THIẾT kế TÍNH TOÁN cầu CHỦ ĐỘNG XE tải 3 tấn

MỤC LỤC
1
2
trang
LỜI NÓI ĐẦU 3
CHƯƠNG I. TỔNG QUAN 4
1.1 Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực 4
1.2 Truyền lực chính 4
1.3 Vi Sai 6
1.4 Các bán trục 15
1.5 Vỏ cầu 17
CHƯƠNG II. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA CỤM CẦU 21
2.1 Tính toán bộ truyền lực chính HyPoid 21
2.2 Tính toán vi sai 29
2.3 Tính toán bán trục và dầm cầu 34
CHƯƠNG III. ỨNG DỤNG PHẦN MỀM CATIATHIẾT KẾ
CÁC CHI TIẾT TRONG CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG 44
3.1 Tổng quan về trợ giúp máy tính trong lĩnh vực thiết kế
chế tạo máy. 44
3.2 Giới thiệu phương pháp thiết kế 3D bằng phần mềm
CATIA. 44
3.3 Sử dụng phần mềm CATIA thiết kế các chi tiết trong
cụm cầu chủ động. 50
3.4 Một số các chi tiết khác của cụm cầu được vẽ bằng phần
mền CATIA. 59
CHƯƠNG IV. TÍNH BỀN BÁNH RĂNG QUẢ DỨA BẰNG
PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN VỚI ỨNG DỤNG
PHẦN
63
4.1 Một số khái niệm của phương pháp PTHH. 63
4.2 Tổng quan về phần mềm ansys workbench. 65

LỜI NÓI ĐẦU
Ngành công nghiệp ô tô trên thế giới ngày càng phát triển mạnh cả về
quy mô và công nghệ. Sự phát triển của công nghiệp ô tô dẫn đến sự hợp tác
liên kết giữa các hãng xe, các nước nhằm cắt giảm chi phí sản xuất. Công
nghiệp ô tô bắt đầu hình thành và phát triển ở nước ta từ năm 1964 và không
ngừng phát triển trong nhưng năm gần đây. Ở nước ta hiện nay, thị trường ô
tô đang sôi động với nhiều doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp ô tô. Trong
số các doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài, đa số các doanh
nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp xe du lịch, còn các doanh nghiệp tham gia
vào sản xuất lắp ráp xe tải chiếm số lượng rất nhỏ. Nhiều doanh nghiệp đã
nhập sắtxi về và thiết kế chế tạo thành xe ô tô dùng trong các lĩnh vực khác
nhau đặc biệt là chở hàng hoá. Điều đó đã đáp ứng được phần nào nhu cầu về
xe tải trong khi nền công nghiệp ô tô của nước ta chưa đáp ứng được. Trong
giai đoạn vừa qua, tỷ lệ nội địa hoá ở các sản phẩm ôtô VN chủ yếu tập trung
vào một số chi tiết, phụ tùng như khung vỏ, săm lốp, nhựa, cao su… một phần
đã và đang thực hiện là động cơ hộp số chủ yếu là trong hệ thống truyền lực,
chi tiết cơ khí. Cụm Cầu chủ động là một trong các cụm chi tiết chính của hệ
thống truyền lực. Cầu chủ động hoàn toàn có khả năng nội địa hoá bằng công
nghệ trong nước. Trước tình hình trên em đã chọn đề tài: THIẾT KẾ TÍNH
TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG XE TẢI 3 TẤN.
Do trình độ và thời gian có hạn nên Đồ án của nhóm chúng em khó tránh
khỏi thiếu sót, em rất mong nhận được ý kiến đóng góp của các thầy và các
bạn. Em xin trân thành cảm ơn thầy giáo DƯƠNG NGỌC KHÁNH, cùng
các thầy trong bộ môn Ô tô - trường ĐHBK Hà Nội đã tận tình hướng dẫn và
cho chúng em những ý kiến quí báu để chúng em hoàn thành đồ án tốt nghiệp.
3
Hà nội, Ngày 01 tháng 06 năm 2012

