MỤC LỤC

MỤC LỤC.........................................................................1

LỜI NÓI ĐẦU ....................................................................... ..…0

Chương I : Phân tích kết cấu cầu xe và chọn phương án thiết kế……1

1.1 Yêu cầu đối với cầu xe...............................................................1

1.2 Truyền lực chính…………………………………………..….…1

1.2.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu…………….………….……....1

1.2.2 Phân tích kết cấu của các loại truyền lực chính………..…..…..2

1.3 Vi sai………………………………………………………..…..4

1.3.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu………………….…….…........5

1.3.2 Phân tích kết cấu các loại vi sai…………………….………......5

1.4 Bán trục……………………………………………....……….….7

1.4.1 Công dụng, phân loại,yêu cầu……………………..….………7

1.4.2 Phân tích kết cấu các loại bán trục……...…............................8

1.5 Dầm cầu………………………………………………….………10

1.5.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu…………………….………...10

1.5.2 Phân tích một số kết cấu dầm cầu………………….……......11

Chương II : Tính toán thiết kế cầu xe…………………………..12

2.1 Các số liệu ban đầu…………………………………….. …........12

 A. Thiết kế tính toán truyền lực chính.............................................12

2.2 Đặc điểm kết cấu của truyền lực chính đơn hypôit.....................12

2.3 Các thông số cơ bản của truyền lực chính..................................13

2.3.1 Các thông số của cặp bánh răng nón....................................13

2.3.2 Tính lực tác dụng lên các bánh răng......................................15

2.3.3 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng TLC.....................................17

2.3.4 Kiểm tra sức bền cặp bánh răng của TLC..............................17

2.4 Tính chọn trục của TLC............................................................19

2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục......................................................19

2.4.2 Tính chọn sơ bộ....................................................................19

2.43 Tính gần đúng trục.................................................................20

2.5 Chọn ổ lăn lắp với trục của truyền lực chính..............................21

B. Thiết kế vi sai đối xứng..............................................................22

2.6 Các thông số của cặp bánh răng hành tinh - bánh răng bán trục22

26.1 Các thông số chọn sơ bộ.........................................................22

2.6.2 Các thông số tính toán...........................................................22

2.7 Kiểm tra sức bền các bánh răng vi sai........................................24

2.7.1 Kiểm tra sức bền uốn của răng..............................................24

2.7.2 Kiểm tra sức bền tiếp xúc của răng.........................................24

2.8 Tính trục của bánh răng hành tinh.............................................25

2.8.1 Theo điều kiện chèn dập.........................................................25

2.8.2 Theo điều kiện cắt.................................................................25

KẾT LUẬN…………………………………………………..…....26

TÀI LIỆU THAM KHẢO……………………………..………….27

LỜI NÓI ĐẦU

Ngành công nghiệp ôtô hiện nay ngày càng đóng vai trò quan trọng trong sự phát triển của một đất nước. Nó ra đời nhằm mục đích phục vụ nhu cầu vận chuyển hàng hóa và hành khách, phát triển kinh tế xã hội đất nước và nó còn là sản phẩm kết tinh của nhiều ngành công nghiệp khác nhau thể hiện trình độ khoa học kĩ thuật của đất nước đó. Từ lúc ra đời cho đến nay ôtô đã được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực như giao thông vận tải, quốc phòng an ninh, nông nghiệp, công nghiệp, du lịch...

Sự phát triển của nền kinh tế dẫn đến yêu cầu và mục đích sử dụng ôtô cũng thay đổi, chiếc xe hiện nay không chỉ đơn thuần là một phương tiện chuyên chở mà nó phải đáp ứng các yêu cầu như tính năng an toàn, độ êm dịu thoải mái, tính tiện nghi, kinh tế và thân thiện với môi trường. Do vậy đã có rất nhiều các tiến bộ khoa học kĩ thuật được áp dụng vào công nghệ chế tạo ôtô nhằm nâng cao độ tin cậy, sự tiện nghi, giảm ô nhiễm môi trường...   

