MỤC LỤC
Mục lục...1
Lời nói đầu. 2
Chương I. Giới thiệu chung về xe chọn thiết kế. 3
Chương II. Phân tích nhiệm vụ. 7
2.1. Giới thiệu chung về cụm tổng thành cầu sau. 7
2.1.1. Bố trí chung. 7
2.1.2. Cấu tạo. 7
2.1.3. Nhiệm vụ và yêu cầu đối với cụm tổng thành. 8
2.2. lựa chọn phương án kết cấu các cụm chi tiết trong cụm tổng thành. 8
2.2.1. Dầm cầu: 8
2.2.2. Truyền lực chính. 9
2.2.3. Bộ vi sai 13
2.2.4. Bán trục. 15
2.2.5. Lựa chọn cách bố trí ổ bi: 16
2.2.6. Cơ cấu phanh. 16
2.2.7. Chọn hệ thống dẫn động phanh. 18
2.2.8. Chọn hệ thống làm mát phanh. 32
Chương III. Thiết Kế Tính Toán các cụm chi tiết 35
3.1 Thiết Kế Tính Toán Cầu Chủ Động. 35
3.1.1 Thiết kế truyền lực chính. 35
3.1.2. Thiết kế Bộ truyền vi sai: 41
3.1.3.Thiết kế tính toán bán trục và dầm cầu: 48
3.1.4 Thiết kế truyền lực cạnh. 53
3.2. Thiết Kế Tính Toán cơ cấu phanh. 60
3.1.1. Thiết kế cơ cấu phanh. 61
Chương IV. Công nghệ chế tạo đĩa phanh. 69
4.1. Phân tích chức năng và điều kiện làm việc. 69
4.2. Phân tích tinh công nghệ trong kết cấu. 69
4.3. Chọn phôi và phương pháp chế tạo phôi. 70
4.4. Thiết kế quy trình công nghệ gia công. 71
4.4.1. Thiết lập quy trình công nghệ. 71
4.4.2. Thiết kế các nguyên công cụ thể: 72
Kết luận. 76
Tài liệu tham khảo. 78
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay nước ta đang đẩy mạnh tiến trình hội nhập kinh tế toàn cầu, nền kinh tế hàng hoá trong nước đang sôi động hơn bao giờ hết. Trước tình hình đó, ôtô ngày càng đóng một vai trò quan trọng trong tất cả các lĩnh vực sản xuất của nền kinh tế. Xe vận tải mỏ, tuy là một mảng nhỏ, với số lượng xe nhỏ, xong nó đang đóng một vai trò quan trọng trong ngành khai thác mỏ nói riêng và nền kinh tế nói chung. Đây là loại xe có tải trọng rất lớn, do vậy nó mang lại năng suất vận chuyển cao, mang lại nguồn lợi kinh tế lớn.
Tuy nhiên, hiện nay thì toàn bộ các loại xe tải đang hoạt động trên các vùng mỏ ở Việt Nam đều là các xe nhập ngoại hoàn toàn chứ trong nước chúng ta chưa sản xuất được. Giá thành mua các loại xe này là rất cao. Hơn nửa, trong quá trình khai thác và sử dụng khi xe xảy ra sự cố thì việc khắc phục gặp rất nhiều khó khăn và tốn kém. Nguyên nhân một phần là do chúng ta chưa nắm được kỹ thuât về các loại xe này, một phần là do chúng ta chưa chủ động được phụ tùng để thay thế. Khi cần thay thế các phụ tùng thì chúng ta phải nhập phụ tùng về với giá thành rất cao, gây thiệt hại về kinh tế, làm giảm hiệu quả sử dụng của xe. Một vấn đề thực tế đặt ra là chúng ta phải có biện pháp kỹ thuật nhằm nâng cao hiệu quả trong quá trình khai thác và sửa chữa các xe này. Do vậy việc thiết kế chế tạo các cụm chi tiết nhằm cung cấp phụ tùng thay thế cho các xe hư hỏng là rất cần thiết.
Trong qua trình thiết kế chế tạo các cụm phụ tùng phục vụ vật tư cho công việc sửa chữa các loại xe này, thì vấn đề qua trọng mà chúng ta cần chú ý tới, đó là vấn đề phù hợp của các cụm phụ tùng thiết kế với các loại xe đang sử dụng. Để làm được điều ấy, trong quá trình thiết kế chế tạo các cụm thì chúng ta phải giả quyết vấn đề sau:
- Tìm hiểu về các xe đang sử dụng và điều kiện làm việc thực tế của xe.
- Thiết kế các cụm chi tiết phải tuân theo các tiêu chuẩn ISO, đảm bảo các cụm sản xuất ra có thể xuất khẩu tới các nước khác.
- Để đảm bảo tính thống nhất giữa các cụm có liên quan với nhau, giảm giá thành sản xuất, đơn giản trong lắp ráp thì ta thiết kế các cụm tổng thành hoàn thiện có thể đưa vào lắp ráp với số lượng nhiều. Cụm tổng thành chế tạo ra có khả năng lắp vào được nhiều loại xe tuỳ theo yêu cầu cụ thể.
Trước những yêu cầu thực tế trên em được nhận đề tài tốt nghiệp:
“ Thiết kế cụm tổng thành cầu sau cho ôtô vận tải mỏ 50
57 tấn”.
Đây là đề tài tương đối mới đòi hỏi phải giải quyết được các vấn đề: hiệu quả kinh tế, tính thống nhất trong thiết kế, tuân theo tiêu chuẩn chung và đảm bảo tính phù hợp với điều kiện làm việc thực tế của xe. Đây là phần thiết kế cụm tổng thành khá hoàn chỉnh. Cụm tổng thành là một tập hợp hoàn thiện các cụm khác nhau có liên kết với nhau, đồng thời có thể đưa vào lắp ráp với số lượng lớn. Do vậy khi thiết kế cụm tổng thành cầu sau chúng ta phải giả quyết các nội dung cơ bản sau:
- Thiết kế cụm cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; bộ vi sai; bán trục; dầm cầu; truyền lực cạnh.
- Thiết kế cơ cấu phanh.
- Lựa chọn hệ thống dẫn động phanh phù hợp với cơ cấu phanh thiết kế.
- Thiết kế công nghệ chế tạo chi tiết điển hình cho cụm tổng thành.
Với những nội dung cơ bản như trên, để hoàn thành phần thiết kế yêu cầu ngưới thiết kế phải có hiểu biết tương đối rộng và có kinh nghiệm trong thiết kế. Vì vậy em đã gặp rất nhiều khó khăn trong quá trình thiết kế đồ án. Tuy nhiên em đã hoàn thành theo đúng yêu cầu của một đồ án tốt nghiệp. Em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn Ôtô và trong khoa Cơ Khí trường ĐHBK Hà Nội đã cung cấp các tài liệu và kiến thức cần thiết cho em hoàn thành đồ án. Đặc biệt em xin chân thành cảm ơn thầy: PGS.TS……………….. đã tận tình giúp đỡ em, hướng dẫn em từng bước hoàn thành đồ án này.
Hà nội, ngày … tháng … năm 20….
Sinh viên thực hiện
………………..