Sinh viên thực hiện:
Lê Huy Hồng
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN
1.1 Giới thiệu chung hệ thống truyền lực
Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nối từ động cơ
tới bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biến
đổi giá trị mômen truyền. Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là:
Ly hợp
→
Hộp số
→
Hộp phân phối
→
Các đăng
→
Các cầu chủ động
→
bán trục
→
Bánh xe.
Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực:
Hình 1.1:Hệ thống truyền lực.
1.2 Truyền lực chính.
1.2.1 Công dụng:
Truyền lực chính dùng để tăng mô men và truyền mô men quay từ trục
các đăng đến các bánh xe chủ động của ôtô theo một tỷ số truyền nhất định,
đồng thời có thể chuyển hướng truyền mô men.
1.2.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính:
- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính
kinh tế nhiên liệu của ôtô.

4
- Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe.
- Có hiệu suất truyền động cao.
- Đảm bảo độ cứng vững tốt, làm việc không ồn, tuổi thọ cao.
- Trọng lượng cầu phải nhỏ để giảm trọng lượng phần không được treo.
1.2.3 Phân loại truyền lực chính :
- Theo số lượng bánh răng truyền lực chính có hai dạng:
+ Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp.
+ Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp.
- Truyền lực đơn lại có thể phân loại theo dạng bánh răng:
+ Loại bánh răng côn răng thẳng.
+ Loại bánh răng côn răng xoắn.
+ Loại bánh răng hypoit.
+ Loại trục vít bánh vít.

a b c d
Hình 1.2: Các dạng truyền lực chính đơn.
a, Truyền lực chính bánh răng côn b, Truyền lực chính Hypoid
c, Truyền lực chính bánh răng trụ d, Truyền lực chính trục vít bánh vít
- Truyền lực kép có thể được phân thanh hai loại:
+ Truyền lực trung tâm với cả hai cặp bánh răng được bố trí trong cùng
một cụm nằm giữa hai bánh xe chủ động.
+ Truyền lực chính kép bố trí không tập trung với cặp bánh răng thứ hai
được bố trí tại các dẫn động tới các bánh xe chủ động.
5
- Theo số cấp số có thể phân truyền lực chính thành:
+ Truyền lực chính một cấp (chỉ có một tỉ số truyền duy nhất)
+ Truyền lực chính hai cấp (có hai cấp số được điều khiển bởi người
lái).
1.2.4 Cấu tạo truyền lực chính:

Truyền lực chính đơn có kết cấu gọn, nhẹ đơn giản dễ sản xuất và bảo
dưỡng sửa chữa, giá thành thấp nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống
truyền lực ô tô. Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh răng, nên tỉ số truyền của
truyền lực chính dạng này bị giới hạn (i
0
< 7) và khả năng chịu tải không lớn
sẽ phải tăng mô đun răng, điều này dẫn đến tăng kích thước bánh răng và
giảm khoảng sáng gầm xe.
Truyền lực dạng hypoid được sử dụng ngày càng rộng rãi trên các loại
ô tô do có những ưu điểm nổi trội: khả năng chịu tải lớn, làm việc êm dịu và
không ồn. Đặc điểm nhận dạng của truyền lực chính loại này là trục của các
bánh răng không cắt nhau mà đặt lệch nhau một đoạn e.
Truyền lực chính bánh răng trụ được sử dụng trên các ô tô con có động
cơ đặt trước nằm ngang và cầu trước chủ động.
Truyền lực chính dạng trục vít bánh vít cho phép có tỷ số truyền lớn
hơn 7 với kết cấu nhỏ gọn. Tuy nhiên truyền lực trục vít có hiệu suất và khả
năng chịu tải thấp hơn truyền động bánh răng côn và truyền động Hypoid,
hơn nữa giá thành sản xuất của dạng truyền động này lại cao hơn nên được sử
dụng tương đối hạn chế (sử dụng trên một số loại ô tô có tính năng việt dã
cao).
1.3 Vi sai.
1.3.1 Công dụng:
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với
các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển
động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
6
1.3.2 Yêu cầu của cụm visai:
+ Phân phối mô men 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 để dễ bố trí.

