Tính toán kiệm nghiệm cầu sau xe ford everest

CHƯƠNG 1
Giới thiệu chung về xe ford everest
1.1

Gii thiu chung về xe ford everest
Ford Everest là loại ôtô đa dụng 7 chỗ cho gia đình. Ford Everest là sản

phẩm chiến lược của Ford tại thị trường châu Á, sản xuất theo nghiên cứu nhu
cầu khách hàng trong khu vực châu Á - Thái Bình Dương. Khi thiết kế nó
được chú ý nhiều đến việc đảm bảo chất lượng động học tốt, tính ổn định
chuyển động tốt, điều khiển nhẹ nhàng, đảm bảo độ tin cậy cao và thuận tiện
cho việc chăm sóc bảo dưỡng. Với giá thành phù hợp với thu nhập người dân
Việt Nam nên xe Ford Everest khá được ưa chuộng.

H×nh1.1:Xe Ford Everest
Ford Everest có 3 loại: 2.5lít, 4x2 (truyền động cầu sau, động cơ diezel);
2.6lít, 4x2 (truyền động cầu sau, động cơ xăng); 2.5lít, 4x4 (hai cầu chủ động,
động cơ diezel).
Điều nổi bật về công nghệ của Ford Everest 4x2 và 4x4 động cơ diezel là
được trang bị động cơ Turbo diezel 2.5, 4 xi-lanh, trục cam đơn có hệ thống
4


làm mát khí nạp intercooler. Cịn Ford Everest 4x2 động cơ xăng là trang bị
động cơ xăng 2.6 lít, trục cam đơn với hệ thống phun xăng điện tử EFI.
Ford Everest sử dụng động cơ khoẻ nhưng lại rất tiết kiệm nhiên liệu. Xe
Ford Everest 4x4 trung bình tiêu hao khoảng 8 lít diezel/100km. Trang bị 5 số
tay, ly hợp được thiết kế với đĩa ma sát đơn, điều khiển bằng thuỷ lực, lò xo
đĩa mang đến hiệu quả động cơ cao nhất và đảm bảo vận hành êm ái ở mọi tốc
độ
Động cơ có tổng dung tích xi lanh theo nhà sản xuất là 2499cc, đường

kính hành trình xi lanh l 93x92mm.
1.2 Đặc tính kỹ thuật của xe ford everest [8]
TT
01

Ký
Giá trị
Thông số kỹ thuật
hiệ
(Đặc điểm)
u
Thông số kích thớc
Chiều dµi toµn bé
ChiỊu réng toµn bé
ChiỊu cao toµn bé
ChiỊu dµi cơ sở
Tâm vết bánh xe :
+ Trớc
+ Sau
Khoảng sáng gầm xe :
+ Trớc
+ Sau

02

La
B
H
L
B1

B2

1475
1470
210
140
140
Thông số về trọng lợng

Tải trọng
Trọng lợng xe không tải :
Trọng lợng toàn bộ :
03

5009
1789
1835
2860

Đơn
vị
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

mm
KG
KG

Ga

1921
G
2632
KG
Thông số về tính năng thông

qua
Bán kính quay vòng nhỏ
nhất
Rmin
5

6.2

m


T
Góc vợt trớc
S
Góc vợt sau
Góc vợt dốc lớn nhất
Góc nghiêng ngang cho x
phÐp

ChiỊu s©u léi níc
H
Vmax
VËn tèc lín nhÊt của xe
Ge
Mức tiêu hao nhiên liệu

04

35
27
30
20
0,5
144
8

Độ
Độ
Độ
Độ
m
Km/h
l/100
Km

Thời gian tng tc t 014
s
100km
Thông số về động cơ

Động cơ turbo
diesel 2.5L trục
Động cơ đốt trong
cam đơn có
làm mát khí
nạp/4Cyl SOHC
Dung tích công tác
2499
cc
Đờng kính xy lanh D
D
93
mm
Hành trình pít tông S
S
92
mm
Tỷ số nén
4,6
Công suất Nemax
109
HP
Số vòng quay neN
nN
3500
V/ph
Nm
Mô men M
266
emax

