8 Lực chiều trục đối với bánh
răng bị động
)cos.sinsin(
cos
222
1
1

1


= tg
P
Q


2
nửa góc đỉnh của bánh răng bị
động
(chọn theo mẫu
2
= 78,8
0
)
)8,78cos.30sin8,78sin20(
50cos
57,52
1
= tgQ

Q
1
= 21,26

KN
9 Lực hớng kính đối với bánh
răng bị động
)sin.sincos.(

cos
222
1
1
1


+= tg
P
R


)8,78sin.30sin8,78cos.20(
50cos
57,52
1
+= tgR

= 45,9
KN
10 Kiểm tra ứng suất uốn
[]
u
nTB
u
ymb
P

=
1

1
85,0

[]
u

= 0,7ữ0,9GN/m
2

= 0,7

ữ0,9 KN/mm
2

+ m
nTB
môđun pháp tuyến ở tiết
diện trung bình đợc tính ở trên.
+ y
1
hệ số dạng răng đợc tra bảng
theo số răng tơng đơng
Đối với bánh răng nón chủ động

2
1
1
1
coscos
z

z
td
=

Đối với bánh răng nón bị động
50cos5,11cos
6
2
1
=
td
z
= 14,815
88,511
50cos8,78cos
41
2
2
==
td
z

i
td
= 34,55
y = 0,452
3633,0
452,0.95,5.3,63.85,0
57,52
==

u


Nh vậy
u

[
]
u


KN/mm
2
19

2
2
2
2
coscos
z
z
td
=

Thoả mãn điều kiện uốn
11 Kiểm tra ứng suất tiếp xúc
[]
tx
tdtd

tx
rrb
EP












+=
21
11
.
sin.cos
.

[]
tx

= 1,5 ữ 2,5 GN/m
2

= 1,5 ữ 2,5 KN/mm
2

.
Trong đó:
11
2
1
1
cos.cos

tb
tb
td
r
r =
(mm)
22
2
2
2
cos.cos

tb
tb
td
r
r
= (mm)
E = 1,25.10
5
MN/m
2

Môđuyn đàn
hồi của vật liệu bánh răng
- góc ăn khớp.
* r
1td
- Bán kính vòng tròn nguyên
của bánh răng chủ động.

tb1
góc đờng cong tại tiết diện
trung bình (độ).
* r
2td
- Bán kính vòng tròn nguyên
của bánh răng bị động.

tb2
góc đờng cong tại tiết diện
trung bình (độ).
*
111
sin
2

b
rr
tb
=

Với:

cos2
.
1
1
n
mz
r =
=
50cos.2
7.6
=32,67
(mm)

362,265,11sin
2
3,63
67,32
1
==
tb
r


11,65
5,11cos.50cos
362,26
2
1
==

td
r

(mm)
*
65,1348,78sin
2
3,63
30cos.2
7.41
2
==
tb
r


26,922
8,78cos.30cos
65,134
2
2
==
td
r

Vậy ta có:
66,1
65,134
1
26,922

1
.
20sin.20cos3,63
10.25,1.57,52
2
=






+=
tx


Nh vậy:
tx
<
[
]
tx


Thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
KN/mm
2

20
2.1.2 Tính toán bán trục
Loại bán trục trên xe thuộc loại giảm tải hoàn toàn, các vòng bi trong đặt
lên vỏ vi sai, còn vòng bi ở bên ngoài gồm có hai vòng đặt gần nhau (cả hai vòng
bi đều là côn). Chúng đợc đặt lên dầm cầu và lồng vào trong moay ơ của bánh
xe, hình 2.5.

Hình 2.5 Sơ đồ tính toán bán trục giảm tải hoàn toàn
a) Xác định các lực tác dụng lên bán trục
Để tính toán các bán trục, trớc hết phải xác định độ lớn của các lực tác
dụng lên bán trục.
Sơ đồ các lực tác dụng lên cầu sau chủ động ở trên hình 2.6 trong đó :
Z
1
, Z
2
Phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe trái và phải.
Y
1
, Y
2
Phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trái và phải.
X
1
, X
2
Phản lực của lực vòng truyền qua các bánh xe chủ động. Lực X
1
,
X

2
sẽ thay đổi chiều phụ thuộc vào bánh xe đang chịu lực kéo hay lực phanh (X
K

hay X
P
). Lực X = X
max
ứng với lúc xe chạy thẳng.
m
2
G
2
Lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau.

Hình 2.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên cầu sau chủ động

21
G
2
Phần trọng lợng của cầu xe tác dụng lên cầu sau khi xe đứng yên
trên mặt phẳng nằm ngang.
m
2
Hệ số thay đổi trọng lợng tác dụng lên cầu sau phụ thuộc vào điều
kiện chuyển động.
* Trờng hợp đang truyền lực kéo: m
2
= m
2K

và có thể lấy theo giá trị trung bình
sau:
- Cho xe tải: m
2K
= 1,1 ữ 1,2
* Trờng hợp xe đang phanh: m
2
= m
2P
và có thể lấy theo giá trị trung bình sau:
- Cho xe tải: m
2P
= 0,9 ữ 0,95
Y Lực quán tính phát sinh khi xe chuyển động trên đờng nghiêng hoặc
đang quay vòng. Lực này đặt ở độ cao của trọng tâm xe. ở trạng thái cân bằng ta
có:
Y = Y
1
+ Y
2

