thiết kế truyền lực chính và vi sai của cầu xe chủ động xe zil131 (full cad)

HỌC VIỆN KỸ THUẬT QUÂN SỰ
KHOA ĐỘNG LỰC
BỘ MÔN XE QUÂN SỰ
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
KẾT CẤU TÍNH TOÁN Ô TÔ QUÂN SỰ
Đề bài:
Thiết kế truyền lực chính và vi sai của cầu xe chủ động xe ZIL131
Giáo viên hướng dẫn : Vũ Đức Lập
Học viên thực hiện : Lương Tuấn Long
Lớp : Xe quân sự- K38
Hà Nội 6-2007
Hà Nội Tháng 6/2007
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
1
CHƯƠNG I
PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH
VÀ VI SAI
CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
I.Truyền lực chính
Truyền lực chính là một bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó có nhiều loại
mỗi loại có những ưu điểm và nhược điểm riêng như :
- Truyền lực chính đơn
- Truyền lực chính kép
- Truyền lực chính hai cấp
I.1. Công dụng, phân loại, yêu cầu:
Truyền lực chính có những công dụng như sau :
- Truyền và thay đổi mô men
- Thay đổi phương truyền lực
Truyền lực chính được phân loại dựa theo nhiều tiêu chỉ như :
a/ Theo đặc điểm cấu tạo bộ truyền :
- Truyền động thông thường (đường tâm trục chủ động và trục bị động cắt

nhau)
- Truyền động hypôit (đường 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 lượng tỷ số truyền :
- Truyền lực chính một cấp
- Truyền lực chính nhiều cấp
Để bảo đảm khả năng làm việc truyền lực chính cần đạt các yêu cầu:
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
2
- 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 thước
nhỏ gọn.
I.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
phương án thiết kế cho bài toán .
1. Truyền lực chính đơn
a/Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng :
Được bố trí dưới một góc 90
0
nhưng có khi được bố trí dưới một góc khác
90
0
* Ưu điểm :
Dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ

* Nhược điểm :
- Số răng ít nhất của bánh răng nhỏ phải lớn hơn 9. Nếu nhỏ hơn 9 sẽ xuất
hiện hiện tượng cắt chân răng.
- Nếu xe có tỷ số truyền lớn thì kích thước của bộ truyền lớn.
- Làm việc ồn, hiệu suất thấp, số răng ăn khớp đồng thời ít.
Do nhiều nhược điểm nên hiện nay loại này ít được sử dụng.
b/ Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn :
Gồm bánh răng chủ động được chế tạo liền trục còn bánh răng bị động được
chế tạo rời thành vành răng. Vành răng sau khi chế tạo được lắp ghép cố định
với vỏ vi sai thành một khối.
* Ưu 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 thước và trọng lượng của cầu xe
nhỏ gọn và đảm bảo được 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 được trên các máy cắt có năng suất cao.
* Nhược điểm :
- Phát sinh lực chiều trục ở tâm ăn khớp và phương 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 hướng từ đáy đến đỉnh của bánh răng nón nên có thể gây hiện
tượng kẹt răng. Còn nếu chiều xoắn của răng và chiều quay của bánh răng
ngược nhau thì lực chiều trục sẽ đẩy bánh răng chủ động rời khỏi bánh răng bị
động.
Loại này được sử dụng trên nhiều loại xe, nhất là các loại xe con.
c/ Truyền lực chính hypôit :
Nó có đặc điểm là đường tâm của bánh răng chủ động và bánh răng bị động
được bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục e. Trục chủ động có thể được bố trí

dưới hay trên tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật của từng xe.
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
3
* Ưu điểm :
- Khi cùng kích thước 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
β
β
[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

β
1
, β
2
-Góc nghiêng đường 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 được 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 đường 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 thước.
* Nhược điểm :
- Có sự trượt 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 được sử dụng rất nhiều trên xe, nhất là các loại xe tải.
d/ Truyền lực chính trục vít – bánh vít :
Được sử dụng trên xe có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước bộ truyền
phải nhỏ gọn. Đặc điểm của truyền động trục vít – bánh vít là có thể trục vít đặt
trên hoặc đặt dưới.
* Ưu điểm :
- Làm việc êm do số răng ít, kích thước 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 dưới thì hạ thấp trọng tâm.
- Áp suất riêng chỗ tiếp xúc răng của bộ truyền nhỏ.
* Nhược điểm :
- Hiệu suất thấp do ma sát lớn, có hiện tượng tự hãm, lực chiều trục lớn.
- Khi trục vít dưới bánh vít thì khoảng sáng gầm xe giảm nhưng làm tăng góc
lệch trục các đăng.Trục vít trên thì tăng khoảng sang gầm xe nhưng khó khăn
trong bôi trơn bộ truyền.
- Chế tạo trục vít – bánh vít phức tạp, bánh vít thường chế tạo bằng kim loại
màu (thường là đồng).
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
4
2. Truyền lực chính kép


