thiết kế và tính toán cầu chủ động loại đơn trên xe du lịch

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Lời nói đầu
Trong giai đoạn hiện nay nghành giao thông vận tải là một lĩnh vực hết sức quan
trọng trong nền kinh tế và cuộc sống của chúng ta. Nó không những thúc đẩy sự phát
triển mạnh mẽ các nghành khác phát triển mà nó còn là phơng tiện chính để liên kết
các vùng miền trên thế giới và trong nớc lại với nhau.
Trong thời gian học tập tại trờng em đợc các thầy các cô trực tiếp hớng dẫn tìm
hiểu về cấu tạo, những sự cải tiến không ngừng cũng nh các h hỏng của ôtô thờng gặp
phải.
Để có điều kiện hiểu hơn về cấu tạo cũng nh những nguyên lý làm việc thực thế
của ôtô. Trong thời gian vừa qua đợc sự chỉ đạo của các thầy cô trong khoa cơ khí động
lực và trực tiếp là thầy hớng dẫn. Em đã đợc giao đề tài thiết kế và tính toán cầu chủ
động loại đơn trên xe du lịch. Đợc sự hớng dẫn tận tình của thầy .và sự cố gắng của
bản thân. Nay đề tài của em đã hoàn thành nhng do những hạn chế nhất định nên
không thể tránh đợc thiếu sót. Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này
đợc hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô đã giúp em hoàn thành đề tài này.
Đại học s phạm kỹ thuật Hng Yên
Ngày tháng năm 2011
Sinh viên thực hiện.
Đồ án môn học
1
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Nhận xét của giáo viên hớng dẫn

Phần I: Mô tả khái quát chung về cầu chủ động
1.1 Cầu chủ động.
Đồ án môn học
2
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
1.1.1. Công dụng.
- Đỡ toàn bộ trọng lợng của các bộ phận đặt trên ôtô.
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các
bộ phận đặt trên cầu chủ động.

- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia
truyền tới bánh xe chu động nào đó (thờng 90
0
) đối với trục dọc của bánh xe.
1.1.2. Yêu cu.
- Phi có t s truyn ln, kích thc trng lng nh gn m bo khong
sáng gm xe, qua ó m bo tính nng thông qua ca xe.
- Phi có hiu sut truyn lc ln, l m vi c êm du v có bn lâu.
1.1.3. Phân loi.
Theo kt cu v v trí t ca cu ch ng m chia ra:
- Cu ch ng trc.
- Cu ch ng sau.
Theo s lng cp bánh truyn lc chính:
- Một cp bánh rng có t s truyn c nh.
- Hai cp bánh rng có t s truyn c nh.
1.2. Truyền lực chính.
1.2.1. Những yêu cầu cơ bản và phân loại.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các
bánh xe chủ động của ôtô.
Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối u cho ôtô với các tỷ
số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
Theo số lợng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền
lực kép (2 cặp bánh răng).
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
- TLC bánh răng côn.
- TLC dạng hypoit.
- TLC bánh răng trụ.

- TLC dạng trục vít.
1.3. Vi sai.
1.3.1. Công dụng.
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác
nhau trong các trờng hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đờng gồ ghề không
bằng phẳng.
Đồ án môn học
3
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử
dụng trọng lợng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thớc vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
1.3.3. Phân loại.
Theo công dụng chia ra:
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- Vi sai dạng bánh răng nón.
- Vi sai dạng bánh răng trụ.
- Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
- Vi sai đối xứng.
- Vi sai không đối xứng.
1.4. Bán trục.
1.4.1. Công dụng.
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động.
Trên các loại bán trục không đợc giảm tải hoàn toàn còn đợc dùng để tiếp nhận các lực

từ mặt đờng tác dụng lên bánh xe chủ động .
1.4.2. Yêu cầu.
- Phải chịu đợc mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hớng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn
trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thớc.
1.4.3. Phân loại.
Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
- Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa
trục.
- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực
tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt
trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
Đồ án môn học
4
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ vi sai còn ổ tựa bên
ngoài gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên
trục.
1.4. Vỏ cầu.
1.4.1. Công dụng của vỏ cầu.
- Đỡ toàn bộ phần đợc 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 và lâu dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đờng lên.
1.4.2. Yêu cầu đối với vỏ cầu.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu đợc trọng lợng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.