Đất nước ta đang trong quá trình công nghiệp hóa hiện đại hóa đất nước, ngành công nghiệp ôtô Việt Nam mới ra đời còn non trẻ mới dừng lại ở qui mô lắp ráp, sửa chữa và chế tạo một số chi tiết nhỏ nhưng tương lai hứa hẹn có nhiều khởi sắc. Hiện nay các loại xe được khai thác sử dụng trong nước chủ yếu là nhập khẩu nước ngoài và lắp ráp trong nước, các loại xe này có các thông số kĩ thuật phù hợp với điều kiện địa hình và khí hậu Việt Nam. Do đặc thù khí hậu nước ta là nhiệt đới gió mùa ẩm, địa hình nhiều đồi núi, độ ẩm cao nên nhìn chung là điều kiện khai thác tương đối khắc nghiệt. Chính vì vậy việc tìm hiểu, đánh giá kiểm nghiệm các hệ thống, các cụm trên xe là việc cần thiết để đảm bảo khai thác sử dụng xe có hiệu quả cao góp phần nâng cao tuổi thọ xe.

Để góp phần thực hiện công việc trên và cũng là đúc rút lại những kiến thức sau năm năm học tập tại mái trường 'Học Viện Kĩ Thuật Quân Sự' tôi đã được giao đồ án m«n häc với đề tài: "THIẾT KẾ CẦU XE CHO ÔTÔ CHỞ KHÁCH LOẠI NHỎ".

Nội dung chính của đồ án bao gồm:

1/ Thuyết minh:

-  Lời nói đầu.

-  Phân tích đặc điểm kết cấu cầu xe và chọn phương án thiết Kừ

- Tính toán thiết kế cầu xe

-  Kết luận.

2/  Bản vẽ:

1- Truyền lực chính đơn hypoit - vi sai

Với sự hướng dẫn của thầy : TS…………….. cùng các thầy giáo của bộ môn Ôtô quân sự, Khoa Động Lực HVKTQS tôi đã thực hiện đồ án này. Trong quá trình làm đồ án, mặc dù có nhiều cố gắng nhưng không khỏi có những chỗ còn thiếu xót, tôi rất mong được sự đóng góp chỉ bảo của thầy hướng dẫn cũng như các thầy trong bộ môn để đồ án m«n häc này hoàn thiện hơn.

Tôi xin chân thành cảm ơn!

CHƯƠNG  I

PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CẦU XE VÀ CHỌN PHƯƠNG 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 đường tác dụng lên và đỡ toàn bộ phần trọng lượng 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

1.2 Truyền lực chính

Truyền lực chính là một bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó có nhiều loại mỗi loại có những ưu điểm và nhược điểm riêng như :

- 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 như sau :

- Truyền và thay đổi mô men

- Thay đổi phương truyền lực

Truyền lực chính được phân loại dựa theo nhiều tiêu chỉ như :

a/ Theo đặc điểm cấu tạo bộ truyền :

- Truyền động thông thường (đường tâm trục chủ động và trục bị động cắt nhau)

- Truyền động hypôit (đường tâm trục chủ động và trục bị động không cắt nhau)

c/Theo số lượng tỷ số truyền :

-  Truyền lực chính một cấp

-  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 thước 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 phương án thiết kế cho bài toán .

1.2.2.1 Truyền lực chính đơn

a/Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng :

Được bố trí dưới một góc 90⁰ nhưng có khi được bố trí dưới một góc khác 90⁰

b/ Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn :

Gồm bánh răng chủ động được chế tạo liền trục còn bánh răng bị động được chế tạo rời thành vành răng. Vành răng sau khi chế tạo được lắp ghép cố định với vỏ vi sai thành một khối.

c/ Truyền lực chính hypôit :

Nó có đặc điểm là đường tâm của bánh răng chủ động và bánh răng bị động được bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục e. Trục chủ động có thể được bố trí dưới hay trên tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật của từng xe.

d/ Truyền lực chính trục vít - bánh vít :

Được sử dụng trên xe có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước bộ truyền phải nhỏ gọn. Đặc điểm của truyền động trục vít - bánh vít là có thể trục vít đặt trên hoặc đặt dưới.

