MỤC LỤC

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

LỜI NÓI ĐẦU...............................................................2

CHƯƠNG I. KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG..........4

1.1. Cầu chủ động........................................................4.

1.1.1. Công dụng..........................................................4

1.1.2. Yêu cầu..............................................................4

1.1.3. Phân loại............................................................4

1.2. Truyền lực chính...................................................5

1.2.1. Chức năng.........................................................5

1.2.2. Yêu cầu..............................................................5

1.2.3. Phân loại............................................................5

1.3. Vi sai.....................................................................5

1.3.1. Công dụng của cụm vi sai..................................5

1.3.2. Yêu cầu..............................................................5

1.3.3. Phân loại............................................................5

1.4. Bán trục.................................................................6

1.4.1. Công dụng..........................................................6

1.4.2. Yêu cầu..............................................................6

1.4.3. Phân loại bán trục..............................................6

CHƯƠNG II. THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG..................7

2.1. Các số liệu ban đầu..............................................7

2.1.1. Nhiệm vụ của đồ án thiết kế cầu chủ động.......7

2.1.2. Các thông số cho trước.....................................7

2.2. Nội dung thiết kế và tính toán...............................7

2.2.1. Thiết kế tính toán truyền lực chính....................7

2.2.2. Tính toán vi sai.................................................19

KẾT LUẬN……………………………………………...32

TÀI LIỆU THAM KHẢO.............................................32

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 tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong những phần có thể thiết kế và được sản xuất 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 cho thực hiện đồ án “Thiết kế tính toán cầu chủ động xe tải”. Trong thời gian qua, được sự hướng dẫn tận tình của thầy : TS………………..cùng sự tìm tòi của bản thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu sót, em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn.

                                                                                                                     Hưng Yên, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                                   Sinh viên thực hiện

                                                                                                                  ………………

CHƯƠNG 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. 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.

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.

1.2. Truyền lực chính

1.2.1. Chức năng

- 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.

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

Trong truyÒn lùc ®¬n ph©n lo¹i theo d¹ng b¸nh r¨ng:

- TLC b¸nh r¨ng c«n.

- TLC d¹ng hypoit.

b) Truyền lực chính kép

Có hai cặp bánh răng

1.3. Vi sai

1.3.1. Công dụng của cụm vi sai

- 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.

1.3.3. Phân loại

Theo c«ng dông chia ra:

- Vi sai gi÷a c¸c b¸nh xe.

- Vi sai gi÷a c¸c cÇu.

- Vi sai gi÷a c¸c truyÒn lùc c¹nh.

Theo kÕt cÊu chia ra:

- Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng nãn.

- Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng trô.

1.4. Bán trục

1.4.1. Công dụng

Dùng đê truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không đươc giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động.

1.4.3. Phân loại bán trục

-  Bán trục chịu tải hoàn toàn: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên nửa trục

- Bán trục giảm tải ½: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai và ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục

-  Bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ 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.

- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.

CHƯƠNG II. THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

2.1. Các số liệu ban đầu

2.1.1. Nhiệm vụ của 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 cho xe tải 2,66 tấn.

- Cầu chủ động của ôtô bao gồm: truyền lực chính, vi sai, bán trục, dầm cầu. Trong phần dưới đây ta đi vào tính toán và thiết kế truyền lực chính, vi sai, bán trục…

2.1.2. Các thông số cho trước

a) Các thông số cho trước khi tính toán thiết kế cầu chủ động gồm:

- Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 2660 (kg)

- Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G₂ = 1540 (kg)

- Mô men cực đại của động cơ: M_emax = 170 (Nm), n_emax = 2000 (v/p)

- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:

+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: i_o = 5,125

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i_h1 = 4,124; i_h2 = 2,641; i_h3 = 1,58; i_h4 = 1,0

b) Thông số tham khảo: Thông số kỹ thuật xe tải Hyundai 2,5 tấn HD65:

- Trọng lượng toàn bộ: 6500 mm

- Chiều dài cơ sở: 3375 mm.

- Chiều rộng: B = 2000 mm.

- Chiều cao: hg = 2195 mm

2.2. Nội dung thiết kế và tính toán

2.2.1. Thiết kế tính toán truyền lực chính

2.2.1.1. Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính

Yêu cầu truyền lực chính:

+ Có tỷ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ôtô

+ Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao

+ Đảm bảo khoảng sáng gầm xe cần thiết

2.2.1.2. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính

a) Chọn tải trọng tính toán

Với ô tô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1

M_tt = M_emax .i_h1 = 170.4,124  701,08(Nm)

G  = 1540(kg); i_o = 5,125 ; = 0,70; i_c = 1

Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là M_tt = 701,08 (Nm)

b = 0,3.14.  = 0,3.14 = 37,32 (Mm)

b) Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính

Chọn môđun mặt mút lớn m_s = 7 (Theo hình 2.1) _ [1]

