Tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe hyundai county

Khoa C¬ khÝ §éng lùc
LỜI NÓI ĐẦU.
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có
những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu ảnh
hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp
ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời gian gần
đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối
cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí nghiệp. Khi
đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi tiết, hoặc một
cụm kết cấu của chiếc xe.
Với công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiện
nay thì phần hệ thống truyền lực xe trong đó cầu chủ động là một trong những phần có
thể thiết kế và có thể sản xuất được trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu về cấu tạo và
nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được giao thực
hiện đồ án “Tính toán thiết kế Cầu chủ động cho xe Hyundai County”. Trong thời gian
qua, được sự hướng dẫn chỉ bảo tận tình của thầy Đinh Ngọc Ân cùng với tìm tòi của bản
thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đồ án không tránh khỏi những thiếu
sót, em kính mong sự chỉ bảo của Thầy và các bạn giúp đề tài này được hoàn thiện hơn.
Em chân thành cảm ơn!.

Hưng Yên, ngày 02 tháng 02 năm 2012.
Sinh viên thực hiện:
Vũ Thành Long.
§å ¸n m«n häc
1
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN.

Hưng Yên, ngày … tháng … năm 2012.
Giáo viên hướng dẫn:
Đinh Ngọc Ân
§å ¸n m«n häc
2
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
MỤC LỤC.
L I NÓI U.Ờ ĐẦ 1
NH N XÉT C A GIÁO VIÊN H NG D N.Ậ Ủ ƯỚ Ẫ 2
M C L C.Ụ Ụ 3
PH N I. KHÁI QUÁT V C U CH NG.Ầ Ề Ầ Ủ ĐỘ 5
1.1. C u ch ng.ầ ủ độ 5
1.1.1. Công d ng.ụ 5
1.1.2. Yêu c u.ầ 5

1.1.3. Phân lo i.ạ 5
1.2. Truy n l c chính.ề ự 6
1.2.1. Công d ng.ụ 6
1.2.2. Yêu c u c a truy n l c chính.ầ ủ ề ự 7
1.2.3. Phân lo i.ạ 7
1.3. Vi sai 7
1.3.1. Công d ng.ụ 7
1.3.2. Yêu c u c a c m vi sai.ầ ủ ụ 7
1.3.3. Phân lo i.ạ 7
1.4. Bán tr c.ụ 8
1.4.1. Công d ng.ụ 8
1.4.2. Yêu c u c a bán tr c.ầ ủ ụ 8
1.4.3. Phân lo i.ạ 8
1.5. V c u.ỏ ầ 9
1.5.1. Công d ng.ụ 9
1.5.2. Yêu c u i v i v c u.ầ đố ớ ỏ ầ 9
PH N 2. THI T K C U CH NG TRÊN XE.Ầ Ế Ế Ầ ỦĐỘ 9
2.1. Nh ng s li u ban u.ữ ố ệ đầ 10
2.1.1. Nhi m v án thi t k C u ch ng .ệ ụ đồ ế ế ầ ủ độ 10
2.1.2. Các thông s cho tr c.ố ướ 10
2.2. N i dung v ph ng án thi t k tính toán.ộ à ươ ế ế 10
2.3. Thi t k tính toán truy n l c chính.ế ế ề ự 11
2.3.1. Yêu c u v k t c u c a truy n l c chính.ầ à ế ấ ủ ề ự 11
2.3.2.Ch n t i tr ng tính toán.ọ ả ọ 11
2.3.3.Ch n các kích th c c b n c a truy n l c chính.ọ ướ ơ ả ủ ề ự 12
2.3.4. Xác nh l c tác d ng lên truy n l c chính.đị ự ụ ề ự 16
2.3.5. Tính toán ki m tra b n bánh r ng truy n l c chính.ể ề ă ề ự 17
2.3.6. Tính tr c v ch n c a truy n l c chính.ụ à ọ ổ ủ ề ự 18
2.3.7. Tính tr c bánh r ng ch ng.ổ đỡ ụ ă ủ độ 20
3.1. Tính toán vi sai 22

