thiết kế cầu xe cho ôtô chở khách loại nhỏ

Chơng I
phân tích đặc điểm kết cấu cầu xe
và chọn phơng án thiết kế
1.1 Yêu cầu đối với cầu xe
Cầu xe chủ động là tổng thành cuối cùng trong hệ thống truyền lực. Nó có
chức năng là tăng mô men, truyền mô men và phân phối mô men xoắn tới các
bánh xe chủ động. Mặt khác nó còn nhận phản lực từ mặt đờng tác dụng lên
và đỡ toàn bộ phần trọng lợng của xe phân bố lên cầu.
Cầu chủ động của ô tô bao gồm các cụm tổng thành sau:
- Truyền lực chính
- Cơ cấu vi sai
- Bán trục
- Dầm cầu
Để đảm bảo khả năng làm việc cầu xe phải đạt đợc các yêu cầu sau :
- Bảo đảm truyền lực đều, có tỷ số truyền hợp lý phù hợp với chất lợng kéo
và tính kinh tế nhiên liệu.
- Hiệu suất truyên động cao, làm việc không ồn.
- Kích thớc nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe.
- Trọng lợng nhỏ để giảm tải trọng động.
- Đảm bảo động học đúng các bánh xe dẫn hớng và toàn xe khi quay vòng.
1.2 Truyền lực chính
Truyền lực chính là một bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó có nhiều loại
mỗi loại có những u điểm và nhợc điểm riêng nh :
- Truyền lực chính đơn
- Truyền lực chính kép
- Truyền lực chính hai cấp
1.2.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu
Truyền lực chính có những công dụng nh sau :
- Truyền và thay đổi mô men
- Thay đổi phơng truyền lực
Truyền lực chính đợc phân loại dựa theo nhiều tiêu chỉ nh :

a/ Theo đặc điểm cấu tạo bộ truyền :
- Truyền động thông thờng (đờng tâm trục chủ động và trục bị động cắt
nhau)
- Truyền động hypôit (đờng tâm trục chủ động và trục bị động không cắt
nhau)
- Truyền động trục vít
- Truyền động xích
b/Theo số cặp bộ truyền :
- Truyền lực chính đơn
- Truyền lực chính kép
c/Theo số lợng tỷ số truyền :
- Truyền lực chính một cấp
- Truyền lực chính nhiều cấp
1
Để bảo đảm khả năng làm việc truyền lực chính cần đạt các yêu cầu:
- Đảm bảo tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm hiệu suất cao ngay cả khi
nhiệt độ và số vòng quay thay đổi.
- Đảm bảo đủ bền, độ cứng vững cao, gối đỡ làm việc không ồn, kích thớc
nhỏ gọn.
1.2.2 Phân tích kết cấu của các loại truyền lực chính
Sau đây ta đi phân tích kết cấu cụ thế của các loại truyền lực này và chọn
phơng án thiết kế cho bài toán .
1.2.2.1 Truyền lực chính đơn
a/truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng :
Đợc bố trí dới một góc 90
0
nhng có khi đợc bố trí dới một góc khác
90
0
* u điểm :

Dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ
* Nhợc điểm :
- Số răng ít nhất của bánh răng nhỏ phải lớn hơn 9. Nếu nhỏ hơn 9 sẽ xuất
hiện hiện tợng cắt chân răng.
- Nếu xe có tỷ số truyền lớn thì kích thớc của bộ truyền lớn.
- Làm việc ồn, hiệu suất thấp, số răng ăn khớp đồng thời ít.
Do nhiều nhợc điểm nên hiện nay loại này ít đợc sử dụng.
b/ truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn :
Gồm bánh răng chủ động đợc chế tạo liền trục còn bánh răng bị động đợc
chế tạo rời thành vành răng. Vành răng sau khi chế tạo đợc lắp ghép cố định
với vỏ vi sai thành một khối.
* u điểm :
- Số răng nhỏ nhất của bánh răng chủ động có thể 6-7 mà vẫn đủ bền và bảo
đảm ăn khớp tốt.
- Khi bộ truyền có tỷ số truyền lớn thì kích thớc và trọng lợng của cầu xe
nhỏ gọn và đảm bảo đợc tính năng thông qua cao.
- Làm việc êm dịu do có nhiều răng đồng thời ăn khớp.
- Có khả năng truyền lực và mô men lớn, khả năng chống mòn tốt.
- Gia công đợc trên các máy cắt có năng suất cao.
* Nhợc điểm :
- Phát sinh lực chiều trục ở tâm ăn khớp và phơng của lực thay đổi theo
chiều quay của bánh răng
- Nếu chiều xoắn của răng và chiều quay của bánh răng trùng nhau thì lực
chiều trục sẽ hớng từ đáy đến đỉnh của bánh răng nón nên có thể gây hiện t-
ợng kẹt răng. Còn nếu chiều xoắn của răng và chiều quay của bánh răng ngợc
nhau thì lực chiều trục sẽ đẩy bánh răng chủ động rời khỏi bánh răng bị động.
Loại này đợc sử dụng trên nhiều loại xe, nhất là các loại xe con.
c/ truyền lực chính hypôit :
Nó có đặc điểm là đờng tâm của bánh răng chủ động và bánh răng bị động
đợc bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục e. Trục chủ động có thể đợc bố trí

dới hay trên tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật của từng xe.
* u điểm :
2
- Khi cùng kích thớc với bộ truyền bánh răng côn răng xoắn thì bộ truyền
hypôit có tỷ số truyền lớn hơn
i
0
=
1
2
Z
Z
.
1
2
cos
cos


[1.1]
Trong đó:
i
0
- Tỷ số truyền của bộ truyền hypôit
Z
1
,Z
2
-Số răng của bánh răng chủ động và bị động