V/ph
Số vòng quay neM
05

nM

2000

Thông số về hệ thống truyền
lực
Ma sát khô, 1
đĩa,lò xo ép
bố trí trung
tâm,
dẫn
động cơ khí,
cáp

Ly hợp

6


Cơ khí, 5 cấp,
đồng tốc ở tất
cả các số

Hộp số
Tỷ số truyền hs

ih1
ih2
ih3
ih4
iL
06

07

08

3,55
2,09
0,71
1,00
5,77
Thông số về hệ thống lái
Bánh răng trụ
Cơ cấu lái
xoắn,
thanh
răng
Tỷ số truyền
i
Dẫn động lái
Cơ khí
Thông số về hệ thống phanh
Phanh trớc
Phanh đĩa
Phanh sau

Phanh guốc
Thông số về phần vận hành
Hệ thống treo
c lp
Số lợng bánh xe
4+1
9
Inch
Kích thc ca lp xe

1.3 Đặc tính các cụm và hệ thống chính ca xe Ford
everest
1.3.1 Động cơ
+, Ford Everest 4x4 ng c diezel là được trang bị động cơ Turbo diezel 2.5,
4 xi-lanh, trục cam đơn có hệ thống làm mát khí nạp intercooler. Còn Ford
Everest 4x2 động cơ xăng là trang bị động cơ xăng 2.6 lít, trục cam đơn với hệ
thống phun xăng điện tử EFI. Ford Everest được trang bị động cơ khoẻ vận
hành rất hiệu quả trong các điều kiện đường xá và địa hình, nhưng lại rất tiết
kiệm nhiên liệu. Xe Ford Everest 4x4 trung bình tiêu hao khoảng 8 lít

7


diezel/100km. Trang bị 5 số tay, ly hợp được thiết kế với đĩa ma sát đơn, điều
khiển bằng thuỷ lực, lị xo đĩa mang đến hiệu suất truyền mơmen xoắn cao
nhất và đảm bảo vận hành êm ái ở mọi tc
+, Hệ thống làm mát: h thng lm mỏt khớ np intercooler ,trc cam
n.
+, Hệ thống bôi trơn hỗn hợp cỡng hoàn toàn bức: kiểu không,
kết hợp bơm và vung tÐ, cã dung lỵng 4,7 lÝt.

1.3.2 HƯ thèng trun lực
Kiểu cơ khí có cấp gồm: Ly hợp; hộp số chÝnh; 2 cầu chủ động.
+, Ly hỵp: Đĩa ma sát đơn, điều khiển bằng thủy lực với lò xo đĩa.
+, Hép sè: hệ thống truyền động với hộp số AT 5 cấp. Hệ thống động cơ
kiểu cam đơn SOHC đã được thay thế bằng kiểu trục cam kép DOHC. Công
nghệ phun nhiên liệu đơn đường tăng áp TCDi (Turbo Direct Common - Rail
Injection) và tăng áp turbin VGT có làm mát khí nạp.
1.3.3 HƯ thèng l¸i
HƯ thèng l¸i cđa Ford everest bao gồm cơ cấu lái, dẫn
động lái và trợ lực lái.Cơ cấu lái loại bánh răng trụ, thanh răng
bố trí trên thanh lái ngang. Dẫn động lái gồm có: vành tay lái,
vỏ trục lái, trục lái, truyền động các đăng, thanh lái ngang,
cam n và các khớp nối.
1.3.4

Hệ thống phanh:

HƯ thèng phanh xe Ford Everest lµ hƯ thèng phanh dẫn
dộng thuỷ lực, sử dụng cơ câú phanh đĩa ở cầu trớc, cơ cấu
phanh tang trống ở cầu sau
1.3.5

Hệ thống treo, lèp, khung:

-HƯ thèng treo trªn xe :

8


+,Trước: Hệ thống treo độc lập bằng thanh xoắn kép và ống giảm chấn.