+ Có hiệu suất truyền động cao.
1.3.3 Phân loại vi sai:
- Theo kết cấu gồm có:
+ Vi sai với các bánh răng côn.
+ Vi sai với các bánh răng trụ.
+ Vi sai tăng ma sát.
- Theo đặc tính phân phối mô men xoắn gồm có:
+ Vi sai đối xứng loại mô men xoắn được phân phối đều ra hai bán
trục.
+ Vi sai không đối xứng mô men xoắn phân phối không đều ra hai bán
trục.
1.3.4 Kết cấu một số dạng vi sai
* Vi sai côn
a, Cấu tạo
1: Bánh răng chủ động 2: Bánh răng bán trục 3: Vỏ vi sai 1
4: Bánh răng bị động 5: Vỏ vi sai 2 6: Bánh răng hành tinh
7
Hình 1.3 Vi sai côn đối xứng
b, Nguyên lý hoạt động
Khi mô men được truyền từ động cơ đến bánh răng chủ động 1, qua
bánh răng bị động 4, đến vỏ vi sai 3,5 do vỏ vi sai được lắp trên bánh răng bị
động nên vỏ vi sai quay, trên vỏ vi sai lắp chốt chữ thập có gắn các bánh răng
hành tinh nên chốt quay. Trong trường hợp hệ số bám của hai bên bánh xe
như nhau thì chốt chữ thập và bánh răng hành tinh đóng vai trò nsshư một
khóa gài khi đó chỉ có bánh răng bán trục quay làm bán trục quay. Trường
hợp hệ số bám trên hai bánh xe khác nhau khi này bánh răng hành tinh quay
tương đối với trục chữ thập và ăn khớp với bánh răng bán trục làm cho hai
bán trục quay với vận tốc khác nhau.
Nhược điểm:
+Khả năng vượt lầy kém và tính cơ động không cao.

Ưu điểm
+ Kết cấu đơn giản.
+Dễ chế tạo.
* Vi sai cam
a, Cấu tạo
Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3
có chế tạo liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lại
tựa lên vành cam ngoài 6 và vành cam trong 7. Trên vành cam 6 và 7 có sẻ
các rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe.
8
Hình 1.4Vi Sai Cam
1: Bánh răng côn chủ động 4: Vành ngăn
2: Bánh răng côn bị động 5: Cam
3: Vỏ vi sai 6,7: Vành cam
b. Nguyên lý hoạt động:
Khi mômen truyền từ động cơ qua bánh răng côn chủ động 1 đến bánh
răng côn bị động 2 qua vỏ vi sai 3 và qua vành ngăn 4 truyền cho cam 5, các
đầu cam 5 tỳ lên các vành cam 6 và 7 để truyền ra hai bên nửa trục qua then
hoa. Nếu sức cản hai bên bánh xe là như nhau thì cả hai nửa trục quay với tốc
độ như nhau. Lúc này chốt 5 không dịch chuyển tương đối, đối với bề mặt
cam 6 và 7. Trong trường hợp sức cản ở trên các bánh chủ động là khác nhau
sẽ có một bên bánh xe quay nhanh và một bên bánh xe quay chậm, cam 5 sẽ
cùng quay với bộ phận chủ động 3 đồng thời dịch chuyển theo chiều hướng
chiều trục . Khi đó xảy ra sự trượt ở bề mặt làm việc của cam đối với bề mặt
làm việc của vành cam. Trên mặt cam của nửa trục quay chậm tốc độ trượt
của cam hướng theo chiều quay của bộ phận chủ động, còn ở trên mặt cam
của nửa trục quay nhanh hướng về chiều ngược lại. Để hiểu rõ vấn đề này ta
xét lực tác dụng trên vi sai cam trong hai trường hợp khi sức cản ở hai bên
9
bánh xe chủ động là như nhau và khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động