1
,
2
-Góc nghiêng đờng răng của bánh răng chủ động và bị động [độ]
- Số răng của bánh răng chủ động nhỏ nhất có thể 5-6 mà vẫn đủ bền và ăn
khớp tốt.
- Làm việc êm dịu.
- Hiệu suất cao (0,94- 0,96)
- Khi chế tạo bộ truyền không đòi hỏi vật liệu thật tốt.
- Có thể dịch chuyển đợc trục của bánh răng chủ động so với bánh răng bị
động một khoảng dịch trục là: e=(0,1- 0,2).d
2
- Trục có kết cấu vững, độ bền cao, làm việc êm dịu do đờng kính bánh
răng chủ động lớn.
- áp suất tổng hợp lên bề mặt răng giảm (25-30)% so với bánh răng côn
xoắn cùng kích thớc.
* Nhợc điểm :
- Có sự trợt giữa các răng theo cả chiều dọc và chiều ngang do đó mà phải
dùng dầu bôi trơn chuyên dùng.
- Khi lắp ráp bộ truyền đòi hỏi phải chính xác, bánh răng chủ động phải có
điểm tựa thật chắc chắn.
Loại này đợc sử dụng rất nhiều trên xe, nhất là các loại xe tải.
d/ truyền lực chính trục vít bánh vít :
Đợc sử dụng trên xe có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thớc bộ truyền
phải nhỏ gọn. Đặc điểm của truyền động trục vít bánh vít là có thể trục vít
đặt trên hoặc đặt dới.
* u điểm :
- Làm việc êm do số răng ít, kích thớc nhỏ, tỷ số truyền lớn.
- Có thể đặt vi sai ngay giữa cầu xe nên cầu xe có kết cấu đối xứng, dễ tháo
lắp.

- Đối với xe 3 cầu chủ động thì bộ truyền có khả năng truyền mô men quay
lên cả 2 cầu chủ động thông qua 1 trục.
- Khi đặt trục vít xuống dới thì hạ thấp trọng tâm.
- áp suất riêng chỗ tiếp xúc răng của bộ truyền nhỏ.
* Nhợc điểm :
- Hiệu suất thấp do ma sát lớn, có hiện tợng tự hãm, lực chiều trục lớn.
- Khi trục vít dới bánh vít thì khoảng sáng gầm xe giảm nhng làm tăng góc
lệch trục các đăng.Trục vít trên thì tăng khoảng sang gầm xe nhng khó khăn
trong bôi trơn bộ truyền.
- Chế tạo trục vít bánh vít phức tạp, bánh vít thờng chế tạo bằng kim loại
màu (thờng là đồng).
1.2.2.2 Truyền lực chính kép

3

Truyền lực chính kép là bộ truyền sử dụng 2 cặp bộ truyền ăn khớp, so với
truyền lực chính đơn thì truyền lực chính kép có tỷ số truyền lớn hơn mà vẫn
đảm bảo khoảng sáng gầm xe tốt .
Truyền lực chính kép đợc sử dụng nhiều trên xe 2 cầu, 3 cầu và xe có tải
trọng lớn.
a/Truyền lực chính kép trung tâm :
Cặp bánh răng côn xoắn và cặp bánh răng trụ đợc bố trí thành một cụm.
Khi đó hai cặp bánh răng ăn khớp đặt trong cùng một vỏ cầu và vi sai đặt ngay
sau cặp bánh răng thứ hai. Phơng án này trục của bánh răng côn và trục của
bánh răng trụ nằm trong một mặt phẳng và vuông góc với nhau.
b/Truyền lực chính kép bố trí tách cụm :
Thờng bánh răng côn cùng bộ vi sai ở trung tâm còn các bánh răng trụ đặt
ở sờn xe hình thành hộp giảm tốc bánh xe (truyền lực cạnh).Truyền lực cạnh
có thể là cặp bánh răng trụ ăn khớp trong, ăn khớp ngoài hoặc bộ truyền hành
tinh.

1.2.2.3 Truyền lực chính hai cấp
Sử dụng trên ô tô khi cần thiết phải mở rộng khoảng tỷ số truyền của hệ
thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu các cụm của nó. Số
truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển động trong điều kiện
đờng khó khăn (đờng xấu, đờng đồi núi) để khắc phục những lực cản chuyển
động lớn. Sử dụng số truyền cao trong điều kiện đờng tốt hoặc khi xe chở non
tải cho phép nâng cao tính kinh tế nhiên liệu, vận tốc trung bình của ô tô và
giảm mô men xoắn trong dẫn động đến các bánh xe chủ động.
Từ những phân tích kết cấu và xem xét u nhợc điểm của các loại truyền lực
trên, áp dụng cho bài toán thiết kế này tôi chọn truyền lực chính đơn kiểu
bánh răng côn răng xoắn thờng.
Vật liệu chế tạo bánh răng truyền lực chính là thép hợp kim chất lợng cao
nh : 152, 20,Bánh răng đợc xêmăngtit với độ sâu 1,2-1,5
mm và tôi trong dầu.
1.3 Vi sai
Vi sai là bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó gồm nhiều loại khác nhau
nh :
- Vi sai bánh răng côn đối xứng.
- Vi sai tăng ma sát.
- Vi sai loại cam.
4
H-1.1 Truyền lực chính
kép
- Vi sai kiểu trục vít.
1.3.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu
Vi sai có những công dụng nh sau :
Đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay đợc với các tốc độ góc khác nhau,
đồng thời dùng để phân chia mô men xoắn cho các bánh xe của một cầu xe
chủ động hoặc cho các cầu xe chủ động của một xe.
Vi sai đợc phân loại dựa theo nhiều tiêu chỉ nh :

a/ Theo công dụng :
- Vi sai giữa các bánh xe
- Vi sai giữa các cầu xe
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh
b/ Theo đặc điểm phân bố mô men :
- Vi sai đối xứng
- Vi sai không đối xứng
c/ Theo đặc điểm kết cấu vi sai :
- Vi sai bánh răng
- Vi sai trục vít-bánh vít
- Vi sai cam
d/ Theo phơng pháp khoá vi sai :
- Vi sai gài cỡng bức
- Vi sai gài tự động
e/ Theo hệ số khoá vi sai :
k
=
0
M
M
ms
[1.2]
Trong đó: M
ms
-Mô men ma sát [Nm]
M
0
Mô men trên vỏ vi sai [Nm]
- Vi sai ma sát trong bé k