- Có kích thớc và khối lợng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng
gầm xe.
Phần 2: Thiết kế cầu chủ động trên ôtô
Đồ án môn học
5
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
2.1. Những số liệu ban đầu.
2.1.1. Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động.
Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ
động loại đơn trên xe tải
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
2.1.2. Các thông số cho trớc và thông số tham khảo.
a) Thông số cho trớc.
Các thông số cho trớc khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lợng toàn bộ của ôtô, G= 2250 (kg)
- Trọng lợng phân bố lên cầu chủ động, G
2
= 1350 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ,
170
max
=
e
M
(Nm)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính, i
0
= 5,225

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí, i
1
= 4,224; i
2
= 2,775; i
3
= 1,65; i
4
= 1,0
- Hệ số bám của đờng,
max
= 0,75
- Kích thớc lốp (B-d) :7,5 20
- N
emax
=2000(v/p)
2.1.2. Thiết kế tính toán truyền lực chính.
2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính.
a) Chọn tải trọng tính toán.
Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực
đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:

)(718224,4.170.
1
max
NmiMM
hett
==
Nhng giá trị mômen M
tt

này còn bị hạn chế bởi mômen bám:

0
2max
1max
.

.
ii
rG
MiM
c
bx
tthe



Với:
2

G
- trọng lợng phân lên cầu chủ động.
r
bx
bán kính tính toán của bánh xe.
i
c
- tỷ số truyền lực cạnh.
i
0

- tỷ số truyền lực chính.

max

- hệ số bám.

)(6,852)(26,85
225,5
44,0.1350.75,0
718 NmkgmM
tt
==
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là
718
=
tt
M
(Nm)
2.2.1.Chọn các thông số kích thớc cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn m
s
=11(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa
0
L
,m
s
Đồ án môn học
6
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Với mômen tính toán

tt
M
_ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z
1
=7; Z
2
=36
Với: Z
1
- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z
2
- số răng của bánh răng mặt trời.
Chn h s dch chnh rng (

) v góc n khp (

).
Theo bng (3.2) chn:
o
20
51,0
1
=
=


- Chọn góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng (

)
Theo bảng (3.5) chọn:
0
0
429,36225,5525525
=+=+=
i

-Chọn
)(9,112
02,47cos
7.11
cos
.
0
1
1
1
mm
Zm
d
s
e
===

Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngợc với chiều quay của bánh răng
để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hớng từ đáy nhỏ lên đáy
lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng).
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều

kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái
nh hình 2.1 :


b)
a)

Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đờng sinh

)(202367.11.5,0 5,0
222
2
2
1
mmZZmL
se
+=+=

- Chiều dài răng:

)(6,60202.3,0.3,0 mmLb
e
===
Chọn b =60(mm)
- Chiều dài đờng sinh trung bình:

)(17260.5,0202.5,0 mmbLL
em
===

- Môđun pháp tuyến trung bình:


cos)./.(
emsn
LLmm
=

)(53,7s36,43).202/172.(11
0
mmcom
n
==
- Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:

))(44,1821,16(1.718).06,281,1(.).06,281,1(
3
3
2
cmiMd
ctte
ữ=ữ=ữ=
Đồ án môn học
7
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Chọn :
)(17
2
cmd

e
=
Trong đó
718
=
tt
M
(Nm)

1
=
c
i
là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :

)(125,217.125,0.125,0
2
cmdE
e
==
. Chọn E=2(cm) = 20 (mm)
-Chiều rộng bánh răng lớn
chọn
)(46),(40
12
mmbmmb
==
- Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ :

0
201
02,4717/2.90225,5.525/.90.525
=++=++
e
dEi

- Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động:
)4,13,1(
cos
cos
1
2
ữ==


K
Chọn K=1,3
0
2
0
2
59,27888,002,47cos.3,1cos ===

Góc côn chia :
Góc côn chia bánh nhỏ

0
1
02

1
1
83,10
)
225,5
1
()
1
()(
=
===


arctg
i
arctg
Z
Z
arctg
Góc côn chia bánh lớn

000
1
0
2
17,7983,109090 ===

Đờng kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ
)(32,77

02,47cos
7.53,7
cos
.
0
1
1
1
mm
Zm
d
n
===

-Với bánh côn lớn
)(9,305
59,27cos
36.53,7
cos
.
0
2
2
2
mm
Zm
d
n
===

Đờng kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ :
)(9,112
02,47cos
7.11
cos
.
0
1
1
1
mm
Zm
d
s
e
===

-Với bánh lớn :
)(8,446
59,27cos
36.11
cos
.
0
2
2
2
mm
Zm

d
s
e
==

96,3
9,112
8,446
1
2
==
e
e
d
d
vì có hệ số tăng đờng kính của bánh răng chủ động
k
d
d
Z
Z
i
e
e
.
1
2
1
2
0