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 được 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 được 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. Phương 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 :
Thường bánh răng côn cùng bộ vi sai ở trung tâm còn các bánh răng trụ đặt ở
sườn 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.
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 đường
khó khăn (đường xấu, đường đồi núi) để khắc phục những lực cản chuyển động
lớn. Sử dụng số truyền cao trong điều kiện đường 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 ưu nhược 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 thường.
Vật liệu chế tạo bánh răng truyền lực chính là thép hợp kim chất lượng cao
như : 15ếÃÍ2ềÀ, 20ếÃÍè,…Bánh răng được xêmăngtit với độ sâu 1,2-1,5 mm và
tôi trong dầu.
II. Vi sai
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
5
H-1.1 Truyền lực chính
kép
Vi sai là bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó gồm nhiều loại khác nhau
như :
- Vi sai bánh răng côn đối xứng.
- Vi sai tăng ma sát.
- Vi sai loại cam.
- Vi sai kiểu trục vít.
II.1. Công dụng, phân loại, yêu cầu:
Vi sai có những công dụng như sau :
Đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay được 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 được phân loại dựa theo nhiều tiêu chỉ như :
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 phương pháp khoá vi sai :
- Vi sai gài cưỡng bức
- Vi sai gài tự động
e/ Theo hệ số khoá vi sai :
k
ỏ =
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
ỏ
< 0,2
- Vi sai ma sát trong cao k
ỏ
= 0,2- 0,7
- Vi sai khoá hoàn toàn k
ỏ
> 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 thước và trọng lượng
nhỏ.
II.2. Phân tích kết cấu các loại vi sai:
Sau đây ta phân tích kết cấu của các loại vi sai và đưa ra phương án thiết kế
cho bài toán .
1. Vi sai bánh răng côn đối xứng
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
6
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 như 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 được 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 thường đi qua trục
của các bánh răng hành tinh, các nữa hộp được lắp đồng tâm nhờ các gờ. Mặt
bích của vỏ vi sai dùng lắp ghép bánh răng bị động của truyền lực trung ương.
Giữa các mặt tỳ của bánh răng hành tinh mặt cầu thường 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 người lái,
loại này có nhược điểm là người lái chỉ sử dụng nó khi ô tô đã bị trượt quay và
không có khả năng tự di động nữa.
* Ưu 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
trường hợp xe chạy trên đường tốt hoặc điều kiện chuyển động của hai bánh xe
như 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.
* Nhược điểm :
Ma sát của bộ vi sai bé nên giảm khả năng thông qua của xe khi một bánh xe
nằm ở đường lầy.
Loại này hiện nay được sử dụng phổ biến và nhất là trên các loaị xe du lịch và
xe tải trọng nhỏ.
2. Vi sai tăng ma sát
Loại này ngày càng được 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 được 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
được 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 tương ứng ở các đầu trục. Ngoài ra trên vi sai còn các cốc trung gian
nằm trên then hoa của bán trục giống như các bánh răng bán trục. Khi các bánh
răng hành tinh không quay lực truyền đến các bán trục, cũng như trong trường
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 như 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.
3. Vi sai loại cam
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
7
Có nhiều loại khác nhau loại cam đặt hướng kính và loại cam đặt hướng trục.
Đây là loại vi sai có ma sát trong cao. Vi sai cam mà con chạy đặt theo hướng
kính nằm giữa các vành có dạng cam của bán trục. Các con chạy được 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 như
nhau thì vận tốc góc của vòng giữa và các vành cam bằng nhau. Nếu một trong
các bánh xe chủ động có khuynh hướng tăng vận tốc góc, các chi tiết của vi sai
sẽ bắt đầu có dịch chuyển tương đổi với nhau nên trên các mặt bên của vành
cam phát sinh lực ma sát hướng 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 hướng kính và lực sẽ không truyền đến vành hình cam
nữa.
Đối với loại vi sai cam đặt hướng trục, các con chạy được 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 được khắc phục vì trong loại này
người ta làm số mặt cam lồi lõm trên hai vành cam như nhau.
Loại vi sai cam hai dãy với các con chạy bố trí theo hướng kính mỗi dãy con
chạy tác dụng tương ứng với dãy mặt cam của nó. Cho nên khi một dãy mặt cam
trong dịch chuyển tương 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
được mô men thì dãy thứ hai sẽ truyền mô men ấy.
Loại vi sai cam hai dãy có con chạy bố trí theo hướng trục, các cam có thể
làm với các hình dạng mặt bên khác nhau, thường dạng đường xoắn ốc Acsimet.
Sự dịch chuyển theo hướng kính của một điểm bất kỳ của dạng mặt bên này tỷ
lệ với góc quay α của cam.
Loại vi sai cam được sử dụng phổ biến với xe có tải trọng lớn.
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 thường áp dụng cho các loại xe tải trọng
lớn.
Qua phân tích kết cấu các loại truyền lực chính và vi sai, áp dụng vào điều
kiện cụ thể của đề tài “Thiết kế truyền lực chính và vi sai của cầu xe chủ động
ôtô ZIL-131” ta chọn loại truyền lực chính kép và vi sai bánh răng côn đối xứng.

Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
8
CHƯƠNG II
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH
I. Các số liệu ban đầu
Để làm cơ sở cho tính toán thiết kế theo đề tài sau đây tôi đưa ra các thông số
tham khảo của xe ZIL-131 :
STT Thông số Giá trị Đơn vị Ghi chú
1 Công thức bánh xe 6x6
2 Khối lượng toàn bộ M
a
11925 Kg
3 Khối lượng phân bố lên các cầu

Cầu trước M
1

Trục cân bằng M
cb
3340
8585
Kg
Kg
4 Mômen cực đại của động cơ M
emax
402,2 Nm
5 Tỷ số truyền của hộp số

Số truyền 1 i
h1


Số truyền 1 i
h2

Số truyền 1 i
h3

Số truyền 1 i
h4

Số truyền 1 i
h5

Số lùi i
hl
7,44
4,10
2,29
1,47
1,00
7,09
6 Tỷ số truyền HSPP

Số truyền cao i
pc

Số truyền thấp i
pt

1,00

2,08
7 Tỷ số truyền lực chính i
0
7,339
8 Kích thước bánh xe 12,00-20
II. Tính toán các chi tiết của truyền lực chính:
Tính toán truyền lực chính ta tiến hành theo trình tự sau :
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
9
- Chọn chế độ tải trọng tính toán .
- Xác định các kích thước cơ bản của bộ truyền .
- Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền .
- Tính toán kiểm bền cho bộ trruyền .
II.1 Chọn tải trọng tính toán:
Với xe dẫn động hoàn toàn (có tất cả các cầu là chủ động), tải trọng xác định
theo mô men bám, trong đó coi mô men giữa các cầu được phân bố tỷ lệ với
trọng lượng bám :

0 c
M
M =
tt
i .i
ϕ


1 max k
1
M G . .r
ϕ ϕ

ϕ
=

Trong đó :

M
i
ϕ
– Mô men bám trên cầu thứ i [Nm]

G
i
ϕ
- Trọng lượng bám trên cầu thứ i [N]
i
c
- Tỷ số truyền lực cạnh
i
0
- Tỷ số truyền lực chính
Mô men bám tác dụng lên cầu sau:

max k
2 2
M G . .r
ϕ ϕ
ϕ
=

Trong đó :

Trọng lượng bám lên cầu sau
2
cb
1 1
G M .g .8585.10 42925
2 2
ϕ
= = =

Hệ số bám
max
ϕ
= 0,8
Hệ số biến dạng lốp
1
λ
= 0,935
Bán kính thiết kế bánh xe
d 25,4 20 25,4
r B 12 0,5588
2 1000 2 1000
   
