Thiết kế cho xe chỉ huy UAZ 31512

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 ®Ịu, cã tû sè trun hỵp lý phï hỵp
víi chÊt 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 Trun lùc chÝnh
Trun lùc chÝnh lµ mét bé phËn rÊt 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 ®éng xÝch
b/Theo sè cỈp bé trun :
4


- Truyền lực chính đơn
- Truyền lực chính kép
c/Theo số lỵng tû sè trun :
- Trun lùc chÝnh mét cÊp
- Truyền lực chính nhiều cấp
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 900 nhng có khi đợc bố trí dới một góc
khác
0
90
* 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 tû sè trun lín th× kÝch thíc cđa bé trun
lín.
- 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 ¨n khíp tèt.
- Khi bé trun cã tû sè trun 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 ¨n khíp.

5

- 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 tợng 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 ®iĨm :
- Khi cïng kÝch thíc víi bé trun b¸nh răng côn răng xoắn
thì bộ truyền hypôit có tỷ số trun lín h¬n
Z 2 cos  2

i0 = Z . cos
1
1

[1.1]

Trong đó:
i0- Tỷ số truyền của bộ truyền hypôit
Z1,Z2-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=(0,10,2).d2
- 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.
6


- 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 Ýt, kÝch thíc nhá, tû sè trun lín.
- Cã thĨ 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 kÐp

H-1.1 Trun lùc
chÝnh kÐp
Trun lùc chÝnh kÐp lµ bé trun 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 lùc chÝnh kÐp trung t©m :
7

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/Trun lùc chÝnh kÐp bè trÝ t¸ch cơm :
Thêng b¸nh 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 trun thÊp cđa trun lùc chÝnh
sư dơng khi xe chun 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.
- 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
8


- 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 gµi cìng bøc
- Vi sai gµi tự động
e/ Theo hệ số khoá vi sai :
M ms

k = M

[1.2]
0
Trong đó: Mms-Mô men ma sát [Nm]
M0 Mô men trên vỏ vi sai [Nm]
- Vi sai ma sát trong bÐ kб< 0,2
- Vi sai ma s¸t trong cao kб= 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 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 nữa 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.
9


H·m vi sai cã thĨ b»ng ly hỵp cã vÊu, 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
10


động. Vòng ngăn cách tác dụng vào con chạy một lực P và ép
con chạy vào vành cam ngoài với mét lùc P1' vµ vµo vµnh cam
trong víi lùc P2' . P1' và P2' 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 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 d·y cã con ch¹y bè trÝ 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 víi xe cã t¶i träng lín.
1.3.2.4 Vi sai kiĨu trơc 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.

11


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 chØ huy
UAZ-31512” ta chän lo¹i 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.
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 Mx, phản lực thẳng đứng từ bánh xe
Zbx, lực kéo Xk, lực phanh Xp, 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.
12


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 lùc Zbx, Xk, Xp, Y.
VỊ m« men cã Mk, Mp, Mz, My.

VỊ phÝa vi sai cã ph¶n lùc R, Y và mô men M k hay Mp.
Loại bán trục giảm tải một nửa đợc dùng ở các máy kéo và
một số xe du lịch nh : Mockơvic, Zil-110

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 Mk hay mô men phanh Mp và phản lực tác dụng ngang
cđa ®Êt Y.
13


Các lực kéo tiếp tuyến Xk và phản lực của đất thẳng
đứng Zbx 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 dơng cđa m« men M k hay Mp tõ
phÝa vi sai (khi phanh bằng 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.

H-1.5 Bán trục giảm tải hoàn toàn
14


* 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 :
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
15


- 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 lín, hiƯn nay nã cịng sư dơng víi c¸c 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.
Từ những phân tích trên áp dụng cho bài toán thiết kế tôi
chọn loại dầm cầu tháo rời đợc.
Vật liệu chế tạo dầm cầu là thép các bon .

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 chủ động cho xe chỉ huy có công thức bánh xe 4x4,
tôi chọn phơng án thiết kế cầu chủ động nh sau :
- Truyền lực chính đơn kiểu bánh răng côn răng xoắn thờng.
- Vi sai bánh răng côn đối xứng.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn.

