MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU.. 1

PHẦN I: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ CỤM TỔNG THÀNH CẦU SAU.. 3

1. Lựa chọn mục tiêu và đối tượng. 3

2. Khái niệm cụm tổng thành cầu sau chủ động. 4

PHẦN II LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ. 5

1. Lựa chọn phương án thiết kế cầu chủ động. 5

2. Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống phanh. 12

3. Tính tất yếu phải áp dụng tiêu chuẩn chung châu âu   ECE trong thiết kế  các cụm tổng thành . 22

PHẦN III THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG.. 24

1. Thiết kế truyền lực chính. 24

2. Thiết kế Bộ truyền vi sai. 32

3. Thiết kế tính toán bán trục và dầm cầu. 39

PHẦN IV THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH.. 46

1.Các số liệu ban đầu. 46

2 .Tính toạ độ trọng tâm của xe. 46

3 .Tính mô mem phanh yêu cầu ở cầu sau. 46

4 .Tính diện tích tấm ma sát cần có. 47

5 .Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh. 48

6.Tính đường kính xi lanh công tác. 54

7. Tính toán kiểm nghiệm cơ cấu phanh. 54

PHẦN V THIẾT KẾ CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁN TRỤC.. 72

1. Phân tích kết cấu - Chọn dạng sản xuất. 72

2. Lập quy trình công nghệ. 72

KẾT LUẬN CHUNG.. 80

TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 82

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 đến các lĩnh vực sản suất khác. 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 lĩnh vực công nghiệp phụ trợ. 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 các xí nghiệp. Với tình hình như vậy thì 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 đang  là một mảng có nhiều khả năng có thể sản xuất thành công ở nước ta. Chính vì thế trong phần thiết kế tốt nghiệp này được sự  cho phép của thầy hướng dẫn, em xin chọn đề tài là: Thiết kế cụm cầu sau cho xe vận tải có trọng lượng toàn bộ từ 12 tấn trở lên.  Nội dung thiết kế gồm có:

-  Phân tích lựa chọn phương án thiết kế.

-  Tính toán thiết kế truyền lực chính.

- Tính toán thiết kế vi sai.

- Tính toán thiết kế bán trục.

- Tính toán thiết kế dầm cầu.

-  Tính toán thiết kế cơ cấu phanh sau.

-  Lựa chọn phương án dẫn động điều khiển phanh.

-  Thiết kế công nghệ gia công một chi tiết.

   Mục tiêu của đề tài thiết kế cụm tổng thành cầu sau chủ động có thể đáp ứng tình hình sản xuất, nhu cầu thị trường trong nước và thế giới, thoả mãn tính đồng hóa để có thể được sử dụng trên nhiều loại xe có tải trọng khác nhau khi thay đổi những kích thước cần thiết.

   Trong thời gian học tập và  làm đồ án tốt nghiệp  em đã được chỉ bảo  và giúp đỡ nhiệt tình của các thầy trong bộ môn ôtô đặc biệt là thầy Nguyễn Khắc Trai đã hướng dẫn tận tình giúp em hoàn thành đồ án này. em xin chân thành cảm ơn các thầy.

  Mặc dù bản thân đã có rất nhiều cố gắng. Nhưng do kiến thức còn hạn chế, kinh nghiệm thiết kế không nhiều nên đồ án tốt nghiệp của em không thể tránh khỏi có những sai sót. Em mong được sự chỉ bảo và giúp đỡ của các thầy để em có thể hoàn thiện hơn phần thiết kế này. Em xin chân thành cảm ơn các thầy.

                                                                                               …., ngày….tháng…năm 20…

                                                                                                  Sinh viên thực hiện 

                                                                                                 ………………..

PHẦN I

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ CỤM TỔNG THÀNH CẦU SAU

1. Lựa chọn mục tiêu và đối tượng.

    Hiện nay ở nước ta ô tô tải đang được sử dụng ngày càng nhiều. Trong đó một nhu cầu rất lớn là sử dụng các loại xe tải có trọng lượng tối đa theo tiêu chuẩn cho phép. Các loại xe này có ưu điểm rất lớn về mặt sử dụng đó là tận dụng được kích thước và khối lượng cho phép theo quy định của Bộ giao thông.

      Ngành công nghiệp ôtô ở nước ta hay ở bất kỳ nước nào trên thế giới muốn phát triển được thì phải có một nền công nghiệp phụ tùng  phát triển mạnh, có thể đáp ứng được nhu cầu cho lắp ráp. Tham vọng phát triển nghành công nghiệp ô tô ở nước ta sẽ thành công nếu chúng ta biết đi trước đón đầu, tận dụng công nghệ của nước ngoài và đặc biệt là phát triển công nghiệp phụ tùng. Chất nhận hợp tác có nghĩa là chúng ta đã chấp nhận xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, đang la xu thế toàn cầu hiện nay. Với tình hình như vậy trong thiết kế nói chung chúng ta sẽ gặp phải  những vấn đề về tính lắp lẫn và tính đồng hoá. Nói hẹp trong nghành công nghiệp ôtô đó là các vấn đề trong thiết kế xe.