< 0,2
- Vi sai ma sát trong cao k

= 0,2- 0,7
- Vi sai khoá hoàn toàn k

> 0,7
Để bảo đảm khả năng làm vi sai cần đạt các yêu cầu:
- Phân phối mô men cho các bánh xe một cách hợp lý
- Bảo đảm cho các bánh xe quay với các vận tốc góc khác nhau. Khi quay
vòng các hệ số cản trên một cầu khác nhau và hệ số bám khác nhau
- Hiệu suất làm việc cao, độ tin cậy làm việc tốt, kích thớc và trọng lợng
nhỏ.
1.3.2 Phân tích kết cấu các loại vi sai
Sau đây ta phân tích kết cấu của các loại vi sai và đa ra phơng án thiết kế
cho bài toán .
1.3.2.1 Vi sai bánh răng côn đối xứng
Vi sai đối xứng thuộc loại vi sai có ma sát trong bé. Về mặt kết cấu xe có
tải trọng lớn và xe có tải trọng bé vi sai nh nhau chỉ khác ở số bánh răng vi
sai, ở kết cấu vỏ vi sai và các bánh răng bán trục. Số bánh răng hành tinh phụ
thuộc vào mô men xoắn đặt trên vỏ vi sai và bánh răng hành tinh với vỏ vi sai
có thể tháo rời đợc hoặc liền nhau. Tổng số răng của bánh răng bán trục chọn
bằng bội số của số của số răng bánh răng hành tinh. Mặt tháo rời thờng đi qua
trục của các bánh răng hành tinh, các nữa hộp đợc lắp đồng tâm nhờ các gờ.
5
Mặt bích của vỏ vi sai dùng lắp ghép bánh răng bị động của truyền lực trung -
ơng. Giữa các mặt tỳ của bánh răng hành tinh mặt cầu thờng có đĩa đồng để
giảm ma sát và để dễ đặt đúng các bánh răng vi sai.
Hãm vi sai có thể bằng ly hợp có vấu, ly hợp răng và ly hợp chốt .Dẫn
động hãm vi sai có thể bằng cơ khí , bằng điện khí, bằng thuỷ lực. Dẫn động

hãm vi sai loại cơ khí có cần gạt bố trí trên dầm cầu chủ động hoặc đặt cạnh
ngời lái, loại này có nhợc điểm là ngời lái chỉ sử dụng nó khi ô tô đã bị trợt
quay và không có khả năng tự di động nữa.
* u điểm :
- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành hạ
- Việc phân phối mô men xoắn cho các bánh xe chủ động thích hợp với
những trờng hợp xe chạy trên đờng tốt hoặc điều kiện chuyển động của hai
bánh xe nh nhau.
- Giảm tải trọng động cho dẫn động các bánh xe, giảm mòn lốp, giảm suất
tiêu hao nhiên liệu và điều khiển dễ dàng.
* Nhợc điểm :
Ma sát của bộ vi sai bé nên giảm khả năng thông qua của xe khi một bánh
xe nằm ở đờng lầy.
Loại này hiện nay đợc sử dụng phổ biến và nhất là trên các loaị xe du lịch
và xe tải trọng nhỏ.
1.3.2.2 Vi sai tăng ma sát
Loại này ngày càng đợc sử dụng nhiều. Tăng ma sát trong loại vi sai hình
nón bằng cách thiết kế thêm vào kết cấu ly hợp ma sát đĩa đặt giữa một trong
hai bán trục và hộp vi sai. Vi sai tăng ma sát đợc ứng dụng khả rộng rãi, vi sai
tăng ma sát có thể một hoặc hai ly hợp ma sát. Trong loại vi sai này trục chữ
thập đợc thay thế bằng hai trục cắt nhau theo góc vuông. Hai trục này có khả
năng dịch chuyển với nhau theo cả hai chiều trục lẫn chiều góc nghiêng, nhờ
các mặt nghiêng tơng ứng ở các đầu trục. Ngoài ra trên vi sai còn các cốc
trung gian nằm trên then hoa của bán trục giống nh các bánh răng bán trục.
Khi các bánh răng hành tinh không quay lực truyền đến các bán trục, cũng nh
trong trờng hợp vi sai có ma sát trong bé. Khi các bánh răng hành tinh quay
các mặt nghiêng của trục sẽ bị dịch chuyển đi nh thế nào để lực trên ly hợp ma
sát truyền qua cốc trung gian sẽ tăng lên đối với bán trục quay nhanh.
Trị số mô men hãm sẽ không phải là một hằng số mà sẽ tỉ lệ với mô men
truyền lên các bánh xe.

1.3.2.3 Vi sai loại cam
Có nhiều loại khác nhau loại cam đặt hớng kính và loại cam đặt hớng trục.
Đây là loại vi sai có ma sát trong cao. Vi sai cam mà con chạy đặt theo hớng
kính nằm giữa các vành có dạng cam của bán trục. Các con chạy đợc đặt vào
vòng ngăn cách ở giữa, vòng này gắn với vỏ vi sai và là phần tử chủ động.
Vòng ngăn cách tác dụng vào con chạy một lực P và ép con chạy vào vành
cam ngoài với một lực P
1
'
và vào vành cam trong với lực P
2
'
. P
1
'
và P
2
'
tác dụng
thẳng góc với mặt bên của các vành cam. Khi cả hai bánh xe chủ động chịu
lực cản nh nhau thì vận tốc góc của vòng giữa và các vành cam bằng nhau.
Nếu một trong các bánh xe chủ động có khuynh hớng tăng vận tốc góc, các
chi tiết của vi sai sẽ bắt đầu có dịch chuyển tơng đổi với nhau nên trên các mặt
6
bên của vành cam phát sinh lực ma sát hớng về các phía khác nhau đối với
vành cam quay nhanh và vành cam quay chậm.
Số mặt lồi lõm trên các vành cam của các bán trục phải khác nhau. Vì nếu
chúng bằng nhau thì khi hộp của vi sai quay tới vị trí nào đó, các con chạy chỉ
dịch chuyển theo chiều hớng kính và lực sẽ không truyền đến vành hình cam
nữa.