- Dầm cầu là loại tháo rời ®ỵc.
16


Sơ đồ cấu tạo cầu chủ động lựa chọn thiết kế cho xe
UAZ-31512 nh sau :

H-1.6 Sơ đồ nguyên lý cầu chủ động
Trong đó :
1-Mặt bích trục chủ động truyền lực chính
2-Trục chủ động của truyền lực chúnh
3-Bánh răng côn chủ động
4-Bánh răng côn bị động
5-Bộ vi sai
6-Bán trục
7-Dầm cầu
8-Moayơ bánh xe
9-Đĩa bánh xe
10-Lốp xe

Chơng Ii
tính toán thiết kế cầu xe
2.1 Các số liệu ban đầu

17


Để làm cơ sở cho tính toán thiết kế theo đề tài sau đây
tôi đa ra các thông số tham khảo của xe UAZ-31512 :
ST

T
1
2
3
4
5
6

7

Thông số

Giá trị

Công thức bánh xe
Trọng lợng xe không tải
Tải trọng

4x4
1600
600 kg
+2 ngời
2480

Trọng lợng toàn bộ
Phân bố lên các cầu :
- Cầu trớc :
- Cầu sau :
Tû sè cđa trun lùc
chÝnh :

- CÇu tríc :
- CÇu sau :
Kích thớc bánh xe

1130
1350

Đơn vị

Ghi
chú

KG
KG
KG
KG

4,625
4,625
8,40-15

inch

2.2 Tính toán các chi tiết của cầu xe
Trong phần này ta đi tính toán ®èi víi c¸c bé phËn sau :
- Trun lùc chÝnh bánh răng côn răng xoắn thờng.
- Vi sai bánh răng côn đối xứng.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn.
- Dầm cầu là loại tháo rời đợc.
2.2.1 Tính toán truyền lực chính

Tính toán truyền lực chính ta tiến hành theo trình tự
sau :
- Chọn chế độ tải trọng tính toán .
- Xác định các kích thớc cơ bản của bộ truyền .
- Xác định các lực tac dụng lên bộ truyền .
- TÝnh to¸n kiĨm bỊn cho bé trrun .
2.2.1.1 Chän tải trọng tính toán
Với xe dẫn động hoàn toàn (4x4) Tải trọng xác định theo
mô men bám, trong đó coi mô men giữa các cầu đợc phân
bố tỷ lệ với trọng lợng bám :
M tt =

M i

ic .io
M i = G i .  max .rk

Trong ®ã :
M  i Mô men bám trên cầu thứ i [Nm]
G i - Trọng lợng bám trên cầu thứ i [N]

ic - Tû sè trun lùc c¹nh
18

[2.1]
[2.2]


i0 - Tỷ số truyền lực chính
Mô men bám tác dụng lên cầu sau:

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

2

2

d
2

25,4
[2.5]
1000

Bán kính thiÕt kÕ b¸nh xe



r =  B x

B¸n kÝnh tÝnh to¸n b¸nh xe

rk = r. 1 = 0,378



[m]
Víi d=15 mm ; B=8,40 (inch)
M  = 4082,4 [Nm]
Ta cã :
M« men tÝnh to¸n : M tt = 882,68 [Nm]
2.2.1.2 Chän c¸c kích thớc cơ bản của truyền lực chính
- Chọn sơ bộ chiều dài đờng sinh Le=140 (mm) và
ms=1(Dựa vào M tt và đồ thị 2.10 [3]).
- Chọn số răng của truyền lực chính (Bảng 2.1 [3]):
Z1=8 ; Z2=37 (răng)
- Chọn hệ số dịch chỉnh răng và góc ăn khớp (Bảng 2.2
[3]):
1 = 0,480 ;  2 = - 0,629
- Chän góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng:
25 5 i0 =35045
Hoặc có thể dựa bảng 2.3 [3]
- Chọn góc ăn khớp : 19 0
- Xác định mô đun pháp tuyến mặt đáy răng :
2

mn

Le . cos

0,5. Z 12 Z 22

6,00

Nên chọn mô đun pháp mn : mn=6 [mm]
- Xác định lại chiều dài đờng sinh :
Le= 0,5.mn . Z12  Z 22 / cos 
- Xác định chiều dài răng :
b = 0,3.Le = 41,979 [mm]
- Xác định chiều dài đờng sinh trung bình :
Lm Le 0,5.b = 118,94 [mm]
- Xác định mô đun pháp tuyến trung bình :
mntb mn .