3.1.1. Phân tích k t c u v ch n s vi sai.ế ấ à ọ ơ đồ 22
3.1.2. Tính toán kích th c b vi sai i x ng.ướ ộ đố ứ 22
3.1.3. Tính toán b n vi sai.ề 25
4.1. Ch t i tính toán cho bán tr c.ế độ ả ụ 29
4.1.1. Các ch t i tr ng tính toán.ế độ ả ọ 29
4.1.2. Tính toán bi bán tr c.ổ đỡ ụ 31
4.1.3. Tính toán cho bán tr c gi m t i m t n a.ụ ả ả ộ ử 32
§å ¸n m«n häc
3
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
4.2. Tính d m c u ch ng v i bán tr c gi m t i m t n a.ầ ầ ủ độ ớ ụ ả ả ộ ử 34
4.2.1. Tính khi có l c kéo c c i (hình a).ự ự đạ 34
4.2.2. Ch l c phanh c c i (hình b).ế độ ự ự đạ 37
4.2.3. Ch l c ngang c c i.ế độ ự ự đạ 38
4.2.4. Ch l c th ng ng c c i.ế độ ự ẳ đứ ự đạ 39
K T LU N.Ế Ậ 40
TÀI LI U THAM KH O.Ệ Ả 41
§å ¸n m«n häc
4
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
PHẦN I. KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG.
1.1. Cầu chủ động.
1.1.1. Công dụng.
Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có
cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền
động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm với công dụng:
- Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động.
- Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiến
hoặc lùi.
- Tăng tỷ số truyền để tăng mômen xoắn, tăng lực kéo của bánh xe chủ động.

- Cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau khi xe quay vòng.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên xe.
1.1.2. Yêu cầu.
- Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc.
- Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao.
- Phải có hiệu suất làm việc cao, làm việc không gây tiếng ồn, kích thước nhỏ gọn.
1.1.3. Phân loại.
- Theo kết cấu truyền lực chính: Gồm 2 loại là cầu đơn và cầu kép
- Theo vị trí của cầu chủ động trên xe: Cầu trước chủ động và cầu sau chủ động
- Theo số lượng cầu bố trí trên xe: Gồm xe 1 cầu chủ động, xe 2 cầu chủ động, xe 3
cầu chủ động
- Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặp
bánh răng.
§å ¸n m«n häc
5
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
Cấu tạo Cầu chủ động
1. Truyền lực chính; 2. Bánh răng vành chậu.
3. Vòng bi bán trục; 4. Bulông bánh răng vành chậu ;
5. Nắp vòng bi bán trục; 6. Bánh răng bán trục ;
7. Bánh răng vi sai ; 8. Trục chữ thập.
1.2. Truyền lực chính.
1.2.1. Công dụng.
- Tăng mômen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động
của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.
- Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
§å ¸n m«n häc
6
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
1.2.2. Yêu cầu của truyền lực chính.

- Phải có tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên
liệu của ôtô.
- Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và
vận tốc quay.
- Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu.
- Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe.
1.2.3. Phân loại.
a) Truyền lực chính đơn.
Truyền lực chính đơn có cặp bánh răng côn truyền mômen xoắn theo đường vuông
góc, bánh răng chủ động hình quả dứa được chế tạo liền .
b) Truyền lực chính kép.
Truyền lực chính loại kép có 2 bánh răng (1 cặp bánh răng nón, 1 cặp bánh răng trụ).
Tùy theo cách bố trí 2 cặp bánh răng mà người ta lại chia truyền lực chính loại kép thành
2 dạng: kiểu tập chung và kiểu phân tán.
1.3. Vi sai.
1.3.1. Công dụng.
- Tiếp tục giảm chuyển động quay đã nhận từ hộp số hoặc từ hộp phân phối .
- Tạo sự chênh lệch tốc độ quay giữa các bánh xe phía trong và bánh xe phía ngoài
khi xe quay vòng.
- Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến các
bánh xe dẫn động đối với các xe FR.
1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử
dụng trọng lượng bám tốt.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
1.3.3. Phân loại.
Theo c«ng dông chia ra:
§å ¸n m«n häc
7