Đối với loại vi sai cam đặt hớng trục, các con chạy đợc đặt trong vòng ngăn,
vòng ngăn gắn liền với vỏ vi sai. Số mặt lồi lõm của các vành cam sinh ra mô
men mạch động khi vi sai làm việc nên vi sai chống mòn.
Trong loại vi sai hai dãy mô men mạch động đợc khắc phục vì trong loại
này ngời ta làm số mặt cam lồi lõm trên hai vành cam nh nhau.
Loại vi sai cam hai dãy với các con chạy bố trí theo hớng kính mỗi dãy con
chạy tác dụng tơng ứng với dãy mặt cam của nó. Cho nên khi một dãy mặt
cam trong dịch chuyển tơng đối với dãy mặt cam ngoài, thì lúc ấy các mặt dãy
cam ngoài nằm ở vị trí đối xứng. Nếu một dãy cam chạy nằm ở vị trí không
truyền đợc mô men thì dãy thứ hai sẽ truyền mô men ấy.
Loại vi sai cam hai dãy có con chạy bố trí theo hớng trục, các cam có thể
làm với các hình dạng mặt bên khác nhau, thờng dạng đờng xoắn ốc Acsimet.
Sự dịch chuyển theo hớng kính của một điểm bất kỳ của dạng mặt bên này tỷ
lệ với góc quay của cam.
Loại vi sai cam đợc sử dụng phổ biến với xe có tải trọng lớn.
1.3.2.4 Vi sai kiểu trục vít
Đây là loại vi sai có ma sát trong cao, sử dụng làm vi sai giữa các bánh xe.
Trong vỏ của vi sai gồm ba phần: các bánh răng bán trục ăn khớp với các bánh
răng hành tinh. Các bánh hành tinh gắn với nhau nhờ các bánh vít hành tinh
phụ quay quanh các trục gắn trong hộp.
Vi sai loại trục vít làm việc êm dịu và lâu mòn. Về kết cấu nó phức tạp hơn
và đắt hơn loại vi sai cam. Loại vi sai này thờng áp dụng cho các loại xe tải
trọng lớn.
Qua phân tích kết cấu các loại vi sai và áp dụng vào điều kiện cụ thể của đề
tài Thiết kế cầu xe cho xe chỉ huy UAZ-31512 ta chọn loại vi sai bánh răng
côn đối xứng.
1.4 Bán trục
Bán trục là bộ phận dùng để truyền lực tới bánh xe, nó có nhiều loại khác
nhau tuỳ theo cách phân loại .
1.4.1 Công dụng, phân loại,yêu cầu

Bán trục có những công dụng :
- Truyền mô men xoắn từ truyền lực chính đến các bánh xe chủ động
- Chịu một phần tải trọng từ mặt đờng truyền lên qua bánh xe.
Bán trục đợc phân loại theo các chỉ tiêu sau đây :
a/ Theo kết cấu của cầu :
- Cầu liền .
- Cầu rời.
7
b/ Theo mức độ chịu lực hớng kính và lực chiều trục :
- Loại bán trục không giảm tải.
- Loại bán trục giảm tải một nửa.
- Loại bán trục giảm tải ba phần t.
- Loại bán trục giảm tải hoàn toàn.
Để bảo đảm khả năng làm bán cần đạt các yêu cầu:
a/ Dù hệ thống treo nằm ở vị trí nào truyền động đến các bánh xe chủ động
cũng phải đảm bảo truyền hết mô men xoắn đến các bánh xe chủ động.
b/ Khi truyền mô men quay vận tốc góc của các bánh xe chủ động cũng nh
bánh xe dẫn hớng đều không thay đổi.
1.4.2 Phân tích kết cấu các loại bán trục
Để chọn đợc phơng án thiết kế hợp lý, sau đây chúng ta đi phân tích kết cấu
của một số loại bán trục .
1.4.2.1 Loại bán trục không giảm tải
Khi đó ổ bi trong và ổ bi ngoài đều đặt trực tiếp trên bán trục, trờng hợp
này bán trục chịu toàn bộ các lực. Mô men uốn gây nên do lực vòng từ bánh
răng chậu chuyển về đầu bán trục, mô men xoắn M
x
, phản lực thẳng đứng từ
bánh xe Z
bx
, lực kéo X

k
, lực phanh X
p
, lực cản trợt ngang Y xuất hiện khi ô tô
đi trên đờng nghiêng hay quay vòng, nghĩa là tất cả các ngoại lực từ phía đờng
và lực vòng của bánh răng chậu.
Loại bán trục không giảm tải hiện tại các ô tô đều không dùng.
H-1.2 Bán trục không giảm tải
1.4.2.2 Loại bán trục giảm tải một nửa
Khi đó ổ bi trong đặt trên vỏ vi sai còn ổ bi ngoài đặt ngay trên bán trục,
bán trục sẽ chịu các lực và mô men sau:
Từ phía mặt đờng: có các lực và phản lực Z
bx
, X
k
, X
p
, Y.
Về mô men có M
k
, M
p
, M
z
, M
y
.
Về phía vi sai có phản lực R, Y và mô men M
k
hay M

p
.
Loại bán trục giảm tải một nửa đợc dùng ở các máy kéo và một số xe du
lịch nh : Mockơvic, Zil-110
8
H-1.3 Bán trục giảm tải một nửa
1.4.2.3 Loại bán trục giảm tải ba phần t
Loại này ổ bi trong đựoc đặt trên vỏ vi sai còn ổ bi ngoài đặt trên dầm cầu
và lồng vào trong moayơ của bánh xe.
Bố trí nh vậy bán trục chỉ chịu tác dụng của mô men xoắn M
k
hay mô men
phanh M
p
và phản lực tác dụng ngang của đất Y.
Các lực kéo tiếp tuyến X
k
và phản lực của đất thẳng đứng Z
bx
do dầm cầu
chịu .
ở loại này ổ bi ngoài có thể là ổ bi cầu hai dãy, có thể là ổ bi đũa nhng chỉ
có một ổ.
Loại bán trục giảm tải ba phần t có kết cấu tơng đối đơn giản nên đợc dùng
ở ô tô con nh M-20 và một số ô tô tải M-1.
H-1.4 Bán trục giảm tải ba phần t

1.4.2.4 Loại bán trục giảm tải hoàn toàn
Nó chỉ khác loại giảm tải ba phần t là ổ bi ngoài là hai ổ bi đặt gần nhau (có
thể là một ổ bi cầu và một ổ bi côn). Nh vậy bán trục chỉ chịu tác dụng của mô

men M
k
hay M
p
từ phía vi sai (khi phanh bằng phanh trung ơng) và mô men
M
k
hay M
p
từ phía đờng tác dụng lên (khi hãm bằng phanh trung ơng)
Các lực X
k
, Y, Z
bx
sẽ không truyền đến trục mà chỉ truyền đến dầm cầu.
9

H-1.5 Bán trục giảm tải hoàn toàn
* u điểm :
- Nó chỉ chịu mô men xoắn tác dụng lên bán trục khi xe hoạt động.
- Kích thớc của bán trục không yêu cầu lớn mà vẫn bảo đảm truyền tốt mô
men xoắn đến các bánh xe.
- Khi bán trục bị vỡ thì vẫn có thể kéo xe mà không cần dùng thiết bị phụ
khác.
* Nhợc điểm :
Do trục của moayơ bánh xe và bánh răng bán trục của bộ vi sai ở cầu xe
không đồng trục nên khó giữ bán trục vuông góc với bánh xe. Vì vậy khi xiết
bu lông bắt bán trục với moayơ bánh xe sẽ phát sinh biến dạng uốn ở bán trục
và đầu phía trong của bán trục tựa trên thành lỗ của bánh răng bán trục của bộ
vi sai.