+, Sau: Loại nhíp với ống giảm chấn
- Lèp xe gåm 4 lèp vµ 1 lèp dù phòng (Vnh(mõm) ỳc hp kim).
+,Cỡ lốp/ áp suất lốp( kg/cm3): 245/ 70R16

-Phần chịu lực là khung vỏ xe.
Thit k kt cấu thân xe siêu cứng, có thêm các thanh gia cường hai bên nhằm
giảm tối đa những tác động lên người ngồi trong xe. Hai bên thành xe cũng
được gia cường với các thanh siêu cứng bảo vệ khi có va chạm từ hai phía.

9


Chơng II
phân tích đặc điểm kết cấu cầu xe ford
everest
2.1 Yêu cầu đối với cầu xe
Cầu xe chủ động là tỉng thµnh ci cïng trong hƯ thèng
trun lùc. Nã cã 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.
2.2 Truyền lực chính (TLC)
Truyền lùc chÝnh (TLC) lµ mét bé phËn rÊt quan träng trong
cầu xe, nó có nhiều loại mỗi loại có những u điểm và nhợc
điểm riêng nh :
- Truyền lực chính ®¬n
- Trun lùc chÝnh kÐp
- Trun lùc chÝnh hai cÊp
2.2.1 Công dụng, yêu cầu
Truyền lực chính có những công dụng nh sau :
10


- Truyền và thay đổi mô men
- Thay đổi phơng truyền lực
Truyền lực chính có các loại :
- 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)
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.

Đối với cầu chủ động của xe Ford Everest thì dùng truyền
lực chÝnh kÐp bè trÝ trung t©m.
2.2.2 KÕt cÊu cđa trun lùc chÝnh xe Ford Everest
TLC cđa xe Ford everest lµ TLC kép bố trí trung tâm.
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.
Cấp thứ nhất bao gồm cặp bánh răng côn có cấu tạo nh
trong các truyền lực chính một cấp bánh răng côn đà trình
bày. Trong kết cấu này bánh răng côn bị động không lắp lên
vỏ vi sai mà đợc chế tạo liền với một bánh răng trụ nhỏ. Trục
mang bánh răng côn bị động và bánh răng trụ nhỏ đợc gối
trên vỏ cầu băng hai ổ bi.
Cấp thứ hai bao gồm một cặp bánh răng trụ: bánh răng trụ
chủ động đợc chế tạo liền trục với trục bánh răng côn bị
động; bánh răng trụ bi dộng là 1 vành răng đợc lắp với vỏ vi
sai bằng các bulông.
11


Hình2.1 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 .
ổ đỡ bên trái của trục trung gian đựoc đặt trong hốc của

bánh răng côn bị động là ổ thanh lăn kim. ổ này dùng để
đỡ. 2 ổ bên trái của trục trung gian là ổ thanh lăn côn làm
nhiệm vụ đỡ chặn, điều chỉnh khe hở 2 ổ này là dùng đệm
bên trên. Đồng thời nó cũng dùng để điều chỉnh sự ăn khớp
của 2 bánh răng côn.
2.3 Vi sai
Vi sai lµ bé phËn rÊt quan träng 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.
- Vi sai kiểu trục vít.
2.3.1 Công dụng, 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.
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

12


- 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.
2.3.2 Phân tích kết cấu vi sai của cầu chủ động của

xe Ford Everest
Vi sai của cầu chu động của xe Ford Everest là vi sai côn
đối xứng.đây là loại vi sai rât phỏ biến. Các bánh răng hành
tinh trong vi sai và vỏ vi sai có thể tháo rời
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 träng bÐ vi sai nh
nhau chØ kh¸c ë sè b¸nh 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 b¸n trơc chän b»ng béi sè cđa sè cđa sè răng bánh
răng hành tinh. Mặt tháo rời thờng đi qua trục của các bánh
răng hành tinh, các nửa hộp đợc lắp đồng tâm nhờ các gờ.
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.