Khoa Cơ khí Động lực
- 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. Bỏn trc.
1.4.1. Cụng dng.
Dựng truyn mụmen xon t b vi sai n cỏc bỏnh xe ch ng. Trờn cỏc loi
bỏn trc khụng c gim ti hon ton cũn c dựng chu cỏc lc t mt ng tỏc
dng lờn bỏnh xe ch ng.
1.4.2. Yờu cu ca bỏn trc.
- Phi chu c mụ men ln trong khong thi gian di.
- Bỏn trc phi c cõn bng tt.
- Vi bỏn trc cu dn hng ch ng phi m bo tớnh ng tc cho cỏc on
trc ca bỏn trc.
- m bo chớnh xỏc v hỡnh dỏng hỡnh hc v kớch thc.
1.4.3. Phõn loi.
- Bỏn trc chu ti hon ton: ta t bờn trong v bờn ngoi, t trc tip lờn na
trc
- Bỏn trc gim ti ẵ: trc bờn trong t trờn v vi sai v bờn ngoi t trc tip
lờn na trc
- Bỏn trc gim ti ắ: ta bờn trong t lờn v vi sai cũn ta bờ ngoi gm 2
bi t trờn dm cu v moay bỏnh xe khụng t trc tip lờn trc.
Đồ án môn học

8
Khoa Cơ khí Động lực
1.5. V cu.
1.5.1. Cụng dng.
- 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.
1.5.2. Yờu cu i vi v cu.
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.
PHN 2. THIT K CU CH NG TRấN XE.
Đồ án môn học
9
Khoa Cơ khí Động lực
2.1. Nhng s liu ban u.
2.1.1. Nhim v ỏn thit k Cu ch ng .
- ỏn mụn hc thit k cu ch ng ụtụ thc hin thit k v tớnh toỏn Cu ch
ng cho xe Hyundai County.
- Cu ch ng ca xe Hyundai bao gm: truyn lc chớnh, vi sai, bỏn trc. Trong
phn di õy ta i vo tớnh toỏn v thit k truyn lc chớnh, vi sai, bỏn trc.
2.1.2. Cỏc thụng s cho trc.
Cỏc thụng s cho trc khi tớnh toỏn thit k cu ch ng gm:
- Trng lng ton b ca ụtụ: G = 8550 (kg)
- Trng lng phõn b lờn cu sau: G
2
= 5130 (kg)
- Mụ men cc i ca ng c: M

e
max
= 310 (Nm), n
emax
= 1800 - 2000 (v/p)
- T s truyn ca h thng truyn lc:
+ T s truyn ca truyn lc chớnh: i
o
= 7,46
+ T s truyn ca hp s c khớ: i
1
= 7.1; i
2
= 4,4; i
3
= 2.49 ; i
4
= 1,0; i
5
= 1.0.
- H s bỏm ca ng: = 0,8
- Kớch thc lp (B d): 11 - 20
- Hiu sut truyn lc:
93,0
=

2.2. Ni dung v phng ỏn thit k tớnh toỏn.
Nội dung thiết kế và tính toán cầu chủ động gồm các phần:
1- Tính toán truyền lực chính.
2- Tính toán vi sai.

3- Tính toán bán trục.
Đồ án môn học đợc hoàn thành với bộ hồ sơ:
- 01 tập thuyết minh tính toán.
Đồ án môn học
10
Khoa Cơ khí Động lực
- 01 bản vẽ chung.
- 01 bản vẽ chi tiết điển hình.
2.3. Thit k tớnh toỏn truyn lc chớnh.
2.3.1. Yờu cu v kt cu ca truyn lc chớnh.
- Yờu cu truyn lc chớnh:
+ Cú t s truyn phự hp vi c tớnh ng lc hc ca ụtụ
+ Cú tớnh kinh t nhiờn liu v hiu sut truyn lc cao
+ m bo khong sỏng gm xe cn thit
+ Lm vic ờm du, cng vng v bn cao
Hin nay cú cỏc loi truyn lc chớnh loi n, kộp v 2 cp. Trong ú truyn lc
chớnh kộp c s dng trờn ụtụ khi cn t s truyn ln m mt cp bỏnh rng cụn
truyn lc chớnh n khụng ỏp ng c. Cũn truyn lc chớnh 2 cp c s dng trờn
ụtụ khi cn tng t s truyn ca h thng truyn lc m khụng cn phi thay i kt cu
cỏc cm khỏc, trong ú t s truyn thp ca truyn lc chớnh s dng khi xe chuyn
ng trong iu kin ng xu, t s truyn cao c s dng khi ụtụ chy trờn ng
tt hoc khi ch non ti nhm nõng cao tớnh kinh t nhiờn liu.
2.3.2.Chn ti trng tớnh toỏn.
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:

max
1
. 310.7,1 2201( )
tt e h

M M i Nm= = =
Nhng giá trị mômen M
tt
này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Đồ án môn học
11
Khoa Cơ khí Động lực

0
2max
.

ii
rG
M
c
bx
tt



Với:
2

G
- trọng lợng phân bố 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.