1.2.2.2 Truyền lực chính kép

Truyền lực chính kép là bộ truyền sử dụng 2 cặp bộ truyền ăn khớp, so với truyền lực chính đơn thì truyền lực chính kép có tỷ số truyền lớn hơn mà vẫn đảm bảo khoảng sáng gầm xe tốt .

Truyền lực chính kép được sử dụng nhiều trên xe 2 cầu, 3 cầu và xe có tải trọng lớn.

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 truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển động trong điều kiện đường khó khăn (đường xấu, đường đồi núi) để khắc phục những lực cản chuyển động lớn. Sử dụng số truyền cao trong điều kiện đường 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.

1.3 Vi sai

Vi sai là bộ phận rất quan trọng trong cầu xe, nó gồm nhiều loại khác nhau  như :

- Vi sai bánh răng côn đối xứng.

- Vi sai tăng ma sát.

1.3.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu

Vi sai có những công dụng như sau :

Đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay được 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.

1.3.2 Phân tích kết cấu các loại vi sai

Sau đây ta phân tích kết cấu của các loại vi sai và đưa ra phương 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 trọng bé vi sai như nhau chỉ khác ở số bánh 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 được hoặc liền nhau. Tổng số răng của bánh răng bán trục chọn bằng bội số của số của số răng bánh răng hành tinh. 

1.3.2.2 Vi sai tăng ma sát

Loại này ngày càng được 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 được 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 được 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 tương ứng ở các đầu trục. 

1.3.2.3 Vi sai loại cam

Có nhiều loại khác nhau loại cam đặt hướng kính và loại cam đặt hướng trục. Đây là loại vi sai có ma sát trong cao. Vi sai cam mà con chạy đặt theo hướng kính nằm giữa các vành có dạng cam của bán trục. Các con chạy được đặt vào vòng ngăn cách ở giữa, vòng này gắn với vỏ vi sai và là phần tử chủ động. Vòng ngăn cách tác dụng vào con chạy một lực P và ép con chạy vào vành cam ngoài với một lực P₁­­­^' và vào vành cam trong với lực P₂­­­^' . P₁­­­^' và P₂­­­^' tác dụng thẳng góc với mặt bên của các vành cam. 

1.3.2.4 Vi sai kiểu trục 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.

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 thường áp dụng cho các loại xe tải trọng lớn.

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 đường truyền lên qua bánh xe.

1.4.2 Phân tích kết cấu các loại bán trục

Để chọn được phương án thiết kế hợp lý, sau đây chúng ta đi phân tích kết cấu của một số loại bán trục .

1.5 Dầm cầu

Dầm cầu là bộ phận rất quan trọng của cầu xe, dầm cầu thường được 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 nước,…vào các cơ cấu bên trong vỏ cầu.

- Với hệ thống treo phụ thuộc còn dùng để đỡ toàn bộ trọng lượng của phần được treo của xe phân bố lên cầu đó. Nó còn nhận và truyền các phản lực, các mô men phát sinh do tác động tương hỗ giữa bánh xe  với mặt đường lên khung xe hoặc vỏ xe.

1.5.2 Phân tích một số kết cấu dầm cầu

Để chọn được phương án thiết kế hợp lý sau đây ta đi phân tích ưu nhược điểm của một số loại dầm cầu .