khác nhau.
Khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động là như nhau thì vành cam đặt 4
tác dụng lên cam 5 lực P ép lên vành cam trong và ngoài những lực pháp
tuyến với dạng cam. Khi hai bên bánh xe chủ động có sức cản như nhau thì
tốc độ góc của vành 4 và hai vành cam bằng nhau.
Khi hai bánh chủ động có sức cản khác nhau, nếu một trong số các
bánh xe có xu hướng tăng tốc độ góc thì giữa các chi tiết của vi sai bắt đầu có
sự chuyển dịch tương đối và ở các mặt đầu của cam 5 xuất hiện những lực ma
sát hướng lên các vành cam quay nhanh và quay chậm về những hướng khác
nhau. Ở vành cam quay chậm lực ma sát ngược với vận tốc trượt, sẽ hợp với
lực chủ động và tăng mômen cho bánh xe quay chậm. Ở vành cam quay
nhanh lực ma sát ngược với vận tốc trượt nhưng lại giảm mômen cho bánh xe
quay nhanh.
* Ưu điểm:
+ Khả năng vượt trơn lầy tốt hơn vi sai côn đối xứng. Vì vậy tính năng
cơ động cao hơn.
+ Đảm bảo cho ôtô không có trượt quay một trong số các bánh xe chủ
động trong tất cả các trường hợp mà cả hai bánh xe đều tựa lên mặt đường.
* Nhược điểm:
+ Vi sai cam một dãy vì số mặt lồi lõm trên vành cam 6 và 7 khác nhau
sẽ sinh ra mômen động khi vi sai làm việc chóng mòn.
+ Loại vi sai đặt theo hướng trục: lực chiều trục lớn tác dụng lên vỏ vi
sai, nên các bulông lắp trên vỏ phải chịu những lực này và ổ bi phải chọn sao
cho đủ khả năng chịu được lực chiều trục này cho nên kết cấu ổ tăng và phải
tăng độ bền, độ cứng vững cho toàn bộ cơ cấu do đó sẽ làm tăng trọng lượng
và kích thước chung của cơ cấu lên.
10
+ M
ms
lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công

suất.
* Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng :
A. Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định :
a, Cấu tạo
Hình 1.5 Vi sai tăng ma sát có lực ma sát cố định
1. Bánh răng vành chậu 5. Lò xo ép
2. Vỏ vi sai. 6. Đĩa ma sát
3. Bánh răng bán trục 8. Bánh răng côn chủ động
4. Bánh răng hành tinh 9. Đế lò xo
Bộ truyền động loại này gồm có : bộ truyền lực chính (bộ bánh răng
vành chậu 1 - côn xoắn 8); bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 4, hai bánh
răng côn bán trục 3 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát.
Trục chữ thập có lỗ rộng bên trong có lò xo để ép hai bánh răng côn
bán trục cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai. Ly hợp ma sát gồm
các đĩa thép trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa
ma sát có tai nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là các
đệm chặn lực dọc trục).
11
b. Nguyên lý làm việc:
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của
hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho các
bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh không
quay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục.
Khi chuyển động thẳng, dòng mômen truyền chủ yếu qua cụm vi sai,
một phần nhỏ (có thể bị trượt nhẹ) truyền qua khớp ma sát.
Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,
hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau, thì mômen hai bên chênh lệch nhau
đúng bằng giá trị M
ms
.

Khi khớp ma sát trượt lớn, dòng mômen truyền một phần qua vi sai,
một phần qua khớp ma sát.
Ta có quan hệ động lực học: M
t
= M
p
+ M
ms
M
t
, M
p
: mômen trên bán trục quay chậm, bán trục quay nhanh.
* Ưu điểm:
Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực học
tốt hơn các loại vi sai khác.
Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác mà
sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe.
Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi.
* Nhược điểm:
Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễ
gây sự cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất như
nhau.
M
ms
lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất.
12
B.Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định:
Hình 1.5 Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định
1. Bánh răng côn chủ động 5. Trục