13


Hình 2.2: sơ đồ nguyên lý của vi sai côn đôí xứng trên xe
Ford Everest
1-bánh răng vành chậu, 2-vỏ vi sai, 3-bánh răng bán trục
4-bánh răng vi sai
* 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.
2.4 Bán trục
2.4.1 Công dụng, yêu cầu
Công dụng của bán trục:
- 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.
Yêu cầu của bán trục:
14


- 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 ®éng.
- Khi trun m« men quay vËn tèc gãc cđa các bánh xe chủ
động cũng nh bánh xe dẫn hớng đều không thay đổi.

2.4.2 Phân tích kết cấu bán trục trên cầu chủ động xe
Ford Everest
Bán trục trên cầu chủ động xe Ford Everest là loại bán trục
giảm tải hoàn toàn.ổ ở ngoài là 2 ổ bi côn
Nh vậy bán trục chỉ chịu tác dụng của mô men M k hay Mp

tõ phÝa vi sai (khi phanh b»ng phanh trung ơng) và mô men
Mk hay Mp từ phía đờng tác dụng lên (khi hÃm bằng phanh
trung ơng)
Các lực Xk, Y, Zbx sẽ không truyền đến trục mà chỉ truyền
đến dầm cầu.

Hình 2.3 Bán trục giảm tải hoàn toàn dùng trên xe Ford
Everest
* 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.

15


- 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 hạng nặng.

2.5 Dầm cầu

2.5.1 Công dụng, yêu cầu
Công dụng:
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.
2.5.2 Phân tích kết cấu dầm cầu sử dụng trên xe Ford
Everest
Dầm cầu của xe ford everest là dầm cầu liền
Dầm cầu chế tạo bằng phơng pháp đúc, có 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.

16


Chơng Iii
tính toán kiểm nghiệm cầu sau xe ford everest
3.1 Các số liệu ban đầu [ 8]
ST
Thông số

Giá trị
Đơn Ghi
T
vị
chú
1 Công thức bánh xe
4x4
2 Trọng lợng xe không tải
1921
KG
3 Trọng lợng toàn bộ
2632
KG
4
5
6

7

Chiều dài cơ sở
Phân bố lên các cầu :
- CÇu tríc :
- CÇu sau :
Tû sè cđa trun lực
chính :
- Cầu trớc :
- Cầu sau :
Động cơ diezel 4 kú

2860

m

1230
1630

KG
KG

4.625
4.625
4

Xy
lanh

3.2 TÝnh to¸n kiĨm nghiƯm c¸c chi tiÕt cđa cÇu xe
17


Trong phần này ta đi tính toán kiểm nghiệm đối víi c¸c bé
phËn sau :
- Trun lùc chÝnh kÐp b¸nh răng trụ răng thẳng.
- Vi sai bánh răng côn đối xứng.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn.
- Dầm cầu là loại liền
3.2.1 Tính toán kiểm nghiệm truyền lực chính
Các thông số của TLC
[8]
Thông số

Bánh răng

Số răng
Góc nghiêng đờng xoắn răng
Chiều dài đờng sinh trung bình
Chiều rộng vành răng
Mô đun pháp tuyến mặt đáy
răng
Mô đun pháp tuyến trung bình
Hệ số dịch chỉnh răng
Góc ăn khớp
Nửa góc côn chia

Chủ
động
Z1=8
35

Z2=37

0

Lm= 120
mm
b= 42
mm
mn= 6
mm
mntb= 4

mm
1 = 0,480

 2 = - 0,629

0

 19
 1 12,2 0

a, Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực vòng xác định theo công thức :
M
P tt
rtb

[3.1]

