Thiết kế và tính toán cầu chủ động loại đơn trên xe tải g=3500

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 Vũ xuân Trờng 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.
Nguyễn Xuân Thu
Đồ án môn học
1
Khoa c¬ khÝ §éng Lùc –Trêng §¹i häc SPKT – Hng Yªn.
NhËn xÐt cña gi¸o viªn híng dÉn
…………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
§å ¸n m«n häc
2
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Phần I: Mô tả khái quát chung về cầu chủ động
1.1 Cầu chủ động.
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, làm vic êm du và có bn lâu.
1.1.3. Phân loi.
Theo kt cu và v trí t ca cu ch ng mà 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.
Đồ án môn học
1
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
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.
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 đ-
ờng 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.
Đồ án môn học
2
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
- 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.
- 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.

Đồ án môn học
3
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Phần 2: Thiết kế cầu chủ động trên ôtô
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.
Loại xe tải với công thức bánh xe 4x2 và xe có những thông số kỹ thuật chung sau:
stt Thông số Số liệu Đơn vị
1 Trọng lợng toàn bộ ô tô G 3500 Kg
2 Trọng lợng tác dụng lên Cầu trớc G
1
Trọng lợng tác dụng lên Cầu sau G
2
1400
2100
Kg
Kg
3 Tỷ số truyền hộp số
Tay số 1
Tay số 2
Tay số 3
Tay số 4
4,445
2,875

1,75
1,00
4 Tỷ số truyền của truyền lực chính 5,425
5 Kích thớc lốp (B-d) 8,25-20
6 Mômen soắn cực đại M
e
max
ở số vòng quay n
Max
270
2200
Nm
Vg/Ph
7 Hệ số bám của đờng 0,80
2.2. Thiết kế tính toán truyền lực chính.
2.2.1. Xác định 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:

)(1200445,4.270.
1
max
NmiMM
hett
==
Nhng giá trị mômen M
tt
này còn bị hạn chế bởi mômen bám:

0

2max
.

ii
rG
M
c
bx
tt



Với:
2

G
: trọng lợng phân lên cầu chủ động.
r
bx
: bán kính tính toán của bánh xe.
r
bx
=
)(440,0)(37,4404,25).
2
20
5,8.(950,04,25).
2
.(950,0 mmm
d

B
=+=+
i
c
: tỷ số truyền lực cạnh.
i
0
: tỷ số truyền lực chính.
Đồ án môn học
4
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

max

: hệ số bám.

)(6,1362)(26,136
1.425,5
40,0.2100.80.0
NmkgmM
tt
==
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là
1200
=
tt
M
(Nm)
2.2.2. Chọn các thông số kích thớc cơ bản của bộ truyền lực chính.
Chọn môđun mặt mút lớn: m

s
=8,80 (Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa
0
L
,m
s
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
=38
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 (

) và góc n khp (

).
Theo bng (3.2) chn:
o

20
51,0
1
=
=


Chọn góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng (

)
0
0
646,36425,5525525
=+=+=
i

=36
0
38
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

)(170367.80.8.5,0 5,0
222
2
2
1
mmZZmL
se
+=+=

Chiều dài răng:
)(51170.3,0.3,0 mmLb
e
===
Chọn b =50(mm)
Chiều dài đờng sinh trung bình:

)(14550.5,0170.5,0 mmbLL
em
===

Môđun pháp tuyến trung bình:


cos)./.(
emsn
LLmm
=

)(022,6s36,646).170/145.(80,8

0
mmcom
n
==
Đồ án môn học
5
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Chọn m
n
=6 (mm)
Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:

))(89,2123,19(1.1200).06,281,1(.).06,281,1(
3
3
2
cmiMd
ctte
ữ=ữ=ữ=
Chọn :
)(50,20
2
cmd
e
=
Trong đó:
1200
=
tt
M

(Nm)

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

)(56,250,20.125,0.125,0
2
cmdE
e
==
. Chọn E =2(cm) = 20 (mm)
Chiều rộng bánh răng
chọn
)(50),(46
12
mmbmmb
==
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ :

0
201
23,4550,20/2.90425,5.525/.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
72,239155,023,45cos.3,1cos ===