0,8.51300.0,506
2781,8( )
1.7,46
tt
M Nm =
.


Thoả mãn, vậy M
tt
=2201 (Nm).
2.3.3.Chn cỏc kớch thc c bn ca truyn lc chớnh.
Chn mụun mt mỳt ln m
s
=8 (Theo hỡnh 3.5 Quan h gia L
o
, m
s
vi mụmen
tớnh toỏn M

tt
Sỏnh Hng dn tớnh toỏn thit k ụtụ mỏy kộo)
Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của TLC là: Z
1
=6; Z
2
=6.7,46=44,76.chọn
Z
2
=45.
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 kh p (

).
Theo bng (3.2) chn:
1
0,682
21,5
o


=

=
Chọn góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng (

).
0
25 5 25 5 7, 46 38,66i

= + = + =
0
.
Chn chiu xon ca bỏnh rng cụn ch ng ngc vi chiu quay ca bỏnh rng
m bo lc dc trc tỏc dng lờn bỏnh rng ch ng hng t ỏy nh lờn ỏy ln
khi xe chy tin (nhm trỏnh kt rng).
Thụng thng trờn ụtụ bỏnh rng ch ng quay theo chiu thun kim ng h
(quay phi) nu ta nhỡn t u mỏy. Do ú chn chiờu xon ca bỏnh rng cụn ch ng
l chiu trỏi (nhỡn t ỏy nh bỏnh rng).
Đồ án môn học
12
Khoa Cơ khí Động lực
a. b.
Chiu xon ca rng
a. Xon phi b. Xon trỏi
Chiều dài đờng sinh:

2
2
2
1
5,0 ZZmL
se

+=
.

2 2
0,5.844. 6 45 191,58( )
e
L mm = + =
chọn L
e
=192 mm.
Chiều dài răng:

0,3. 0,3.192 57,6( )
e
b L mm= = =
. Chọn b=58 mm
Chiều dài đờng sinh trung bình:

0,5. 192 0,5.58 163( )
m e
L L b mm= = =
. chọn L
m
=163 mm.
Môđun pháp tuyến trung bình:


cos)./.(
emsn
LLmm =

.

0
1639
844. . s38,66 5,6( )
192
n
m co mm = =
.
Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI:

3
3
2
(1,81 2,06). (1,81 2,06). 2201 (23,5 26,8)( )
e tt
d M cm= ữ = ữ = ữ
.
Chọn d
e2
=250 mm = 25 cm.
Ta có: khoảng dịch chuyển HPI (hình b)

2
0,2. 5( )
e
E d cm =
. Chọn E= 5(cm).
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ truyền HPI:

0
1 0 2
25 5. 90. / 25 5. 7,46 90.50 / 250 56,66
e
i E d

+ + = + + =
.
Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động:
)5,13,1(
cos
cos
1
2
ữ==


K
.
Chọn K=1,4
0 0
2 2
cos 1,4.cos56,66 39,65

= =
.
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh bị động bộ truyền HPI:
Đồ án môn học
13
Khoa Cơ khí Động lực

0
2
39,65

=
.
Góc côn chia bánh nhỏ:

0
1 1
0
1
7,63tg
i

= =
.
Góc côn chia bánh lớn:
0 0
2 1
90 82,37

= =
.
Đờng kính vòng chia:
Của bánh côn nhỏ:
d
1
=

1
0
1
5,6.6
61,13
cos cos56,66
n
m Z

= =
mm.
Của bánh côn lớn:
d
2
=
2
2
5,6.45
327,29
cos cos39,65
n
o
m Z
mm

= =
Đờng kính vòng chia đáy lớn:
Của bánh nhỏ:
d
1

=
1
0
1
8,44.6
92,14( )
cos cos56,66
s
m Z
mm

= =
.
Của bánh lớn:
d
2

=
2
0
2
8,44.45
493,27( )
cos cos39,65
s
m Z
mm

= =

Chiều cao đáy răng mặt đáy lớn
sa
mh ).1(
1

+=
= (1+0,682).8,44 =14,12 mm.
sa
mh ).1(
2

=
= (1- 0,682).8,44 =2,68 mm.
Chiều cao chân răng măt mút lớn;
sf
mh ).25,1(
1

=
=4,79 mm.
sf
mh ).25.1(
2

+=
= 16,3 mm.