CHƯƠNG  II

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẦU XE

2.1  Các số liệu ban đầu

Để làm cơ sở cho tính toán thiết kế theo đề tài sau đây tôi đưa ra các thông số tham khảo của xe khách nhỏ:

Me = 17KG.m

Ga1=1280KG                                           n =2500 v/ph

Ga2=1920KG                                           Ne = 76 ml

Loại động cơ: Điêzen                                n = 4000 v/ph

Loại truyền lực chính :   đơn, hypôit

Loaị bánh xe:      BX 215/70R15

Tỉ số truyền của hộp số , truyền lực chính: 4,17;2,24;1,47;1,00;0,82;5,14;

A.Thiết kế tính toán truyền lực chính ( tlc ).

2.2 Đặc điểm kết cấu của truyền lực chính đơn hypôit.  

Truyền lực chính (TLC) đơn hypôit là loại TLC có một cặp bánh  răng nón ăn khớp trong không gian và có hai trục không cắt nhau.

2.3 Các thông số cơ bản của truyền lực chính.

2.3.1 Các thông số của cặp bánh răng nón.

a/ Các thông số sơ bộ.

- Tỉ số truyền : i= 5,14

- Số răng:   

+ Bánh nhỏ: Z chọn theo i ta có Z= 6 ;

+ Bánh lớn: Z= iZ =5,14.6= 30,84. Lấy Z =30

b/ Các thông số hình học của cặp bánh răng truyền lực chính .

- Mô đun pháp tuyến :

m_n1 =  m.cosb= 6.0,643 = 3,858 mm.

m_n2 =  m_s .cosb₂ = 6.0,866 =5,196 mm.

- Đường kính vòng chia:

+ Bánh răng chủ động:    d₁ = m_s .Z₁ = 6.6 = 36 mm.

+ Bánh răng bị động:      d₂ = m_s .Z₂ =6.30 = 180 mm.

- Tính lại chiều dài nón(L):       

- Chiều cao đầu răng :       h’ = m_s = 8 mm.

- Chiều cao chân răng :     h” = 1,25 .m_s = 1,25 .6 = 7,5 mm.

- Chiều rộng bánh răng:    b = Y_l .L

- Đường kính vòng tròn chia tương đương :

d_tđ1= Z_tđ1 . m_s = 14,66 .6 = 87,96 mm.

d_tđ2= Z_tđ2 . m_s = 374,45 . 6 = 103,92 mm.

- Đường kính trung bình :

d_tb1 = d₁.(1- 0,5 y_L) = 36.(1- 0,5 .0,3) =30,6 mm.

d_tb2 = d₂.(1- 0,5 y_L) = 180.(1- 0,5 .0,3) = 153 mm.

2.3.2 Tính lực tác dụng lên các bánh răng .

a/ Lực tác dụng lên bánh răng chủ động .

+ M₁ - mô men quay trên trục của bánh răng chủ động

M₁= Me­_max .i_h1.h_tl

i_h1 - tỉ số truyền của hộp số ở tay số một , i_h1 =5,14.

h_tl - hiệu suất truyền động .Coi hiệu suất của ly hợp và các ổ lăn bằng 1 ta có : h_tl = h₁³       

h₁ - là hiệu suất truyền động của một cặp bánh răng, h₁ = 0,97; h_tl = 0,91              

M₁= 170.5,14.0,91 =  795158m.m                 

+ d_tb1 = 30,6 mm =0,036 m .

Suy ra :    P₍₁₎ = 44175N.

- Lực dọc trục : Q₍₁₎ = 19998 N.

b/Lực tác dụng lên bánh răng bị động .

- Lực vòng :      P₍₂₎ = 59495,4 N.

- Lực hướng tâm :  R₍₂₎ = 27411 N.

2.3.3 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng TLC.

- Đối với bánh chủ động : thép 30XH3A , dạng nhiệt luyện Xêmentit.

- Đối với bánh chủ động : thép 30XHM , dạng nhiệt luyện Xêmentit.