Góc côn chia.
- Góc côn chia bánh nhỏ :

0
1
02
1
1
44,10
)
425,5
1
()

1
()(
=
===


arctg
i
arctg
Z
Z
arctg
- Góc côn chia bánh lớn :

000
1
0
2
56,7944,109090 ===

Đờng kính vòng chia.
-Với bánh côn nhỏ:
)(64,59
23,45cos
7.6
cos
.
0
1
1

1
mm
Zm
d
n
===

-Với bánh côn lớn :
)(04,290
72,23cos
38.6
cos
.
0
2
2
2
mm
Zm
d
n
===

Đờng kính vòng chia đáy lớn :
- Với bánh nhỏ :
)(47,87
23,45cos
7.80,8
cos
.

0
1
1
1
mm
Zm
d
s
e
===

- Với bánh lớn :
)(25,365
72,23cos
38.80,8
cos
.
0
2
2
2
mm
Zm
d
s
e
==

Đồ án môn học
6

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
1757,4
47,87
25,365
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 :
)(29,1380,8).51,01().(
*

1
mmmhh
saa
=+=+=

)(31,480,8).51,01().(
*
2
mmmhh
saa
===

Chiều cao chân răng mặt mút lớn :

)(51,680,8).51,025,01().(
**
1
mmmchh
saf
=+=+=


)(49,1580,8).51,025,01().(
2
mmmchh
saf
=++=++=


Trong đó:

*
a
h
=1

*
c
=0,25


=0,51
Góc chân răng

0
1
1
2,2)
170
51,6
()(
===
arctg
L
h
arctg
e
f
f

0
2
2
21,5)
170
49,15
()(
===
arctg
L
h
arctg
e
f
f

Góc đỉnh răng :

0
21
21,5
==
fa


0
12
2,2
==
fa

2.2.3. 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
Hình 2.2: Sơ đồ lực tác dụng
Lực vòng
Đồ án môn học
7
Khoa c¬ khÝ §éng Lùc –Trêng §¹i häc SPKT – Hng Yªn.
- t¸c dông lªn b¸nh nhá:
)(21818
10.55
1200
3
1
1
N
r
M
P
tb
tt
===
−
Trong ®ã:
r
tb1
= r

1
-
1
sin.
2
δ
b
=
1
1
sin.
22
δ
b
d
−
=
44,10sin.
2
51
2
64,59
−
=55(mm)
- t¸c dông lªn b¸nh lín :

)(28363
23,45cos
72,23cos
.21818

cos
cos
0
0
1
2
12
NPP
===
β
β

 Lùc däc trôc :
- t¸c dông lªn b¸nh nhá:
)cos.sinsin (
cos
11
1
1
δβδα
β
+=
tg
P
Q

)(17755)44,10cos.646,36sin44,10sin.20.(
646,36cos
21818
0000

0
Ntg
=+=

)(17755
1
NQ
=⇒

- t¸c dông lªn b¸nh lín :
)cos.sinsin (
cos
22
1
2
δβδα
β
+=
tg
P
Q

)(12675)56,79cos.646,36sin56,79sin.20.(
646,36cos
21818
0000
0
Ntg
=+=

)(12675
2
NQ
=⇒
 Lùc híng t©m :
)sin.sincos (
cos
1
ii
tg
P
R
δβδα
β
±=

)(14169)56,79sin.646,36sin56,79cos.20.(
646,36cos
21818
)(6793)44,10sin.646,36sin44,10cos.20.(
646,36cos
21818
0
2
1
NtgR
NtgR
ooo
o
oooo

o
−=−=
=−=
§å ¸n m«n häc
8
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
2.2.4. Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính.
Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :

[ ]
u
n
u
ymb
p

=
8,0
Với: y- hệ số dạng răng đợc xác định theo hệ số răng tơng đơng Z
tđ
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
)(170 mmL
e
=
)(170 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 đờng xoắn răng
0
1
23,45
=

0
2
72,23
=

Số răng Z
1
=7 Z
2
=36
Bề rộng bánh răng
)(50
1
mmb
=
)(46
2
mmb
=
Độ dịch trục E E = 20(mm) E = 20(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn m
s
=8,80 m
s