Z₂ = Z₁.i_c  = 7.5,125 =  35,87; Chọn Z₂ = 36

Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng hồ (quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy. Do đó chọn chiêu xoắn của bánh răng côn chủ động là chiều trái (nhìn từ đáy nhỏ bánh răng)

- Chiều dài răng

b = 0,3.L_e = 0,3.128,4 = 38,6 (mm)

- Chiều dài đường sinh trung bình

L_m = L_e – 0,5.b = 128,4 – 0,5.38,6 = 109,1 (mm)

- Môđun pháp tuyến trung bình

m_n = m_s. (L_m/L_e).cos β

=> m_n = 7.(109,1/128,4).cos  4,8 (mm)

- Đường kính vòng chia đáy lớn: D_e= m_n.Z/cosB

+ Đối với bánh nhỏ:  D_e1 = 44,76 (mm)

+ Đối với bánh lớn:   D_e2 = 212,66 (mm)

- Bán kính vòng chia đáy lớn: r_c = D_e/2.

- Bước răng đáy lớn: t_s = p.m_n

=> t_s1 = t_s2 = 3,14.4,8 = 15,072 (mm)

- Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:

h_a1  = 11,662 (mm)

h_a2  = 2,338 (mm)

- Chiều cao chân răng mặt mút lớn:

h_f1 = 4,09 (mm)

h_f2 = 13,5 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: D_ae = D_e+2.h_i.cosd_i

- Đường kính vòng chân đáy lớn: D_i  = D_c-2c

Đối với bánh nhỏ: D₁ = D_e1-2c = 53,74 -  2.1,4 = 50,95 (mm)

Đối với bánh lớn: D₂ = D_e2-2c = 212,66 -2.1,4 = 209,87 (mm)

2.2.1.3. Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính

Với:               

P : là lực vòng

R : là  lực hướng tâm

Q : là lực dọc trục

P₁ =  36272,2 (Nm)

+ Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:

P₂ = P₁.k = 36272,82.  = 41211,98 (N)

+ Xác định lực hưóng tâm:

R₁ = (tgα.cosδ₁ – .sinδ₁ )

R₂ = (tgα.cosδ₂ – .sinδ₂)

2.2.1.5. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính

a) Chọn đường kính trục

d₁ = (59,8 - 65,3) (mm)

=> Chän d₁ = 60 (mm)

b) Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục:

Phân tích kết cấu trục:

Khoảng cách giữa hai gối đỡ: L = 93,73 (mm)

=> Chọn  L = 90 (mm)

Trên trục bánh răng chủ động được bố trí theo kiểu công xôn (a) hoặc bố trí ổ đỡ ở hai phía kiểu bố trí ổ đỡ theo sơ đồ (b) đảm bảo bộ truyền có độ cứng vững cao hơn, nhưng kết cấu phức tạp. Sơ đồ này được áp dụng trong truyền lực chính đơn. Sơ đồ bố trí ổ đỡ kiểu công xôn thường được áp dụng trong truyền lực chính kép.

Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục:

Từ đường kính d = 60 mm  chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7312 có dxBxD là 60x31x130 (mm) (theo bảng P 2.11 trang 261_Tớnh toỏn hệ dẫn động cơ khí – Tập 1)

=> Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu là 60 mm.

2.2.2. Tính toán vi sai

2.2.2.1. Phân tích kết cấu, chọn sơ đồ vi sai

Tuỳ thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia ra vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe. Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng. Trong xe cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng.

2.2.2.2. Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng

Chọn số bánh răng hành tinh, q = 4

Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm, m_s = 7

Chọn số răng của bánh răng bán trục:

+ Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục

d_eb = 0,4.D_e2

=> d_eb = 0,4.212,66 = 85,064 (mm) => chọn d_eb = 86 (mm)

Chọn   z_b = 18 răng

Chọn   z_h = 9 răng

+ Góc côn chia của bánh răng bán trục:

δ_b = δ₂ = 90^o - ₁ = 90^o – 26,57^o  = 63,43^o

+ Chiều dài đường sinh trung bình là:

L_m = L_e - 0,5.b = 50,3 - 0,5.38,6 = 31 (mm)

M_o = M_e^max.i_h1.i_pt.i_o.η_tl => M_o = 170.4,124.1.5,125.0,93

=> M_o = 3341,52 (Nm)

Hệ số dạng răng, γ = 0,321 (Bảng 3-18) – [2]

2.2.2.3. Tính bền cho bộ vi sai

* Chọn chế độ tải trọng tính toán

+ Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục

M_tt = 0,5.M_e^max.(1 + k_σ).i_h1.i_o

=>  M_tt = 0,5.170.(1 + 0,2).4,124.5,125 = 2155,821 (Nm)

+ Lực dọc trục Q

Q_vs = P_vs.tgα.sinδ =173,078.tg20^o.sin26,57^o = 28,17 (N)

+ Lực hướng kính

R_vs = P_vs.tgα = 173,078.tg20^o = 62,99 (N)

- Tính bền răng răng theo ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc.