==
- Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:
)(61,1611).51,01().(
*
1
mmmhh
saa
=+=+=

)(39,511).51,01().(
*
2
mmmhh
saa
===

- Chiều cao chân răng mặt mút lớn :
Đồ án môn học
8
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)(14,811).51,025,01().(
**
1
mmmchh
saf
=+=+=


)(36,1911).51,025,01().(

2
mmmchh
saf
=++=++=


- Trong đó
*
a
h
=1

*
c
=0,25


=0,51
- Góc chân răng

0
1
1
3,2)
202
14,8
()(
===
arctg
L

h
arctg
e
f
f


0
2
2
47,5)
202
36,19
()(
===
arctg
L
h
arctg
e
f
f

- Góc đỉnh răng :

0
21
47,5
==
fa

0
12
3,2
==
fa

- Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính .
- Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính nh hình 2.2 :
- P : lực vòng
- R : lực hớng tâm
- Q : lực dọc trục
- Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :


)(2,18572
10.
2
32,77
718
3
1
1
N
r
M
P
tb
tt

===

Đồ án môn học
9
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
- Lực vòng tác dụng lên bánh lớn :

)(4,24144
02,47cos
59,27cos
.2,18572
cos
cos
0
0
1
2
12
NPP
===



- Lực dọc truc :
Đồ án môn học
Bảng 2.1 .Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Bánh răng
Thông số Chủ động Bị động
Chiều dài đờng sinh
)(202 mmL

e
=
)(202 mmL
e
=
Chiều dài đờng sinh trung
bình
)(172 mmL
m
=
)(172 mmL
m
=
Góc ăn khớp
tb

0
20
=
tb

0
20
=
tb

Hệ số dịch chỉnh
51,0
1
=

51,0
1
=

Góc nghiêng trung bình đ-
ờng xoắn răng
0
1
02,47
=

0
2
59,27
=

Số răng Z
1
=7 Z
2
=36
Bề rộng bánh răng
)(46
1
mmb
=
)(40
2
mmb

=
Độ dịch trục E E = 20(mm) E = 20(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn m
s
=11 m
s
=11
Môđun pháp trung bình
)(53,7 mmm
n
=
)(53,7 mmm
n
=
Đờng kính vòng chia mặt
mút lớn
)(9,112
1
mmd
e
=
)(8,446
2
mmd
e
=
Đờng kính vòng chia trung
bình
)(32,77
1

mmd
=
)(9,305
2
mmd
=
Góc côn chia
0
1
83,10
=

0
2
17,79
=

Góc đầu răng
0
1
47,5
=
a

0
2
3,2
=
a

Góc chân răng
0
1
3,2
=
f

0
2
47,5
=
f

Chiều cao đầu răng mặt
đáy lớn
)(61,16
1
mmh
a
=
)(39,5
2
mmh
a
=
Chiều cao chân răng mặt
đáy lớn
)(14,8
1
mmh

f
=
)(36,19
2
mmh
f
=
10
Khoa c¬ khÝ §éng Lùc –Trêng §¹i häc SPKT – Hng Yªn.

)cos.sinsin (
cos
11
1
1
δβδα
β
+=
tg
P
Q

)(6,15041)83,10cos.429,36sin83,10sin.20.(
429,36cos
2,18572
0000
0
Ntg
=+=

)(6,15041
1
NQ
=⇒


)cos.sinsin (
cos
22
1
2
δβδα
β
+=
tg
P
Q

)(3,10827)17,79cos.429,36sin17,79sin.20.(
429,36cos
2,18572
0000
0
Ntg
=+=

)(3,10827
2
NQ
=⇒

-Lùc híng t©m :

)(4,11884)17,79sin.429,36sin17,79cos.20.(
429,36cos
2,18572
)(3,5676)83,10sin.429,36sin83,10cos.20.(
429,36cos
2,18572
)sin.sincos (
cos
0
0
2
0
1
1
NtgR
NtgR
tg
P
R
ooo
oooo
ii
−=−=
=−=
±=
δβδα
β
2.2.2 : TÝnh to¸n kiÓm tra bÒn b¸nh r¨ng truyÒn lùc chÝnh .