   Trong thiết kế xe hiện nay một yêu cầu đặt ra đó là làm thế nào để có thể sử dụng những cụm tổng thành đã được thiết kế cho loại xe này có thể sử dụng trên loại xe khác mà vẫn thoả mãn các tiêu chuẩn kỷ thuật cũng như các tiêu chuẩn chung của bộ phận quản lý xe. Để giải quyết vấn đề này trong quá trình thiết kế sản xuất cũng như sử dụng sửa chữa xe chúng ta cần phải có một tiêu chuẩn chung. Hiện nay ở nước ta đang định hướng và tiến tới sẽ áp dụng  tiêu chuẩn chung Châu âu ECE.

    Với nhu cầu sử dụng và tình hình sản xuất trong nước như vậy trong phần thiết kế tốt nghiệp được sự giúp đỡ của thầy hướng dẫn em xin chọn đề tài là Thiết kế cụm cầu sau cho xe vận tải có trọng lượng toàn bộ từ 12 tấn trở lên. Mục đích thiết kế của em là cụm tổng thành cầu sau chủ động này thoả mãn tính đồng hoá. Nó không phải chỉ được sử dụng cho một loại xe nhất định nào đó mà nó có thể được sử dụng trên các xe có tải trọng khác nhau và chiều dài khác nhau sao cho tải trọng tối đa tác dụng lên cầu phải nằm trong giới hạn cho phép theo thiết kế.  Cụm tổng thành này được thiết kế để lắp trên loại xe tải đa năng chủ yếu chạy đường dài Bắc Nam. Loại xe này có ưu điểm là tận dụng được trọng lượng tối đa cho phép. Trong thiết kế để có thể đảm bảo tính đồng hoá, một nhu cầu của sản xuất xe hiện nay, đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn chung châu âu ECE. Các kích thước của cụm tổng thành sẽ được lựa chọn theo tiêu chuẩn này.

2. Khái niệm cụm tổng thành cầu sau chủ động.

   Cụm tổng thành cầu sau chủ động là một cụm kết cấu gồm có truyền lực chính, cơ cấu vi sai, dầm cầu, bán trục, cơ cấu phanh sau, và truyền lực cạnh nếu có.

   Trên các loại xe tải hiện nay đang sử dụng rất nhiều loại cầu chủ động. Có thể là một cầu sau chủ động có thể hai cầu sau chủ động hoặc ba cầu sau chủ động. Trong phần thiết kế tốt nghiệp này em xin phép chỉ đi vào loại một cầu sau chủ động, cho xe một cầu sau chủ động. Tải trọng tối đa tác dụng lên cầu sau là 11 tấn.

PHẦN II

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1. Lựa chọn phương án thiết kế cầu chủ động.

   Công dụng của cầu chủ động là đỡ toàn bộ phần trọng lượng được treo tác dụng lên cầu, truyền mô men xoắn từ trục các đăng đến các bánh xe chủ động, tiếp nhận và truyền các lực từ khung xe xuống cũng như các lực tương tác của bánh xe với mặt đường.

  Cầu chủ động gồm các bộ phận như : Truyền lực chính , vi sai, truyền lực cạnh, bán trục vỏ cầu. Trong loại dầm cầu cứng vỏ cầu đóng vai trò là dầm cầu.

1.1 Truyền lực chính.

1.1.1 Công dụng.

   Truyền lực chính dùng để tăng mô men và truyền mô men quay từ trục các đăng đến các bánh xe chủ động của ô tô theo một tỷ số truyền nhất định.

1.1.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính.

- Phải có tỷ số truyền cần thiết  để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên liệu của ô tô.

- Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe .

- Có hiệu suất truyền động cao.

- Đảm bảo độ cứng vững tốt, làm việc không ồn, tuổi thọ cao.

- Trọng lượng cầu phải nhỏ để giảm trọng lượng phần không được treo.

1.1.3 Yêu cầu riêng của truyền lực chính xe tải có tải trọng tối đa 12¸ 18 tấn.

    Các xe tải có tải trọng tối đa thường được sử dụng trên các cung đường dài. Những xe này có vận tốc trung bình  lớn, hoạt động liên tục trong một khoảng thời gian dài chính vì thế ngoài những yêu cầu chung trên, truyền lực chính phải thoả mãn được các yêu cầu đó là:

- Đảm bảo được tỷ số truyền cần thiết phù hợp với loại xe này

- Truyền được mô men xoắn khá lớn. 