Tra bảng II₁₉ ( Tài liệu hướng dẫn thiết kế và tính toán truyền lực cầu chủ động) ta có các thông số về sức bền của cặp bánh răng TLC như sau:

Ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm việc theo chu kỳ cơ sở: [e]_Notx= 6,8 - 9  KG/mm².

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài: [e]_tx= 39 KG/mm².

+ Đối với bánh chủ động :

Giới hạn bền vững khi răng bị hỏng : [e]_tx= 150 -155  KG/mm².

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài: [e]_tx= 39 KG/mm².

2.3.4 Kiểm tra sức bền cặp bánh răng của TLC.

a/ Kiểm tra sức bền tiếp xúc của răng.

E - mô đun đàn hồi của vạt liệu chế tạo bánh răng . Đối với thép   E = 2.10⁵  N/ mm².

P₍₂₎ = 44600 N ; b = 50 mm ; i₀ = 6,833 ; L = 166 mm.

q - hệ số tăng bền , chọn q = 1,25.

Ta thấy e_tx < [e]_tx ,vậy cặp bánh răng TLC đảm bảo độ bền tiếp xúc của răng.

- Đối với bánh răng chủ động :

=> Vậy bánh răng chủ động đảm bảo sức bền uốn của răng.

-  Đối với bánh răng bị động :

=> Vậy bánh răng bị động đảm bảo sức bền uốn của răng.

2.4 Tính chọn trục của TLC (Tính theo thiết kế chi tiết máy ).

2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

Do bánh răng chủ động của TLC có kích thước nhỏ nên thường được chế tạo liền trục .

Vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo trục cũng là vật liệu chế tạo bánh răng chủ động :

Thép 20 XH 3A .

2.4.2 Tính chọn sơ bộ .

Ta có:

C - hệ số tính toán ,có thể lấy C = 120.

N - công suất trên trục dẫn . N = Ne_max .h_tl            

Ne_max  = 76 mm

N =76.0,91 =69,16 KW.

Suy ra :  d > = 57,43 mm

=> Lấy d = 58 mm.

- Chiều dài trục :

+ Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục (l):

l = (2,5¸ 3)d = (2,5¸ 3) 58 =  145¸ 174 mm. Chọn l = 160 mm.

2.43 Tính gần đúng trục.

- Tính phản lực lên các gối đỡ :

+ Lập phương trình cân bằng mô men đối với điểm A và phương trình cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có :

R_ax =  78750 N ;         R_bx = -18750 N .

+ Lập phương trình cân bằng mô men đối với điểm A và phương trình cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có :

R_ay =  - 48300 N ;         R_by = 4300 N .

- Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm :

Suy ra  : d = 64,59 mm.

Tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên ta chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn của ổ là d = 65 mm . Tại tiết diện lắp ổ còn lại chọn d = 50 mm.

2.5 Chọn ổ lăn lắp với trục của truyền lực chính .

Trục của TLC vừa chịu lực hướng tâm , vừa chịu lực dọc trục nên ta chọn loại ổ lắp với trục là loại ổ bi đỡ chặn . Căn cứ vào đường kính trục tra bảng trong thiết kế chi tiết máy ta có kích thước của ổ lăn như sau:

- Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 65 mm ta chọn ổ kiểu 36313 với các kích thước như sau:

+ Đường kính ngoài của ổ : D = 140 mm.

+ Chiều rộng của ổ   :      B = 33 mm.

+ Bán kính góc ngoài của ổ : r = 3,5 mm.

-  Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 50 mm ta chọn ổ kiểu 36310 với các kích thước như sau:

+ Đường kính ngoài của ổ : D = 110 mm.

+ Chiều rộng của ổ   :      B = 27 mm.

+ Bán kính góc ngoài của ổ : r = 3 mm.

B. Thiết kế vi sai đối xứng.

Trong vi sai đối xứng ta tính toán bánh răng bán trục , bánh răng hành tinh và trục của bánh răng hành tinh.