CHƯƠNG I
GIỚI THIỆU CHUNG VỀ XE CHỌN THIẾT KẾ
Đề tài thiết kế là thiết kế cụm tổng thành cấu sau xe vận tải mỏ 5057 tấn. Đây là loại xe có trọng tải rất lớn, vượt ra ngoài tiêu chuẩn quốc tế. Tải trọng đặt lên cầu sau rất lớn cùng với điều kiện làm việc khắc nghiệt của đường xá. Do vậy cụm tổng thành cầu sau thiết kế cần phải đáp ứng các yêu cầu sau:
- Cầu phải có khả năng chịu tải trọng rất lớn. Có khả năng chịu được tải trọng động rất lớn do mặt đường không ổn định gây ra.
- Cầu thiết kế phải đảm bảo tỷ số truyền yêu cầu, nhằm đảm bảo vận tốc lớn nhất và lực kéo cho xe rất lớn mà kích thước của cầu vẫn đảm bảo khoảng sáng gầm xe.
- Vấn đề an toàn chuyển động cho xe là vấn đề rất quan trọng. Do vậy cụm tổng thành thiết kế phải có một cơ cấu phanh có thể tạo ra một mô men phanh rất lớn, nhưng đồng thời phải có kích thước phù hợp với kết cấu. Cơ cấu phanh phải đảm bảo độ bền lâu, ít phải điều chỉnh và sửa chữa.
- Cầu chủ động là cụm tổng thành phải đảm bảo tính hoàn thiện và đồng hoá về kết cấu để có thể lắp ráp vào nhiều loại xe trong cùng khoảng tải trọng quy định, với số lượng lớn.
- Khi thiết kế có chú ý tới tính kinh tế, giá thành hạ và có thể tổ chức sản xuất trong điều kiện Việt Nam.
Để đáp ứng các yêu cầu trên, thì trong quá trình thiết kế cụm tổng thành, đề tài thiết kế theo xe có tải trọng lớn nhất theo yêu cầu của đề tài. Ta cần thiết kế cụm tổng thành cầu sau cho xe vận tải mỏ loại 57 tấn. Sau khi chế tạo được loại cầu này, nó có thể lắp được trên các xe có tải trọng từ 50 đến 57 tấn nhằm nâng cao tính đồng nhất của cầu xe thiết kế.
Trong thực tế sử dụng những năm gần đây ở Việt Nam, thì loại xe KOMASU_HD320 có thể đáp ứng rất tốt các yêu cầu kỹ thuật trên, thích hợp với điều kiện làm việc thực tế ở các vùng mỏ Việt Nam. Do vậy, chúng ta chọn xe này là xe cơ sở để thiết kế. Các thông số kỹ thuật của xe vận tải mỏ COMASU_HD320 được thể hiện trong bảng thống kê dưới bảng.
CHƯƠNG II
PHÂN TÍCH NHIỆM VỤ
2.1. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ CỤM TỔNG THÀNH CẦU SAU
2.1.1. BỐ TRÍ CHUNG
Cụm tổng thành cầu chủ động ở các loại ôtô khác nhau có thể được bố trí khác nhau. Tuy nhiên đối với xe tải mà đặc biệt là xe tải hạng nặng thì nên chọn cách bố trí cầu chủ động ở phía sau vì tải của xe chủ yếu đặt ở phía sau, do vậy cầu sau sẽ chịu tải lớn hơn. Ta chọn cầu sau chủ động để tận dụng tải trọng bám, làm cho khả năng kéo của xe tăng lên.
Các xe tải có thể có một hoặc nhiều cầu sau chủ động. Trong bản thiết kế này ta thực hiện cho xe loại một cầu chủ động có sơ đồ bố trí chung như hình 2.1.
2.1.2. CẤU TẠO
Cụm tổng thành cầu chủ động nói chung được cấu tạo bởi các cụm chi tiết sau:
- Dầm cầu và vỏ cầu
- Truyền lực chính
- Bộ vi sai
- Các bán trục
- Cơ cấu phanh
2.2. LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN KẾT CẤU CÁC CỤM CHI TIẾT TRONG CỤM TỔNG THÀNH.
2.2.1. DẦM CẦU:
Dầm cầu chủ động trong ôtô có nhiệm vụ chứa các cụm chi tiết khác trong cầu chủ động. Đồng thời đây cũng là bộ phận chịu tải, trực tiếp liên kết với hệ thống treo. Ngày nay người ta thường dùng hai loại dầm cầu sau:
+ Dầm cầu được chế tạo bằng cách ghép các tấm thép với nhau. Các tấm thép này là thép ít cácbon có khối lượng nhẹ, độ cứng vững tương đối tốt, giá thành hạ. Tuy loại dầm cầu này do được chế tạo từ thép có hàm lượng các bon thấp nên có sự biến dạng khi chịu tải, công nghệ gia công, lắp ráp phức tạp.
+ Dầm cầu chủ động dạng đúc: Loại này có độ cứng vững tốt, khả năng chịu tải lớn, dễ dàng chế tạo được kết cấu mong muốn, giá thành hạ. Tuy nhiên loại dầm cầu này có khối lượng tự trọng lớn, làm tăng khối lượng của phần không được treo lên.
2.2.2. TRUYỀN LỰC CHÍNH
a. Công dụng, yêu cầu và phân loại
* Công dụng:
Truyền lực chính là một cơ cấu trong hệ thống truyền lực, nó có tác dụng truyền mômen, biến đổi mômen từ hệ thống truyền lực tới các bánh xe.
* Yêu cầu đối với truyền lực chính:
- Phải đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu, không gây ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
b. Phân tích kết cấu, ưu nhược điểm, lựa chọn kết cấu thiết kế:
* Truyền lực chính một cấp và hai cấp:
+ nemax: số vòng quay cực đại của động cơ. Theo động cơ của xe tham khảo ta có nemax=2530 (vòng/phút)
+ vmax: vận tốc lớn nhất của ôtô, theo xe tham khảo vmax=60(km/h).
+ icao : tỷ số truyền của hệ thống truyền lực tính từ động cơ tới bánh răng chủ động của truyền lực chính, theo xe tham khảo icao=0,67.
-> Thay số ta được: i0= 17,46
Phân tích các sơ đồ trên ta thấy:
+ Bộ truyền lực bánh răng trụ ăn khớp ngoài (Hình 2.2.a), để có được tỷ số truyền lớn, làm việc với tải trọng lớn thì các bánh răng phải lớn. Với cách bố trí này sẽ làm cho bộ truyền có kích thước lớn. Do vậy nó không được sử dụng cho xe tải cỡ lớn.
+ Bộ truyền bánh răng trụ ăn khớp trong (Hình 2.2.b) có tỷ số truyền lớn hơn ăn khớp ngoài, có kết cấu gọn, đơn giản, dễ chế tạo. Tuy nhiên nó có nhược điểm là chiếm nhiều không gian trong tang trống nên khó bố trí hệ thống phanh và moyơ bánh xe. Do đó ta không chọn phương án này.
+ Truyền động hành tinh bành răng trụ (Hình 2.2.c,d):
Với phương án này thì có rất nhiều ưu điểm: rất nhỏ, gọn, có thể bố trí bên trong tang trống, có tỷ số truyền lớn, có khả năng chịu tải lớn do nhiều bánh răng hành tinh ăn khớp cùng một lúc.
2.2.3. BỘ VI SAI
a. Công dụng, yêu cầu và phân loại
* Công dụng:
Vi sai có công dụng đảm bảo cho các bánh xe quay với tốc độ khác nhau khi xe quay vòng hoặc khi xe đi trên mặt đường gồ ghề, cản ở hai bánh xe khac nhau.