 - Ăn khớp êm không gây ra ồn khi làm việc liên tục trong thời gian dài.

 - Độ bền mỏi của bánh răng lớn.

 - Có kích thước nhỏ gọn, tạo được khoảng sáng gầm xe và thoả mãn tính ổn định của ô tô khi chuyển động với vận tốc cao.

1.1.4 Các dạng truyền lực chính có thể áp dụng vào đề tài.

Hình 2.1  Các dạng truyền lực chính đơn.

 Trên loại cầu chủ động này ta có thể áp dụng truyền lực chính:

  +Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp

 +Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp

Trong loại đơn có thể áp dụng :

+ Loại bánh răng côn răng thẳng hình a).

+ Loại bánh răng côn răng xoắn   hình b).

+ Loại bánh răng hypoit hình c).

     + Loại trục vít bánh vít hình d).

1.1.5 Tính toán sơ bộ tỷ số truyền TLC.

  i₀ : Tỷ số truyền của cầu chủ động i₀ được xác định theo lý thuyết ô tô như sau:

                 i₀= .r_bx.2.        (2.1)

     Trong đó:

           + n_emax: số vòng quay cực đại của động cơ. Theo động cơ của xe

                          tham khảo ta có  n_emax=2900 (vòng/phút)

           + v_max: vận tốc lớn nhất của ôtô, theo xe tham khảo v_max=100(km/h).

            + i_cao : 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 i_cao=0,78.

1.1.6 Lựa chọn phương án thiết kế truyền lực chính.

  Với những yêu cầu cơ bản như trên ta thấy rằng có thể áp dụng cặp bánh răng ăn khớp hypoit hoặc cặp bánh răng ăn khớp côn xoắn cho truyền lực chính của các xe tải loại này. Tuy nhiên qua xem xét các loại cầu chủ động ưu nhược điểm  cũng như yêu cầu của nó, cũng như xem xét về mặt tỷ số truyền. Cặp bánh răng hypoit phù hợp với các xe có tỷ số truyền lớn hơn 6 và nhỏ hơn 10 Chính vì thế đề tài lựa chọn loại truyền lực chính là loại truyền lực đơn bánh răng hypoit có bánh răng chủ động đặt lệch so với bánh răng bị động một khoảng E.

1.2 Vi sai .

1.2.1 Công dụng.

  Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ô tô quay vòng hoặc ô tô chuyển động trên đường gồ ghề  không bằng phẳng .

1.2.2 Yêu cầu của cụm vi sai.

a) Yêu cầu chung của vi sai:

- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ  đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.

- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn  để dễ bố trí.

- Có hiệu suất truyền động cao.

a) Yêu cầu riêng của vi sai trên xe tải có tải trọng 12¸ 18 tấn:

 Các xe tải có tải trọng tối đa nằm trong khoảng này hoạt động chủ yếu trên đường tốt nên bộ vi sai yêu cầu ma sát trong nhỏ để tăng hiệu suất truyền lực, kích thước nhỏ gọn để dễ bố trí.

1.2.3 Các dạng vi sai có thể áp dụng vào đề tài.

  Có rất nhiều loại vi sai, để chọn phương án thiết kế vi sai cho cụm tổng thành cầu sau xe tải ta xem xét các loại vi sai sau.

  -  Theo kết cấu gồm có :

+ Vi sai với các bánh răng côn.

+ Vi sai với các bánh răng trụ.

+ Vi sai tăng ma sát .

  - Theo đặc tính phân phối mô men xoắn gồm có :

+ Vi sai đối xứng  loại này mô men xoắn được phân phối đều ra hai bán  trục .

+ Vi sai không đối xứng mô men xoắn phân phối không đều ra hai bán trục.

1.2.4  Lựa chọn phương án thiết kế vi sai.

   Hiện nay các loại vi sai rất đa dạng về chủng loại các xe hoạt động trong các điều kiện khác nhau và có  yêu  cầu khác nhau thì được dùng các loại vi sai khác nhau. Trên loại xe tải tải đa năng tải trọng 12¸ 18 tấn ta dùng loại vi sai bánh răng côn đối xứng. Vì xe tải  loại này là loại xe đa năng hoạt động chủ yếu trên loại đường tốt, chỉ cần vi sai là loại có ma sát trong nhỏ. Với kết cấu gọn nhẹ dễ bố chí và cũng dễ chế tạo phù hợp với khả năng sản xuất ở nước ta.

1.2.5 Nguyên lý làm việc của vi sai côn đối xứng.

  - Khi ô tô chuyển động thẳng  mô men xoắn được truyền từ bánh răng bị  động của truyền lực chính  sang  vỏ của hộp vi sai. Trong trường hợp này sức cản từ mặt đường của hai bánh xe chủ động là như nhau. Bán kính lăn ở hai bánh xe chủ động là như nhau. Khi đó các bánh rănng hành tinh không quay quanh trục của nó mà chỉ đóng vai trò như các vấu  truyền mô men xoắn từ bánh răng vành chậu đến bánh răng mặt trời ở hai phía với cùng mô men xoắn  và số vòng quay như nhau.