Đồ án môn học
14
Khoa C¬ khÝ §éng lùc

THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI
THÔNG SỐ Bánh răng chủ động Bánh răng bị động
Chiều dài đường sinh L
e
= 192 (mm) L
e
= 192 (mm)
Chiều dài đường sinh trung bình L
m
= 163 (mm) L
m
= 163 (mm)
Góc ăn khớp α
tb
α
tb
= 21,5
o
α
tb
= 21,5
o
Hệ số dịch chỉnh ξ
1
= 0,682 ξ
2
=0,682
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng β
1

= 56,66
o
β
2
= 39,65
o
Số răng Z
1
= 6 Z
2
= 45
Bề rộng bánh răng b
1
= 58 (mm) b
2
= 60 (mm)
Độ dịch trục E E = 50 (mm) E = 50 (mm)
Môđun mặt mút lớn m
s
= 8,44 (mm) m
s
= 8,44 (mm)
Môđun trung bình m
n
= 5,6 (mm) m
n
= 5,6 (mm)
Đường kính vòng chia trung bình D
1
’ = 61,13 (mm) D

2
’ = 327,29(mm)
Đường kính vòng chia chân đáy lớn D
1
= 92,14 (mm) D
2
=493,27 (mm)
Góc côn chia δ
1
= 7,63
o
δ
2
= 82,37
o
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn h
a1
= 14,12 (mm) h
e2
=2,68 (mm)
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn h
f1
= 4,79 (mm) h
f2
=16,3 (mm)
§å ¸n m«n häc
15
Khoa Cơ khí Động lực
2.3.4. Xỏc nh lc tỏc dng lờn truyn lc chớnh.
Vi: P - Lc vũng

R - Lc hng tõm
Q - Lc dc trc
+ Lc vũng tỏc dng lờn bỏnh nh:
p dng cụng thc:
tt
tb
M
P
r
=
Với:
tb
r
- bán kính trung bình của bánh răng.

imtb
Lr

sin.=



r
tb1
=163.sin7,63=21,64(mm)
r
tb2
=163.82,37=161,56(mm)
Lực chiều trục:

.( .sin sin .cos )
cos
i i
p
Q tg


=
Với:
i

- là nửa góc đỉnh nón: i=1;2
Đồ án môn học
16
Khoa Cơ khí Động lực
1
3
2
2 1
1
1
0
2
0
2201
101709,79( )
21,64 .10
cos
. 142393,71( )
cos

101709,79
( 21,5 .sin 7,63 sin 56,66 .cos7,63 ) 162913,11( )
cos56,66
101709,79
( 21,5 .sin82,37 sin 39,65 .cos82,37 ) 87930
cos56,66
o o o o
o o o o
p N
p P N
Q tg N
Q tg



= =
= =
= + =
= + = ,29( )N
Lực hớng kính xác định theo công thức:
1 1
1
2
.( .cos sin .sin )
cos
101709,79
.( 21,5 .cos56,66 sin 56,66 .cos7,63 ) 113169,65( )
cos56,66
101709,79
.( 21,5 .sin82,37 sin 39,65 .cos82,37 ) 5999,97( )

cos56,66
o o o o
o
o o o o
o
p
R tg
R tg N
R tg N


=
= =
= =
2.3.5. Tớnh toỏn kim tra bn bỏnh rng truyn lc chớnh.
Kiểm tra bánh răng 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

1

1
3 0 3
1 1
2
2
3 3
2 2
6
36,46
cos .cos cos7,63 .cos 56,66
45
742,5
cos .cos cos82,37 .cos 39,65
td
o
td
o o
Z
Z
Z
Z


= =
= =

Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có:
1 2
0,476; 0,517y y= =

[ ]
u

- ứng suất uốn cho phép,
[ ]
u

=
( )
700 900ữ
(MN/m
2
)
2
1
3 3
2
2
3 3
101709,79
822( )
0,8.58.10 .5,6.10 .0,476
101709,79
757( )
0,8.58.10 .5,6.10 .0,517
u
u
MN m
MN m