Ngoài các lực kể trên, nửa trục còn chịu uốn bởi lực sinh ra do má phanh
ép lên trống phanh. Khi lực ép ở trống phanh bên trái và bên phải không đều
nhau sẽ sinh ra lực phụ làm tăng thêm (hoặc giảm) mômen uốn phụ lên nửa trục.
Khi tính toán ta bỏ qua lực này vì giá trị nhỏ.
B chiều rộng cở sở của xe (m)
g
bx
trọng lợng của bánh xe (N)
h

g
chiều cao trọng tâm xe (m)
r
bx
bán kính bánh xe có tính cả độ biến dạng (m)
Khi xe chuyển động trên đờng thẳng, mặt đờng không nghiêng và với
giả thiết hàng hóa trên xe chất đều cả bên trái và phải, ta có:

2
22
21
Gm
ZZ ==
(2.1)
Khi xe chuyển động trên đờng cong hoặc mặt đờng nghiêng, lập tức
xuất hiện lực Y và lúc này
21
ZZ

. Theo hình 2.6, nếu viết phơng trình cân
bằng mômen tại F và E ta có:

22

B
h
Y
Gm
Z
g

+=
2
22
1

(2.2)

B
h
Y
Gm
Z
g
=
2
22
2

Nửa trục bên trái tại E chỉ chịu lực:
bxt
gZZ

=
11

Nửa trục bên trái tại F chỉ chịu lực:
bxt
gZZ

=

22

Trong đó:
B chiều rộng cơ sở của xe. Nếu bánh xe là bánh đôi ở một bên thì B sẽ là
khoảng cách giữa hai bánh xe ngoài
Để tăng dự trữ bền có thể tính gần đúng:

11
ZZ
t
=
;
22
ZZ
t
=
(2.3)
Z
1
đạt giá trị cực đại khi Y đạt giá trị Y
max
, tức là khi xe bị trợt ngang:

122max

GmY = (2.4)
Trong đó:
1

hệ số bám ngang giữa lốp và đờng, có thể lấy 1

1
=

khi tính toán.
Thay (9.4) vào (9.2) ta có:









+=
B
h
Gm
Z
g 1
22
1
2
1
2

(2.5)

=
B
h
Gm
Z
g 1
22
2
2
1
2


Khi xuất hiện lực Y, đặc biệt khi Y = Y
max
(xe trợt ngang) thì các bánh
xe không thể truyền đợc lực vòng X lớn. Sự phân bố lại trọng lợng xe lên các
cầu theo hệ số m
2


1 sẽ xảy ra khi bánh xe có lực vòng khá lớn. Cho nên khi Y
Y
max

chúng ta có thể thừa nhận m
2
=1 để tính
1
Z và
2
Z :









+=
B
h
G
Z
g 1
2
1
2
1
2

(2.6)

=
B
h
G
Z
g 1
2
2
2
1
2



23
Các lực Y
1
, Y
2
tỉ lệ thuận với
1
Z ,

2
Z và hệ số bám ngang
1

:
Y
1
= Z
1
.
1

=








+

B
h
G
g 1
12
2
1

2



(2.7)
Y
2
= Z
2
.
1

=










B
h
G
g 1
12
2
1

2



Các lực vòng X
1
, X
2
chỉ đạt giá trị cực đại khi Y = 0. Các lực vòng X
1
, X
2
đạt giá
trị X
1max
, X
2max
khi cầu đang truyền lực kéo hoặc đang phanh.
Khi đang truyền lực kéo ta có:

bx
he
kk
r
iiM
XX
2
0max
max2max1

== (2.8)
Khi đang truyền lực phanh:

2
22
max2max1



==
Gm
XX
p
pp
(2.9)
Các giá trị X
imax
ở (2.8) và (2.9) đợc tính trong trờng hợp xe chuyển
động thẳng và trọng lợng phân bố đều trên hai bánh xe.
ứng suất cực đại trong các bán trục của cầu chủ động sinh ra do các lực
vòng trên các bánh xe khi truyền lực kéo hoặc khi phanh.
Khi phanh xe các phản lực x
1p
và x
2p
rất lớn. Khi phanh đột ngột bánh xe
có thể bị siết cứng và trợt lết trên đờng (lúc này hệ số bám dọc

có thể coi

gần bằng 1). Khi truyền lực kéo, cả khi truyền ở số truyền thấp nhất của hộp số
chính và phụ lực x
1k
và x
2k
vẫn nhỏ hơn x
1p
và x
2p
. khi tính bán trục khi phanh chỉ
tính với X
1
, X
2
, Z
1
, Z
2
.
Sau cùng ứng suất trong bán trục sẽ tăng lên khi xe đi qua các ổ gà và khi
mặt đờng lồi, lõm không bằng phẳng. Khi đó Z
1
, Z
2
sẽ đạt giá trị Z
1max
, Z
2max
.
Nh vậy, khi xe chuyển động, các bán trục, dầm cầu và vỏ cầu có thể gặp

1 trong 3 chế độ tải trọng đặc biệt sau. Đó là cơ sở để tính toán các bán trục, dầm
cầu và vỏ cầu:
ắ Trờng hợp 1 : X
i
= X
imax
; Y=0, Z
1
= Z
2