   - Khi ô tô quay vòng hoặc đi trên đường gồ ghề. Lúc này tốc  độ góc của hai bánh xe  khác nhau thông qua hai bán trục làm cho hai bánh răng mặt trời cũng quay với các tốc độ góc khác nhau. Lúc này các bánh răng vi sai vừa quay theo vỏ của bộ vi sai vừa quay quanh trục của nó đảm bảo choc ho hai bánh răng mặt trời quay với vận tốc góc khác nhau, phù hợp với tốc độ góc ở các bánh xe chủ động.

1.3 Các bán trục.

1.3.1 Công dụng.

   Các bán trục dùng để truyền mô men men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn bán trục còn được dùng để tiếp nhận các lực từ  mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động.

1.3.2 Yêu cầu đối với các bán trục.

a) Yêu cầu chung của bán trục:

-   Phải chịu được mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.

-   Bán trục phải thẳng  nhất là không được lệch bi nhất là đối với các xe tải cở lớn.

-   Đối với bán trục của cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.

-   Chính xác hình dáng hình học, kích thước.

b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe tải 12¸ 18 tấn.

   Các bán trục sử dụng cho các xe tải loại này phải chịu mô men xoắn rất lớn,

Vì vậy các bán trục phải được chế tạo chính xác về mặt hình học, và phải có các góc lượn hợp lý để tránh ứng suất tập trung.

1.3.3 Các loại bán trục có thể áp dụng trong đề tài.

   Để có thể lựa chọn được phương án thiết kế hợp lý ta xem xét các loại bán trục sau đây:

+ Bán trục giảm tải hoàn toàn  trong trường hợp này bánh xe có moay ơ được lắp trên hai ổ bi và cả hai ổ bi được lắp trên vỏ cầu. Do hai ổ bi được bố trí cách nhau một đoạn nên mô men uốn của các lực tương tác của các bánh xe với mặt đường  đều được tiếp nhận bởi vỏ cầu. Các bán trục loại này chỉ chủ yếu chịu tác dụng của mô men xoắn không chịu tác dụng của của các lực tác dụng từ mặt đường lên chính, vì thế nó được sử dụng rất phổ biến trên các loại xe tải cỡ trung bình và nhỏ.

Hình 2.2 sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn

+ Bán trục giảm tải 3/4. Loại bán trục này có cách bố trí ổ bi bên ngoài khác loại trên. Đó là moay ơ lắp với vỏ cầu chỉ thông qua một ổ bi , do vậy trong quá trình hoạt động khi bi bị mòn  bán trục sẽ chịu một phần mô men uốn từ các lực tác dụng lên bánh xe. Loại bán trục này ít được sử dụng.   

Hình 2.3 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/4

1.3.4 Lựa chọn loại bán trục.   

   Trên các loại xe tải  mô men xoắn  truyền qua bán trục xuống bánh xe chủ động thường rất lớn. Cụm tổng thành trong đề tài là để lắp trên các xe tải có tải trọng tương đối lớn 18 tấn. Mô men xoắn truyền  qua lớn chính vì thế để  tăng tuổi thọ cho bán trục ta chọn loại bán trục giảm tải hoàn toàn  với loại kết cấu này  bán trục trong cụm tổng thành sẽ  chỉ phải chịu mô men xoắn từ động cơ truyền xuống, giúp  tăng tuổi thọ cho bán trục.

1.4.  Vỏ cầu.

1.4.1 Công dụng của vỏ cầu.

   Đối với xe tải cỡ trung bình và lớn  hệ thống treo thường là hệ thống treo  phụ thuộc với các phần tử  đàn hồi là nhíp. Cầu xe là phần khối lượng không được treo. Trong thiết kế cầu xe thường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đến mức có thể. Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:

        - Đỡ toàn bộ trọng lượng phần được 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 lâu dài.

 - Tiếp nhận và truyền các lực  từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.

1.4.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.

 Vỏ cầu phải đảm bảo những yêu cầu cơ bản sau đây.

- Vỏ cầu phải đủ cứng để chịu được trọng lượng của xe nhất là xe tải có trọng lượng lớn tránh gây uốn ảnh hưởng đến các kết cấu bên trong.

- Vỏ cầu phải đảm bảo kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.

- Có kích thước và khối lượng nhỏ để giảm  tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.

1.4.3    Các loại vỏ cầu có thể sử dụng cho cụm tổng thành.

- Vỏ cầu liền  là loại vỏ cầu thường được sản xuất bằng phương pháp đúc sau đó gia công các bề mặt lắp ghép.