Lm
. cos
Le
19

[2.6]

[2.7]

[2.8]


Theo tiªu chuÈn ta chän mntb 4 [mm]

Sau khi tÝnh toán và dựa vào các tiêu chuẩn ta quy tròn,
cuối cùng ta đợc bảng thông số của cặp bánh răng truyền lực

chính nh sau :
Thông số

Bánh răng
Chủ
động
Z1=8

Số răng
Góc nghiêng đờng xoắn răng
Chiều dài đờng sinh trung bình

35

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

Z2=37

0

Lm= 120
mm
b= 42
mm
mn= 6

mm
mntb= 4
mm
1 = 0,480

Chiều rộng vành răng

Bị động

2 = - 0,629

0

19
1 12,2 0

2.2.1.3 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực vòng xác định theo công thøc :
P

M tt
rtb

[2.9]

Trong ®ã :
rtb= Lm.sin  1 = 25,36 [mm]

 2 77,8 0

Q1
R1

P2

P1

Q2
R

1

2
tg  1 = i = 0,2162 suy ra  1 =12,20
0
 2 = 90 0 -  1 = 77,80
VËy ta cã :
P = 34806,04 [N]
H-2.1
- Lực chiều trục xác định theo công thức
: Xác định c¸c

 tg , sin  i

Q  P
 tg . cos  i 
 cos 


20

lùc

[2.10]


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 kÝnh R lÊy dÊu (-).
Thay sè vµo vµ tÝnh cho bánh răng chủ động (vì nó chịu
tải nặng hơn)
ta có :
Q = 27611,56 [N]
- Lực hớng kính xác định theo c«ng thøc sau :
R

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

[2.11]

Thay sè vµo ta cã : R = 9138,57 [N]
2.2.1.4 TÝnh to¸n kiĨm tra bền các bánh răng truyền lực
chính
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn :
u

P
u

0,85.b.mn . y

[2.12]

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

Z1
15,31 [răng]
cos  . cos 3 

Ta chän Zt® = 15 suy ra y = 0,406
 u  -øng suÊt uèn cho phÐp,  u  =700 – 900
Mpa
Thay sè vµo ta cã :  u 400,23.10 6 [N/m2] = 400,23 Mpa
VËy 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 [2.13]


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

[2.14]
ritb -Bán kính trung bình của các bánh răng côn
rtb  Lm . sin  1 25,36 [mm]
Ta cã : r1td  39,39 [mm]
r2td  182,19 [mm]

Thay sè vµo ta cã :
 tx  1766,97 [MPa]
 tx  1500  2500 [MPa]

Vậy bánh răng bảo đảm bền theo ứng suất tiÕp xóc.
21


2.2.1.5 Tính toán trục và chọn ổ đỡ
- Tính toán trơc ta tiÕn hµnh tÝnh bỊn n vµ bỊn mái. Do
các trục này ngắn và đợc đỡ khả chắc chắn nên các trục này

bảo đảm độ bền làm việc tốt.
- Chọn ổ đỡ :
Do sử dụng truyền lực chính đơn nên ta chọn trục bánh
răng chủ động bố trí theo kiểu bố trí ổ đỡ hai phía. 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 nh sau :
+ ổ đỡ trụ ngắn kiểu : 42202 – TCVN1502 - 74
+ ỉ c«n kiĨu
: 7306 – GOST 333 71 (TCVN1509-74)
- ổ sau khi đợc chọn ta đi phân tích điều kiện làm việc
và tính toán kiểm bỊn cho ỉ. TÝnh to¸n kiĨm bỊn cho ỉ
chđ u là theo các thuyết bền và tính bền mỏi.

Bố trí ổ của bánh răng chủ động cần đợc phân tích kỉ
các lực tác dụng sao cho điểm đặt các lực không tập trung
tại một vị trí .