2. Bánh răng vành chậu 6. Bánh răng bán trục
3. Vỏ vi sai 7. Bánh răng hành tinh
4. Đĩa ma sát
a, Cấu tạo
Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răng
vành chậu 2 - côn xoắn 1) bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 7, hai bánh
răng côn bán trục 6 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát 4.
Trục chữ thập được thay thế bằng trục 5 cắt nhau theo góc vuông hai
trục 5 có khả năng dịch chuyển với nhau theo cả chiều trục lẫn chiều góc
nghiêng tương đương A và B ở các đầu trục. Ly hợp ma sát gồm các đĩa thép
trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa ma sát có tai
13
nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là các đệm chặn lực
dọc trục).
b, Nguyên lý làm việc:
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của
hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho các
bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh không
quay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục.
Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,
hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau lúc đó các bánh răng hành tinh ngoài
quay cùng vỏ vi sai còn quay trên trục của nó. Khi bánh răng hành tinh quay
các mặt nghiêng trên trục 5 sẽ bị dịch chuyển đi thế nào để lực trên ly hợp ma
sát 4 truyền đến vỏ vi sai tăng lên đối với nửa trục quay chậm và giảm đi đối
với nửa trục quay nhanh.
* Ưu điểm:
+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực
học tốt hơn các loại vi sai khác.
+ Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác
mà sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe.

+ Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi.
* Nhược điểm:
Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễ
gây sự cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất như
nhau.
14
1.4 Các bán trục.
1.4.1 Công dụng:
Các bán trục dùng để truyền mô men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe
chủ động. Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn bán trục còn
được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động.
1.4.2 Yêu cầu đối với các bán trục:
a) Yêu cầu chung của bán trục:
+ Phải chịu được mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
Bán trục phải thẳng, không được lệch nhất là đối với các xe có khả năng cơ
động.
+ Đối với bán trục của cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng
tâm cho các đoạn trục của bán trục.
+ Chính xác hình dáng hình học, kích thước.
b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe có khả năng cơ động.
Các bán trục sử dụng cho các xe loại này phải chịu mô men xoắn lớn,
vì vậy các bán trục phải được chế tạo chính xác về mặt hình học, và phải có
các góc lượn hợp lý để tránh ứng suất tập trung.
1.4.3 Phân loại bán trục:
+ Bán trục giảm tải hoàn toàn (hình 1.6): bánh xe có moay ơ được lắp
trên 2 ổ bi, cả hai ổ này đều lắp trên vỏ cầu. Do hai ổ bi được bố trí cách nhau
một đoạn, nên các mô men uốn của các lực tương tác giứa bánh xe và mặt
đường ( Z,Y, X) đều được tiếp nhận bởi vỏ cầu.Bán trục dạng này được gọi lầ
bán trục giảm tải hoàn toàn, nó không chịu uốn mà chỉ chịu duy nhất là mô
men xoắn. Loại này được sử dụng trên các loại ô tô tải.