* Yêu cầu đối với vi sai:
Khi thiết kế bộ truyền vi sai cần thiết phải chú ý tới việc đảm bảo các yêu cầu sau:
+ Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe theo tỷ lệ nhằm đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tốt nhất với mọi chế độ làm việc
+ Kích thước truyền động phải nhỏ, gọn.
+ Hiệu suất truyền động phải lớn.
+ Làm việc phải êm.
b. Phân tích lựa chọn kết cấu:
Vi sai với các bánh răng trụ thì làm việc ồn, khả năng chịu tải kém, bố trí phức tạp. Trên thực tế người ta rất ít dùng.
Vi sai bánh răng côn làm việc êm, hiệu suất cao, chịu tải tốt, đơn giản trong kết cấu, giá thành hạ nên đang được sử dụng rộng rãi trong thực tế.
Để đơn giản trong kết cấu nên sử dụng loại vi sai bánh răng côn đối xứng và không tăng ma sát để tăng tuổi thọ của các chi tiết.
2.2.5. LỰA CHỌN CÁCH BỐ TRÍ Ổ BI:
Trong cầu chủ động ta sử dụng chủ yếu là các ổ bi côn đũa do tồn tại lực dọc trục, do vậy ta phải bố trí các ổ bi hợp lý, phù hợp với kết cấu để tạo ra kết cấu có độ cứng vững cao nhất có thể. Cách bố trí ổ bi côn đũa được tiến hành theo nguyên tắc sau:
- Đối với kế cấu dạng công xôn (như truyền lực chính): Thì mục tiêu của chúng ta là làm giảm chiều dài tương đối của đoạn công xôn so với khoảng cách giữa hai ổ. Do vậy ta chọn cách bố trí như Hình 2.7.a.
- Đối với các kết cấu dạng dầm như Hình 2.7.b thì ta mong muốn giảm khoảng cách L, do vậy ta bố trí như hình dưới để tăng độ cứng vững.
Với hai nguyên tắc trên thì trong từng trường hợp cụ thể ta có cách bố trì tương ứng.
2.2.7. CHỌN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG PHANH.
Cơ cấu phanh đã thiết kế ở trên được áp dụng cho dẫn động phanh thuỷ lực được điều khiển bằng khí nén. Việc thiết kế hệ thống dẫn động phanh dựa trên cơ sở áp suất khí nén mà xe có, áp suất thuỷ lực tác dụng trực tiếp lên pistông ở cơ cấu phanh và kết cấu phù hợp.
a. Lựa chọn sơ đồ hệ thống dẫn động phanh.
Hiện nay trên các xe tải lớn người ta thường dùng hệ thống dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng khí nén. Do vậy các xe ở vùng mỏ chủ yếu dùng hệ thống dẫn động này, nó phù hợp với cơ cấu phanh đã chọn ở trên. Dựa vào hệ thống dẫn động của xe cơ sở ta chọn hệ thống dẫn động hình 2.9:
b. Cấu tạo và nguyên lý hệ dẫn động phanh sau.
1) Tổng Van phanh: Van phanh chân là cơ cấu trong hệ thống phanh, có tác dụng đóng mở dòng khí nén cấp đến bầu phanh trước và phanh sau.
- Kết cấu: Kết cấu của van phanh được thể hiện như hình 2.10:
- Đặc điểm cấu tạo:
Đây là van phanh kép với hai khoang, một cho phanh sau và một cho phanh trước. Có hai van cấp khi nén khi đạp phanh, hai đường thải khí nén khi nhả phanh. Pitông 1 tiếp nhận lực tác dụng từ bàn đạp phanh tới Pitông 4 tiến hành điều khiển đóng, mở van phanh.
3) Van hỗ trợ nhả phanh nhanh:
Đây là một cơ cấu trong hệ thống có tác dụng cho khí nén trong bầu phanh thoát ra ngoài nhanh hơn trong trường hợp nhả phanh, làm giảm thời gian trể khi nhả phanh.
- Cấu tạo:
Do nhiêm vụ giúp cho việc thoát khí nén ra ngoài nhanh hơn, nên trong cấu tạo của van này có van để đóng mở đường thải trong từng trạng thái phanh. Kết cấu của van này được thể hiện như hình bên. Trong đó màng 2 có thể dịch chuyển lên xuống tự do.
4) Cụm xi lanh tổng hợp:
Cụm xi lanh tổng hợp là cụm có chức năng chuyển áp suất khí nén thành áp suất thuỷ lực. Nó bao gồm hai phần chính, bầu phanh và xi lanh thuỷ lực.
- Kết cấu:
Kết cấu của cụm xi lanh tổng hợp như hình 2.21.
5) Bộ tự động bù khe hở phanh:
Bộ bù khe hở có khả năng giữ cho hành trình của pistông phanh cố định không phụ thuộc vào sự hao mòn của các đĩa phanh bằng việc tự động điều chỉnh khe hở giữa các đĩa phanh. Hơn thế, bộ bù khe hở còn giữ cho thời gian trễ phanh nhỏ và ổn định. Bộ điều chỉnh khe hở được đặt giữa xi lanh phanh tổng hợp và cơ cấu phanh. Khi đạp bàn đạp phanh, dầu cấp từ xi lanh phanh tổng hợp được chảy tới pistông phanh, cơ cấu phanh thực hiện phanh xe.
- Cấu tạo:
Trong kết cấu này có van 8, nó chỉ làm mở ra khi ta đạp phanh, pistông 3 đã đi hết hành trình mà áp suất vẫn tăng lên ở đầu vào, do vậy sẽ cấp thêm dầu vào trong cơ cấu phanh khi đĩa phanh bị mòn và bớt dầu khi nhiệt độ dầu tăng làm dầu giãn nở.
Bộ tự động bù khe hở có cấu tạo theo sơ đồ dưới.
2.2.8. CHỌN HỆ THỐNG LÀM MÁT PHANH.
Xe vận tải mỏ làm việc trong điều kiện rất khắc nghiệt, tải trọng lớn trong khi nền đường không ổn định. Do vậy hệ thống phanh phải làm việc liên tục, kéo dài, dễ dẫn đến hư hỏng cơ cấu phanh. Khi phải làm việc liên tục, cơ cấu phanh nóng lên ngoài việc giảm hệ số ma sát gây giảm hiệu quả phanh, việc các đĩa phanh nóng lên cùng với chế độ tải lớn sẽ làm giảm tuổi thọ của các bề mặt ma sát. Nếu các đĩa phanh làm việc trong điều kiện ma sát khô thì chế độ làm việc rất khốc liệt sẽ làm cho các đĩa phanh mòn nhanh.
a. Yêu cầu kỹ thuật đối với hệ thống làm mát.
Khi phanh thì toàn bộ động năng của ôtô sẽ chuyển hoá thành nhiệt năng và toả ra ở cơ cấu phanh. Vì vậy nhiệt độ của cơ cấu phanh là rất lớn. Hệ thống làm mát phải đảm bảo nhiệt độ tại cơ cấu không quá cao. Nhiệt độ cơ cấu quá cao sẽ là giảm tuổi thọ của các chi tiết. Ngoài ra nhiệt độ phải đảm bảo cho dầu làm mát có thể làm việc vĩnh cửu. Do vậy nhiệt độ phải đảm bảo:
t0=20800C, tức là nếu nhiệt độ môi trường ta lấy là 200C thì khi phanh nhiêt độ dầu làm mát không vượt quá 800C .
b. Chọn hệ thống làm mát.