- KiÓm tra bÒn theo øng suÊt uèn :

[ ]
u
n
u
ymb
p
σσ
≤=
8,0
§å ¸n m«n häc
11
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Với: y- hệ số dạng răng đợc xác định theo hệ số răng tơng đơng Z
tđ

42,268
37,27cos.96,78cos
36
cos.cos
35,22
90,46cos.04,11cos
7
cos.cos
3
2
3
2
2

2
30
1
3
1
1
1
==
==
oo
td
o
td
Z
Z
Z
Z


Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có:
517,0;392,0
21
==
yy

[ ]
u

- ứng suất uốn cho phép,
[ ]

u

=
( )
900700
ữ
(MN/m
2
)


)(4,182
517,0.10.53,7.10.40.85,0
4,24144
)(9,160
392,0.10.53,7.10.46.85,0
2,18572
2
33
2
2
33
1
mMN
mMN
u
u
=
==

Vậy thoả mãn.
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

[ ]
tx
tdtd
tx
rrb
Ep



+=
)
11
.(
sin.cos.
.
.418,0
21
Với: r
itđ
- bánh răng tơng đơng, i=1;2. và

cos.cos
2
tb

itd
r
r
=
[ ]
tx

- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
tx

= (
25001500
ữ
) (MN/m
2
)
E = 2,15 .
)/(10
25
mMN
là môđun đàn hồi của vật liệu

)(4,1257
17,79cos.429,36cos.2
9,305
)(8,60
83,10cos.429,36cos.2
32,77
2

2
002
1
mmr
mmr
oo
td
td
==
==
[ ]
)/(25001500 )/(902
)/(902)
10.4,1257
1
10.8,60
1
.(
20sin.20cos.10.46
10.15,2.10.2,18572
418,0
2
1
2
1
2
33003
56
1
mMNmMN

mMN
txtx
tx
ữ=<=
=+=




[ ]
)/(25001500 )/(1103
)/(1103)
10.1257
1
10.8,60
1
.(
20sin.20cos.10.40
10.15,2.10.4,24144
418,0
2
1
2
21
2
33003
56
2
mMNmMN
mMN

txtx
tx
ữ=<=
=+=




Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn .
2.2.3. Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
2.2.3.1 . Tính trục của bộ truyền lực chính :
a) Chọn sơ bộ đờng kính trục :
- áp dụng :
39,558,49170).109().109(
3
3
max1
ữ=ữ=ữ
e
Md
Chọn
)(55
1
mmd
=
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Đồ án môn học
12
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

Khoảng cách giữa hai gối đỡ :

)(305
75,343305
18,016,0
55
18,016,0
mmL
d
L
=
ữ=
ữ
=
ữ
=

Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục :
Từ đờng kính d = 55 mm

chọn ổ đũa côn ký hiệu 1311 có dxBxD là
55x29x128 (mm) (theo bảng P2.9 trang 259_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập
1_NXBGD 2001)

1
L
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của
bánh răng nhỏ .

)(1,4710
2
29
83,10cos.
2
46
10
2
cos.
2
0
1
2
1
mm
B
b
L
=++=++=

Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:

).(4,9291,3147,874
).(1,3140471,0.3,567610.
2
32,77
.6,15041047.0.
2
.
).(7,8740471,0.2,18572047.0.

22
3
1
1
1
1
22
mNM
mNR
d
QM
mNPM
MMM
u
y
x
yxu
=+=
===
===
+=

Mômen tổng cộng :

).(2,111875.0.7184,929
).(718
75.0.
22
22
mNM

mNMM
MMM
td
ttz
zutd
=+=
==
+=
Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm :

[ ]
)(55)(9,50
10.85.1,0
2,1118
.1,0
3
6
3
mmdmm
M
d
sb
td
=<===

Vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 55 mm.
2.2.3.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
Đồ án môn học
13

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

3,035,0
hnQC
=

)(6,15041
1
NQQ
==
n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô =50 km/h
h là tổng thời gian làm việc của ổ bi

tb
V
S
h
=

Trong đó
tb
V
=50 km/h
S=100.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe .

)(419,5782000.50.6,15041
2000
50
100000
3,035,0

KNC
h
==
==
Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí
hiệu 7611 ổ đờng kính d = 55 mm
2.3. Tính toán vi sai :
2.3.1 Tính toán kích thớc bộ vi sai đối xứng :
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn số răng của bánh răng bán trục :
22
==
b
ZZ
răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh :
11
=
h
Z
răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh :

0
2
1
1
56,26
22

11
====
arctg
Z
Z
arctg
h


Góc côn chia của bánh răng trục :

000
2
44,6356,2690
===

b

Đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục :

22
.4,0 Dd
e
=

Trong đó
2
D
= 446 mm là đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu .

==
)(4,178446.4,0
2
mmd
e
chọn
)(179
2
mmd
e
=
Chiều dài đờng sinh côn chia :

)(2,1352211.11.5,0 5,0
222
2
2
10
mmZZmL
s
=+=+=
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai

[ ]
yLqz
Mk
m
u
o
n

.).1.(
).1.(3
3
0



+
=
Trong đó
2,0
=

k
là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng .

22
==
b
ZZ
răng

tloptheo
iiiMM


1
max
=
)(3,348993,0.225,5.1.224,4.170 NmM

o
==
h s dng rng, y=0,392 (tra bng 3-18 sỏch TKCTM)
Đồ án môn học
14
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

[ ]
u

- ng sut un cho phép,
[ ]
u

=550 MN/m
2
b- chiu d i r ng bán trc v bánh r ng h nh tinh;

56,402,135.3,0.3,0
0
===
Lb
(mm)


- h s kích thc,
7,0
2,135
56,40
11

0
===
L
b


)(54,1)(00154,0
392,0.14,3).7,01.(10.2,135.4.22.10.550
3,3489).2,01.(3
336
mmmm
n
==

+
=

Bảng thông số kích thớc của các bánh răng bộ vi sai
Kết quả
Bánh
răng hành
tinh
1
Z
Bán
răng
bán
trục
2
Z

1 Bánh răng hành tinh q 4
2 Số răng
Z
11 22
3 Tỉ số truyền i
1
2
Z
Z
i
=
2 2
4 Môđun pháp vòng
ngoài
s
m
mm
2
2
2
1
0
.5,0 ZZ
L
m
s
+
=
11 11
5 Môđun pháp trung

bình
n
m
mm
0
.
L
L
mm
m
sn
=
14 14
6 Nửa góc côn chia

độ
56,26
1
=

44,63
2
=

7 Hệ số dich chỉnh

mm 0,23 0,23
8 Chiều dài đờng sinh
0
L

mm 135,2 135,2
9 đờng kính vòng chia
đáy lớn
e
d
mm 70 140
10 Góc ăn khớp

độ 20 20
11 đờng kính vong chia
trung bình
d mm
Zmd
n
.
=
154 308
12 Chiều cao đầu răng
đáy lớn
mm
25,0;1
).(
*
==
=
ch
hmh
a
asa

13,5 8,5
13 Chiều cao chân răng
đáy lớn
mm
).(

+=
chmh
asf
16,2 11,2
14 Góc đầu răng độ
0
1
1
L
h
arctg
f
a
=

3,4 8,1
Đồ án môn học
15
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
0
2
2
L
h

arctg
f
a
=

15 Góc chân răng độ
1221
;
afaf

==
8,1 3,4
2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
2.3.2.1. Chọn chế độ tải trọng tính toán :
. Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :

ohett
iikMM .).1.(.5,0
1
max

+=

225,5.224,4).2,01.(170.5,0
+=
tt
M
=2251,2(N.m)
+ Gía tr
tt

M
b hn ch bi iu kin bám:
5,2227
1
44,0.10.1350.75,0.5,0
5,0
2max
==
c
bx
tt
i
rG
M

(N.m)


Vy
)(5,2227 NmM
tt
=
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :

)(4,9546
10.
2
70
.4
5,2227.6,0

.
.6,0
3
1
N
rq
M
P
tt
vs
===

Lực dọc trục Q :

)(6,155356,26sin.20.4,9546sin
00
NtgtgPQ
vsvs
===

Lực hớng kính :

)(6,347420.4,9546.
0
NtgtgPR
vsvs
===

2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn :
ứng suất uốn :

[ ]
u
tb
u
bnzmy
NK

=
85,0
10.1,19
6
Vi:
[ ]
u

- ng sut un cho phép,
[ ]
u

=(1000
ữ
2000) (MN/m
2
)
y- h s dng rng, tra bng 3-18 (TKCTM) y
1
=0,338; y
2
=0,392
m

tb
- môđun pháp tuyến trung bình.