- Vỏ cầu rời  là loại vỏ cầu được lắp ghép từ các tấm rời bằng phương pháp hàn.

1.4.4 Lựa chọn loại vỏ cầu.

  Trong cụm tổng thành cầu sau cho xe tải đa năng có trọng lượng toàn bộ tương đối lớn 18 tấn, xe hoạt động chủ yếu trên  đường dài mặt đường tốt, tải trọng động nhỏ và ít xuất hiện , chính vì thế đề tài bố trí loại vỏ cầu hàn, phương pháp chế tạo cũng đơn giản mà lại đáp ứng được các yêu cầu đặt ra đối với vỏ cầu.

2 Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống phanh.

2.1 Công dụng của hệ thống phanh chính.

Hệ thống phanh có những nhiệm vụ chính sau đây:

- Giảm tốc độ chuyển động của xe.

- Dừng hẳn xe.

- Giữ ô tô đứng yên ở một độ dốc nhất định.

2.2 Yêu cầu chung của hệ thống phanh.

Hệ thống phanh được coi là hệ thống an toàn chuyển động nó phải đảm bảo các yêu cầu sau:

- Có hiệu quả phanh cao.

- Phanh êm dịu và đảm bảo ổn định của ô tô khi phanh.

- Dẫn động phanh phải có độ nhậy cao.

- Phanh điều khiển nhẹ nhàng.

- Phân bố mô men phanh hợp lý giữa các bánh xe  để tận dụng tối đa lực bám ở các bánh xe. Đồng thời không xảy ra hiện tượng trượt lết khi phanh.

- Không có hiện tượng tự  xiết.

- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt.

- Hệ số ma sát giữa  má phanh và trống phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng.

- Lực phanh trên các bánh xe tỷ lệ thuận với lực tác dụng lên bàn đạp.

- Có khả năng giữ ô tô đứng trên dốc trong thời gian dài.

2.3  Lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu phanh.

2.3.1  Yêu cầu chung của cơ cấu phanh.

   - Cơ cấu phanh thiết kế phải đảm bảo tạo ra được mô men phanh thích hợp đủ để đáp ứng các trường hợp phanh khác nhau.

   - Đảm bảo về độ bền

   - Dễ điều chỉnh và sửa chữa.

Hình 2.4 Sơ đồ lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu phanh

2.3.2 Yêu cầu riêng của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành cầu sau xe tải trọng lượng tối đa 12 tấn trở lên .

  Cơ cấu phanh dùng trên các loại xe này cần tạo ra được một mô men phanh lớn vì trọng lượng của xe lớn. Ngoài  ra phải đảm bảo thoát nhiệt tốt vì quá trình phanh sinh ra nhiệt  có thể làm giảm tuổi thọ của cơ cấu phanh và ảnh hưởng đến hệ số ma sát.

3.3.3  Các dạng cơ cấu phanh có thể áp dụng trên cụm tổng thành cầu sau xe tải trọng lượng tối đa 12 tấn trở lên.

 Các cơ cấu phanh hiện nay đang được sử dụng trên ôtô gồm có các loại sau

  - Cơ cấu phanh guốc.

  - Cơ cấu phanh đĩa.

  - Cơ cấu phanh dãi

Trên xe tải  cỡ trung bình và lớn có thể sử dụng các loại cơ cấu phanh

  -  Cơ cấu phanh guốc dẫn động thủy lực.

  -  Cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén.

  -  Cơ cấu phanh guốc dẫn động khí nén.

2.3.4 Lựa chọn phương án thiết kế  cơ cấu phanh.

  Dựa theo yêu cầu của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành này ta thấy rằng cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực không thích hợp vì yêu cầu lực bàn đạp lớn. Cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén thích hợp hơn ở chổ giải quyết được vấn đề lực bàn đạp, giúp người lái điều khiển nhẹ nhàng. Trong đề tài cơ cấu phanh loại này cũng thích hợp hơn loại cơ cấu phanh guốc dẫn động khí nén vì nó đáp ứng tính đồng hoá. Chính vì thế đề tài sẽ áp dụng loại cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén. Các cơ cấu phanh loại này hiện nay cũng đang được sử dụng phổ biến trên các xe có tải trọng tương đương.

2.4 Lựa chọn phương án thiết kế dẫn động điều khiển phanh.

2.4.1 Yêu cầu chung của dẫn động điều khiển phanh.

  - Hệ thống dẫn động điều khiển phanh phải sinh ra được lực điều khiển tác dụng vào guốc phanh đủ để sinh ra mô men phanh cần thiết trên cơ cấu phanh khi phanh.

  - Giúp người lái  có thể điều khiển nhẹ nhàng.