Với những yêu cầu kỹ thuật như trên ta tiến hành chọn sơ đồ hệ thống làm mát cơ cấu phanh theo sơ đồ hệ thống làm mát của xe cơ sở như hình vẽ dưới đây (tham khảo theo hệ thống làm mát cơ cấu phanh của xe vận tải mỏ KOMASU_HD320).
* Kết luân: Như vậy ta đã lựa chọn được phương án cụ thể cho cụm tổng thành thiết kế và hệ thống dẫn động phanh phù hợp với cơ cấu phanh thiết kế. Khi thiết kế xong toàn bộ cụm tổng thành theo phương án đã chọn thì ta được sản phầm phù hợp để lắp trên các xe tải theo yêu cầu của đề tài.
CHƯƠNG III
THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CÁC CỤM CHI TIẾT
3.1 THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG
Nội dung tính toán cụm cầu chủ động bao gồm 5 phần cơ bản sau:
- Thiết kế truyền lực chính.
- Thiết kế truyền lực cạnh(truyền lực hành tinh)
- Thiết kế vi sai.
- Thiết kế bán trục.
- Thiết kế dầm cầu.
Trong quá trình tính toán thiết kế cầu chủ động có sử dụng các thông số đầu vào và kết cấu đầu vào lấy theo xe tham khảo là xe vận tải mỏ KOMASU_ HD320.
3.1.1 THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH.
Truyền lực chính thiết kế là một bộ truyền bánh răng côn xoắn, do vậy quá trình tính toán thiết kế được tiến hánh theo các bước sau:
a. Yêu Cầu:
Truyền lực chính thiết kế phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Phải đảm bảo có tỷ số truyền cần thiết, nâng cao chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên liệu.
- Đảm bảo động học và động lực học của xe.
- Có kích thước không lớn để tăng khoảng sáng gầm xe, khối lượng nhỏ nhằm giảm khối lượng không treo.
b. Chế Độ Tải trọng Tính Toán:
Với xe thiết kế là xe có một cầu chủ động, do vậy tải trọng tính toán được xác định theo mômen bám:
Theo xe tham khảo thì ta sử dụng loại lốp 18.00-25-32PR.
Thay các giá trị trên vào công thức (3-1) ta được:
Mtt= 392700.0,7.0,736/17,46= 11587,6 (Nm).
- Trong đó chế độ tải trọng tính cho độ bền lâu là:
Mtt =(0,5-0,6)Mtt . Chọn Mtt=0,6Mtt=6952,6 (Nm).
c. Chọn các kích thước truyền lực chính.
Các kích thước của bộ truyền lực chính lần lượt được xác định như sau:
- Chọn số răng bánh răng chủ động Z1: do cầu chủ động có hai cấp, trong xe tải lớn nên ta chọn số răng tăng lên, chọn Z1=13(răng).
- Chọn tỷ số truyền của truyền lực chính:
Ở trên ta có tỷ số truyền của cầu chủ động là i0=i01.i02= 17,46
- Chọn chiều xoắn và góc xoắn của răng:
+ Chọn chiều xoắn của bánh chủ động sao cho lực chiều trục của nó có chiều hướng về phía đáy của bánh răng để đẩy bánh răng chủ đông ra khỏi bánh răng bị động (chống bó kẹt răng).
+ Chọn góc xoắn của răng:
Do xe thiết kế là xe tải lớn nên góc xoắn của bánh răng truyền lực chính là:B= (350-450). Để tăng hiệu suất của bộ truyền ta chọn sơ bộ góc xoắn nhỏ: B = 350.
Chọn theo tiêu chuẩn về môđun (TL): mn=10 (mm).
- Chọn góc ăn khớp:
Chọn góc ăn khớp của bộ truyền theo tài liệu chi tiết máy w = 200
- Xác định hệ số dịch chỉnh của bánh răng:
Thay các giá tri vào ta được: x1 = -x2 = 0,38
Các thông số hình học khác được xác định theo bảng dưới,
d. Tính bền bánh răng theo uốn và tiếp xúc:
Ta chọn vật liều chế tạo truyền lực chính là thép hợp kim trung bình 15HM được tôi trong dầu sau khi được thấm các bon. Chiều dày lớp thấm là 2mm, độ cứng HRC65.
* Ứng suất uốn:
Thay các thông số vào ta được: e = 0,232.109 (N/m2)
Vậy độ bền uốn được đảm bảo.
* Kiểm tra áp lực riêng trên bề mặt răng:
Thay các giá trị từ bảng kích thước bánh răng côn ta được: K = 0,87.109 (N/m2)
Như vậy: K < [Kt] = 900=1000 (KN/m2)
Đảm bảo áp lực riêng bề mặt răng, đảm bảo độ bền mỏi
3.1.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN VI SAI:
Do trong hệ thống truyền lực của xe có sử dụng hộp số tự động nên quá trình tăng mômen ở bánh xe êm dịu hơn, tránh phá nền đường yếu, các hoa lốp bám chặt vào nền đường, tăng hệ số bám. Vì vậy ta chọn cho xe bộ vi sai bánh răng côn, đối xứng, răng thẳng, không tăng ma sat với 4 bánh răng hành tinh. Kích thước của vi sai phải đảm bảo yêu cầu nằm gọn trong bánh răng lớn của truyền lực chính, từ đó ta tính các kích thước của các phần còn lại. Quá trình thiết kế tính toán bộ truyền vi sai được thực hiên theo các bước sau:
a. Xác định kích thước vi sai:
- Xác định sơ bộ các kích thước cơ bản:
+ Chọn sơ bộ môđun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là: m = 6(mm).
+ Chọn số răng của bánh răng trục theo yêu cầu: nằm ngọn trong bánh răng bị động của truyền lực chính. Tại vòng đỉnh của bánh răng bán trục thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng bán trục được xác định theo kinh nghiệm như sau: de= (0,3 - 0,35)De .
Chọn: de= 0,35.De= 0,3.599,98 = 180 (mm).
+ Số răng của bánh răng bán trục Zb: Zb= 30 (răng).
+ Số răng của bánh răng hành tinh Zh được chọn theo tỷ số truyền được chọn theo kinh nghiệm: iht= 1,5.
=> Zh = 20 (răng)
c. Tính bền bộ truyền vi sai:
Trong quá trình tính toán bền cho bộ vi sai thì tải trọng tính toán được xác định theo mômen cực đại phân bố lên một bánh răng bán trục, được xác định bằng 0,6 mômen tính toán của truyền lực chính.
Ta chọn vật liệu chế tạo các bánh răng vi sai là thép hợp kim 15HM thấm các bon, có chiều dày lớp thấm bề mặt là 1mm, độ cứng là HRC65.
+ Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh là: Pvs = 14485 (N)
+ Lực chiều trục, ép bánh răng hành tinh vào vỏ vi sai: Qvs = 2926 (N)
* Tính toán ứng suất tiếp xúc:
Thay các giá trị vào ta được: rtd1=72 mm ; rtd2=162 mm
=> etx = 2086.106 (N/m2)
Như vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc.
* Tính toán ứng suất cắt và ứng suất chèn dập:
Khi thiết kế vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và 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 thước còn lại của vi sai. Các kích thước được biểu diễn theo hình vẽ trên.
1. Ứng suất chèn dập:
+ Các kích thước thể hiện trên hình vẽ (H2.1).