Loại này sử dụng phổ biến trên du lịch, ô tô chở khách, các xe vận tải trung
bình và lớn nh: Gaz-53, Maz-200, Zil-150,
Qua phân tích nhợc điểm các loại bán trục và áp dụng cho bài toán thiết kế
tôi chọn loại bán trục giảm tải hoàn toàn.
Vật liệu chế tạo bán trục thờng là thép hợp kim trung bình nh :
40,40,40,30,
1.5 Dầm cầu
Dầm cầu là bộ phận rất quan trọng của cầu xe, dầm cầu thờng đợc làm bắng
vật liệu gang hay thép .
1.5.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu
Dần cầu có những công dụng sau :
- Để bảo vệ các cụm cơ cấu bên trong (vi sai, truyền lực chính, ) tránh
chảy dầu bơi trơn ra ngoài, tránh lọt bụi, lọt nớc, vào các cơ cấu bên trong
vỏ cầu.
- Với hệ thống treo phụ thuộc còn dùng để đỡ toàn bộ trọng lợng của phần
đợc treo của xe phân bố lên cầu đó. Nó còn nhận và truyền các phản lực, các
mô men phát sinh do tác động tơng hỗ giữa bánh xe với mặt đờng lên khung
xe hoặc vỏ xe.
Dầm cầu đợc phân loại theo các chỉ tiêu sau :
10
a/ Theo đặc điểm kết cấu :
- Dầm cầu ghép
- Dầm cầu liền
b/ Theo phơng pháp chế tạo :
- Dầm cầu đúc
- Dầm cầu dập hàn
c/ Theo công dụng của cầu xe :
- Cầu không dẫn hớng không chủ động
- Cầu chủ động và dẫn hớng
- Cầu chủ động không dẫn hớng

- Cầu dẫn hớng không chủ động
1.5.2 Phân tích một số kết cấu dầm cầu
Để chọn đợc phơng án thiết kế hợp lý sau đây ta đi phân tích u nhợc điểm
của một số loại dầm cầu .
1.5.2.1 Dầm cầu liền
Dầm cầu chế tạo bằng phơng pháp đúc, nó có trọng lợng lớn, kích thớc lớn,
độ cứng vững cao. Vì là vỏ cầu ghép nên việc tháo lắp vỏ vi sai và truyền lực
chính ra để điều chỉnh và thay thế dễ dàng hơn so với vỏ cầu loại liền.
Nếu vỏ cầu chế tạo bằng phơng pháp dập hàn thì trọng lợng và kích thớc
nhỏ gọn hơn và giá thành hạ hơn chế tạo bằng phơng pháp đúc (trọng lợng
giảm 30%) song nó có nhợc điểm là độ cứng vững không cao, để khắc phục
ngời ta có những biện pháp kết cấu và công nghệ tăng cứng.
Dầm cầu liền đợc áp dụng phổ biến với các loại xe tải trọng vừa và lớn, hiện
nay nó cũng sử dụng với các xe tải, xe kéo nhng có các biện pháp kết cấu để
tăng cứng vững cho vỏ.
1.5.2.2 Dầm cầu rời
Loại này có thế chế tạo bằng phơng pháp đúc hoặc dập hàn. Một số ô tô vận
tải hạng trung sử dụng vỏ cầu ghép đợc gia công bằng phơng pháp đúc, ở mặt
trong và mặt ngoài đợc gia công các gân tăng cứng.
Vỏ cầu chế tạo bằng phơng pháp hàn dập có độ cứng vững và độ bền không
cao. Nếu trờng hợp một phần chi tiết của vỏ cầu bị hỏng thì không thế tháo rời
ra để thay thế mà phải thay thế toàn bộ vỏ cầu rất tốn kém.
Dầm cầu tháo rời đợc tuy cứng vững không cao song lại thuận tiện trong
tháo lắp các cụm chi tiết của cầu xe nên nó đợc sử dụng nhiều trên xe con và
xe tải trọng nhỏ.

Trên cơ sở phân tích về kết cấu và u nhợc điểm các chi tiết của cầu xe, áp
dụng cho trờng hợp của đề tài thiết kế cầu xe cho ôtô chở khách loại nhỏ có
công thức bánh xe 4x2, tôi chọn phơng án thiết kế cầu chủ động là:
- Truyền lực chính đơn hypôit

- Vi sai đối xứng
Chơng Ii
tính toán thiết kế cầu xe
11
2.1 Các số liệu ban đầu
Để làm cơ sở cho tính toán thiết kế theo đề tài sau đây tôi đa ra các thông
số tham khảo của xe khách nhỏ:
Me
max
=17KG.m
Ga1=1280KG n
M
=2500 v/ph
Ga2=1920KG Ne
max
= 76 ml
Loại động cơ: Điêzen n
N
= 4000 v/ph
Loại truyền lực chính : đơn, hypôit
Loaị bánh xe: BX 215/70R15
Tỉ số truyền của hộp số , truyền lực chính:
4,17;2,24;1,47;1,00;0,82;5,14;
A. Thiết kế tính toán truyền lực chính ( tlc ).
2.2 Đặc điểm kết cấu của truyền lực chính đơn hypôit.
Truyền lực chính (TLC)đơn hypôit là loại TLC có một cặp bánh răng
nón ăn khớp trong không gian và có hai trục không cắt nhau.
- Ưu điểm :
+Trục của bánh răng chủ động dịch chuyển đợc so với bánh răng bị
động (độ dịch chuyển) do đó hạ thấp đợc trọng tâm của ô tô, cho phép tăng độ

ổn định, tăng vận tốc chuyển động của ô tô.
+So với cặp bánh răng nón có hai trục cắt nhau có cùng tỉ số truyền và
cùng truyền một mô men thì đờng kính của bánh răng chủ động trong truyền
động hypôit lớn hơn và trục của bánh răng chủ động cũng lớn hơn . Do đó
kết cấu vững hơn, độ bền lớn hơn và làm việc êm dịu hơn.
+áp suất tổng hợp lên răng giảm 25 30% so với bánh răng nón có cùng
kích thớc nên tăng đợc độ bền.
- Nhợc điểm:
+Sự trợt của các răng tăng theo cả hai chiều chiều dài và mặt cạnh nên
phải
dùng dầu bôi trơn đặc biệt.
+Đòi hỏi phải lắp ráp chính xácvà bánh răng chủ động phải có điêm tựa
thật chắc
12
chắn.
2.3 Các thông số cơ bản của truyền lực chính.
2.3.1 Các thông số của cặp bánh răng nón.
a. Các thông số sơ bộ.
- Tỉ số truyền : i
0
= 5,14
- Số răng: +Bánh nhỏ: Z
1
chọn theo i
0
ta có Z
1
= 6 ;
+ Bánh lớn: Z
2