=8,80
Môđun pháp trung bình
)(6 mmm
n
=
)(6 mmm
n
=
Đờng kính vòng chia mặt mút lớn
)(88
1
mmd
e
=
)(365
2
mmd
e
=
Đờng kính vòng chia trung bình
)(60
1
mmd
=
)(290
2
mmd
=
Góc côn chia
0

1
44,10
=

0
2
56,79
=

Góc đầu răng
0
1
21,5
=
a

0
2
2,2
=
a

Góc chân răng
0
1
2,2
=
f

0

2
21,5
=
f

Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
)(3,13
1
mmh
a
=
)(3,4
2
mmh
a
=
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn
)(5,6
1
mmh
f
=
)(5,15
2
mmh
f
=
9
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
23,273

37,27cos.96,78cos
38
cos.cos
34,20
23,45cos.44,10cos
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
)

)(224
517,0.10.6.10.51.8,0
28363
)(4,237
392,0.10.6.10.51.8,0
21818
2
33

2
2
33
1
mMN
mMN
u
u
=
==




=> Vậy độ bền uốn của các bánh răng 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.
ii
tb
itd
r
r

cos.cos
2
=
r
tb1
= r
1
-
1
sin.
2

b
=
1
1
sin.

22

b
d

=
44,10sin.
2
51
2
64,59

=55(mm)
r
tb1
= r
2
-
2
sin.
2

b
=
2
2
sin.
22

b

d

=
56,79sin.
2
51
2
290

=120(mm)
[ ]
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 thép.

)(71,1028

56,79cos.646,36cos
120
)(88,86
44,10cos.646,36cos
55
2
2
002
1
mmr
mmr
oo
td
td
==
==
[ ]
)/(25001500 )/(790
)/(790)
10.1028
1
10.88,86
1
.(
20sin.20cos.10.51
10.15,2.10.21818
418,0
2
1
2

1
2
33003
56
1
mMNmMN
mMN
txtx
tx
ữ=<=
=+=




Vậy độ bền tiếp xúc của bánh răng thỏa mãn thoả mãn .
2.2.5. Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính.
2.2.5.1. Tính trục của bộ truyền lực chính.
a) Chọn sơ bộ đờng kính trục :
áp dụng :
)6,642,57(270).109().109(
3
3
max1
ữ=ữ=ữ
e
Md
(mm)
=> Chọn
)(58

1
mmd
=
Đồ án môn học
10
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục:
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :

333375
18,016,0
58
18,016,0
ữ=
ữ
=
ữ
=
d
L
=> chọn
)(340 mmL
=
Hình 2.3: Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục :
Từ đờng kính d = 58 mm

chọn ổ đũa côn ký hiệu 7312 có dxBxD là 58x31x135
(mm) (theo bảng 14.8 trang 364_Bài Tập Chi Tiết Máy_Nhà suất bản hải phòng 2004)

1
L
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh răng
nhỏ .
)(12,4810
2
31
44,10cos.
2
46
10
2
cos.
2
0
1
2
1
mm
B
b
L
=++=++=

Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:

).(10696,2021050
).(6,20204812,0.679310.
2

64,59
.17755
2
.
).(105004812,0.21818.
22
3
11
1
1
11
22
mNM
mNLR
d
QM
mNLPM
MMM
u
y
x
yxu
=+=
===
===
+=

Mômen tổng cộng :

).(149175.0.12001069

).(701
75.0.
22
22
mNM
mNMM
MMM
td
ttz
zutd
=+=
==
+=
Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm :

[ ]
)(58)(98,55
10.85.1,0
1491
.1,0
3
6
3
mmdmm
M
d
sb
td
=<===

=> Vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 58 mm.
2.2.5.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động.
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
Đồ án môn học
11
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

3,035,0
hnQC
=

)1755
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 .

)(762,682)(6827622000.50.17755
2000
50
100000
3,035,0
KNNC
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 = 58 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
= 365 mm là đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu.