)(55,2
2,135
)56,40.5,02,135.(3
).5,0.(3
0
0
mm
L
bL
m
tb
=

=

=
Z = 11 là số răng
K- h s ti trng
Xác nh K: Với các bánh răng có độ cứng HB<350 v l m vi c vi ti trng
không đổi nên K
H
=1. Tra bng 3-13 (TLCTM) tìm c h s ti trng ng,
K

=1,5
Vy h s ti trng: K=1.1,5=1,5
N- Công sut ca b truyn, chn N= 70 mãlực ở 4000 v/p

b- Chiu d i r ng
Đồ án môn học
16
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
+ ng sut un ti chân rng bỏnh nh.
( )
2
33
66
1
7,1165
10.56,40.4000.11.10.55,2.338,0.85,0
10.76,0.70.5,1.10.1,19
mMN
u
==



(thoả mãn)
2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :

+=
21
11
.
cos.sin.
.
.418,0
tdtd
tx
rrb
EP


Trong đó P =
vs
P
=
4,9546
(N)
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2,15.10
5
(N/m
2
)

)(15,39
56,26cos.2
70
cos
0

1
1
mm
r
r
td
===


)(5,156
44,63cos.2
140
cos
0
2
2
mm
r
r
td
===

)/(3,937
10.5,156
1
10.15,39
1
.
20cos.20sin.10.56,40
10.10.15,2.4,9546

.418,0
2
33003
65
mMN
tx
=








+=




Vậy thoả mãn .
2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi
sai :
Sơ đồ tính toán :

Đồ án môn học
17
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Hình 2.4 . Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai
. ứng suất chèn dập dới tác dụng của lực

c
Q

)/(104
)(
.4.2
2
2
1
2
2
mMN
dd
Q
c
d
ữ

=



cg đó
)(32956,26sin.20
4.10.154.2
5,2227
sin
2
00
3

1
3
Ntgtg
qr
M
Q
tt
c
===



tt
M
= 2227,5 N.m
.q = 4
.
3
3
10.154

=
r
m

)(6,65)11.2,0.(270).2,0.(2
12
mmmdd
se
===

1
d
là đờng kinh chốt bánh răng hành tinh
)(25
1
mmd
=


)/(104228,0
)256,65.(14,3
329.4.2
2
22
mMN
d
ữ=

=

2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục :
.ứng suất chèn dập :
)/(104
)(
.4.2
2
2
1
2

2
mMN
rr
Q
n
d
ữ

=


Trong đó q = 4

)(6,58856,26cos.20
4.10.154.2
5,2227
cos
2
00
3
1
3
Ntgtg
qr
M
Q
tt
n
===

1
r
là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục

154
2
308
1
==
r

2
r
chọn = 160(mm)

)/(796,0
)154,016,0.(14,3
10.2,541.4.2
2
22
6
mMN
d
=

=

)/(104
2
mMN
d
ữ<

vậy đủ bền .
2.3.2.6 : Tính chốt bánh răng hành tinh

111
1
ldrq
M
tt
d
=

Trong đó q = 4

3
1
10.154

=
r
m ;
)(25
1

mmd
=
l
1
: đợc xác định theo chiều rộng bánh răng b

)(2,3656,26cos.56,40cos.
0
1
mmbl
===

Đồ án môn học
18
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)(10.4
.10.2,36.10.25.154,0.4
5,2227
26
33
1
mN
d
=



[ ]
)(50)(4

2
1
2
1
mMNmMN
dd
=<=

vậy thoả mãn .
ứng suất chèn dập
2d

sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai:
212
2
ldrq
M
tt
d
=

(l
2
: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai)
Ta chọn l
2
=20 (mm)
Thay các giá trị vào ta có:
)(10.96,6
10.20.10.25.16,0.4

5,2227
26
33
2
mN
cd
==




[ ]
)(50)(96,6
22
2
mMNmMN
dd
=<=

(thoả mãn)
Nh vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ vỏ vi sai đợc đảm bảo.
2.4 Thiết kế tính toán bán trục
2.4.1.Các chế độ tảI trọng tính toán :
Mômen tính toán đợc xác định theo điều kiện bám và kéo :

5,22276,2093
44,0.75,0.
2
10.1350
2

2,01
.93,0.225,5.224,4.170

22
1

max
2
1
max








+








+
tt
tt

bxtttlohe
M
M
r
G
M
k
iiM


Chọn
( )
mNM
tt
.2150
=

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau :

21
, ZZ
phản lực thẳng đứng tác dụng từ đờng lên bánh xe trái, phải

21
,YY
phản lực ngang của mặt đờng tác dụng lên bánh xe trái, phải

k
P
lực kéo tiếp tuyến

2
m
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau .

22
,Gm
là lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau

k
m
2
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi ôtô chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại

275,0
44,0.10.1350.3,2
1.225,5.224,4.170


1
2
01max
2
==+=
bx
he
k
rGL
hiiM
m

Đồ án môn học
19
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau
p
m
2
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi phanh :

76,0
1000.7,02300
2300
.
2
=
+
=
+
=
hL
L
m
p

2.4.1.1 Xác định phản lực tiếp tuyến lên bánh xe
Trờng hợp truyền lực kéo cực đại

0
)(6,4263
44,0.2
225,5.224,4.170
)(2,1856
2
10.1350.275,0
2
.
21
22
21
=
===
===
Y
NPp
N
Gm
ZZ
kk
k
Trờng hợp truyền lực phanh cực đại :

0
)(5,3847
.2
10.1350.76,0.75,0
2

)(5130
2
10.1350.76,0
2
.
22max
21
22
21
=
====
====
Y
N
Gm
Pp
N
Gm
ZZ
p
kk
p

Khi ôtô trợt ngang hoàn toàn :

)(9,5142.
4,8
1.1.2
1.
2

10.1350
2
1.
2
)(1,8357.
4,8
1.1.2
1.
2
10.1350
2
1.
2
2
2
2
1
N
B
h
G
z
N
B
h
G
z
gY
gY
=

=








=
=






+=

+=


Trong đó
0
)(8,102859,5142.2.
)(2,167141,8357.2.
22
11
==
===
===
kp
y
y
ZZ
NZY
NZY


Trờng hợp lực thẳng cực đại :

)(5,1181275,1.
2
10.1350
.
2
2

max
Nk
G
Z
d
===

75,1
=
d
k
là hệ số tải trọng động
Coi
0,0,0
===
YPZ
p
2.4.2 : Tính bền bán trục giảm tải 1/2 :
2.4.2.1 : Chế độ lực kéo cực đại :
.chọn vật liệu làm bán trục là thép hợp kim C25Mn có ứng suất tổng hợp là 750
2
/ mMN
.chọn sơ bộ đờng kính trục tại vị trí lắp ổ lăn là : d = 45 ( mm )
.chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là : 135mm = 0,135 m
.ứng suất uốn đầu trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục :
Đồ án môn học
20
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)/(9551305,3847.

045,0.1,0
135,0
.
.1,0.1,0
222
3
22
max
33
22
max
mMN
ZP
d
b
d
MM
u
bxk
zpk
u
=+=
+=
+
=


.ứng suất xoắn tổng hợp :

3

22
.2,0 d
MM
xU
+
=



Với: M
u
=
)(7,865)135,0.5130()135,0.5,3847(
2222
max
NmMM
ZPk
=+=+
M
x
= P
kmax
.r
bx
= 3847,5.0,44=1692,9(Nm) . Thay số ta có:

)/(3,104)/(104329578
045,0.2,0
1692,97,865
22

3
22
mMNmN
==
+
=


(thoả mãn)
2.4.2.2 : Chế độ lực phanh cực đại :
. ứng suất uốn :
)/(750)/(9575,01.
045,0.2,0
135,0.76,0.10.1350
1.
.2,0

222
3
2
max
3
22
mMNmMN
d
bmG
p
u
=+=+=

v
ậy thoả mãn điều kiện uốn
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
. ứng suất uốn bán trục :
( )
( )
)/(750)/(280135,044,0.1.
4,8
1.1.2
1
045,0.2,0
10.1350

2
1
.2,0
22
3
3
2
mMNmMN
br
B
h
d
G
u
bxy
yg
u

=








+=









+=




vậy thoả mãn .
2.4.2.4 : Chế độ lực ngang cực đại

175
045,0.2,0
135,0.10.1350

.75,1
.2,0
.
.
33
2
===
d
bG
k
du

)/(
2
mMN
vậy bán trục đảm bảo bền .
2.4.3 : Chọn ổ đỡ bán trục :
Phản lực
22
' XZ
a
ba
R
+
+
=

Trong đó Z và X là phản lực thẳng đứng và lực dọc xác định .
.b = 0,135 m
.a = 0,66 m là khoảng cách giữa 2 ổ bi

Xác định phản lực R khi phanh :
)(3,1544875,01.
66,0
)135,066,0.(76,0.10.1350
'
1.
).(.
'
2
2
max
22
NR
a
bamG
R
p
=+
+
=
+
+
=

Đồ án môn học
21
r
l
B
hg

M
đ
M
n
x
M
M = P .r
x
kmax bx
kmax
n
M = P .l
M = Z .l
đ
bxp
l
b
x
k
M
p
M
P
p
P
k
G
2
0.5G
2

0.5G
2
Z
bxt
bxt
Z
a
b
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Khi ôtô trợt ngang :