22


H-2.2 Bố trí ổ đỡ bánh răng chủ động
2.2.2 Tính toán vi sai
Trong mục này ta đi chọn sơ đồ động học cho vi sai, tiếp
theo là xác định các kích thớc cơ bản của vi sai và cuối cùng
ta ®i tÝnh to¸n bỊn cho c¸c chi tiÕt cđa bé truyền vi sai .
2.2.2.1 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 ®éng häc nh sau :

H-2.3 S¬ ®å ®éng häc vi sai côn đối

xứng
- Mô men truyền đến các bán trục theo mèi quan hÖ sau :
M 1 0,5. M 0  M m 
[2.15]
M 2 0,5. M 0  M m 
[2.16]
M0 = M  = G .  max .rk
[2.17]
Trong đó :
M0- Mô men xoắn trên vỏ vi sai [Nm]
M0 = 4082,4 [Nm]
Mm- Mô men ma sát trong cơ cÊu vi sai, nã xt
hiƯn khi vËn tèc
quay cđa c¸c 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 c«ng thøc sau :
2

mn 

2

3.1  k .M 0
 .z.q.Le 1  3 . .Y



Trong ®ã :

23



[2.18]


k -HƯ sè kho¸ vi sai (chän theo kÕt cÊu của loại vi
sai), vi sai bánh răng côn thờng lấy k = 0,05 0,20 (chọn k

=0,1)
z Số răng của bánh răng bán trục (z=16)
q Số lợng bánh răng hành tinh (q=4)
Le- Chiều dài đờng sinh (chọn sơ bé 40 mm)
 - HƯ sè kÝch thíc :


Le  b Le 0,3.Le

Le
Le

[2.19]

Y- Hệ số dạng răng (Y=0,255)
- øng suÊt uèn cho phÐp (   =550 MPa = 55.107
N/m2)
Thay sè vµo ta cã :
mn = 4,265.10-3 [m] = 4,265 [mm]

Chọn mô đun pháp tuyến bánh răng vi sai : m n = 4,75
[mm]
2.2.2.2 Xác định các kích thớc cơ bản của các bánh răng bộ
vi sai :
- Số răng của bánh răng hành tinh : ZH = 10
- Số răng của bán trục :
ZM = 16
35 0
- Góc nghiêng răng
:
ZH
ZM


32 0

0
2 90   1 58 0

- Nưa gãc c«n chia : 1 arctg

[2.20]

- Xác định chính xác chiều dài côn :
Le 0,5.mn . Z 12 Z 22

[2.21]

- Chiều dài côn trung bình :
L Le 0,5.b = 38, 09 [mm]

- Mô đun pháp tuyến trung bình :
mntb mn . cos  = 3,89 mm ta chän mntb = 4
[mm]
- Đờng kính vòng chia ngoài :
d e1 mn .Z H = 47,5 [mm]
d e 2 mn .Z M = 76 [mm]
- Chiều cao đầu răng :
ha1 ha*  x n1 .mntb = 5,62 [mm]
ha 2  ha*  x n 2 .mntb = 2,38 [mm]
- ChiÒu cao ch©n r»ng :
h f 1  ha*  c *  x n1 .mntb = 3,38 [mm]
h f 2  ha*  c *  x n 2 .mntb = 6,62 [mm]
24


Trong đó theo tiêu chuẩn : ha=1 và c*=0,25
- Góc chân răng :
hf1
= 5,070
f 1 arctg 
 L 
 hf 2 
 = 9,860
 f 2 arctg
L


- Góc đầu răng : a1 f 2
a 2 f 1

Ta có bảng thông số bộ truyền vi sai nh sau :
Thông số

Bánh răng
Vi sai
ZH=10

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

Bán trục
ZM=16
de2=
76mm

1 32 0

2 58 0

hf1=3,38m
m

hf2=6,62m
m

ha1=5,62m
m

ha2=2,38m
m

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

Chiều cao chân răng

Chiều cao đầu răng trung bình

Góc nghiêng

35 0

Góc ăn khíp

 19 0

2.2.2.3 TÝnh to¸n bỊn c¸c chi tiÕt cđa bộ 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 :
25


M tt = 0,5.G 2 .  max .rk = 2041,2 [Nm]

- Lực vòng xác định theo công thức :
P

M tt
rtb

[2.22]

