Mô tả khái quát chung về cầu chủ động thiết kế cầu chủ động trên ôtô

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

<b>MỤC LỤC Trang</b>

<b>LỜI NĨI ĐẦU...i</b>

<b>CHƯƠNG 1: MƠ TẢ KHÁI QT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG...1</b>

<b>CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ...7</b>

<b>2.1. Những số liệu ban đầu...7</b>

<i><b>2.1.1. Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động...7</b></i>

<i><b>2.1.2. Các thông số cho trước...7</b></i>

<b>2.2. Thiết kế tính tốn truyền lực chính...7</b>

<i><b>2.2.1. Xác định các thơng số cơ bản của truyền lực chính...7</b></i>

<i><b>2.2.2.Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính...13</b></i>

<i><b>2.2.3 : Tính tốn kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính...14</b></i>

<i><b>2.2.4. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính...15</b></i>

<b>2.3. Tính tốn vi sai...16</b>

<i><b>2.3.1 Tính tốn kích thước bộ vi sai đối xứng...16</b></i>

<i><b>2.3.2 Tính tốn bền cho bộ vi sai...19</b></i>

<b>2.4. Thiết kế tính tốn bán trục …...22</b>

<i><b>2.4.1. Các chế độ tải trọng tính tốn...22</b></i>

<i><b>2.4.2. Tính bền bán trục giảm tải hồn tồn...25</b></i>

<i><b>2.4.3. Chọn ổ đỡ bán trục...26</b></i>

<b>2.5. Tính tốn dầm cầu với bán trục giảm tải hồn tồn.</b>

<b>...27</b>

<i><b>2.5.1. Tính khi có lực kéo cực đại...27</b></i>

<i><b>2.5.2. Tính khi trượt ngang hồn tồn...28</b></i>

<i><b>2.5.3. Tính theo tải trọng động tác dụng...30</b></i>

<b>TÀI LIỆU THAM KHẢO...32</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

<b>LỜI NÓI ĐẦU</b>

Trong giai đoạn hiện nay nghành giao thông vận tải là một lĩnh vực hết sức quan trọng trong nền kinh tế và cuộc sống của chúng ta. Nó khơng những thúc đẩy sự phát triển mạnh mẽ các nghành khác phát triển mà nó cịn là phương tiện chính để liên kết các vùng miền trên thế giới và trong nước lại với nhau.

Trong thời gian học tập tại trường em được các thầy các cô trực tiếp hướng dẫn tìm hiểu về cấu tạo, những sự cải tiến khơng ngừng cũng như các hư hỏng của ôtô thường gặp phải.

Để có điều kiện hiểu hơn về cấu tạo cũng như những nguyên lý làm việc thực thế của ôtô. Trong thời gian vừa qua được sự chỉ đạo của các thầy cơ trong khoa cơ khí động lực và trực tiếp là thầy hướng dẫn. Em đã được giao đề tài thiết kế và tính tốn cầu chủ động loại đơn trên xe ô tô tải. Được sự hướng dẫn tận tình của thầy ….và sự cố gắng của bản thân. Nay đề tài của em đã hoàn thành nhưng do những hạn chế nhất định nên không thể tránh được thiếu sót. Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cơ đã giúp em hồn thành đề tài này.

<i><b> Đại học sư phạm kỹ thuật Hưng Yên Ngày tháng năm 2023</b></i>

<i> Sinh viên thực hiện. </i>

<i> Nguyễn Vũ Châu</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

<b>CHƯƠNG 1: MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦĐỘNG</b>

<b>1.1 Cầu chủ động</b>

<i><b>1.1.1. Công dụng</b></i>

Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm. Công dụng:

- Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động

- Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiến hoặc lùi.

- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô.

- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mơmen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 90<small>0</small>) đối với trục dọc của bánh xe.

<i><b>1.1.2. Yêu cầu</b></i>

- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thơng qua của xe.

- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu. - Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao.

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

- Hai cặp bánh rang có tỷ số truyền cố định.

<i>Hình 1.1. Cấu tạo cầu chủ động</i>

<i>1, 2, 3,4 : Các chi tiết của truyền lực chính 5 : Bánh răng vành chậu 6, 7 : ổ bi đỡ bán trục 8 : Vòng chắn dầu. 9 : Bán trục. 10 :Vỏ cầu. 11 : Bánh răng quả dứa. 12 : Bánh răng bán trục. 13 : Vỏ vi sai.</i>

<b>1.2. Truyền lực chính</b>

<i><b>1.2.1. Chức năng</b></i>

-Tăng mơmen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.

-Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.

<i><b>1.2.3. Phân loại</b></i>

Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).

-Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:

<i>Hình 1.2: Sơ đồ truyền lực chính đơn.</i>

Truyền lực chính kép có tỷ số truyền được tạo bởi 2 cặp bánh răng ăn khớp. Gồm truyền lực chính trung tâm hay truyền lực chính bên (cạnh). Truyền lực chính kép được sử dụng trên ơ tơ cần tỷ số truyền lớn khi truyền lực chính đơn không đáp ứng được.

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

Khi ôtô chạy trên đường thẳng, các bánh xe có tốc độ như nhau, do đó khơng có ảnh hưởng gì đến độ cân bằng, ổn định của xe. Nhưng khi vào cua, bánh xe phía trong có qng đường ngắn hơn bánh xe phía ngồi, do đó để xe có thể vào cua, vận tốc của bánh xe phía ngồi lớn hơn.

- Thay đổi tốc độ của các bánh xe (trái, phải) khi xe đi vào đường cong cua - Truyền momen của động cơ tới bánh xe.

- Đóng vai trị là cơ cấu giảm tốc độ cuối cùng trước khi momen xoắn truyền tới các bánh xe.

<i><b>1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai</b></i>

- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.

- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn. - Hiệu suất truyền động cao.

<i><b>1.3.3. Phân loại</b></i>

Theo công dụng chia ra: - Vi sai giữa các bánh xe.

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

- Vi sai giữa các cầu.

- Vi sai giữa các truyền lực cạnh. Theo kết cấu chia ra:

Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục khơng được giảm tải hồn tồn cịn được dùng để tiếp

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

<i>Hình 1.4: Sơ đồ các loại bán trục</i>

a.Bán trục không giảm tải: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên nửa trục .

b.Bán trục giảm tải ½: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai và ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.

c.Bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai cịn ổ tựa bên ngồi gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.

d.Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai cịn ổ tựa bên ngồi gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.

<b>1.5. Vỏ cầu</b>

<i><b>1.5.1. Công dụng của vỏ cầu</b></i>

- Đỡ toàn bộ phần được treo tác dụng lên cầu.

- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó có thể hoạt động tốt và lâu dài.

- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.

<i><b>1.5.2. Yêu cầu đối với vỏ cầu</b></i>

- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe. - Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.

- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

<b>CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ2.1. Những số liệu ban đầu</b>

<i><b>2.1.1. Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động</b></i>

Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ơtơ thực hiện: thiết kế và tính tốn cầu chủ động xe tải.

Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.

Trong phần này thiết kế và tính tốn truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.

<i><b>2.1.2. Các thơng số cho trước</b></i>

Các thông số cho trước khi thiết kế, tính tốn cầu chủ động gồm: - khối lượng tồn bộ của ơtơ : G= 2250 (kg)

- Khối lượng phân bố lên cầu sau : G

<small>2</small>

= 1350 (kg)

- Mômen cực đại của động cơ :

<i>M_emax</i>=170

(Nm) với n

<small>emax </small>

= 2000 (v/p) - Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:

+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i

<small>0</small>

= 5,225

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí :

<i>i_{h 1}</i>¿<i>4,224 i_h2</i>=2.775i<i>_{h 3}</i>=1.65 i<i>_{h 4}</i>=1

Hệ số bám của đường : φ

<small>max</small>

= 0,75

- Kích thước lốp (B-d) : 7.5-20

<b>2.2. Thiết kế tính tốn truyền lực chính</b>

<i><b>2.2.1. Xác định các thơng số cơ bản của truyền lực chínha) Chọn tải trọng tính tốn</b></i>

Đối với ơ tơ có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính tốn xác định theo moomen bám, trong đó coi mơ men giữa các cầu được phân phối tỷ lệ với trọng lượng bám:

Với: <i>M</i>_<i>_i</i> <i>G</i>_<i>_i</i>.<small>max</small>.<i>r_bx</i>- Moomen bám phân phối lên cầu thứ i. <i>G</i>_<i><small>i</small></i> - Trọng lượng bám phân phối lên cầu thứ i.

r<small>bx </small>– bán kính tính tốn của bánh xe. i<small>c</small>- tỷ số truyền lực cạnh.

i<small>0</small>- tỷ số truyền lực chính.

<i>ϕ</i>

_max _{- hệ số bám.}

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

Đối với ơ tơ có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính tốn xác định theo moomen bám, trong đó coi mơ men giữa các cầu được phân phối tỷ lệ với trọng lượng bám:

- Trọng lượng bám phân phối lên cầu thứ i. r

<small>bx </small>

– bán kính tính toán của bánh xe.

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

Hình 2.1. Quan hệ giữa L0, m

Chọn mơđun mặt mút lớn m

<small>s</small>

=12(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa ,m

<small>s </small>

Với mơmen tính tốn _ HD TKTT OTO-MAY KEO) - Chọn số răng của truyền lực chính:

Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z

<small>1</small>

=7; Z

<small>2</small>

=37 Với: Z

<small>1</small>

- là số răng của bánh răng quả dứa.