15
1, 4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3 Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.6: Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn
+ Bán trục giảm tải 3/4 (hình 1.7): Loại bán trục này khác với bán trục giảm
tải hoàn toàn ở chỗ moay ơ chỉ có một ổ bi. Bởi vậy bán trục sẽ phải chịu một
phần mô men uốn từ các lực tác dụng lên bánh xe. Dạng bán trục này thường
ít được sử dụng.
1,4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3. Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.7 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/ 4
+ Bán trục giảm tải 1/2 (hình 1.8): Đầu ngoài của bán trục được đỡ bởi 1 ổ
bi nằm trong vỏ cầ chủ động. Trong trường hợp này, moay ơ được trực tiếp
bắt lên bán trục. Kết cấu dạng này cũng có thể không có moay ơ mà tang
trống đươc bắt trực tiếp lên mặt bích ở đuôi của bán trục. Với cách bố trí như
vậy, bán trục phải chịu toàn bộ mô men uốn của các lực tương tác giữa bánh
16
xe với mặt đường. Bán trục dạng này được sử dụng hầu hết trên các loại ô tô
con do kết cấu đơn giản.
1,4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3. Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.8: Sơ đồ bán trục giảm tải 1/ 2
1.5 Vỏ cầu.
1.5.1 Công dụng của vỏ cầu.
Đối với xe có khả năng cơ động hệ thống treo thường là hệ thống treo phụ
thuộc. Cầu xe là phần khối lượng không được treo. Trong thiết kế cầu xe
thường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đến
mức có thể. Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:
- Đỡ toàn bộ trọng lượng 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 trong thời gian dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt
đường lên.
1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.
Vỏ cầu phải đảm bảo những yêu cầu cơ bản sau đây:
- Vỏ cầu phải đủ cứng để chịu được trọng lượng của xe, tránh gẫy uốn ảnh
hưởng đến các kết cấu bên trong.
17
- Vỏ cầu phải đảm bảo kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảng
sáng gầm xe.
1.5.3 Phân loại vỏ cầu.
- Vỏ cầu liền là loại vỏ cầu thường được sản xuất bằng phương pháp đúc
sau đó gia công các bề mặt lắp ghép.
- Vỏ cầu rời là loại được lắp ghép từ các tấm rời bằng phương pháp hàn.
18
CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE THAM KHẢO (LIFAN) THỂ
HIỆN DƯỚI BẢNG SAU
Các thông số Giá trị
ĐỘNG CƠ
- Công suất lớn nhất/ tốc độ quay
( kW/vòng/phút)
- Mô men lớn nhất/ tốc độ quay
( kW/vòng/phút)
70/3500
227/2200
TẢI
TRỌNG
- Trọng lượng bản thân (N)
- Trọng tải (N)

- Trọng lượng toàn bộ (N)
23550
31450
55000
Phân bố tải trọng
- Không tải:
+ Cầu trước (N)
+ Cầu sau (N)
- Đầy tải:
+ Cầu trước (N)
+ Cầu sau (N)
9420
14130
22000
33000
- Tốc độ lớn nhất (km/h) 90
- Chiều dài toàn bộ (mm)
5985
1995
19
KÍCH
THƯỚC
- Chiều rộng toàn bộ (mm)
- Chiều cao toàn bộ (mm)
2150
- Chiều dài cơ sở (mm)
- Vết bánh xe trước/sau
- Khoảng sáng gầm xe (mm)
3350
1630/1435

240
HỘP SỐ
- Tỷ số truyền cao nhất
- Tỷ số truyền thấp nhất
- Tỷ số truyền số lùi
5,494
0,746
5,494
CẦU CHỦ
ĐỘNG
- Truyền lực chính
- Vi sai
Bánh răng côn Hypoid
Bánh răng côn răng
thẳng, không tăng ma
sát
LỐP XE
- Kiểu lốp
+ Lốp trước
+ Lốp sau
- Áp suất lốp trước/sau (kG/cm
2
)
7,0 - 16,1
7,0 – 16,1
PHAN SAU - Cơ cấu phanh Phanh tang trống
CHƯƠNG II: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN
CỦA CỤM CẦU SAU
2.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HYPOID
2.1.1 Tính toán tỉ số truyền truyền lực chính

20
Theo tài liệu [3] từ công thức đảm bảo vận tốc lớn nhất của xe ta tính được tỉ
số truyền của truyền lực chính:

max
5 max
2. . .
60. .
bx e
o
h
r n
i
i v
π
=
Trong đó:
• r
0
Bán kính bánh xe, với xe có kí hiệu lốp 7,0-16,1
Theo [3] ta có:
16,1
( ).25,4 (7,0 ).25,4 382,27
2 2
o
d
r B= + = + =
(mm)
• r
bx

Bán kính thực của bánh xe: hệ số biến dạng của lốp:
chọn
0,930
λ
=
,
0
. 355,5( ) 0,3555( )
bx
r r mm m
λ
= = =