+ d5: Đường kính trục chữ thập, tư đường kính bánh răng vi sai ta chọn: dvs= 30 (mm).
+ l1: Được xác định theo chiều rộng bánh răng b.
Thay các giá trị vào ta có: ecd1 = 33,3.106 (MN/m2) < [ecd1]
Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và lỗ bánh răng hành tinh đảm bảo.
2. Ứng suất chèn dập.
+ Các kích thước thể hiện trên hình vẽ (H3.2).
+ l2: Chiều day bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai. Chon l2=25mm.
Thay các giá trị vào ta có: ecd2 = 25,8.106 (MN/m2) < [ecd2]
Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai đảm bảo.
4. Ứng suất chèn dập:
Trong đó ta có các kích thước d3, d4 như hình trên, chọn theo đường kính ngoài của ống then bán trục và đường kính bánh răng bán trục. Chọn: d3=140mm; d4= 100mm.
Thay các giá trị vào ta có: ecd4 = 2,8.106 (N/m2) < [ecd4]
3.1.3.THIẾT KẾ TÍNH TOÁN BÁN TRỤC VÀ DẦM CẦU:
a. Chế độ tải tính toán cho bán trục và dầm cầu:
Tải trọng tính toán cho bán trục và dầm cầu được xác định theo 3 chế độ:
+ Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại Xmax.
+ Khi ôtô bị trượt ngang hoàn toàn chịu lực bên cực đại Ymax.
+ Khi có tải trọng động thẳng đứng tác dụng lớn nhất Zmax(xuất hiện khi đóng ly hợp đột ngột).
- Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại Xmax(xem hình 3.3).
Khi ôtô chuyển động thẳng tính theo trường hợp tăng tốc lớn nhất.
+ m2k: hệ số thay đổi trọng lượng lên cầu sau khi có lực kéo tiếp tuyến lớn nhất, chọn: m2k=1,1.
+ G2: trọng lượng tĩnh của ôtô đặt lên cầu sau tác dụng kên mặt đường, bỏ qua trọng lượng của lốp xe ta có: G2= 392700 (N).
Thay các giá trị vào ta được: Zbx = 215985 (N)
- Xác định lực dọc cực đại tác dụng lên bánh xe Xmax:
Lực dọc cực đại Xmax tính theo bám: Xmax= 151171 (N)
* Tính theo tải trọng động tác dụng:
Khi ôtô chuyển động trên đường ghồ ghề thì tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe là: Zd = 292700 (N)
b. Tính cho bán trục giảm tải hoàn toàn :
Bán trục giảm tải hoàn toàn được bố trí theo sơ đồ dưới đây.
Bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn từ bánh xe.
Thay vào công thức trên ta được: t = 535.106 (N)
Bán trục được chế tạo bằng thép các bon cao 40 có độ cứng HB250-300.
c. Tính dầm cầu chủ động với bán trục giảm tải hoàn toàn:
Dầm cầu thiết kế là dầm cầu đúc liền, ta chọn hình dáng là dầm hình trụ rỗng, bằng gang xám, các kích thước được chọn theo kích thước theo kích thước các phần đã thiết kế và theo xe tham khảo. Sau khi đã chọn được kích thước ta tính bền cho dầm cầu ở vị trí đặt nhíp. Ta chọn các đường kính ở mặt cắt đặt nhíp như sau: D= 340(mm) ; d= 180 (mm).
Mômen chống uốn xoắn tổng hợp là:
Wth= 0,1.D3.[1- (d/D)4]= 3,62.10-3(m3).
* Tính khi có lực kéo cực đại (như hình 3.6)
Phản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu với:
Muđ = Zbx.l
Lực dọc X gây uốn trong mặt phẳng dọc của xe Mun = Xmax.l và gây xoắn dầm cầu Mx= Xmax.rbx.
Thay giá trị của l vào ta được các giá trị mômem ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt nhíp:
Mud= Zbx.l = 215985.0,76=164149 (Nm).
Mun= Xmax.l =151171.0,76 = 114890 (Nm).
Mx = Xmax.rbx=151171.0,736= 111262 (Nm).
Độ bền đảm bảo.
* Tính theo tải trọng động tác dụng:
Mômen uốn do tải trọng động gây ra:
Muđ= Zđ.l = 392700.0,76 = 298452 (N.m).
Ngoài ra khi kiểm tra bền cho dầm cầu người ta còn tính tới tải trọng động của trọng lượng bản thân của cầu. Tuy nhiên trong trường hợp này xe có tải trọng rất lớn nên tải trọng bản thân của dậm cầu rất nhỏ so trọng lượng của xe. Do vậy khi dầm cầu đã đảm bảo yêu cầu về kiểm bên trên thì cũng đảm bảo độ bền về tải động.
3.1.4 THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CẠNH.
Như ở phần trên, ta đã lựa chọn truyền lực cạnh là truyền lực hành tinh. Trong bộ truyền này, ta sử dụng một bánh răng mặt trời làm bánh răng chủ động, 3 bánh răng hành tinh liên kết với nhau bằng một giá hành tinh là phần bị động liên kết với mayơ bánh xe.
a. Tải trọng tính toán.
Tải trọng tính toán được xác định như sau:
+ Mômen trên giá hành tinh chính là mômen tính theo bám: M2 = 101160 (Nm)
+ Mômen trên bánh răng mặt trời là: M1 = 20988 (Nm)
b. Các thông số hình học.
- Cặp ăn khớp ngoài:
Từ sơ trên ta thấy:
1: Bánh răng mặt trời
2: Bánh răng hành tinh
3: Bánh răng ngoại luân
0: Giá hành tinh
Suy ra: e = 3,82.
Vậy tỷ số truyền của bánh răng mặt trời sang bánh răng hành tinh khi đó là:
u12=0,5.(e-1) =1,41 [3].
+ Số răng của bánh răng: Z2=27 (răng).
+ Tỷ số truyền thực tế: u12= 27/20= 1,35
- Đường kính đỉnh răng:
da1= d1+ 2.(1+ x1-Ay).m = 120 + 2.(1 +0-0).6=132(mm).
da2= d2+ 2.(1+ x2-Ay).m = 162 + 2.(1 +0-0).6=174(mm).
- Đường kính đáy răng:
df1= d1- (2,5-2.x1).m = 120 - (2,5 - 2.0).6=105(mm).
df2= d2- (2,5-2.x2).m = 162 - (2,5 - 2.0).6=147(mm).
- Số răng của bánh răng 3 là: Z3= Z1.e = 20.3,82 =76,4 . Chọn Z3=76(răng).
Ta có Z1+ Z3= 32.c thỏa mãn điều kiện lắp.
Như vậy chọn hệ số dịch chỉnh của bánh răng 3 là: x3=- 0,785mm.
Tỷ số truyền thực tế của cặp 2-3 là: u23= Z3/Z2=76/27=2,815.
Các thông số hình học của bộ truyền hành tinh được xác định theo công bảng dưới.
c. Tính bền cho bộ truyền hành tinh:
Ta chọn vật liệu chế tạo truyền lực cạnh đồng nhất là thép các bon thấp, được tôi và ram bề mặt để đạt độ cứng yêu cầu. Do vậy khi tính toán bền cho truyền lực cạnh, ta chỉ cần tính cho bộ truyền ăn khớp ngoài vì bộ truyền ăn khớp trong bề hơn. Ta tiến hành tính bền cho bộ truyền bánh răng hành tinh và bánh răng mặt trời. Do bánh răng mặt trời nhỏ hơn bánh răng hành tinh nên dễ có khả năng hư hỏng hơn. Ta kiểm nghiệm bền cho răng của bánh răng mặt trời. Quá trình tính toán sử dụng các công thức tính toán theo tài liệu: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ (tác giả: Trịnh Chất và Lê Văn Uyển).