Bán kính trung bình của bánh răng:
rtb= Lm.sin 1 = 25,3 [mm]
Mô men tính toán:
M tt =

Bị động

M i

2 77,8 0

Q1

R1

P2

P1

Q2
R2

[2.1]

ic .io

18

Hình3.1 Xác định
các lực


M  i = G i .  max .rk

[2.2]

Trong đó :
M i Mô men bám trên cầu thứ i [Nm]
G i - Trọng lợng bám trên cầu thø i [N]

ic - Tû sè trun lùc c¹nh
i0 - Tỷ số truyền lực chính
Mô men bám tác dụng lên cầu sau:

M = G . max .rk
2

2

[2.3]
Trong đó :
Trọng lợng bám lên cầu sau G = m2.g
[2.4]
=1630.10=16300 (N)
Gia tèc träng trêng
g = 10 (m/s2)
 max = 0,8
HÖ sè bám
1 = 0,935
Hệ số biến dạng lốp
2

Bán kính thiết kế b¸nh xe

d
2



r =  B x


25,4
1000

[2.5]
B¸n kÝnh tÝnh to¸n b¸nh xe
rk = r. 1 = 0,38 [m]
Víi d=15 mm ; B=9 (inch)
M = 4929,12
Ta có :
[Nm]
Mô men tính toán : M tt = 985,82 [Nm]
2

VËy ta cã :

P = 39432,96 [N]

- Lực chiều trục xác định theo công thức :
 tg . sin  i

Q P
 tg . cos i
cos


[3.2]
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 hớng kính R lấy dấu (-).

19

Thay số vào và tính cho bánh răng chủ động (vì nó chịu
tải nặng hơn)
ta có :
Q = 30409,4 [N]
- Lực hớng kính xác định theo công thức sau :
R

P
tg . cos  i  sin  . sin  i 
cos 

[3.3]
Thay sè vµo ta cã : R = 10366,22 [N]
b, TÝnh to¸n kiĨm tra bỊn c¸c b¸nh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suÊt uèn :
u 

P
  u 
0,85.b.mn . y

[3.4]
Trong ®ã : y- Hệ số dạng răng đợc xác định theo số răng tơng đơng Ztđ
Z td

Z1
14,9 [răng]
cos . cos 3 

Ta chän Zt® = 11 suy ra y = 0,4
 u  -øng suÊt uèn cho phÐp,  u  =700 – 900 Mpa
Thay sè vµo ta cã :n = 820,38 Mpa
Vậy ta thấy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất uốn
- Kiểm tra bánh răng theo øng suÊt tiÕp xóc :
 tx 0,418.

P.E
b. cos  . sin 

 1
1


 r1td r2td


   tx 


[3.5]
Trong ®ã :
E-Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng
E = 2,15.105 MPa
ritd -Bán kính tơng đơng i=1;2
ritd

ritb
cos i . cos i
2

[3.6]
ritb -Bán kính trung bình của các bánh răng côn
rtb Lm . sin 1 25,3 [mm]
Ta cã : r1td  40,39 [mm]
r2td  190,19 [mm]

20


Thay sè vµo ta cã :
 tx  1725,89 [MPa]
 tx 1500 2500 [MPa]

Vậy bánh răng bảo đảm bỊn theo øng st tiÕp xóc.
KiĨm nghiƯm trơc vµ ỉ đỡ
Do các trục này ngắn và đợc đỡ khá chắc chắn nên các
trục này bảo đảm độ bền làm việc tốt.