Z

<small>2</small>

- số răng của bánh răng mặt trời.

Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ) và góc ăn khớp ( ).

Theo bảng (3.2) chọn:

- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( ) Theo bảng (3.5) chọn:

Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)

Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nónchủ động là chiều trái như hình 2.1 :

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

Hình 2.2 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động

−<i>Tínhchiều dài đường sinh</i>

- Chiều dài răng:

- Chiều dài đường sinh trung bình:

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động

- Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn :

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

Chiều dài đường sinhChiều dài đường sinh

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

<i><b>2.2.3 : Tính tốn kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính</b></i>

- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :

Với: r

<small>itđ</small>

- bánh răng tương đương, i=1;2. và

- ứng suất tiếp xúc cho phép, = () (MN/m

<small>2</small>

) E = 2,15 . là môđun đàn hồi của vật liệu

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

Từ đường kính d = 50 mm chọn ổ đũa cơn ký hiệu 7510 có dxBxD là 50/23/90 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập

n là số vịng quay tính tốn của trục khi vận tốc ơtơ =50 km/h h là tổng thời gian làm việc của ổ bi

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

Tra bảng P2.11-trang 262 _”tính tốn hệ dẫn động cơ khí” : chọn ổ đũa cơn kí hiệu 7516 ổ đường kính d=80mm

<b>2.3. Tính tốn vi sai</b>

<i><b>2.3.1 Tính tốn kích thước bộ vi sai đối xứng</b></i>

Chọn số bánh răng hành tinh q = 4 (ôtô tải)

Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là m<small>s</small> = 9 Chọn số răng của bánh răng bán trục:

Đường kính vịng chia đáy lớn bánh răng bán trục Chọn số răng của bánh răng bán trục :

<i>Z =Z</i>

<i>_b</i>

=22

_răng Chọn số răng của bánh răng hành tinh :

<i>Z</i>

<i>_h</i>

=11

_răng Tính góc cơn chia của cặp bánh răng :

Góc cơn chia của bánh răng hành tinh :

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

Trong đó

<i>k</i>

<i>_σ</i>

=0,2

_{là hệ số khố vi sai đối với bánh răng cơn đối xứng .}

<i>Z =Z</i>

<i>_b</i>

=22

_răng

<i> M<small>o</small></i>=<i>M_e</i>^max<i>.i_h1.i_pt.i_o.η_tl</i>  <i>M_o</i> 680.7, 42.7,76.0,85 33281( <i>Nm</i>)

Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3.18 - [3])

[

<i>^σ<small>u</small></i>

]

_{- Ứng suất uốn cho phép,}

[

<i>^σ<small>u</small></i>

]

_{=550 MN/m}<small>2</small>

b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh;

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

Xác định K: Với các bánh răng có độ cứng HB<350 và làm việc với tải trọng không đổi nên K<small>H</small>=1. Tra bảng 3-13 (TLCTM) tìm được hệ số tải trọng động, K<small>đ</small>=1,5

Vậy hệ số tải trọng: K=1.1,5=1,5

N- Công suất của bộ truyền, chọn N= 70 mã lực ở 4000 v/p b- Chiều dài răng

+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ.

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

<i>Hình 2.4 . Sơ đồ tính tốn ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai</i>

ứng suất chèn dập dưới tác dụng của lực

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

Ứng suất chèn dập sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai: (l<small>2</small>: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai)

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

Các lực tác động lên cầu sau :

phản lực thẳng đứng tác dụng từ đường lên bánh xe trái, phải phản lực ngang của mặt đường tác dụng lên bánh xe trái, phải

<b> lực kéo tiếp tuyến </b>

là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau . là lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau

là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi ôtô chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

Hình 2.5 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi phanh :

<i><b>2.4.1.1 Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại X<small>max</small></b></i>

Khi ôtô chuyển động thẳng tính theo trường hợp tăng tốc lớn nhất.

- Phản lực Z<small>bx</small> tác dụng lên bánh xe được xác định theo trạng thái cầu sau

- Xác định lực dọc trục cực đại tác dụng lên bánh xe X<small>max</small>: Lực dọc cực đại X<small>max</small> tính theo bám:

<i>X</i><small>max</small> <i>Z_bx</i><small>2</small>.<small>max</small> 83500.0,75 62625( ) <i>N</i>

<i><b>2.4.1.2. Khi ôtô trượt ngang hoàn toàn :</b></i>

Lực bên Y<small>k</small> tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn, giả sử các lực ngang được thể hiện như hình vẽ. Khi đó phản lực thẳng đứng Z<small>t</small> và Z<small>p</small> tác dụng lên bánh xe sau bên trái và bên phải được xác định như sau:

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

-Tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau G<small>2</small>= 13500(N).