= i
0
.Z
1
=5,14.6= 30,84 .
Lấy Z
2
= 30
- Chiều dài nón: L =
3
0max
.iMe

Me
max
= 17KG.m i
0
=5,14;
suy ra L = 96 mm
- Mô đun mặt mút lớn:

s
m
=
2
2
2
1
.2
ZZ

L
+
= 6,27 mm.
Lấy m
s
=6mm.
- Chọn góc ăn khớp
n
= 20
0

góc nghiêng của răng
1
= 50
0
;
2
= 30
0

b.Các thông số hình học của cặp bánh răng truyền lực chính .
13
13
- Mô đun pháp tuyến :
m
n1
= m
s
.cos
1

= 6.0,643 = 3,858 mm.
m
n2
= m
s
.cos
2
= 6.0,866 =5,196 mm.
- Góc ăn khớp trong tiết diện mặt mút lớn(
s
):
tg
s1
=
1
cos


n
tg
=
643,0
364,0
= 0,566


s1
= 29
0
31

tg


s2
=
2
cos


n
tg
=
866,0
364,0
= 0,420


s2
= 22
0
47
- Đờng kính vòng chia:
+ Bánh răng chủ động: d
1
= m
s
.Z
1
= 6.6 = 36 mm.

+ Bánh răng bị động: d
2
= m
s
.Z
2
=6.30 = 180 mm.
- Góc mặt nón lăn:
tg
1
=
0
1
i
= 0,146 >
1
= 8
20
0


2
= 90
0
-
1
= 81
0
40
- Tính lại chiều dài nón(L): L = m

s

2
Z
2
2
2
1
Z+
= 129,7 mm.
Lấy L= 130 mm.
- Chiều cao đầu răng : h = m
s
= 8 mm.
- Chiều cao chân răng : h = 1,25 .m
s
= 1,25 .6 = 7,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b =
l
.L
với
l
là hệ số chiều rộng bánh răng ,chọn
l
= 0,3 ta có :
b = 0,3.130 =39 mm.
- Mô đun mặt pháp tuyến của răng:
+ Bánh răng chủ động :
m
n1

= m
s
.(1- 0,5
L
b
) cos
1
=6(1- 0,5.0,3) 0,643 = 4,43 mm.
14
m
n2
= m
s
.(1- 0,5
L
b
) cos
2
=6(1- 0,5.0,3) 0,866 = 5,975 mm.
+ Bánh răng bị động :
- Số răng tơng đơng :
+ Z
tđ1
=
1
2
1
1
cos.cos
Z

=
2
643,0.99,0
6
= 14,66
+ Z
tđ2
=
2
2
2
2
cos.cos
Z

= 17,32
- Đờng kính vòng tròn chia tơng đơng :
d
tđ1
= Z
tđ1
. m
s
= 14,66 .6 = 87,96 mm.
d
tđ2
= Z
tđ2
. m

s
= 374,45 . 6 = 103,92 mm.
- Đờng kính trung bình :
d
tb1
= d
1
.(1- 0,5
L
) = 36.(1- 0,5 .0,3) =30,6 mm.
d
tb2
= d
2
.(1- 0,5
L
) = 180.(1- 0,5 .0,3) = 153 mm.
- Khoảng dịch trục (e): e = (0,1 ữ 0,25) .D
2
với D
2
là đờng kính vòng tròn nguyên của bánh răng bị động ở đáy nón
cơ sở
D
2
= 2L.sin
2

=2.130.0,66=171,6 mm.

Lấy e = 40 mm.
2.3.2 Tính lực tác dụng lên các bánh răng .
a.Lực tác dụng lên bánh răng chủ động .
- Lực vòng : P
(1)
=
1
1
2
tb
d
M
trong đó :
+ M
1
mô men quay trên trục của bánh răng chủ động
M
1
= Me
max
.i
h1
.
tl

i
h1
tỉ số truyền của hộp số ở tay số một , i
h1
=5,14.

15


tl
hiệu suất truyền động .Coi hiệu suất của ly hợp và các ổ
lăn
bằng 1 ta có :


tl
=
1
3


1
là hiệu suất truyền động của một cặp bánh răng

1
= 0,97




tl
= 0,91
M
1
= 170.5,14.0,91 = 795158m.m

+ d
tb1
= 30,6 mm =0,036 m .
Suy ra : P
(1)
= 44175N.
- Lực hớng tâm :
R
(1)
=
)sin.sincos.(
cos
111
1
)1(


tg
P

R
(1)
= 15938 N.
- Lực dọc trục :
Q
(1)
=
)cos.sinsin.(
cos
111

1
)1(


+tg
P

Q
(1)
= 19998 N.
b.Lực tác dụng lên bánh răng bị động .
- Lực vòng : P
(2)
= P
(1)
1
2
cos
cos


=44175
643,0
866,0
= 59495,4 N.

- Lực hớng tâm :
R
(2)
=

)sin.sincos.(
cos
222
1
)1(


tg
P

R
(2)
= 27411 N.
- Lực dọc trục :
Q
(2)
=
)cos.sinsin.(
cos
222
1
)1(


+tg
P

Q
(1)
= 28511,08 N.