Hình 3.2: Bố trí ổ đỡ bánh răng chủ động
3.2.2 Kiểm nghiệm vi sai
Vi sai bánh răng côn đối xứng có sơ đồ động học nh sau :

Hình 3.3 : Sơ đồ động học vi sai côn
đối xứng

21


Ta có bảng thông số bộ truyền vi sai của xe Ford Everest nh

sau [8]:
Thông số

Bánh răng
Vi sai
Bán trục
ZH=10
ZM=16

Số răng
Đờng kính chia ngoài

de1=

Chiều dài đờng sinh trung bình
Chiều rộng vành răng
Mô đun pháp tuyến trung bình
Nửa góc côn chia

47,5mm
L= 38
mm
b=13,44
mm
mntb= 4
mm
1 32 0

Chiều cao chân răng
Chiều cao đầu răng trung bình

de2=
76mm

2 58 0

hf1=3,38
hf2=6,62m
mm
m
ha1=5,62
ha2=2,38
mm
mm

Góc chân răng

f 1 5,07 0

f 2 9,86 0

Góc đầu răng

a1 9,86 0

a 2 5,07 0

Góc nghiêng

35 0

Góc ăn khớp

19 0

TÝnh to¸n bỊn c¸c chi tiÕt cđa bé vi sai :
- Chế độ tính toán nh truyền lực chính :
Mô men tính toán tác dụng lên bánh răng bán trục đợc xác
định theo điều kiện bám :
M tt = 0,5.G . max .rk = 749,2 [Nm]
- Lực vòng xác định theo công thức :
2

22


P

M tt
rtb

[3.7]
Trong ®ã :
rtb= L.sin  1 = 20,13 [mm]
Ta có :
P = 37218,08 [N]
- Kiểm tra bền bánh răng theo øng suÊt uèn :
u 

P

  u 
0,85.b.mn . y

[3.8]
Trong đó :
y- Hệ số dạng răng xác định theo số răng tơng đơng Ztđ
Z td

ZH
21,45 [răng]
cos . cos 3 

Ta chän Zt® = 22 suy ra y = 0,373
 u  -øng suÊt uèn cho phÐp,  u  =600 – 900 Mpa
Thay sè vµo ta cã : u = 593,44 Mpa
Vậy ta thấy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất uốn.
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc :
tx 0,418.

P.E
b. cos  . sin 

 1
1


 r1td r2td


   tx

[3.9]
Trong đó :
E-Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng
E = 2,15.105 MPa
ritd -Bán kính tơng đơng i=1;2
ritd

ritb
cos i . cos i
2

ritb -Bán kính trung bình của các bánh răng côn
rtb L . sin 1 20,18 [mm]

Ta cã :

r1td  35,48 [mm]
r2td  56,75 [mm]

Thay sè vµo ta cã :
 tx  1683,95 [MPa]
 tx 1500 2000 [MPa]

Vậy bánh răng bảo đảm bỊn theo øng st tiÕp xóc.

23

- Chốt của bánh răng hành tinh đợc kiểm tra theo ứng suất
chèn dập và ứng suất cắt :
M

tt
+ ứng suÊt chÌn dËp :  d  r .d .b.q  50  60 MPa
[3.10]
1 1
Thay sè vµo ta cã :  d = 63,27.106 [N/m2] = 63,27 (MPa)
Trong ®ã : r1 = 40 [mm]
d1 = 15 [mm]

+ øng suÊt cắt :



Thay số vào ta có :

4.M tt
60 100  MPa
r1 .d12 . .q

[3.11]

 = 72,23.106 [N/m2] = 72,23 [MPa]

3.2.3 Kiểm nghiệm bán trục

Hình3.4 Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn
toàn

Tính bền bán trục
- Loại bán trục giảm tải hoàn toàn này chỉ chịu xoắn, ứng
suất tác dụng lên bán trục xác định theo công thức sau :


[2.35]
24

Pk max .rk
Wx


Trong đó :
Wx Mô men chống xoắn của tiết diÖn.
 .d 3
W x G.J p 
= 5,3.10-6 [m3]
16

Jp - Mô men quán tính của tiết diện khi xoắn [m4]
Jp

.d 4
= 7,95.10-8 [m4]
32

d - đờng kính bán trục [30 mm]
rk = 0,378 [m]
Thay vµo ta cã :
 = 385,133.106 [N/m2] = 385,133 [MPa]