Trong ®ã :
rtb= L.sin  1 = 20,18 [mm]
Ta cã :

P = 10114,9 [N]
- Kiểm tra bền bánh răng theo øng suÊt uèn :
u 

P
  u 
0,85.b.mn . y

[2.23]

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 = 593,44.106 [N/m2] = 593,44 Mpa
VËy ta thÊy b¸nh 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


[2.24]

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 -B¸n kÝnh 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 bền theo ứng suất tiếp xúc.
- Chốt của bánh răng hành tinh đợc kiểm tra theo ứng suất
chèn dập và ứng suất cắt :
+ ứng suất chèn dập :  d 

M tt
 50  60 MPa
r1 .d1 .b.q

[2.25]

Thay sè vµo ta cã :  d = 63,27.106 [N/m2] = 63,27 (MPa)
Trong ®ã : r1 = 40 [mm]
26


d1 = 15 [mm]
+ øng suÊt c¾t :



4.M tt
 60  100  MPa
r1 .d12 . .q

[2.26]

Thay sè vµo ta cã :  = 72,23.106 [N/m2] = 72,23 [MPa]
2.2.3 TÝnh toán bán trục
Trong mục này ta đi xác định chế ®é tÝnh to¸n sau ®ã ta
®i tÝnh to¸n kiĨm bỊn cho các chi tiết của bán trục .
2.2.3.1 Xác định chế độ tính toán
a/ Lực kéo đạt giá trị cực đại :
- Xác định mô men tính toán :
Đối với xe tất cả các cầu đều chủ động chọn mô men tính
toán theo điều kiện bám :
M tt M t 

Thay sè vµo ta cã :

G 2
2

. max .rk

[2.27]

M tt = 2041,2 [Nm]

H-2.4 Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn
- Xác định phản lực pháp tuyến của đờng :
Rk

Gi
.i
2

[2.28]

Trong đó :
Gi Tải trọng thẳng đứng phân bố trên cầu thứ i khi
xe đứng yên.
i - Hệ số thay đổi trọng lợng phân bố trên cầu phụ
thuộc vào điều kiện chuyển động.
Khi xe tăng tốc trên đờng b»ng 1 0,65  0,70 ;  2 1,20  1,35
1 0 ; 2 1,5
Khi xe tăng tốc lên dốc
- Xác định lực kéo tiếp tuyến :
27


Đối với xe nhiều cầu chủ động Pkmax đợc tính theo điều
kiện bám
Pk max P

G i
2

[2.29]

. max

ở chế độ lực kéo đạt giá trị cực đại coi : Y k= 0 ; Pp= 0
Ta cã :
Pkmax= 5400 [N]
b/ Lực phanh đạt giá trị cực đại :
- Xác định phản lực pháp tuyến :

Rk

Gi
. pi
2

[2.30]

Trong đó :
pi - Hệ số thay đổi trọng lợng phân bố lên cầu khi
phanh
Khi phanh xe trên đờng bằng : p1 1,5 ;  p 2 0,7
Khi phanh xe xuèng dèc
:  p1 1,5 ;  p 2 0,5
Thay sè vµo ta có : Rk = 10125 [N]
- Xác định lực phanh :
Pp max  Rk . max 

Gi
. pi . max
2

[2.31]

Thay sè vµo ta cã :
Ppmax = 8100 [N]
ë chÕ ®é nµy coi Pk = 0 ; Yk = 0
c/ Lực ngang đạt giá trị cực đại :
- Xác định phản lực pháp tuyến :
Rk

Gi
2

'
2. max
.hg
1

B







[2.32]

Trong đó :
'
'
max
- Hệ số bám ngang của lốp với đờng, chän  max
=1
hg – ChiỊu cao träng t©m xe [320 mm]
B – ChiỊu réng vÕt b¸nh xe [215 mm]
DÊu (+) cho bánh xe phía ngoài ; dấu (-) cho bánh xe
phía trong
Ta có :

Rk = 26843 [N]
- Xác định phản lùc ngang :
'
Yk max  Rk . max


Gi
2

'
 2. max
.hg
.1 

B


Thay sè vµo ta cã : Ykmax = 26843 [N]
ë chế độ này coi Pk = 0 ; Pp = 0

28

 '
. max [2.33]