* Ứng suất uốn:
Trong quá trình làm việc thì luôn có 3 răng của bánh răng mặt trời ăn khớp cùng lúc nên khi tính toán kiểm nghiệm răng ta giả thiết rằng tải trọng phân bố đều trên các răng ăn khớp của bánh răng mặt trời. Khi đó tải trọng tính toán là: Mtt= M1/c = 20988/3 = 6996 (Nm).
* Tính độ bền chèn dập và cắt:
Trong quá trình làm việc, do các bánh răng hành tinh chuyển động quanh bánh răng mặt trời, xuất hiện lực ly tâm, lực này gây ra ứng suất cắt và chèn dập trục của bánh răng hành tinh và giá hành tinh. Vậy khi tính chèn dập cho giá hành tinh ta có tính đến lực ly tâm. Do bề dầy của giá hành tinh nhỏ hơn bề rộng của bánh răng hành tinh, nên chúng ta chỉ tính lực cắt tử giá hành tinh lên trục bánh răng hành tinh.
m = 0,0015.8000 = 12(kg).
=> Fn =12.22,652.0,141 = 868 (N).
Hợp lực cắt tác dụng: F = 239100 (N)
Chọn chiều dày của giá hành tinh là: l = 30mm.
3.2. THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH.
Hệ thống phanh thiết kế là hệ thống phanh là hệ thống phanh đĩa, dẫn động thuỷ lực với điều khiển bằng khí nén. Do vậy nội dung tính toán hệ thống phanh bao gồm 5 phần cơ bản sau:
- Thiết kế cấu phanh.
- Thiết kế và chọn hệ thống dẫn động phanh.
- Thiết kế hệ thống làm mát cơ cấu phanh.
Trong quá trình tính toán thiết kế hệ thống phanh có sử dụng các thông số đầu vào và kết cấu đầu vào lấy theo xe tham khảo là xe vận tải mỏ KOMASU_ HD320.
3.1.1. THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH.
Do xe thiết kế là xe vận tải mỏ, có trọng tải lớn nên ta cần có một mô men phanh rất lớn trong khi kết cấu phải nhỏ gọn nhằm bố trí trong mayơ.Vì vậy ta sử dụng cơ cấu phanh đĩa.
a. Yêu Cầu:
Cơ cấu phanh thiết kế phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Phải đảm bảo chính xác và tinh cậy.
- Đảm bảo mômen phanh yêu cầu.
- Có kích thước không lớn để dễ bố trí.
- Đảm bảo độ bền và có tuổi thọ cao.
b. Mômen phanh cần có:
Cơ cấu phanh cần đảm bảo mômem phanh cần thiết để dừng xe, đồng thời củng phải đảm bảo mômen không lớn quá để không gây bó cứng bánh xe. Do vậy mômen phanh ở một bánh xe được xác định từ mômen bám cho :
Mp= m2.Mmax/2 =m2.Gi.max .rbx/2
Vậy mômen phanh cần thiết ở mỗi bên bánh xe sau là:
Mp = 0,47.392700.0,7.0,736/2 = 65754 (Nm).
c. Xác định các kích thước cơ bản của cơ cấu phanh.
- Xác định đường kính đĩa ép ma sát:
Đường kính của các đĩa ép ma sát được xác định theo kích thước của mayơ bánh xe, các đĩa phanh phải được bố trí gọn bên trong mayơ nhằm đảm bảo khoảng sáng gầm xe. Do vậy ta chọn kích thước của đĩa ma sát theo xe tham khảo như sau:
+ Đường kính ngoài: D=480 mm
+ Đường kính trong: d = 350 mm
+ Chiều dày đĩa ma sát: b =5,1 mm
d. Xác định Công trượt và công trượt riêng.
Trong quá trình phanh có sự trượt tương đối giửa các bề mặt ma sát, do vậy làm cho đĩa ma sát mòn đi, gây hư hỏng các đĩa ma sát. Để đặc trưng cho mức độ mòn các chi tiết do sự trượt tương đối này người ta sử dụng các đại lượng công trượt và công trượt riêng.
* Xác định công trượt:
Trong quá trình làm việc bình thường của xe thì công trượt lớn nhất khi phanh xe từ lúc xe chạy với tốc độ lớn nhất V0= 60 (km) cho đến lúc xe dừng lại hẳn.
* Xác định công trượt riêng:
Để đánh giá mức độ hao mòn của đĩa phanh trong quá trình sử dụng phanh ta sử dụng đại lượng công trượt riêng để đánh giá.
e. Tính toán bền cho then hoa đĩa phanh.
Các đĩa phanh được di trượt dọc trục và truyền mômen nhờ then hoa. Các đĩa có then trong xen kẻ với đĩa có then bên ngoài. Để đơn giản trong chế tạo ta chọn loại then hoa dạng then hình chữ nhật, do vây ta chọn then hoa chữ nhật cho cả vành răng trong và ngoài. Khi tính toán bền cho then hoa ta chỉ cần tính cho then ở đĩa phanh, còn các vành then do có bề rộng lớn nên sẽ đảm bảo bền khi các then trên đĩa đủ bền. Trong quá trình làm việc của cơ cấu phanh thì then hoa chiu ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.
* Đĩa có then ngoài:
Đối với các then hoa ăn khớp ngoài thì dựa vào kích thước đĩa phanh ta lựa chọn các thông số như sau:
+ Z1: số lượng đĩa riêng biệt, đã chọn ở trên: Z1=15
+ L : chiều dày đĩa, L=2,4 (mm)
+ D: đường kính ngoài của then, D=494(mm).
+ d: đường kính trong của then hoa, d=482(mm).
+ b: chiều rộng của then hoa, b=6(mm)
Z2: số then hoa của một đĩa, từ điều kiện đảm bảo độ bền cắt ta có: Z2= 126
* Đĩa có then trong:
Đối với các then hoa ăn khớp trong thì dựa vào kích thước đĩa phanh ta lựa chọn các thông số như sau:
+ Z1: số lượng đĩa riêng biệt, đã chọn ở trên: Z1=15
+ L : chiều dày đĩa, L=5,1(mm)
+ D: đường kính ngoài của then, D=348(mm).
+ d: đường kính trong của then hoa, d=336(mm).
+ b: chiều rộng của then hoa, b=6(mm)
f. Tính toán nhiệt sinh ra ở cơ cấu phanh.
Trong quá trình phanh thì toàn bộ động năng của ôtô sẽ chuyển thành nhiệt ở các cơ cấu phanh. Trong cơ cấu này thì ta coi như toàn bộ nhiệt lượng toả ra tại cơ cấu phanh sẽ chuyển thành nhiệt lượng của dầu làm mát. Ta có phương trình cân bằng nhiệt tại một cơ cấu phanh sau là:
Wđ= Qd
Ta cần thiết kế hệ thống làm mát phải đảm bảo độ biến thiên nhiệt độ không vượt quá 150C, do vậy lượng dầu chảy qua cơ cấu phanh trong một lần phanh ta chọn md=9(kg).
Nhiệt lượng toả ra ở cơ cấu phanh là: Wd = 320200 (N)
g. Tính toán hệ thống làm mát cơ cấu phanh.