= + = + =
 ÷  ÷
   
(m)
Bán kính tính toán bánh xe r
k
= r.
1

λ
= 0,5225 (m)
Ta có :
2
M
ϕ
= 17942,65 (Nm)
Mô men tính toán :
M
tt
= 2445 (Nm)
II.2 Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính:
Chọn sơ bộ tỉ số của các cặp bánh răng truyền lực chính:
Bộ truyền bánh răng CXT: i
0c
= 1,7
Bộ truyền bánh răng trụ: i
0t
=
0
0c
i
i
=
7,339
4,32
1,7
;
1.Bộ truyền bánh răng côn xoắn thường:
- Chọn môđun mặt đáy răng m

s
=10 (Dựa vào
M
tt
và đồ thị 2.10 [3]).
- Chọn số răng của bộ truyền côn xoắn thường :
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
10
Z
1
=10 ; Z
2
=17
- Chọn hệ số dịch chỉnh răng và góc ăn khớp :
Hệ số dịch chỉnh:
1
ξ
= 0,41 ;
2
ξ
= - 0,41
Góc ăn khớp: α
c
= 20
o
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng (bảng 2.3 [3]):
β
c
= 35
o

- Xác định chiều dài đường sinh :
L
e
=
2 2 2 2
s 1 2
0,5.m . Z Z 0,5.10. 10 17 98,62+ = + =
(mm)
- Xác định chiều dài răng :
b = 0,3.L
e
= 29,586 (mm) ≈ 30 (mm)
- Xác định chiều dài đường sinh trung bình :

m e
L L - 0,5.b=
= 83,62 (mm)
- Xác định mô đun pháp tuyến trung bình :

m
n s
e
L 83,62
m m . 10. 8,477
L 98,62
= = =
(mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn
n
m 8=

(mm)
- Nửa góc đỉnh nón:
o
1 1
0c
1
tgδ δ =30,5
i
= ⇒
o o o o
2 1
δ 90 δ 90 30,5 59,5= − = − =
Thông số của cặp bánh răng CXT như sau :

Môđul mặt đáy răng: m
e
= 10 (mm)

Môđul pháp tuyến trung bình: m
n
= 8 (mm)

Số răng z
1
= 10, z
2
= 17.

Hệ số dịch chỉnh: ξ
1

= 0,41; ξ
2
= -0,41

Góc ăn khớp: α
c
= 20
o

Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng: β
c
= 35
o

Chiều dài đường sinh: L
e
= 98,62 (mm)

Chiều dài đường sinh trung bình: L
m
= 83,62 (mm)

Chiều dài răng: b = 30 (mm)
2.Bộ truyền bánh răng trụ:
- Chọn khoảng cách trục:
a = 180 (mm).
- Chọn khoảng chiều dài răng:
b
t
= 0,4a = 72 (mm).

- Chọn góc nghiêng răng:
β
t
= 16
o
.
- Chọn số răng của bánh răng trụ chủ động:
Z
3
= 12.
Số răng của bánh răng trụ bị động:
Z
4
= Z
3
.i
0t
= 12.4,32 = 51,84.
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
11
→Chọn Z
4
= 52.
- Chọn góc ăn khớp: α
t
= 20
o
.
- Hệ số dịch chỉnh: ξ
3

= 0,22, ξ
4
= -0,22
- Xác định môđul của bánh răng trụ:
( )
o
t
nt
1 2
2acosβ 2.160.cos16
m 5,4 mm
Z Z 12 52
= = =
+ +
Chọn m
nt
= 5,5 (mm)
Tính lại khoảng cách trục:
( ) ( )
( )
1 2
o
t
Z Z m 12 52 .5,5
a 183,1 mm
2cosβ 2cos16
+ +
= = =
→Chọn a = 180 (mm)
Thông số của cặp bánh răng trụ:


Khoảng cách trục: a = 180 (mm)

Số răng: z
3
= 12, z
4
= 52

Môđul của bánh răng: m
nt
= 5,5 (mm)

Góc nghiêng đường răng: β
t
= 16
o

Góc ăn khớp: α
t
= 20
o
.

Hệ số dịch chỉnh: ξ
3
= 0,22, ξ
4
= -0,22


Chiều dài răng: b
t
= 72 (mm)

Đường kính chia: d
1
= mz
3
/cosβ = 68,66 (mm)
d
2
= mz
4
/cosβ = 297,5 (mm)
II.3 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:
- Lực vòng xác định theo công thức :

tt
tb
M
P
r
=
Trong đó :
r
tb
= L
m
.sin
1

δ
= 41,62 (mm)
⇒ P = 58745,8 (N)
- Lực chiều trục xác định theo công thức :

i
i
tgα.sinδ
Q P tgβ.cosδ
cosβ
 
= +
 ÷
 
Ở đây có dấu (+) vì ta chọn chiều quay của bánh rằng chủ động là quay
phải còn chiều xoắn của răng là xoắn trái và khi xác định lực hướng kính R lấy
dấu (-).
Thay số vào và tính cho bánh răng chủ động (vì nó chịu tải nặng hơn)
ta có : Q = 48690,54 (N)
- Lực hướng kính xác định theo công thức sau :