• n
emax
Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất: động
cơ diesel chọn tỉ số giữa vòng quay động cơ ứng với vận tốc lớn nhất
của ô tô và công suất lớn nhất của động cơ
1
λ
=

max
. 3500.1 3500
e N
n n
λ
= = =
(vg/phút)
• v

max
Vận tốc lớn nhất khi toàn tải :
max
90( / ) 25( / )v km h m s= =
Thay số ta có tỉ số truyền của truyền lực chính:
max
5 max
2. . .
6.93
60. .
bx e
o
h
r n
i
i v
π
= =
2.1.2 Tính toán chế độ tải trọng
Tính toán chế độ tải trọng được lựa chọn từ hai chế độ đó là:
- Tính theo mô men lớn nhất của động cơ:
max 1
. . 227.5,494.0,9 1185( )
dc
tt e h t
M M i Nm
η
= = =
Trong đó:
• i

h1
tỉ số truyền hộp số ở số truyền 1: i
h1
=5,494
•
t
η
hiệu suất của hệ thống truyền lực:
0.9
t
η
=
21
- Tính toán theo khả năng bám, chế độ này dùng để kiểm tra bền và so sánh
bền các chi tiết theo khả năng bám:
2 max
1 1
. . . 38500.0,9.0,3555. 1777,5( )
6.93
tt bx
o
M G r Nm
i
ϕ
ϕ
= = =
Trong đó:
• G
2
=38500 (N) tải trọng phân bố ra cầu sau

•
max
ϕ
=0.9 hệ số bám cực đại
Chọn chế độ tính toán theo khả năng bám:
M
tt
=
tt
M
ϕ
=1777,5 (Nm)
2.1.3 Tính chọn kích thước truyền lực chính
Yêu cầu cặp bánh răng truyền lực chính phải đảm bảo độ dẻo do đó ta
chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim trung bình: 15HM (Có độ sâu
thấm Cacbon là 0,9
÷
1,8 mm), có độ cứng HRC=60 và có các giá trị ứng suất
cho phép là [σ
tx
]= 3500 (MN/m
2
) và
[ ]
2
1100( / )
u
MN m
σ
=

.
Chọn số răng theo i
0
,với xe tải 3 tấn ta chọn số răng của bánh răng chủ
động là 6 răng.
Do đó: Z
2
= Z
1
.i
0
= 6.6,93 = 41.5 chọn Z
2
=41 răng
Ta tính lại i
0
:
2
0
1
41
6.83
6
Z
i
Z
= = =
- Chọn góc xoắn β cho cặp bánh răng của xe tính toán: Với xe tính toán thì
góc xoắn của bánh răng chủ động của truyền lực chính là: β
1

=40
o
÷42
o
, chọn
42
o
.
Tính chọn L: Dựa theo M
tt
ta tính được:

3
3
max. 1
14 14 227.5,494 210.93( )
e h
L M i mm= = =
Tính môđun pháp tuyến bánh răng:

1
2 2 2 2
1 2
.cos 210.93.cos 42
7.56
0,5. 0,5. 6 41
o
n
L
m

Z Z
β
= = =
+ +
Ta quy chuẩn môđun pháp tuyến về dãy tiêu chuẩn, do đó chọn: m
n
=7
22
+ Tính môđun mặt đầu:
1
7
9,42
cos cos 42
n
s
o
m
m
β
= = =

+ Chiều rộng răng: Chọn b=0,3.L =0,3.210,93 =63.297 Chọn b
1
=63.3
(mm) ,b
2
=58(mm)
+ Nửa góc chia côn:
1
1

2
6
11.5
41
o
Z
arctg arctg
Z
δ
= = =
nên
2 1
90 78.5
o o
δ δ
= − =
+ Tính góc xoắn răngβ
2
:
2 2
1,25. . .( 0,5. )
1,25.3,14.9,42.(210,93 0,5.63,3)
0.496 27.49
. 63,3.210,93
o
s
m L b
arctg
b L
π

β β
−
−
= = = → =
+ Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng α
n
: Với ôtô thì:
0
1 2
20
α α
= =
.
+ Hệ số dịch chỉnh chọn: ξ
1
=+0,682 (mm).
ξ
2
= -0,682 (mm)
+ Đường kính vòng chia đáy lớn: D
c
=m
s
.Z

1 1
2 2
. 9,42.6 56,5( )
. 9,42.41 386.22( )
c s

c s
D m Z mm
D m Z mm
= = =
= = =
+ Bán kính vòng chia đáy lớn: r
c
=D
c
/2.