  - Đảm bảo tính chép hình tạo cảm giác cho người lái

  - Có độ an toàn và tin cậy cao.

  - Dễ điều chỉnh và sữa chữa khi hỏng hóc.

2.4.2 Yêu cầu riêng của dẫn động điều khiển phanh dùng trên xe tải có tải trọng tối đa 12 tấn trở lên.

  Trên các loại xe tải loại này vì  tải trọng  tối đa của xe khá lớn nên yêu cầu cơ bản nhất là phải tạo ra được lực điều khiển khá lớn để sinh ra được mô men phanh thích hợp. Chính vì vậy nếu trong hệ thống dẫn động sử dụng thuỷ lực thì áp suất trong hệ thống khá lớn áp suất tối đa sinh ra là: 23MPa. Các đường ống, xylanh cũng như các chổ nối phải được chế tạo chịu được áp suất lớn này.

2.4.3  Các phương án dẫn động phanh.

  Ngày nay trên ôtô có tải người ta có thể sử dụng các phương pháp dẫn động sau đây:

+ Phanh dẫn động thuỷ lực.

+ Phanh dẫn động khí nén.

+ Phanh dẫn động thuỷ khí.

2.2.4 Lựa chọn dẫn động điều khiển phanh.

  Mỗi loại hệ thống phanh phù hợp với một loại xe có tải trọng nhất định. Trên các loại xe con thường bố trí hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực có trợ lực chân không, cơ cấu phanh trước là phanh đĩa còn cơ cấu phanh sau là phanh guốc loại đối xứng trục vì cơ cấu phanh phía trước yêu cầu mô men phanh lớn hơn, loại phanh đĩa phù hợp với yêu cầu này. Trên các loại xe tải có tải trọng trung bình và lớn hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực hoặc khí nén hoặc thuỷ khí, cơ cấu phanh guốc được sử dụng rộng rãi vì đáp ứng được yêu cầu mô men phanh lớn để có thể phanh được xe có trọng lượng lớn.

  Trên các loại xe tải có tải trọng lớn nhất nằm trong khoảng từ 12 đến 18 tấn phương án dẫn động  thuỷ lực trợ lực chân không không hợp lý vì  cần lực điều khiển khá lớn. Trợ lực chân không không đủ để đáp nhu cầu lực này. Phương án dẫn động khí nén cũng không kinh tế vì hệ thống dẫn động khí nén cồng kềnh, tiêu tốn công suất lớn. Chính vì thế trên các loại xe này người ta thường sử dụng phương án dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén. Với hệ thống phanh lựa chọn như vậy sẽ đáp ứng được nhu cầu mô men phanh lớn và có  độ bền lâu. Phần thuỷ lực có áp suất trong các đường ống lớn được rút ngắn và bố trí gọn. Dưới đây đề tài xin chọn một sơ đồ dẫn động cho hệ thống phanh có thể sử dụng cho các loại xe dùng cụm tổng thành trên, dựa trên cơ sở hệ thống phanh của xe HINO.

a) Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống dẫn động điều khiển phanh.

    Khí nén được tạo ra bởi máy nén khí 21 chia làm hai đường vào hai ngăn khác nhau của bình chứa khí 13 hai ngăn này sẽ cung cấp khí cho các  van tổng hợp phía trước và phía sau. Trên hai nhánh này đường khí được tách ra một phần để đưa vào máy sấy nóng 10, được biểu diễn bằng các đường nét đứt như trên hình. Quá trình sấy nóng và điều khiển áp suất vào bình chứa được điều khiển bởi các van kiểm tra 11 và van điều khiển áp suất 17. Đồng hồ 3 dùng để đo áp suất trong các ngăn của bình chứa khí. Hai ngăn của bình chứa được ngăn cánh nhau bởi van an toàn 16. Khi cần phanh bằng động cơ công tắc điện từ 20 sẽ bật làm cho xy lanh 18 hoạt động điều khiển việc xả khí thực hiện việc phanh bằng động cơ. Khi người lái đạp phanh tức là điều khiển tổng van 2 cho cả hai van ra phanh trước vas au mở, không khí sẽ từ  các ngăn khác nhau của bình chứa khí qua tổng van đến các xy lanh tổng hợp tác dụng vào pistông khí của xy lanh tổng hợp thực hiện quá trình phanh. Khi lượng dầu

trong  hệ thống thuỷ lực vì một lý do  nào đó mà ít đi thì dầu sẽ từ bình dầu 7 thông qua xy lanh tổng hợp đi  vào hệ thống và ngược lại. 1 là các công tắc cảnh báo hệ thống khí nén không còn hiệu lực. 5 là công tắc cảnh báo hệ thống thuỷ lực không còn hiệu lực. Khi dầu trong bình dầu 7 cạn công  tắc 8 sẽ bật để cảnh báo cho người lái. Khi người lái nhả phanh dầu trong các  xy lanh công tác sẽ theo đường cũ trở về  xy lanh tổng hợp. Tại trạng thái  dầu sẽ được bù thêm từ bình chứa 7 hoặc hồi bớt về bình chứa 7 thông qua van bù dầu tại xy lanh tổng hợp. Không khí từ xy lanh tổng hợp theo đường ống cũ trở về trơ về van phân phối và từ đây thoát ra ngoài khí trời thông qua các van xả của van phân phối.