-Chiều cao trọng tâm của xe , lấy xe tham khảo (Gaz-63) h<small>g</small>=1350(mm). -Chiều rộng cơ sở của xe, lấy xe tham khảo (Gaz-63) B = 1856(mm).

Vật liệu dùng làm bán trục cần chịu được mô men xoắn lớn, liên tục trong thời gian dài. Vì vậy ta sẽ sử dụng thép hợp kim C25Mn có ứng suất xoắn cho phép là: Chọn <small></small> = 750 (MN/m<small>2</small>).

-chọn sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn là : d = 56 ( mm )

-chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là : 135mm = 0,135 m -ứng suất uốn đầu trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục :

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

d- đường kính bán trục tại tiết diện tính tốn.theo thơng số xe ta chọn

Ta chọn đường kính phần then hoa của bán trục là d<small>th</small>=65 mm (Bảng 9.3. Các thông số của mối ghép then hoa răng chữ nhật-Tr176-Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

S: quãng đường chạy của ô tô giữa hai kỳ đại tu (xe tải là 160000

Với Vtb: tốc độ trung bình của ơ tơ (xe tải là 30 km/h)

S: quãng đường chạy của ô tô giữa hai kỳ đại tu (xe tải là 160000

<b>2.5. Tính dầm cầu chủ động với bán trục giảm tải hoàn toàn</b>

Dầm cầu thiết kế là dầm cầu hàn, ta chọn hình dáng tại tiết diện đặt nhíp có dạng hình trụ trịn, các kích thước được chọn theo kích thước theo kích thước các phần đã thiết kế và theo xe tham khảo. Sau khi đã chọn được kích thước ta tính bền cho dầm cầu ở vị trí đặt nhíp. Ta chọn các đường kính ở mặt cắt đặt nhíp như sau:

D = 120(mm) d = 100 (mm). Mômen chống uốn xoắn tổng hợp là:

W<small>th</small>= 0,1.D.[1- (d/D)<small>4</small>]= 0,0062(m<small>3</small>).

<i><b>2.5.1. Tính khi có lực kéo cực đại</b></i>

Phản lực Z<small>bx</small> gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu với: M<small>uđ</small> = Z<small>bx</small>.l

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

Lực dọc X gây uốn trong mặt phẳng dọc của xe M<small>un</small> = X<small>max</small>.l và gây xoắn dầm cầu

Vậy dầm cầu đảm bảo đủ bền

Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên dầm cầu là:

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<i>Hình 2.6. Sơ đồ lực và biểu đồ mômen tác dụng lên dầm cầu khi có lực dọc max</i>

<i><b>2.5.2 : Tính khi trượt ngang hồn tồn</b></i>

Các lực được biểu diễn như hình trên, khi đó ta có mơmen uốn tại điểm đặt nhíp bên trái và bên phải lần lượt là:

Lực bên <i>Y<small>k</small></i> tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn và gây uốn dầm cầu trên mặt phẳng ngang dưới sự tác động của <i>Z<small>t</small></i> và <i>Z<small>p</small></i> lên bánh xe.

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

<small></small> <i><small>u</small></i> <small></small>

^

<i><small>u</small></i>

^

<small></small>⁸⁰⁽<i><small>MN m</small></i>^/ ²^). Vậy độ bền uốn đảm bảo.

<i>Hình 2.7. Sơ đồ lực và biểu đồ mômen tác dụng lên dầm cầu khi trượt ngang</i>

Mômen uốn do tải trọng động gây ra:

M<small>uđ</small>= Z<small>đ</small>.l = 13500.0,6 = 8100 (N.m).

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

Vậy độ bền uốn đảm bảo

<b> TÀI LIỆU THAM KHẢO</b>

[1]. Nguyễn Hữu Hường – Phạm Xuân Mai – Ngô Xuân Ngát - Hướng dẫn đồ án môn học : “Thiết kế và tính tốn ơ tơ - máy kéo” tập 1 - NXB ĐHQG TPHCM – 2005.

[2]. Nguyễn Hữu Cẩn – Trương . Minh Chấp – Dương Đình Khuyến – Trần Khang -Giáo trình “Thiết kế và tính tốn ô tô - máy kéo” - NXB ĐHQGHN – 1978.

[3]. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm - Thiết kế Chi Tiết Máy - NXB GD – 1969.

[4]. Lê Công Dưỡng (chủ biên) - Vật liệu học - NXB KH&KT - 1997.

[5]. PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I - NXB Giáo Dục – 2006.

</div>