1
1
56,52
28, 25( )
2 2
c
c
D
r mm= = =
;
2
2
386.22
193.11( )
2 2
c
c
D
r mm= = =

+ Bước răng đáy lớn: t
s
=π.m
n

→ t
s1
=t
s2
=3,14.7=21,98 (mm)
+ Chiều cao răng đáy lớn: h=2,25.m
s

→ h
1
=h
2
=2,25.9,42=21,187 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: D
e
=D
i
+2.h
i
.cosδ
i

1 1 1 1
2. .cos 56,52 2.21,195.cos11.5 98,06( )
o

e
D D h mm
δ
= + = + =

2 2 2 2
2. .cos 386.22 2.21,195.cos 78.5 394.67( )
o
e
D D h mm
δ
= + = + =
Kiểm tra điều kiện khoảng sáng gầm xe:
23

2
30
2
394,67
385,5 30 8 231.767( )
2
e
bx
D
H r e
mm
= − − −
= − − − =

+ Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.m

s

→ c
1
=c
2
=0,2.9,42=1,884 (mm)
+ Chiều cao đầu răng đáy lớn:
h
e
=m
s
+ξ.m
s

→h
e1
=9,42- 0,6.9,42=2,994(mm)
→h
e2
=9,42+0,6.9,42=15,072(mm)
+ Bán kính vòngchia trung bình: r
x
=r
i
-0,5.b.sinδ
i

1 1 1
0,5. .sin 28,25 0,5.63,3.sin11.5 21,94( )

o
c
r r b mm
δ
= − = − =

2 2 2
0,5. .sin 178,98 0,5.58.sin 78.5 150,56( )
o
c
r r b mm
δ
= − = − =
+ Đường kính vòng chân đáy lớn: D
i
=D
c
-2c

1 1 1 1
2 2 2 2
.cos 56,5 21,187.cos11.5 35,7( )
.cos 386,22 21,187.cos 78.5 382( )
c
c
D D h mm
D D h mm
δ
δ
= − = − =

= − = − =
+ Độ lệch tâm e:

2
0,15. 0,15.394,67 59.2( )
e
e D mm≤ = =

+ Đường kính vòng chân răng đáy nhỏ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn:

2
2
386,22
(1 ); 986.6( )
2.cos 2.cos78.5
c
i i e
e
D
b
d D R mm
R
δ
= − = = =


1 1
2 2
63,3
(1 ) 35,7.(1 ) 33.4( )

986,6
58
(1 ) 382.(1 ) 359.54( )
986,6
e
e
b
d D mm
R
b
d D mm
R
= − = − =
= − = − =

Bảng thông số Truyền lực chính
24
12 Độ lệch tâm E mm 38
13 Đường kính vòng chia đáy lớn D
c
mm 56,5 386.22
25
Tên thông số
ký
hiệu
đơn
vị
Kết quả
chủ động bị động
1 Số răng Z 6 41

2 Tỷ số truyền i
0
6,83
3 Hướng xoắn của răng Trái Phải
4 Mô đun pháp tuyến m
n
7,000
5 Mô đun mặt đầu m
s
9,42
6 Nửa góc côn chia
δ
độ 11.5
o
78.5
o
7 Góc xoắn răng
β
độ 42
o
27,49
o
8 Hệ số dịch chỉnh
ξ
mm -0,682 0,682
9 Góc ăn khớp danh nghĩa điểm
α
độ 20
o
20

o
10 Chiều rộng bánh răng b mm 63.3 58
11 Chiều dài tạo bởi hình côn chia L mm 210.93 210.93