   500  650( MPa)

Vậy bán trục bảo đảm chịu xoắn.
- Ngoài ứng suất uốn và xoắn, các bán trục còn đợc kiểm
tra theo góc xoắn cực đại max (tính theo độ).
max 

M tt .l 180 0
.
G.J x 

[3.12]
Trong ®ã :
Mtt – Mô men tính toán tác dụng lên bán trục [2041,2
Nm]
l Chiều dài bán trục [0,485 m]
G Mô đun đàn hồi loại hai [G=8.1010 N/m2]
Jx Mô men quán tÝnh cđa tiÕt diƯn khi xo¾n [m4]
Jx 

 .d 4
= 7,95.10-8 [m4]
32

Thay sè vµo ta cã :
 max = 8,920

Gãc xoắn cho phép có thể đạt tới 9 0 150 trên 1m chiều
dài.
Vậy bán trục xoắn trong giới hạn cho phÐp.

3.2.4 KiĨm nghiƯm dÇm cÇu
TÝnh bỊn dÇm cÇu chđ động không dẫn hớng. Dầm chịu
uốn và xoắn do tác dụng của ngoại lực, khi tính toán coi trọng
lợng của phần treo phân bố đều sang hai bên bánh xe .
Dầm cầu đợc tính toán theo các chế độ sau :
- Chế độ lực kéo cực đại .
- Chế độ lực phanh cực đại .
25


Chế độ lực kéo cực đại :
Mô men tính toán cũng đợc xác theo các công thức nh đối
với bán trục.
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng thẳng đứng :
Md

Gi
.i .l
2

[3.13]
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng n»m ngang :
M n  Pk max .l

[1.14]
- DÇm cÇu chịu xoắn :
M x Pk max .rk

[3.15]
- Mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu tại vị trí đặt nhíp với

mô men tổng hợp :
M M d2 M n2 M x2

[3.16]

Các lực tác dụng lên dầm cầu đợc thể hiện qua biểu đồ mô
men sau :

26


Hình 3.5 Lực tác dụng lên dầm cầu chủ động khi lực
kéo cực đại
Thay số vào tính toán cuối cùng ta cã :
Md = 4845,62 [Nm]
Mn = 291
[Nm]
Mx = 2142,6 [Nm]
M =5688,75 [Nm]
- ứng suất của dầm cầu tại mặt cắt nguy hiểm :


M
1
. M d2 M n2 M x2
Wu Wu

[3.17]
Trong đó :
Wu Mô men chống uốn của mặt cắt I I [m3]

Wu

.D 3
.1   4 
32

vµ  

d
D

[3.18]
Ta cã :

D = 50 [mm] ; d = 30 [mm]
Wu = 10676.10-9 [m3]

VËy øng suÊt nguy hiÓm :


292,68 [MPa]

27

M
6
2
=
292,68.10
[N/m

] =
Wu


- øng st cho phÐp cđa dÇm cÇu :
DÇm cÇu chÕ t¹o tõ gang rÌn :   300MPa ;   20MPa
   500MPa ;   400MPa
DÇm cầu thép :
Chế độ lực phanh cực đại :
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng thẳng đứng :
Md

Gi
.i .l
2

- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng nằm ngang :
M n Pk max .l

- Dầm cầu chịu xoắn (đoạn dầm bị xoắn tính từ vị trí
đặt mâm phanh đền tâm diện tích bắt nhíp) :
M x Pk max .rk

ứng suất cũng đợc xác định tơng tự nh trờng hợp lực kéo
cực đại .
Các lực tác dụng lên dầm cầu đợc thể hiện qua biểu đồ
mô men sau :

Hình3.6 Lực tác dụng lên dầm cầu chủ động lực khi
phanh cực đại

- Mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu tại vị trí đặt nhíp với
mô men tổng hợp :
M   M d2  M n2  M x2
28