( )
i i
P
R tgα.cosδ - sinβ.sinδ
cosβ
=
Thay số vào ta có : R = 1613,26 (N)
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
12

II.4 Tính toán kiểm tra bền các bánh răng truyền lực chính:
1.Tính toán kiểm tra bền các bánh răng CXT:
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn :
[ ]
u u
n
P
σ σ
0,85.b.m .y
= ≤
Trong đó : y- Hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương
Z
tđ

1
td
3
Z
Z
cosδ.cos β
= =
21,11 (răng)
Ta chọn Z
tđ
= 21 suy ra y = 0,362

[ ]
u
σ
-ứng suất uốn cho phép,

[ ]
u
σ
=700 – 900 (MPa)
Thay số vào ta có :
6
u
σ 795,5.10=
(N/m
2
) = 795,5 (MPa)
Vậy ta thấy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất uốn
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc :
[ ]
tx tx
1td 2td
P.E 1 1
σ 0,418. σ
b.cosα.sinα r r
 
= + ≤
 ÷
 
Trong đó :
E-Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng
E = 2,15.10
5
MPa

itd

r
-Bán kính tương đương i=1;2

itb
itd
2
i i
r
r
cosβ .cosδ
=
[2.14]

itb
r
-Bán kính trung bình của các bánh răng côn

1tb m 1
r L .sinδ 83,62.sin30,5 42,44 (mm)= = =
1tb m 1
r L .sinδ 83,62.sin59,5 72,05 (mm)= = =
Ta có :
1td
r =
73,4 (mm)

2td
r =
211,56 (mm)
Thay số vào ta có :

tx
σ =
2049,42 (MPa)

[ ]
tx
σ 1500-2500=
(MPa)
Vậy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất tiếp xúc.
2.Tính toán kiểm tra bền các bánh răng trụ:
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn:
[ ]
tt Fε β F3
u3 u
t 3
M K Y Y Y
σ σ
b d m
= ≤
[ ]
u4 F3 F4 3 u
σ σ Y /Y σ= ≤
Trong đó: M
t
–mômen xoắn trên trục chủ động, M
t
= M
tt
= 2445 (Nm)

m = 5,4 (mm)
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
13
b
t
= 72 (mm)
d
3
= 67,4 (mm)
Y
ε

= 1/ε
α
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε
α

là hệ số
trùng khớp: ε
α

=
( )
3 4
1,88 3,2 1/z 1/ cosβ 1,492z
 
− + =
 
⇒ Y
ε

= 0,67
Y
β

= 1- β/140 = 0,886 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
F3
, Y
F4
– hệ số dạng răng, Y
F3
= 3,1; Y
F4
= 3,6
K
F
– hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
= K
F
β
K
F
α
K
Fv
=2.
[ ]
u

σ
- ứng suất uốn cho phép,
[ ]
u
σ
= 520 (MPa)
Ta có
u3
σ =
343,4.10
6
(N/m
2
) = 343,4 (MPa)

u4
σ =
398,8.10
6
(N/m
2
) = 398,8 (MPa)
Vậy các bánh răng bảo đảm bền theo uốn
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
[ ]
2
tx M Hε t H 0t 3 0t tx
σ Z Z Z 2M K (i 1)/bd i σ
= + ≤
Trong đó:

Z
M
= 274 (MPa)
1/3
; Z
H
= 1,71; Z
ε

= 0,82
K
H
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
K
H
α
K
Hv
= 2,46
[ ]
tx
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
u