= =
= =

Thay s vo ta cú:
1u
=822(MNm) ,
2u
=757(MNm)
Vy tha món: [
u

]=700
900
ữ
MN/m
2
Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

[ ]
tx
tdtd
tx
rrb
Ep

+= )
11
.(
sin.cos.
.
.418,0
21
Đồ án môn học
17
Khoa Cơ khí Động lực
Với: r
itđ
- bánh răng tơng đơng, i=1;2 và

cos.cos
2
tb
itd
r
r =
[ ]
td

- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
td

= (
25001500
ữ

) (MN/m
2
)

1
2
102,09( )
cos .cos
tb
td
r
r mm

= =


2
2
2078,99( )
cos .cos
tb
td
r
r mm

= =


1
1 2

. 1 1
0,418. .( ) 1408,98( )
.cos .sin
tx
td td
p E
MNm
b r r


= + =

t x1
=1408,98(MNm)
Vậy thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
Vật liệu chế tạo bánh răng TLC là thép hợp kim chất lợng cao nh:
15MnNi2TiA, 20CrMnNibánh răng đợc thấm cacbon đạt độ sâu
( )
5,15,1 ữ
(mm) và tôi
trong dầu, đạt độ cứng bề mặt
( )
6559 ữ
HRC. Độ cứng lõi chân răng là HRC là (26
ữ
35)
đảm bảo độ đàn hồi chống va đập và có độ bền uốn cao.
2.3.6. Tớnh trc v chn ca truyn lc chớnh.
a) Chọn sơ bộ đờng kính trục :
p dụng :

)68,679,60(310).109().109(
3
3
max1
ữ=ữ=ữ
e
Md
(mm)
Chọn
)(65
1
mmd
=
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục:


Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động.
Đồ án môn học
18
Khoa Cơ khí Động lực
ở truyền lực chính đơn sử dụng loại ổ bi 1 dãy hớng kính và bi côn chịu tải lớn.
Có thể chọn sơ bộ kích thớc cơ bản của truyền lực chính trung tâm.
Từ đờng kính d= 65 mm Tra bảng P2.11 trang 260 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí
tập 1-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.NXBGD-2001).
Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxBxD là 65x33x140 mm.
Với: D- đờng kính ngoài ổ bi
d- đờng kính trong ổ bi
B- bề rộng ổ bi
L
1

là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ.
0
2
1 1
58 33
.cos 10 .cos7,63 10 55,24( )
2 2 2 2
b B
L mm

= + + = + + =
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M
u
=
22
yx
MM +
M
x
=P
1
.L
1
=101709,79.0,055 =5594,04 (N.m).
M
y
=Q
1

.
2
1
d
-R
1
.L
1
= 162913,11.92,14.10
-3
/2-113169.55.10
-3
= 1253,92 (N.m).
M
u
=5732,85 (N.m).
Mômen tổngcộng:
M
tđ
=
75,0.
22
zu
MM
+
M
z
= M
tt
= 2201 (N.m).

M
tđ
=6041,43 (N.m).
Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
[ ]
3
3
6
6041,43
67,09( ) 65( )
0,1. 0,1.200.10
td
sb
M
d mm d mm

= = > =
Chọn d =70 mm. vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 70 (mm).
Từ đờng kính d =70 mm. Tra bảng P2.11 trang 261 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập
1-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.NXBGD-2001).
Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7315 có dxBxD là 70x35x150 mm.
Với: D- đờng kính ngoài ổ bi
d- đờng kính trong ổ bi
B- bề rộng ổ bi
Chọn ổ bi đũa trụ ngắn để tăng độ cứng cho truyền lực chính
Kí hiệu 307 có dxBxD là 35x21x80 mm.
Khoảng cách giữa hai gối đỡ
Đồ án môn học
19
Khoa Cơ khí Động lực

L=d/(0,16
ữ
0,18)=70/(0,16
ữ
0,18)=388,9
ữ
437,5 (mm)
Chọn L=400(mm)
L
1
là khoảng cách từ tâm gối đỡ1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ.
L
1
=
1
1
58 35
cos 10 cos7,63 10 56,24( ).
2 2 2 2
b B
mm