* Tính bÒn b¸nh răng vi sai theo ứng suất uốn:

Với: : e_tx :ứng suất uốn cho phép, e_tx=(1000 2000) (MN/m²)

* Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai :

- Ứng suất chèn dập khi chịu tác dụng của lực Q

=> Q_c = tg 20^o.sin11^o = 25,96 (N)

Với:

M_tt = 40,385 (Nm) và q = 4

r₃ = 13,5.10^-3 m

d₂ = d_e1 – 2.(0,2.m_s) = 70 – 2.(0,2.5) = 68 (mm)

d₁ = 26 (mm) : là đường kính chốt bánh hành tinh

- Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:

=> e_d2 1,23 (MN/m²) < 50 (MN/m²)

- Ứng suất cắt chốt bánh răng hành tinh:

t_d = 6,3 (MN/m²) < 50 (MN/m²)

Với: r = 70 mm : là bán kính vòng chia độ lớn bánh răng bán trục.

Vậy chốt bánh răng hành tinh d₁ = 26 mm đủ bền.

2.2.3. Thiết kế tính toán bán trục

Bán trục được bố trí trong dầm cầu để truyền mômen xoắn từ truyền lực chính đến các bánh xe chủ động.

a) Các chế độ tải trọng tính toán

Ta chọn bán trục giảm tải hoàn toàn

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 P_max

- Khi ôtô bị trượt ngang, hoàn toàn chịu lực bên cực đại Y_max.

- Khi ôtô có tải trọng động thẳng đứng tác dụng lớn nhất Z_max.

* Trường hợp truyền lực kéo cực đại

Ta có:  P_k1  = P_k2  = 5690 (N)

(chia cho 2 vì mỗi bên bán trục chịu một nửa) : Y=0

* Trường hợp chịu lực phanh cực đại:

Z₁ = Z₂ = 5690 N

P₁ = P₂ =  N, Y = 0

* Tính theo tải trọng động tác dụng :

Khi ôtô chuyển động trên đường gồ ghề thì tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe là: Z_d = 13475 (N)

Với: K_d : là tải trọng động, chọn K_d = 1,75.

b) Tính bền bán trục giảm tải hoàn toàn

- Với bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chịu tác dụng của mômen xoắn và mômen uốn từ bánh xe.

Chọn d = 65 mm

Thay số được: t = 60,32 (MN/m²)

Vậy chọn d = 65 mm đủ bền

2.2.4. Tính toán dầm cầu (với bán trục giảm tải hoàn toàn)

a) Phân tích dầm cầu

- Dầm cầu ôtô thường được dùng với hệ thống treo phụ thuộc. Theo cấu tạo và chức năng, dầm cầu có thể chia ra làm các loại:

- Theo chức năng:

+ Dầm cầu không dẫn hướng, không chủ động

+ Dầm cầu dẫn hướng, không chủ động

+ Dầm cầu không dẫn hướng, không chủ động

+ Dầm cầu dẫn hướng, chủ động

b) Chế độ lực kéo cực đại

Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: M_n = P_kmax.l

Dầm cầu chịu xoắn: M_x = P_kmax.r_bx

Thay giá trị của l vào ta được các giá trị mômen ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt nhíp (giảm sóc):

M_d = Z_bx.l = .0,3 = 10256,4 (Nm)

M_n = P_kmax.l = .0,3 = 1403,53 (Nm)

M_x = P_kmax.r_bx = .0,384 = 1796,51 (Nm)

d) Chế độ lực ngang cực đại.

Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm xác định như sau:

- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)

Thay số ta được: M_z = 3234 (Nm)

- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (II-II):

Thay số ta được: M_z = 8759,52 (Nm)

Vậy độ bền uốn được đảm bảo.

Ta cso swo đồ moment như hình 2.8.

KẾT LUẬN

Trong thời gian thiết kế đồ án em đã được giao nhiệm vụ thiết kế cầu chủ động cho  xe tải với khối lượng toàn bộ ô tô là 2660 kg. Em đã cố gắng sưu tầm tài liệu và vận dụng kiến thức đã được học tập để hoàn thành nhiệm vụ được giao.

Trong thời gian thiết kế đồ án mặc dù bản thân đã có rất nhiều cố gắng nhưng do năng lực có hạn và kinh nghiệm thiết kế chưa có nên không tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được ý kiến đóng góp, bổ sung của các thầy, và các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn. Một lần nữa em xin cảm ơn sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của thầy: TS………………. cùng các thầy trong khoa Cơ Khí Động Lực đã giúp em hoàn thành đồ án này.

Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Nguyễn Hữu Hường (Chủ biên) - Thiết kế ly hợp hộp số - cầu chủ động - ôtô máy kéo - NXB ĐHQG - TPHCM - 2005.

2. Nguyễn Trọng Hiệp - Thiết kế Chi tiết máy - NXB Giáo dục – 2003.

3. Trịnh Chất - Thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập I,II - NXB Giáo dục 2001.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"