)(146365.4,0
2
mmd
e
==
=> chọn
)(150
2
mmd
e
=
Chiều dài đờng sinh côn chia
)(8,8344,63sin.2/150
sin2
5.0
2
2
2
2
2
10
mm
d
ZZmL
e

s
===+=


=> m
s
=6,81(mm)
m
n
= m
s
.L
m
/L
0
=5,18.(mm)
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai

[ ]
yLqz
Mk
m
u
o
n
.).1.(
).1.(3
3
0

+
=
Đồ án môn học
12
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
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
=
)(605593,0.425,5.1.445,4.270 NmM
o
==

tl

- hiệu suất truyền lực,
tl

=0,93
y=0,392 - h s dng rng (tra bng 3-18 sách TKCTM)

[ ]
u

- ng sut un cho phép,
[ ]
u

=550 MN/m
2
b- chiu dài rng bán trc và bánh rng hành tinh;

4,32108.3,0.3,0
0
===
Lb
(mm)


- h s kích thc,
7,0
108

4,32
11
0
===
L
b


)(6,2)(00258,0
392,0.14,3).7,01.(10.8,83.4.22.10.550
6055).2,01.(3
336
mmmm
n
=

+
=

Kết quả
Bánh
răng hành
tinh
1
Z
Bán răng
bán trục
2
Z
1 Bánh răng hành tinh q 4 2

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
+
=
6,81 6,81
Đồ án môn học
13

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
5 Môđun pháp trung bình
n
m
mm
0
.
L
L
mm
m
sn
=
5,18 5,18
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 83,8 83,8
9 đờng kính vòng chia
đáy lớn
e
d
mm 75 150
10 Góc ăn khớp

độ 20 20
11 đờng kính vòng chia
trung bình
d mm
Zmd
n
.
=
57 114
12 Chiều cao đầu răng đáy
lớn
mm
25,0;1
).(
*
==
=
ch
hmh
a
asa

5,1 8,5
13 Chiều cao chân răng
đáy lớn
mm
).(

+=
chmh
asf
6,95 10,10
14 Góc đầu răng độ
0
1
1
L
h
arctg
f
a
=

0
2
2
L
h
arctg
f
a

=

4,74 6,87
15 Góc chân răng độ
1221
;
afaf

==
6,87 4,74
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

+=

425,5.445,4).2,01.(270.5,0
+=
tt
M
=3906,5(N.m)
Gía tr
tt
M
b hn ch bi iu kin bám:

3696
1
440,0.10.2100.8,0.5,0
5,0
2max
==
c
bx
tt
i
rG
M

(N.m)


Vy
)(3696 NmM
tt
=
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :

)(14784
10.
2
75
.4
3696.6,0
.
.6,0

3
1
N
rq
M
P
tt
vs
===

Lực dọc trục :
Đồ án môn học
14
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)(240656,26sin.20.14784sin
00
1
NtgtgPQ
vsvs
===

Lực hớng kính :

)(538120.14784.
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, m
tb
= 5,18 (mm)
Z = 11 là số răng
K- h s ti trng, xác nh K với các bánh răng có độ cứng HB<350 và làm vic
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 =110 (mã lực) ở 3200 v/p
b- Chiu dài rng,
283/8,833/.
===
e
Lb
- ng sut un ti chân rng bỏnh nh.
( )
2
33
66
35,1581
10.28.3200.11.10.18,5.338,0.85,0
10.736,0.110.5,1.10.1,19
mMN

u
==



Vậy ứng suất uốn đợc đảm bảo.

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
= 14784 (N)
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2,15.10
5
(N/m
2
)

)(9,31
56,26cos.2
57
cos
0
1
1
1
mm
r
r
td
===


)(5,127
44,63cos.2
114
cos
0

2
2
2
mm
r
r
td
===

)/(1555
10.5,127
1
10.9,31
1
.
20cos.20sin.10.28
10.10.15,2.14784
.418,0
2
33003
65
mMN
tx
=

+=




Ta có:
)(1555
2
mMN
tx
=

<
[ ]
)(2500
2
mMN
tx
=

=> Vậy độ bền tiếp xúc đợc đảm bảo.
2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai.
Đồ án môn học
15
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Khi thiết vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc ở bề mặt
răng ta còn phải đảm bảo ứng suất chèn và cắt ở các bề mặt bánh răng, trục và vỏ vi sai. Đó
là cơ sở để chọn các kích thớc còn lại của vi sai.