2.3.3 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng TLC.
16
- Đối với bánh chủ động : thép 30XH3A , dạng nhiệt luyện Xêmentit.
- Đối với bánh chủ động : thép 30XHM , dạng nhiệt luyện Xêmentit.
Tra bảng II
19
( Tài liệu hớng dẫn thiết kế và tính toán truyền lực cầu
chủ động) ta có các thông số về sức bền của cặp bánh răng TLC nh
sau:
+ Đối với bánh chủ động :
Giới hạn bền vững khi răng bị hỏng :
[ ]

= 160 ữ170 KG/mm
2
.
Giới hạn bền lâu theo uốn khi răng làm việc theo chu kỳ đối
xứng :

1

= 40 KG/mm
2
.
ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm việc theo chu kỳ cơ sở:

[ ]
txN 0

= 6,8 ữ 9 KG/mm

2
.
ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài:

[ ]
tx

= 39 KG/mm
2
.
+ Đối với bánh chủ động :
Giới hạn bền vững khi răng bị hỏng :
[ ]

= 150 ữ155 KG/mm
2
.
Giới hạn bền lâu theo uốn khi răng làm việc theo chu kỳ đối
xứng :

1

= 35 KG/mm
2
.
ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm việc theo chu kỳ cơ sở:

[ ]
txN 0

= 8 ữ 10,5 KG/mm
2
.
ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài:

[ ]
tx

= 39 KG/mm
2
.
2.3.4 Kiểm tra sức bền cặp bánh răng của TLC.
a.Kiểm tra sức bền tiếp xúc của răng.
Ta chỉ cần kiểm tra đối với bánh lớn theo công thức :

[ ]
tx
tx
ibLb
iEP





+
= .
.sin.).5,0.(cos.
)1.(.
418,0

0
2
0)2(
17
Trong đó :

tx

- ứng suất tiếp xúc của răng (N/ mm
2
)
E mô đun đàn hồi của vạt liệu chế tạo bánh răng .
Đối với thép E = 2.10
5
N/ mm
2
.
P
(2)
= 44600 N ; b = 50 mm ; i
0
= 6,833 ; L = 166 mm.
- hệ số tăng bền , chọn = 1,25.
Suy ra :

25,1.342,0.833,6)50.5,0166.(94,0.50
)1833,6.(10.15,2.44600
418,0
25

+
=
tx

=
Ta thấy
[ ]
tx
tx


,vậy cặp bánh răng TLC đảm bảo độ bền tiếp xúc của
răng.
b. Kiểm tra sức bền uốn của răng.

u

=
[ ]
u
n
ymb
P


85,0

với y là hệ số dạng răng tra theo bảng phụ thuộc vào số răng tơng đ-
ơng.
- Đối với bánh răng chủ động :

1u

=
[ ]
1
1
)1(
85,0
u
n
ymb
P



tra bảng ta có : y
1
= 0,388

1u

= 7,71732 KG/ mm
2
.
Ta thấy
1u

[ ]
1u

<
, vậy bánh răng chủ động đảm bảo sức bền uốn của
răng.
- Đối với bánh răng bị động :

2u

=
[ ]
2
2
)2(
85,0
u
n
ymb
P



tra bảng ta có : y
2
= 0,517

1u

= 102,83 N/ mm
2
.

18
Ta thấy
2u

[ ]
2u

<
, vậy bánh răng bị động đảm bảo sức bền uốn của
răng.
2.4 Tính chọn trục của TLC (Tính theo thiết kế chi tiết máy ).
2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.
Do bánh răng chủ động của TLC có kích thớc nhỏ nên thờng đợc chế tạo
liền trục .
Vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo trục cũng là vật liệu chế tạo bánh răng chủ
động :
Thép 20 XH 3A .
2.4.2Tính chọn sơ bộ .
- Đờng kính trục :
3
n
N
Cd
( mm )
trong đó : C hệ số tính toán ,có thể lấy C = 120.
N công suất trên trục dẫn . N = Ne
max
.
tl

Ne
max
= 76 mm
N =76.0,91 =69,16 KW.
n- tốc độ vòng quay trên trục dẫn ,
n =
125,5
3250
1
=
h
N
i
n
= 643 v/ ph.
Suy ra :
3
643
2,70
120d
= 57,43 mm
Lấy d = 58 mm.
- Chiều dài trục :
+ Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục (l):
l = (2,5ữ 3)d = (2,5ữ 3) 58 = 145ữ 174 mm. Chọn l = 160 mm.
+Khoảng cách từ bánh răng đến gối đỡ cánh bánh răng (l
1
) :
l
1

=
a
Bb
++
22
trong đó : b = 50 mm.
19
B chiều rộng ổ lăn . Với đờng kính trục d = 58 mm
tra bảng ta có
B = 30 mm.
a khoảng cách từ cạnh bánh răng đến cạnh ổ lăn,
chọn a = 10 mm.
l
1
= 25 + 15 +5 = 50 mm.
2.43 Tính gần đúng trục.
3 - Tính phản lực lên các gối đỡ :
+ Lập phơng trình cân bằng mô men đối với điểm A và phơng trình
cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có :
R
ax
= 78750 N ; R
bx
= -18750 N .
+ Lập phơng trình cân bằng mô men đối với điểm A và phơng trình
cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có :
R
ay
= - 48300 N ; R
by

= 4300 N .
- Tính mô men uốn tổng cộng tại tiết diện nguy hiểm :
M
u
=
2222
772800012600000 +=+
uyux
MM
= 14781136
N.mm.
- Tính đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo công thức :

[ ]
3
1,0

td
M
d
trong đó : + M
tđ
- mô men tơng đơng trên trục dẫn
M
tđ
=
22
1231000.75,014781136 +
20
= 14819531 N.mm

+
[ ]

- ứng suất cho phép của trục dẫn ,
[ ]

= 550 N/
mm
2
.
Suy ra : d

64,59 mm.
Tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên ta chọn đờng kính trục theo tiêu
chuẩn của ổ là d = 65 mm . Tại tiết diện lắp ổ còn lại chọn d = 50 mm.
2.5 Chọn ổ lăn lắp với trục của truyền lực chính .
Trục của TLC vừa chịu lực hớng tâm , vừa chịu lực dọc trục nên ta chọn
loại ổ lắp với trục là loại ổ bi đỡ chặn . Căn cứ vào đờng kính trục tra bảng
trong thiết kế chi tiết máy ta có kích thớc của ổ lăn nh sau:
- Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 65 mm ta chọn ổ kiểu 36313 với
các kích thớc nh sau:
+ Đờng kính ngoài của ổ : D = 140 mm.
+ Chiều rộng của ổ : B = 33 mm.
+ Bán kính góc ngoài của ổ : r = 3,5 mm.
- Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 50 mm ta chọn ổ kiểu 36310 với
các kích thớc nh sau:
+ Đờng kính ngoài của ổ : D = 110 mm.
21
+ Chiều rộng của ổ : B = 27 mm.
+ Bán kính góc ngoài của ổ : r = 3 mm.