Với sơ đồ hệ thống làm mát đã chọn như trên, ta tiến hành tính toán các cum trong hệ thống làm mát đó. Quá trình tính toán hệ thống làm mát được tiến hành theo các bước sau đây:
* Xác định nhiệt lượng truyền cho dầu làm mát:
Như ở trên ta giả thiết rằng toàn bộ động năng của xe trước khi phanh chuyển hoá thành nhiệt năng ở cơ cấu phanh và truyền toàn bộ nhiệt năng này được truyền cho dầu làm mát.
Do vậy nhiệt lượng dầu làm mát nhận là: Qd = Wđ= 320200 (J).
Nhiệt lượng truyền ra ngoài không khí là: Q =Qd
Ta giả sử thời gian phanh chọn là 15(s) thì xe có thể phanh từ 30(km/h) đến khi dừng lại. Công suất truyền nhiệt là: Nd= Qd/t =320200/15 =21350 (W).
* Tính toán két làm mát:
Để dầu trong hệ thống có nhiệt độ nằm trong khoảng cho phép ta phải thiết kế két làm mát phù hợp. Từ điều kiện két nước phải đảm bảo tản toàn bộ nhiệt lượng của dầu nhận từ cơ cấu phanh, ta đi xác định của mặt tản nhiệt theo cơ sở lý thuyết truyền nhiệt. Thuyền nhiệt trong két làm mát chủ yếu là truyền nhiệt đối lưu. Két làm mát một mặt tiếp xúc với không khí, một mặt tiếp xúc với dầu làm mát.
* Chọn bơm:
Để đảm bảo chất lượng làm việc của hệ thống làm mát, truyền hết nhiệt lượng từ cơ cấu phanh, đủ áp suất để đẩy dầu chạy trong hệ thống thuỷ lực, ta phải chọn bơm dầu đảm bảo. Việc chọn bơm bao gồm các bước sau:
* Chọn lưu lượng của bơm:
Như ở trên ta đã tính lượng dầu chảy qua cơ cấu phanh trong một lần phanh là 9 (kg). Lưu lượng dầu cần thiết qua cơ cấu phanh là: Gn = 9/15 = 0,6 (kg/s).
Vậy ta chọn lưu lượng của bơm là: Gb = Gn/u= 0,6/0,9 = 0,67 (kg/s).
* Chọn cột áp của bơm:
Cột áp của bơm được chọn theo sức cản tổng cộng của toàn bộ hệ thống làm mát, theo kinh nghiệm ta chọn cột áp: H = 20(mH2O).
* Chọn bơm:
Với áp suất và lưu lượng như trên ta chọn bơm dầu của hệ thống làm mát là loại bơm bánh răng.
* Kết luân:
Với hệ thống làm mát phanh như trên sẽ đảm bảo làm mát cho cơ cấu phanh, đồng thời phù hợp với kết cấu bố trí trên xe. Hệ thống này trên xe đươc bố trí chung với hệ thống làm mát của hộp số tự động. Bình chứa dầu và bầu lọc dầu ta chọn kết hợp với hộp số tự động.
CHƯƠNG IV
CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO ĐĨA PHANH
4.1. PHÂN TÍCH CHỨC NĂNG VÀ ĐIỀU KIỆN LÀM VIỆC.
Đĩa phanh có chức năng tiếp nhận áp lực từ pistông, ép đĩa ma sát, tạo mô men ma sát để phanh xe. Đĩa ép chịu mômen truyên qua then hoa của đĩa phanh trong khi phanh. Đĩa phanh làm việc trong điều kiện như sau:
- Chịu lực ép khi phanh.
- Mômen xoắn khi phanh truyềng qua các then ở vành ngoài đĩa phanh.
- Then hoa làm mặt tựa cho đĩa phanh có thể di chuyển dọc trục.
- Bề mặt của đĩa làm việc trong điều kiện ma sát ướt, tuy nhiên lực ép rất lớn nên chịu lực ma sát lớn.
4.2. PHÂN TÍCH TINH CÔNG NGHỆ TRONG KẾT CẤU.
Bề mặt làm việc chủ yếu là bề mặt then hoa và bề mặt phẳng đĩa, do vậy đĩa phanh phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:
- Bề mặt then phải đảm bảo độ bền khi truyền mômen, đãm bảo độ cứng bề mặt then để khi đĩa phanh di chuyển dọc trục không bi mòn nhanh.
- Bề mặt phẳng của đĩa phải đảm bảo độ cứng để không bị mòn khi làm việc trong điều kiện ma sát.
4.3. CHỌN PHÔI VÀ PHƯƠNG PHÁP CHẾ TẠO PHÔI.
Do chi tiết chế tạo là dạng đĩa, có kết cấu như hình vẽ:
Nên ta chọn phôi là thép tầm có chiều dầy bằng 3mm, đây là thép CT20, phôi được chế tạo bằng phương pháp dập lỗ để tạo ra phôi như hình vẽ . Đường kính trong và ngoài của phôi được tạo ra nhờ đường kính của khuôn của cối và chày.
4.4. THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG.
4.4.1. THIẾT LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ:
Quá trình gia công chi tiết được thực hiện trên máy vạn năng thông dụng với các đồ gá chuyên dụng theo quy trình công nghệ như sau:
- Nguyên công 1: Mài thô mặt phẳng thứ nhất (mặt phẳng A), chi tiết được định vị trên mặt phẳng.
- Nguyên công 2: Mài thô mặt phẳng thứ hai (mặt phẳng B), chi tiết được định vị trên mặt phẳng.
- Nguyên công 3: Khoan lỗ công nghệ, 15 đĩa được xếp chồng lên nhau, định vị trên mặt phẳng.
- Nguyên công 4: Gia công răng theo phương pháp định hình, lấy mặt A làm mặt định vi, kết hợp phay đồng thời 15 đĩa một lúc.
- Nguyên công 5: Nhiệt luyện.
- Nguyên công 6: Mài tinh mặt phẳng B sau khi nhiệt luyện chi tiết đạt độ cứng 45 HRC. Lấy mặt phẳng A làm mặt định vị.
- Nguyên công 7: Mài tinh mặt phẳng A, lấy mặt phẳng B làm mặt định vị.
- Nguyên công 8: Kiểm tra độ không song song giữa hai bề mặt A và B, kiểm tra chiều dày của đĩa.
4.4.2. THIẾT KẾ CÁC NGUYÊN CÔNG CỤ THỂ:
Trong khi thiết kế các nguyên công ta sử dùng tài liệu [4]. Tính toàn chế độ cắt cho một nguyên công rồi tra chế độ cắt cho các nguyên công còn lại.
a. Nguyên công 1: Mài thô mặt phẳng A.
- Lập sơ đồ gá đặt: Chi tiết được định vị trên mặt phẳng hạn chế được ba bậc tự do và ba bậc tự do còn lại được hạn chế nhờ lực ma sát giữa hai mặt phẳng dưới tác dụng của lực từ.
- Chọn máy: Chọn máy mài 3A740. Công suất động cơ của máy N =7(KW). Tốc độ của đá mài n= 1900 (vg/ph). [4]
c. Nguyên công 3: Gia công lỗ công nghệ.
- Lập sơ đồ gá đặt: Chi tiết được định vị trên mặt phẳng hạn chế được ba bậc tự do và ba bậc tự do còn lại được hạn chế nhờ lực ma sát giữa hai mặt phẳng dưới tác dụng của lực kẹp.