b) Bình chứa khí nén

  Bình chưa khí nén chế tạo bằng cách hàn thép lá, bên ngoài và bên trong có sơn để chống rỉ. Các bình chứa được đặt ở vị trí thấp nhất của hệ thống phanh để nước có thể ngưng tụ lại, nhờ có van đặt ở dưói đáy bình mà nước ngưng có thể thoát ra ngoài. trên xe, hệ thống phanh chính có 1 bình chứa khí nén đươc chia ra làm hai ngăn, mối ngăn chứa có thẻ tích là 35 lít. Dự trữ khí nén đảm bảo phanh được 8 lần sau khi máy nén khí ngừng làm việc.

c) Van phân phối khí.

  Van phân phối khí dùng để đóng mở hệ thống phanh( cung cấp khí nén hoặc ngừng cung cấp) theo yêu cầu của người lái.

  Van phân phối khí là bộ phận rất quan trọng của truyền động phanh bằng khí, nó bảo đảm độ nhạy của truyền động, điều khiển phanh dễ dàng , đảm bảo tính chép hình và xả khí ra ngoài kết thúc quá trình phanh.

  Hiện nay trên các loại xe tải người ta dùng loại van phân phối loại pít tông sử dụng trong dẫn động khí nén hai dòng, một dòng ra xy lanh tổng hợp của  cơ cấu phanh cầu trước, một dòng ra xy lanh tổng hợp của  cơ cấu phanh cầu sau.

  *) Cấu tạo và nguyên lý làm việc của van phân phối kép.

  + Khi chưa phanh lò xo 5 và 14 giữ cho van của ngăn trên và ngăn dưới đóng của nạp nên khí từ bình chứa tới các cửa A, C bị chặn lại và thường trực ở đó.

  + Khi phanh bàn đạp phanh quay quanh chốt cố định  ép con lăn 22 tỳ lên cốc ép 20 làm cốc ép đi xuống. Khi đã khắc phục xong khe hở tự do giữa cốc ép và bích chặn 17 thì bích chặn ép phần tử đàn hồi 14 tỳ vào pít tông tuỳ động 15 làm pít tông đi xuống. Khi đế van xả (nằm trên pít tông tuỳ động) đi

hết khe hở giữa nó và nắp van thì van xả đóng lại và van nạp trên bắt đầu mở. Khi này ở ngăn trên khí nén đi từ cửa A qua van nạp ngăn trên cửa thông sang

cửa B để dẫn đến các bầu khí xy lanh chính. Đồng thời với quá trình này do ở cửa B có một lỗ thông với xy lanh của pistong số1 áp suất do khí này sinh ra cùng với lực đẩy của lò xo số 2 sẽ tạo ra tính chép hình gây cảm giác nặng cho người lái. Đồng thời E được thông với khoang F (phía trên pít tông lớn 4) nên một dòng khí có áp suất sẽ tác dụng lên mặt trên của pít tông lớn 4 làm nó đẩy pít tông nhỏ đi xuống. Khi khe hở giữa đế van xả và nắp van được khắc phục thì van nạp dưới bắt đầu được mở ra. Khí nén từ cửa C thông qua van nạp ngăn dưói thông qua cửa D để dẫn tới bầu khí của các xy lanh chính. Như vậy cơ cấu cơ khí trực tiếp điều khiển van nạp của ngăn trên còn van nạp ngăn dưới là do khí nén điều khiển sau khi van nạp ngăn trên đã mở. Như vậy có nghĩa là dòng nối với ngăn trên sẽ có tác dụng trước so với dòng nối với ngăn dưới. vì vậy dòng nối với ngăn trên được dẫn tới dòng truyền động cơ cấu phanh cầu sau nhằm mục đích giữ ổn định cho ô tô khi phanh.

 + Khi rà phanh tức là giữ phanh ở một vị trí nhất định thì độ gia tăng áp suất ở khoang B không còn nữa, trong khi đó áp suất ở khoang A tiếp tục tăng sẽ làm phá vỡ trạng thái cân bằng đẩy pistong nhỏ đI lên đóng kín cửa van nạp số 1. Quá trình cũng xảy ra tương tự đối với van nạp số 2 . Khi trang thái cân bằng mới đã được xác lập thì hai van xả và hai van nạp đều đóng.