Sơ đồ tính toán :
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

=


Trong đó:
)(263856,26sin.20
4.10.5,28.2
3696
sin
2

00
3
1
3
Ntgtg
qr
M
Q
tt
c
===



tt
M
= 3696 (N.m)
q = 4

3
3
10.5,28

=
r
(m)

)(3,72)81,6.2,0.(275).2,0.(2
12
mmmdd

se
===
, chọn d
2
= 72 (mm)

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


)/(104474,1
))10.25()10.72.((14,3
10.2638.4.2
2
2323
6
mMN
d
ữ=

=



Vậy ứng suất chèn dập đảm bảo độ bền.

2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai.
ứng suất chèn dập :
)/(104
)(
.
2
2
1
2
2
mMN
rr
Qq
n
d
ữ

=


Trong đó: q = 4

)(266156,25cos.20
4.10.57.2
3696
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
Đồ án môn học
16
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

57
2
114
1
==
r

2
r
chọn = 60(mm)
)/(66,9

)057,006,0.(14,3
10.2661.4
2
22
6
mMN
d
=

=



)/(10
2
mMN
d
<


Vậy ứng suất chèn dập đủ bền.
2.3.2.6. Tính chốt bánh răng hành tinh.

111
1
ldrq
M
tt
d
=

Trong đó: q = 4

3
1
10.5,28

=
r
m ;
)(57
1
mmd
=
l
1
: đợc xác định theo chiều rộng bánh răng b

)(2556,26cos.28cos.
0
1
mmbl
===


)(10.94,25
.10.25.10.57.0285,0.4
3696
26
33

1
mN
d
==



[ ]
)(50)(94,25
2
1
2
1
mMNmMN
dd
=<=


Vậy ứng suất chèn dập đảm bảo độ bền.
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
=25 (mm)
Thay các giá trị vào ta có:
)(10.05,4
10.25.10.57.16,0.4
3696
26
33
2
mN
cd
==




[ ]
)(50)(05,4
22
2
mMNmMN
dd
=<=

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 :

36963633
440,0.8,0.
2
10.2100
2
2,01
.93,0.425,5.445,4.270

22
1

max
2
1
max








+

+
tt
tt
bxtttlohe
M
M
r
G
M
k
iiM


Chọn
( )
mNM
tt
.3660
=

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau :
-
21
, ZZ

phản lực thẳng đứng tác dụng từ đờng lên bánh xe trái, phải
Đồ án môn học
17
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
-
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

3064,1
44,0.10.2100.3,2
1.425,5.445,4.270
1

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



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

742,0
1000.8,02300
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
)(65,7398
44,0.2
425,5.445,4.270
)(13717
2
10.2100.3064,1
2
.
21
22
21
=
===
===
Y
NPp
N
Gm

ZZ
kk
k
Trờng hợp truyền lực phanh cực đại :

0
)(6233
.2
10.2100.742,0.8,0
2

)(7791
2
10.2100.742,0
2
.
22max
21
22
21
=
====
====
Y
N
Gm
Pp
N
Gm
ZZ

p
kk
p

Khi ôtô trợt ngang hoàn toàn :

)(6,5866.
4,8
1.1.2
1.
2
10.1540
2
1.
2
)(3,9533.
4,8
1.1.2
1.
2
10.2100
2
1.
2
2
2
2
1
N
B

h
G
z
N
B
h
G
z
gY
gY
=






=








=
=

+=








+=


Trong đó:
0
)(2,117336,5866.2.
)(6,190663,9533.2.
22
11
==
===
===
kp
y
y
ZZ
NZY

NZY


Đồ án môn học
18
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Trờng hợp lực thẳng cực đại :

)(1837575,1.
2
10.2100
.
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 :

)/(8,10558524,4096.
045,0.1,0
135,0
.
.1,0.1,0
22
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
=
)(3,964)135,0.5852()135,0.4,4096(
2222
max
NmMM
ZPk
=+=+
M

x
= P
kmax
.r
bx
= 4096,4.0,38=1556,6(Nm) . Thay số ta có:

)/(4,100)/(24,33811119
045,0.2,0
6,15563,964
22
3
22
mMNmN
==
+
=


(thoả mãn)
2.4.2.2 : Chế độ lực phanh cực đại :
ứng suất uốn :
)/(750)/(8,1057,01.
045,0.2,0
135,0.76,0.10.1540
1.
.2,0

222
3

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

vậy thoả mãn điều kiện uốn
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
ứng suất uốn bán trục :
( )
( )
)/(750)/(3,256135,038,0 1.
4,8
1.1.2
1
045,0.2,0
10.1540

2
1
.2,0
22
3
3
2

mMNmMN
br
B
h
d
G
u
bxy
yg
u
=








+=









+=

vậy ứng suất uốn có độ bền thoả mãn .
Đồ án môn học
19
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
2.4.2.4. Chế độ lực ngang cực đại.

6,199
045,0.2,0
135,0.10.1540
.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 :
)(8,172087,01.
66,0
)135,066,0.(76,0.10.1540
'
1.
).(.
'
2
2
max
22
NR
a
bamG
R
p

=+
+
=
+
+
=

Khi ôtô trợt ngang :

)(4,10444
66,0
38,0.1
66,0
135,0
1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1540
.
1.
2
1
2
)(4,5994
66,0
38,0.1
66,0
135,0

1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1540
.
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 = 17208,8 (N)
Hệ số khả năng làm việc

3,035,0
hnQC
=
Trong đó: n=50 km/h
h=2000(h)
)(6617572000.50.8,17208
3,035,0
NC

==
Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn kí hiệu 7608.
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:
Đồ án môn học
20
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.

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)

=> 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
10.1540
.0,267.0,3= 5252,5.0,25 = 616,7(Nm)
M
n
= P
kmax
.l = 4096,4.0,3 = 1229 (Nm)
Đồ án môn học
21
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.
M
x
= P
max
.r
bx
=4096,8.0,38 = 1556,7 (Nm)
Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên cầu là:

222
xnd
MMMM
++=

=
20777,155612297,616
222
=++
(Nm)
ứng suất tổng hợp là:
3350000
10.62,0
2077
3
===




W
M

(N/m
2
)
=>
( )
[ ]

<=

2
35,3 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
6,175556,833,0.76,0.
2
10.1540
===
Mô men uốn trong mặt phẳng ngang:
)(12297,0.3,0.76,0.
2
10.1540

2
.
max2

2
max
Nmlm
G
lPM
ppn
====

Mô men xoắn (đoạn từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp)
)(6,155638.0.7,0.76,0.
2
10.1540

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

Mômen tổng hợp là:

222
xnd
MMMM
++=

=
)(6,26486,155612296,1755
222
Nm
=++

ứng suất tổng hợp là:

)/(27,4
10.62,0
6,2648
2
3
mMN
W
M
===





(thoả mãn)
2.5.3 Chế độ lực ngang đại
Đồ án môn học
22
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
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)

)(28603,0.1.
4,8
1.1.2
1.
2
10.1540
2
1.
2
2
Nml
B
h
G
M
y
gy
=






+=

+=



- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (II-II):
).(6,6482)38,0.13,0.(
4,8
1.1.2
1.
2
10.1540
).(
2
1.
2
2
mNrl
B
h
G
M
bxy
gy
=+

+=+








+=



ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:

( )
2
3
6
455,10
10.62,0
10.6,6482
mMN
W
M

u
===




<
[ ]
( )
2
75 mMN
=

(thoả mãn)
4.3.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại.
Phản lực thẳng đứng của đờng:
dbx
k
G
Z .
2
2
max
=
Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:

)(5,40423,0.75,1.
2
10.1540

2
2
Nmlk
G
M
dd
===
ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
)(52,6
10.62,0
10.5,4042
2
3
6
mMN
W
M
U
d
===




[ ]
( )
22
80)(52,6 mMNmMN
u
=<=

(thoả mãn)
Vậy độ bền uốn đợc đảm bảo.
Đồ án môn học
23