- Chọn máy: Chọn máy Khoan K125 theo TCVN. Công suất động cơ của máy N =2,8(KW). Tốc độ của của trục chính n=971900 (vg/ph).
- Kẹp chặt: Chi tiết được kẹp chặt nhờ lực kẹp chặt của các mỏ kẹp xuống bàn máy.
- Chọn dao: Chọn loại mủi khoan ruột gà chuôi trụ tròn ngắn có đường kính là 3mm, chế tạo bằng thép gió.
- Lượng dư gia công: Khoan một lần cấp chính xác 8 với lượng dư Zb1 = 2,9 mm.
- Chế độ Khoan:
+ Chiều sâu cắt: Do khoan lỗ đặc nên t =D/2 = 3/2 = 1,5 mm.
e. Nguyên công 5: Nhiệt luyện các đĩa trước gia công tinh.
Ta tiến hành tôi chi tiết, nung chi tiết lên đến 9500C là nhiệt độ mà tại đấy xảy ra chuyển hoá ôstenis, sau đó hạ nhiệt nhanh trong khoảng 1800s. Sau đó giữ nhiệt ở nhiệt độ 4000C trong vòng 15 phút, rồi hạ nhiệt.
f. Nguyên công 6: Mài tinh mặt phẳng A.
- Lập sơ đồ gá đặt: Chi tiết được định vị trên mặt phẳng hạn chế được ba bậc tự do và ba bậc tự do còn lại được hạn chế nhờ lực ma sát giữa hai mặt phẳng dưới tác dụng của lực từ.
- Chọn máy: Chọn máy mài 3A740. Công suất động cơ của máy N =7(KW). Tốc độ của đá mài n= 1900 (vg/ph). [4]
- Kẹp chặt: Chi tiết được kẹp chặt nhờ lực từ hút chặt xuống mân từ. Lực kẹp vẫn như ở nguyên công 1:
- Chọn đá: Chọn loại đá mài loại có ký hiệu là 64A dùng để mài tinh.
- Lượng dư gia công: Mài tinh 1 lần với lượng dư Zb1 = 0,13 mm
- Chế độ mài: Chiều sâu mài t = 0,13 mm. Tốc độ của đá n=1900(v/ph).
g. Nguyên công 8: Nguyên công kiểm tra độ không song song giữa hai bề mặt A và B.
Dụng cụ sử dụng là đồng hồ so có dung sai 0,01mm. Kiểm tra kích thước răng bằng dưởng như sơ đồ trong bản vẻ nguyên công.
* Kết luận: Với quy trình công nghệ gia công như trên ta có thể chế tạo được các đĩa phanh đảm bảo yêu cầu kỹ thuật, với giá thành thấp, cho năng suất cao, đồng thời các trang thiết bị sử dụng rất phù hợp với điều kiện sản xuất tại Việt Nam.
KẾT LUẬN
Trên đây là toàn bộ nội dung của đồ án, với các phần thiết kế đảm bảo yêu cầu nhiệm vụ của đề tài:
- Thiết kế cầu chủ động:
+ Thiết kế bộ truyền lực chính bánh răng côn xoắn đảm bảo tỷ số truyền yêu cầu. Các bánh răng được kiểm tra đảm bảo độ bền.
+ Thiết kế bộ vi sai bánh răng côn răng thẳng, đối xứng không tăng ma sát. Các bánh răng và trục chữ thập được kiểm nghiệm bền đảm bảo.
+ Thiết kế bán trục giảm tải hoàn toàn đường kính d = 60(mm).
+ Thiết kế truyền lực cạnh là bộ truyền hành tinh. Lựa chọn và kiểm bền các chi tiết phụ như giá hành tinh, trục bánh răng hành tinh.
- Thiết kế cơ cấu phanh, lựa chọn hệ thống dẫn động phanh: Trong đồ àn chúng ta đã trình bày về một hệ thống phanh tương đối mới. Với cơ cấu phanh nhiều đĩa làm việc trong dầu có khả năng tạo ra mômen phanh rất lớn với kết cấu tương đối nhỏ gọn. Đồng thời sử dụng hệ thống dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén, rất phù hợp với xe tải.
- Ngoài ra các chi tiết còn lại được lựa chọn phù hợp với kết cấu và kiểm tra bền trong điều kiện làm việc cụ thể.
Thiết kế công nghệ chế tạo chi tiết điển hình: đĩa phanh then ngoài.
Với việc thiết kế như vậy, thì các chi tiêt, cụm chi tiết chế tạo được đề đảm bảo yêu cầu kỹ thuật :
Về kết cấu thì đảm bảo có thể lắp lên các xe tải mỏ có tải trọng từ 50 đến 57 tấn.
- Về độ bền: đảm bảo độ bền trong điều kiện làm việc thực tế của các xe.
Những yêu cầu kỹ thuật và nội dung thiết kế các cụm chi tiết như trên thì cũng có những thuận lợi và khó khăn để tổ chức sản xuất trong nước:
- Về công nghệ gia công các chi tiết thì hiện nay, chúng ta có thể chế tạo được các chi tiết đảm bảo yêu cầu thiết kế với điều kiện trong nước. Trong đề tài đã thiết kế được vấn đề gia công chi tiết đĩa phanh then ngoài. Do đĩa phanh rất mỏng (b = 2,4mm) nên chúng ta không thể gá đặt bình thường được mà phải sử dụng phương pháp gá từ.
- Về vật liệu: chúng ta có thể sử dụng được phần lớn là vật liệu trong nước với giá thành thấp.
- Để tổ chức sản suất được thì phải yêu cầu có lượng vốn đầu tư xây dựng nhà xưởng, mua sắm trang thiết bị rất tốn kém. Trong khi ở Việt Nam số lượng xe vận tải mỏ không nhiều. Để nâng cao hiệu quả sản xuất, chúng ta phải tính đến việc xuất khẩu các sản phẩm ra nước ngoài bằng cách thiết kế các cụm theo tiêu chuẩn quốc tế.
Với phạm vi là một đồ án tốt nghiệp, nên nội dung thiết kế còn có nhiều mặt hạn chế, khả năng ứng dụng thực tế còn thấp. Để có thể ứng dụng vào sản xuất thực tế cần có một sự chuẩn bị kỹ càng hơn, tìm hiểu sâu rộng hơn. Trong quá trình thiết kế em đã gặp rất nhiều khó khăn, nhưng em đã cố gắng hết sức để hoàn thành đồ án này dưới sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy: PGS.TS…………….. Trong đồ án còn có nhiều sai xót do thời gian thiết kế không nhiều và do thiếu kinh nghiệm trong thiết kế ôtô. Em rất mong nhận được sự góp ý của các thầy trong bộ môn, giúp em nhận ra và khắc phục các sai xót.
Em xin chân thành cảm ơn!
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Thiết kế tính toán ôtô máy kéo - Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên
Xuất bản ĐH và THCN - 1985
[2]. Tập bài giảng thiết kế tính toán Ôtô
Tác giả: pgs.pts. Nguyễn Trọng Hoan
[3]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
Nhà Xuất bản GD - 2003
[4]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
Nhà Xuất bản GD - 2003
[5]. Sổ tay công nghệ chế tạo máy - Trần Văn Địch
Xuất bản Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật- 2003
[6]. Sức bền vật liệu - Lê Ngọc Hồng
Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật- 1998
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"