+ + = + + =
c)Tính toỏn bn trc.
Các lực tác dụng lên trục gồm: lực vòng, lực hớng kính, lực chiều trục.
Lực vòng:
tt
o
M

P
r
=
Lực hớng kính:


cos
.
o
tg
pR =
Lực chiều trục:

tgpQ .=
Với:
M
tt
- mômen tính toán.

o
r
- bán kính vòng chia, r
o
= 30,57 mm

o

- góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến,
o
5,21=

- góc nghiêng của đờng răng,
38,66
o

=
3
2201
70998,69( );
30,57.10
21,5
70998,69. 35815,49( );
cos38,66
70998,69. 38,66 56799,34( )
o
o
o
P N
tg
R N
Q tg N

= =
= =
= =

d) Thit k hỡnh dỏng trc.
Hình dáng trục thiết kế phải đảm bảo các yêu cầu:

Đảm bảo độ bền, kích thớc trục phải bằng hoặc lớn hơn kích thớc đã tính.Kết cấu
trục đơn giản và tránh đợc ứng suất tập trung.
Rễ dàng lắp ráp các chi tiết lên trục.
2.3.7. Tớnh trc bỏnh rng ch ng.
C - Hệ số khả năng làm việc của ổ bi đỡ, tính theo công thức:

3,035,0
hnQC =
với Q =Q
1
=162913,11 N.
Với: n- số vòng quay tính toán của trục trên có lắp ổ bi.
Khi vận tốc ôtô v =50 km/h.
h- thời gian làm việc của ổ bi tính theo giờ.
Đồ án môn học
20
Khoa Cơ khí Động lực
tb
V
S
h =
Với:
tb
V
- vận tốc trung bình của ôtô (Km/h),
hkmV
tb
/50=
S - quãng đờng chạy của ôtô giữa 2 lần đại tu, ôtô du lịch: S = 100.000 (Km)
Tra bảng P2.11 trang 262 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn

kí hiệu 7315 ổ đờng kính d =70 mm.
Đồ án môn học
21
0,35 0,3
100000
2000( )
50
162913,11 .50 .2000 6204,76( )
h h
C N
= =
= =
Khoa Cơ khí Động lực
3.1. Tớnh toỏn vi sai.
3.1.1. Phõn tớch kt cu v chn s vi sai.
Tu thuc vo v trớ lp t b vi sai trong h thng truyn lc m vi sai c chia
ra vi sai gia cỏc cu v vi sai gia cỏc bỏnh xe. Vi sai gia cỏc cu cú th l vi sai i
xng hoc vi sai khụng xng, cũn vi sai gia cỏc bỏnh xe l vi sai i xng.Trong xe
cn tớnh toỏn ta chn loi vi sai i xng.
3.1.2. Tớnh toỏn kớch thc b vi sai i xng.
Chọn số bánh răng hành tinh q=4
Chọn sơ bộ mụun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là m
s
=8,44
Chọn số răng của bánh răng bán trục :
Đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục:
d
eb
= 0,4.d
e2

= 197,31 mm. trong đó d
2
= 493,27 mm là đờng kính vòng chia đáy lớn
bánh răng vành chậu. Chọn d
e2
=197 mm.
Số răng của bánh răng bán trục là:
Z
b
=d
eb
/m
s
=197/8,44=21,75
Chọn Z
b
=22 , Z
h
=11(răng)
Góc côn chia với bánh răng hành tinh :
0
1
2
1
1
56,26==

Z
Z
tg

Góc côn chia của bánh răng bán trục :
0
1
0
2
44,6390 ==


e
L
- chiu di ng sinh,
2 2
1
1 2 1
0,5. . sin 103,8( )
2
e
e s
d
L m z z mm

= + = =
Mụun phỏp tuyn ca bỏnh rng vi sai cú th c xỏc nh s b theo cụng
thc:
[ ]
yLqz
Mk
m

eu
oo
n
.).1.(
).1.(3
3


+
=

Vi:
o
M
- mụmen xon trờn v hp vi sai:
tloptheo
iiiMM


1
max
=
Trong ú
max
1
310 ; 7,1; 7,46; 1;
e h o pt
M Nm i i i
= = = =
310.7,1.1.7, 46.0,93 15270,09( )

o
M Nm = =
y=0,429 l h s dng rng ca bỏnh rng vi sai v bỏn trc.
Đồ án môn học
22
Khoa C¬ khÝ §éng lùc

tl
η
là hiệu suất của hệ thống truyền lực.