B. Thiết kế vi sai đối xứng.
Trong vi sai đối xứng ta tính toán bánh răng bán trục , bánh răng hành
tinh và trục của bánh răng hành tinh.
2.6 Các thông số của cặp bánh răng hành tinh bánh răng bán trục.
26.1 Các thông số chọn sơ bộ .
Sau khi thiết kế TLC dựa vào kích thớc của cặp bánh răng TLC ta chọn đ-
ợc các kích thớc của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục nh sau:
- Đờng kính vòng chia (vòng lăn ) của bánh răng hành tinh :
d
c1
= 80 mm.
- Đờng kính vòng chia (vòng lăn ) của bánh răng bán trục :
d
c2
= 120 mm.
- Góc nghiêng của răng : = 0.
- Góc ăn khớp pháp tuyến : = 20
0
.
- Chiều rộng bánh răng : b = 30 mm.
- Dựa vào các thông số đã biết ta vẽ đợc TLC-VS từ đó tính đợc chiều
dài nón của cặp bánh răng hành tinh bánh răng bán trục : L
n
= 84
mm.
2.6.2 Các thông số tính toán.
- Mô đun pháp tuyến của răng :
m
n
=

.
.)1.(
).1(3
3
0
yLqZ
MK
nn

+


trong đó :
+ M
0
mô men truyền đến vỏ vi sai.
M
0
= Me
max
.i
h1
.i
0
.
tl
= 264.5,125.6,833.0,90 =8310 N.m
= 8320000 N.mm .
22
+ K

- hệ số hãm vi sai . Đối với vi sai đối xứng là loại vi sai hãm với
ma sát trong bé ta có : K

= 0 0,2 . Chọn K


= 0,1.
+ Z
n
số răng của bánh răng nửa trục . Chọn Z
n
= 22.
+ - hệ số : =
166
50166
=

L
bL
= 0,7 .
+ y hệ số dạng răng của bánh răng bán trục .Tra bảng ta có : y =
0,517 .
+ q- số bánh răng hành tinh , chọn q = 4.
+

- ứng suất uốn của răng,

= 800 N/ mm
2

.
Thay các thông số vừa tìm đợc vào công thức tính m
n
ta có :
m
n
=
517,0.142,3)7,01.(84.4.22.800
8320000).1,01(3
3

+

m
n
= 7,82 mm.
Lấy m
n
= 8 mm.
- Tính lực tác dụng lên các bánh răng vi sai:
+ Lực vòng (P):
Khi xe chuyển động tịnh tiến các bánh răng ăn khớp trong vi sai
chịu tác dụng lực vòng cực đại :
P
max
=
2
0
2
0

2
c
dq
M
rq
M
=
=
120.4
8320000
= 17333 N.
+ Trong trờng hợp hãm vi sai bán trục sẽ truyền toàn bộ mô men nên :
P
max
=
2
0
2
0
.
2
.
c
dq
M
rq
M
=
= 34666 N.
Khi tính toán sức bền các bánh răng vi sai ta lấy giá trị P

max
lớn hơn để
tính .
Vậy P = 34666 N.
- Lực hớng tâm (R) :
R= P tg.cos
với là góc côn chia của bánh răng hành tinh , = 33
0
41.
R = 34666.0,364.0,831 = 10485 N .
- Lực dọc trục (Q):
23
Q = P tg.sin = 34666.0,264.0,555 = 7003 N.
2.7 Kiểm tra sức bền các bánh răng vi sai.
2.7.1 Kiểm tra sức bền uốn của răng.
=

[ ]




2
1
2
1
0
)
2
sin

1.(
24
r
b
trbq
hM
Trong đó :
+ h chiều cao đầu răng , h = 1,25 m
n
= 1,25 .8 = 10 mm .
+ M
0
mô men trên vỏ vi sai , M
0
= 8411423 N.mm .
+ b chiều rộng bánh răng hành tinh , b = 30 mm.
+ r
1
bán kính vòng chia của bánh răng hành tinh , r
1
= 40 mm .
+ t bớc răng
của bánh răng hành tinh , t = .m
n
= 3,14 .8 = 25 mm.
+ - góc côn chia của bánh răng hành tinh , = 33
0
41.
+ q- số bánh răng hành tinh , q = 4.
Thay các giá trị trên vào công thức tính ứng suất uốn của răng ta có :

= 1006 N/ mm
2
= 100,6 KG/ mm
2
.
[ ]

- ứng suất uốn cho phép :
[ ]

= 600 ữ900 N/ mm
2
.
Ta thấy <
[ ]

. Vậy bánh răng vi sai đảm bảo sức bền uốn của răng.
2.7.2Kiểm tra sức bền tiếp xúc của răng.
=
)
11
(
cos.
.
418,0
21

+
b
EP

[ ]


( N/ mm
2
)
Trong đó :
+ Lực vòng tác dụng trên bánh răng , P = 34666 N.
+ E mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng, đối với
thép
E = 2,15.10
5
N/ mm
2
.
+
1
,


2
bán kính cong của các mặt răng tại điểm tiếp xúc .

1
=


sin.
cos.2
1

1tb
d
=


sin).1(
cos.2
1
1 L
d

24
với
L
= b/ L= 0,36
suy ra :
1
=


832,0.2
342,0)36,0.5,01(80
= 13,48 mm.

2
=


sin.
cos.2

1
2tb
d
=


sin).1(
cos.2
1
2 L
d


2
=


832,0.2
342,0)36,0.5,01(120
= 20,22 mm.
Thay các giá trị tìm đợc vào công thức tính ứng suất tiếp xúc ta đợc :
= 2390 N/ mm
2
.
[ ]

- ứng suất tiếp xúc cho phép ,
[ ]

= 1500 ữ 2500 N/ mm

2
.
Ta thấy <
[ ]

, vậy các bánh răng vi sai đảm bảo độ bền tiếp xúc của
răng .
2.8Tính trục của bánh răng hành tinh.
Trục của bánh răng hành tinh tính theo điều kiện chèn dập và theo điều
kiện cắt.
2.8.1Theo điều kiện chèn dập .
=
1
0
' drqh
M
[ ]


trong đó :
+ d
1
- đờng kính trục của bánh răng hành tinh .
+ h = 20 mm.
+ r= l+c+
2
h
với l = b = 30 mm ; c = 4 mm ta có : r = 44 mm .
+
[ ]

- ứng suất chèn dập cho phép ,
[ ]

= 50 ữ 80 N/ mm
2
.
Chọn
[ ]

= 60 N/ mm
2
.
Suy ra : d
1


[ ]

'
0
rqh
M
=
60.44.4.20
8411423
= 39,8 mm .
2.8.2Theo điều kiện cắt .

=

2
1
0
' drq
M

[ ]


25