)(4,9623
66,0
44,0.1
66,0
135,0
1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1350
.
1.
2
1
2
)(1,4495
66,0
44,0.1

66,0
135,0
1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1350
.
1.
2
1
2
'
1
2
'
1
'
1
2
'
1
NR
a
r
a
b
B
h

G
R
NR
a
r
a
b
B
h
G
R
bxyyg
bxyyg
=






++






=

++








=
=






+

+=








+








+=


Vậy chọn tải trọng tính toán là R =
3,15448
(N)
Hệ số khả năng làm việc

3,035,0
hnQC
=

Trong đó n=50 km/h
h=2000(h)
)(5,5940582000.50.3,15448
3,035,0
NC
==
Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn kí hiệu 7607.
2.5. Tính toán dầm cầu với bán trục giảm tải 1/2 :
2.5.1 Chế độ lực kéo cực đại :
- Phản lực Z
bx
gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu, với:
M
đ
= Z
bx
.l =
lm
G
k

2
2
2

- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: M
n
= P
kmax
.l

- Dầm cầu chịu xoắn: M
x
= P
kmax
.r
bx
- Mô men tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:

222
xnd
MMMM
++=

Trong đó l là khoảng cách từ moayơ bánh xe đến điểm đặt nhíp, ta chọn:
l = 300 (mm) = 0,3(m)
Đồ án môn học
22
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.





Thay giá trị của l vào ta đợc các giá trị mômen ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt
nhíp (giảm sóc):
M
đ
=
lm
G

k

2
2
2
=
2
10.1350
.0,275.0,3 = 556,9(Nm)
M
n
= P
kmax
.l =
5,3847
.0,3 = 1154,25 (Nm)
M
x
= P
max
.r
bx
=
5,3847
.0,44 = 1692,9 (Nm)
Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên cầu là:

222
xnd
MMMM

++=

=
3,2123 1692,9 1154,25556,9
222
=++
(Nm)
ứng suất tổng hợp là:
3424677
10.62,0
3,2123
3
===




W
M

(N/m
2
)

( )
[ ]

<=

2

42,3 mMN
= 125 (MN/m
2
)
Vậy dầm cầu đảm bảo đợc độ bền.
2.5.2 Chế độ lực phanh cực đại
- Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
lm
G
M
pd

2
2
2
=
( ) ( )
NmkgmM
d
153925,733,0.76,0.
2
10.1350
===
Mô men uốn trong mặt phẳng ngang:

)(25,115475,0.3,0.76,0.
2
10.1350

2

.
max2
2
max
Nmlm
G
lPM
ppn
====

Mô men xoắn (đoạn từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp)
)(9,169244.0.75,0.76,0.
2
10.1350

2
.
max2
2
max
Nmrm
G
rpM
bxpbxpx
====

Mômen tổng hợp là:
Đồ án môn học
23
bxt

Z
2
0.5G
2
0.5G
2
G
l
l
Z
bxp
bxp
Z
đ
M
đ
M
I
M
I
I II
II
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

222
xnd
MMMM
++=

=

)(6,25629,169225,11541539
222
Nm
=++

ứng suất tổng hợp là:

)/(13,4
10.62,0
6,2562
2
3
mMN
W
M
===





(thoả mãn)
2.5.3 Chế độ lực ngang đại

Sơ đồ lực tác dụng lên dầm cầu chủ động ở chế độ lực ngang cực đại.
Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm xác định nh sau:
- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)

)(1,25073,0.1.
4,8

1.1.2
1.
2
10.1350
2
1.
2
2
Nml
B
h
G
M
y
gy
=






+=

+=



- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (II-II):
).(3,6184)44,0.13,0.(
4,8
1.1.2
1.
2
10.1350
).(
2
1.
2
2
mNrl
B
h
G
M
bxy
gy
=+

+=+








+=



ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:

( )
2
3
97,9
10.62,0
3,6184
mMN
W
M
u
===

<
[ ]
( )
2
75 mMN
=

(thoả mãn)
Đồ án môn học
24
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
4.3.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại (hình 4.4)
- Phản lực thẳng đứng của đờng:
dbx
k
G
Z .
2
2
max
=
- Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:

)(75,35433,0.75,1.
2
10.1350

2
2
Nmlk

G
M
dd
===
- ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
)(7,5
10.62,0
75,3543
2
3
mMN
W
M
U
d
===



[ ]
( )
22
80)(7,5 mMNmMN
u
=<=

(thoả mãn)
Vậy độ bền uốn đợc đảm bảo.
Đồ án môn học
25