2.6 Các thông số của cặp bánh răng hành tinh - bánh răng bán trục.

2.6.1 Các thông số chọn sơ bộ .

Sau khi thiết kế TLC dựa vào kích thước của cặp bánh răng TLC ta chọn được các kích thước của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục như sau:

- Đường kính vòng chia (vòng lăn)  của bánh răng hành tinh : d_c1 = 80 mm.

- Đường kính vòng chia (vòng lăn)  của bánh răng bán trục : d_c2 = 120 mm.

- Góc nghiêng của răng :  b = 0.

- Góc ăn khớp pháp tuyến : a = 20 ⁰ .

- Chiều rộng bánh răng :     b = 30 mm.

2.6.2 Các thông số tính toán.

- Tính lực tác dụng lên các bánh răng vi sai:

+ Lực vòng (P):

Khi xe chuyển động tịnh tiến các bánh răng ăn khớp trong vi sai chịu tác dụng lực vòng cực đại : P_max = 17333 N.

+ Trong trường hợp hãm vi sai bán trục sẽ truyền toàn bộ mô men nên : P_max  = 34666 N.

Khi tính toán sức bền các bánh răng vi sai ta lấy giá trị P_max lớn hơn để tính .

Vậy P = 34666 N.

- Lực hướng tâm (R) : R= P tga.cosd

Với: d : là góc côn chia của bánh răng hành tinh , d = 33⁰ 41’.

R = 34666.0,364.0,831 = 10485  N .

- Lực dọc trục (Q):

Q = P tga.sind = 34666.0,264.0,555 = 7003 N.

2.8Tính trục của bánh răng hành tinh.

Trục của bánh răng hành tinh tính theo điều kiện chèn dập và theo điều kiện cắt.

2.8.1 Theo điều kiện chèn dập .

Suy ra : d₁ > = 39,8 mm .

2.8.2 Theo điều kiện cắt .

Từ hai điều kiện trên ta có thể lấy d₁ = 40 mm. Lấy d₁ = 40 mm .

KẾT LUẬN

Qua một thời gian nghiên cứu tìm hiểu với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo : TS. ……………… cùng các thầy giáo trong Bộ môn Ô tô quân sự tôi đã hoàn thành đúng thời hạn đồ án m«n häc của mình.

Mặc dù còn nhiều vấn đề chưa giải quyết được trong đồ án này do hạn chế về thời gian, nhưng đồ án này đã trang bị cho bản thân tôi không những là các kiến thức sâu sắc về chuyên ngành mà còn là nhận thức về phương pháp giải quyết một số vấn đề kỹ thuật nảy sinh từ thực tế. Đồ án không thể tránh được những chỗ còn thiếu sót, tôi rất mong sự đóng góp ý kiến của các thầy và các bạn để đồ án hoàn thiện hơn.

Một lần nữa tôi xin cảm ơn thầy giáo : TS. ……………… cùng các thầy giáo trong Bộ môn Ôtô quân sự, khoa Động lực đã nhiệt tình giúp đỡ tôi trong quá trình làm đồ án này.

T«i xin ch©n thµnh c¶m ¬n!

                                                                                                  Hà nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                              Học viên thực hiện

                                                                                               ……………….

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Hướng dẫn đồ án môn học ô tô ‘’ Lý thuyết kết cấu và tính toán ô tô quân sự ’’. (Tập IV)

Trường Đại học kỹ thuật quân sự – 1977

[2]. Hướng dẫn sử dụng xe Matiz

Nhà máy VIDAMCO

[3]. Nguyễn Hữu Cẩn , Dư Quốc Thịnh

Thiết kế tính toán ôtô máy kéo

NXB  Khoa học và Kỹ thuật. - 2005

[4]. Nguyễn Phúc Hiểu, Võ Văn Hường.

Lý thuyết ôtô quân sự

Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự -1983

[6]. Phạm Đình Vi, Vũ Đức Lập.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"