σ
=1150 (MPa)
Ta có
tx
σ =
2,6.10
6
(N/m
2
) = 2,6 (MPa)
Vậy các bánh răng bảo đảm bền theo tiếp xúc.
II.5 Tính toán trục và chọn ổ đỡ:
- Tính toán trục ta tiến hành tính bền uốn và bền mỏi. Do các trục này ngắn và
được đỡ khá chắc chắn nên các trục này bảo đảm độ bền làm việc tốt.
- Chọn ổ đỡ :
Do sử dụng truyền lực chính kép nên ta chọn trục bánh răng chủ động bố trí
theo kiểu côngxôn.Trục được bố trí trên 2 ổ côn trụ,ngoài ra để khử độ côngxôn
cho bánh răng và trục chủ động lắp thêm ổ bi ở đầu trục. Dựa vào kiểu bố trí
trục bánh răng và tra các bảng trong sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí” tôi chọn như sau :
+ Ổ côn kiểu : 7308 – GOST 333 – 71 (TCVN-1509-74)
+ Ổ bi : 307 – GOST 8338 – 75.
- Ổ sau khi được chọn ta đi phân tích điều kiện làm việc và tính toán kiểm bền
cho ổ. Tính toán kiểm bền cho ổ chủ yếu là theo các thuyết bền và tính bền mỏi.
Bố trí ổ của bánh răng chủ động cần được phân tích kĩ các lực tác dụng sao
cho điểm đặt các lực không tập trung tại một vị trí .
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
14
CHƯƠNG III
TÍNH TOÁN VI SAI

Trong mục này ta đi chọn sơ đồ động học cho vi sai, tiếp theo là xác định
các kích thước cơ bản của vi sai và cuối cùng ta đi tính toán bền cho các chi tiết
của bộ truyền vi sai .
III.1 Chọn sơ đồ động học :
Căn cứ vào nhiệm vụ của đề tài nên tôi chọn thiết kế vi sai bánh răng côn
đối xứng có sơ đồ động học như sau :

H-2.3 Sơ đồ động học vi sai côn đối xứng
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
15
- Mô men truyền đến các bán trục theo mối quan hệ sau :

( )
1 0 m
M 0,5. M M= −


( )
2 0 m
M 0,5. M M= +


0 2 2 max k
M M G . .r
ϕ ϕ
ϕ
= =

Trong đó :

M
0
- Mô men xoắn trên vỏ vi sai, M
0
= 17942,65 (Nm)
M
m
- Mô men ma sát trong cơ cấu vi sai, nó xuất hiện khi vận tốc
quay của các bán trục là khác nhau, (Nm)
- Xác định mô đun pháp tuyến bánh răng vi sai :
Mô đun pháp tuyến của bánh răng vi sai có thể xác định sơ bộ theo công thức
sau :

( )
[ ]
( )
σ 0
n
3
e
3. 1 k .M
m
σ .z.q.L 1 λ .π.Y
+
=
−
Trong đó :
σ
k
-Hệ số khoá vi sai (chọn theo kết cấu của loại vi sai).

Vi sai bánh răng côn thông thường,
σ
k
= 0,05 – 0,20. Chọn
σ
k
=0,1
z – Số răng của bánh răng bán trục, chọn z =24
q – Số lượng bánh răng hành tinh, chọn q=4
L
e
- Chiều dài đường sinh, chọn sơ bộ L
e
= 60 mm
λ - Hệ số kích thước :
e e e
e e
L b L 0,3.L
λ 0,7
L L
− −
= = =
Y- Hệ số dạng răng, Y=0,255
[ ]
σ
- Ứng suất uốn cho phép,
[ ]
σ
= 550 (MPa)
Thay số vào ta có :

m
n
= 5,96.10
-3
(m) = 5,96 (mm)
Chọn mô đun pháp tuyến bánh răng vi sai : m
n
= 6 (mm)
III.2 Xác định các kích thước cơ bản của các bánh răng bộ vi sai :
- Số răng của bánh răng hành tinh : z
1
= 10

- Số răng của bán trục : z
2
= 24
- Góc nghiêng răng :
o
β 0=
- Góc ăn khớp : α = 20
o
- Nửa góc côn chia :
o
1
1
2
z
δ arctg 22,62
z
 

= =
 ÷
 

o o
2 1
δ 90 δ 67,38= − =
- Xác định chính xác chiều dài côn :