o
k
là hệ số khoá vi sai.
• Vi sai bánh răng côn loại thường
20,005,0 ÷=
o
k
• Vi sai tăng ma sát trong
7,02,0 ÷=
o
k
 Chọn k
0
=0,2
 Z- số răng của bánh răng bán trục.
• Chọn số răng bánh răng hành tinh, Z
1
=Z
h

=11 (răng)
• Chọn số răng của bánh răng bán trục, Z
2
=Z
b
=22 (răng)
 q- số bánh răng hành tinh. Đối với xe du lịch thường chọn q=4;

λ
- hệ số kích thước,
31,14
1 1 0,7
103,79
e
b
L
λ
= − = − ≈

[ ]
u
σ
- Ứng suất uốn cho phép,
[ ]
u
σ
=550 MN/m
2
.
6 3 3

3.(1 0,2).15270,09
3,6( )
550.10 .22.4.103,79.10 .(1 0,7 ).3,14.0,392
n
m mm
−
+
⇒ = =
−

§å ¸n m«n häc
23
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI
TT THÔNG SỐ KH ĐV Công thức tính Hành tinh Bán trục
1 Bánh răng hành tinh q Chọn 4
2 Số răng Z 11 22
3 Tỷ số truyền i i = Z
b
/Z
h
2 2
4 Môđun pháp vòng
ngoài
m
s
mm Chọn theo kinh nghiệm 8,44 8,44
5 Môđun pháp trung
bình
m

n
mm
m
n
=
7,17 7,17
6 Nửa góc côn chia δ độ arctg(Z
h
/Z
b
) 26,56 63,44
7 Hệ số dịch chỉnh ξ mm Chọn 0,23 0,23
8 Chiều dài đường
sinh
L
o
mm
0,5m
2 2
1 2
Z Z
+
103,79 103,79
9 Đường kính vòng
chia đáy lớn
d
e
mm mZ
i
92,84 185,68

10 Góc ăn khớp α độ Chọn 20 20
11 Đường kính vòng chia
trung bình
d mm d = m
n
.Z 78,87 154,74
12 Chiều rộng bánh răng B mm 35 31
§å ¸n m«n häc
24
Khoa Cơ khí Động lực
3.1.3. Tớnh toỏn bn vi sai.
* Chn ch ti trng tớnh toỏn
Trong quá trình tính toán bền trong vi sai thì tải trọng tính toán đợc xác định
theo mômen cực đại phân bố lên một bánh răng bán trục, đợc xác định bằng công
thức sau:
M
vs
=0,6.M
tt
Mômen tính toán lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
M
tt
=0,5.M
emax
(1+k
0
).i
h1
.i
0

=0,5.310.(1+0,2).7,1.7,46=9851,68 (Nm)
M
tt

c
bx
i
rG
2max
5,0



M
tt
0,5.0,8.51300.0,506
10376,14
1
=
(Nm)
Với k
0
l h s gi vi sai:
Loại hãm với ma sỏt trong bé K
0
=0-0,2
Loại hãm với ma sỏt trong tăng K
0
=0,2-0,7
Chọn K

0
=0,2
Chn M
tt
=9851,68 (Nm)
vs
M
=9851,68.0,6 = 5911,01 (Nm)
lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh là:
3
1
0,6.9851,688
31834,38( )
. 2.46,42.10
vs
vs
M
P N
q r

= = =
Lực hớng kính:
0 0
. .cos 5911,01. 20 . os26,56 1924,28( )
vs vs
R P tg tg c N

= = =
Lực chiều trục, ép bánh răng hành tinh vào vỏ vi sai:
0 0

. .sin 0,6.9851,98. 20 .sin 26,56 961,98( )
vs vs
Q P tg tg N

= = =
* Tớnh bn theo ng sut un:

[ ]
u
tb
u
bnzmy
NK

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

- ng sut un cho phộp,
[ ]
u

=(1000
ữ
2000) (MN/m
2

)
y- h s dng rng, tra bng y
1
=0,392;
m
tb
- mụ un phỏp tuyn trung bỡnh,
Đồ án môn học
25