2 2 2 2
e n 1 2
L 0,5.m . z z 0,5.6. 10 24 78
= + = + =
(mm)
- Chiều rộng vành răng:
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
16
b = 0,3L
e
= 23,4 (mm)
- Chiều dài côn trung bình :

e
L L 0,5.b= −
= 66,3 (mm)
- Mô đun pháp tuyến trung bình :
ntb n
m m=
= 6 (mm)
- Đường kính vòng chia ngoài :

e1 ntb 1
d m .z=
= 60 (mm)

e2 ntb 2
d m .z=
= 144 (mm)
- Đường kính trung bình:
d
m1
= (1 - 0,5b/L
e
)d
e1
= 51 (mm)
d
m2
= (1 - 0,5b/L
e
)d
e2
= 122,4 (mm)
- Chiều cao răng ngoài:

e te ntb
h 2h m c= +
= 13,2 (mm)
Với
te

h cosβ 1= =
; c = 0,2m
ntb
.
- Chiều cao đầu răng ngoài:

( )
ae1 te n1 ntb
h h x cosβ .m= +
= 9 (mm)

ae2 te ntb ae1
h 2h m - h=
= 3 (mm)
- Chiều cao chân răng:

fe1 e ae1
h h - h=
= 4,2 (mm)

fe2 e ae2
h h - h=
= 10,2 (mm)
- Góc chân răng :

( )
f1 fe1
θ arctg h /L=
= 3,62
o

;
( )
f2 fe2
θ arctg h /L=
= 8,75
o
- Góc đầu răng :
a1 f2
θ θ=
;
a2 f1
θ θ=


III.3 Tính toán bền các chi tiết của bộ vi sai :
- Chế độ tính toán như truyền lực chính :
Mô men tính toán tác dụng lên bánh răng bán trục được xác định theo điều
kiện bám :
tt 2 max k
M 0,5G . .r
ϕ
ϕ
=
= 8971,325 (Nm)
- Lực vòng xác định theo công thức :

tt
tb
M
P

r
=
Trong đó :
r
tb
= L.sin
1
δ
= 25,5 (mm)
Ta có : P = 351816,67 (N)
- Kiểm tra bền bánh răng theo ứng suất uốn :

[ ]
u u
n
P
σ σ
0,85.b.m .y
= ≤
Trong đó :
y- Hệ số dạng răng xác định theo số răng tương đương Z
tđ
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
17

1
td
1
z
z

cosδ
= =
10,8 → chọn z
tđ
= 11 suy ra y = 3,5

[ ]
u
σ
-ứng suất uốn cho phép,
[ ]
u
σ
=600 – 900 Mpa
Thay số vào ta có :
u
σ
= 842,29.10
6
(N/m
2
) = 842,29 Mpa
Vậy ta thấy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất uốn.
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc :

[ ]
tx tx
1td 2td
P.E 1 1
σ 0,418. σ

b.cosα.sinα r r
 
= + ≤
 ÷
 
Trong đó :
E-Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng
E = 2,15.10
5
MPa

itd
r
-Bán kính tương đương i=1;2

itb
itd
i
r
r
cosδ
=

itb
r
-Bán kính trung bình của các bánh răng côn

tb1 1
r L.sinδ= =
10,8 (mm);

tb2 2
r L.sinδ= =
61,2 (mm)
Ta có :
1td
r =
11,7 (mm)

2td
r =
159,12 (mm)
Thay số vào ta có :

=
tx
σ
1269,28 (MPa)

[ ]
tx
σ 1500 2000= −
(MPa)
Vậy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất tiếp xúc.
- Chốt của bánh răng hành tinh được kiểm tra theo ứng suất chèn dập và ứng
suất cắt :
+ Ứng suất chèn dập :
tt
d
1 1
M

σ (50 60) (MPa)
r .d .b.q
= ≤ −
+ Ứng suất cắt :
tt
2
1 1
4.M
τ (60 100) (MPa)
r .d .π.q
= ≤ −
- Mặt đáy của bánh răng hành tinh được kiểm tra theo theo ứng suất trèn dập
dưới tác dụng của lực Q
c
:
c
d
2 2
2 1
2.4.Q
σ (10 20) (MPa)
π(d d )
= ≤ −
−
Trong đó:
tt
c
3
M
Q tgα.sinδ

2r q
=
- Mặt đáy của bánh răng bán trục được kiểm tra theo ứng suất chèn dập dưới
tác dụng của lực Q
n
:
n
d
2 2
2 1
q.Q
σ (4 10) (MPa)
π(r r )
= ≤ −
−
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
18
Trong đó:
tt
c
3
M
Q tgα.cosδ
2r q
=
Như vậy các chi tiết của truyền lực chính và vi sai đã tính toán và chọn thoả
mãn các yêu cầu của bài toán thiết kế .
Học viên thực hiện: Lương Tuấn Long
19