   + Khi thôi phanh dưói tác dụng của lò xo hồi vị cốc ép 20, bích chặn 17, pít tông tuỳ động 15 sẽ đi lên. Van nạp trên được đóng lại và van xả trên mở ra. Khí nén từ bình chứa ngừng cung cấp còn khí nén từ các bầu phanh sẽ từ cửa B qua cửa xả theo đường thoát xả ra ngoài. Còn khoang dưới do khoang F mất áp suất nên pít tông lớn 4 và pít tông nhỏ bị lò xo 5 đẩy về vị trí phía trên. Van nạp ngăn dưới được đống lại và van xả ngăn dưói được mở ra, ngắt khí nén từ bình chứa và thoát khí nén từ bầu khí xy lanh chính theo đường thoát ra ngoài.

d) Xy lanh tổng hợp .

*)  Nhiệm vụ, cấu tạo.

 Nhiệm vụ chính của xy lanh tổng hợp là : Biến áp suất khí thể thành áp suất chất lỏng của dầu . Sơ đồ và cấu tạo của cụm chi tiết được cho như hình vẽ dưới đây.

*)  Sơ đồ và nguyên lý hoạt động.

  -  Khi đạp phanh áp suất khí từ van phân khối  theo đường ống vào trong xy lanh khí đẩy pistong khí số 2 chuyển động sang phải mang theo cần đẩy số 15 qua chốt 14 cũng chuyển động qua phải. Khi đã khắc phục hết khe hở giữa chốt và cốc, cốc  13 sẽ chuyển động  qua phải bịt kín lỗ bù dầu và tỳ vào pistong số 10 làm nó cũng chuyển động qua phải. Lúc này dầu từ xy lanh tổng hợp sẽ được đưa vào các xy lanh bánh xe thực hiện quá trình phanh. Đồng thời

 với quá trình đó không khí trong ngăn sau của pistong khí sẽ qua van xả 5 ra ngoài .

-  Khi đang đạp phanh mà dừng lại độ gia tăng áp suất ở ngăn trước của xy lanh khí không còn nữa Lực hồi vị của lò xo sẽ tạo ra trạng thái  cân bằng với

áp suất  ngăn trước của xy lanh khí.   khe hở bù dầu đóng.

 -  Khi thôi đạp phanh .

Không khí từ khoang trước của xy lanh khí theo đường cũ trở về van phân phối. Lò xo hồi vị 3 đẩy pistong số 2 thông qua cần đẩy 15 chốt 14 , cốc 13 kéo pistong thuỷ lực 10 qua trái. Dầu từ các xy lanh bánh xe theo các đường ống cũ trở về xy lanh tổng hợp. Tại vị trí cuối cùng khi khí  đã được xả hết sẽ xuất hiện khe hở bù dầu giữa cốc 13 và pistong số 10. Tại trạng thái  này dầu sẽ được bù thêm hoặc thoát bớt ra qua van bù dầu số 6.

Khi má phanh mòn quá giá trị cho phép, khe hở giữa má phanh và trống phanh lớn sẽ làm cho khoảng dịch chuyển của pistong 2 lớn chạm vào thanh đẩy của công tắc điện từ 12 công tắc này bật báo cho người lái  biết cần phải thay má phanh.

3  Tính tất yếu phải áp dụng tiêu chuẩn chung châu âu   ECE trong thiết kế các cụm tổng thành .

    Đất nước ta đang trong giai đoạn phát triển  kinh tế rất nhanh. Nhu cầu về lưu thông hàng hoá cũng ngày càng  lớn. Trong đó nhu cầu về  lưu thông hàng hoá bằng xe tải chiếm một tỷ trọng không nhỏ.  Các xe tải có trọng tải lớn  đang chiếm ưu thế về giá cả và thời gian. Bởi vì trong một khoảng thời gian loại xe lớn có thể vận chuyển được một khối lượng hàng hoá lớn, rút ngắn thời gian cho quá trình lưu thông hàng hoá.

 Ô tô  được sử dụng ở nước ta hiện nay rất đa dạng về chủng loại. Phần  lớn các xe cũ còn được sử dụng có nguồn gốc Đông Âu, các loại ô tô con thì phần lớn có nguồn gốc Tây Âu  hoặc Nhật Bản. Các loại xe tải lớn và xe khách thì rất nhiều có xuất xứ từ Hàn Quốc và một số lượng lớn các xe được sản xuất trong nước. Mỗi loại xe ở mỗi quốc gia này lại được sản xuất tuân theo một tiêu chuẩn nhất định. Với tình hình đa dạng về mặt kiểu dáng và tiêu chuẩn như vậy sẽ gây ra không ít khó khăn cho công tác quản lý phương tiện  cũng như quá trình sửa chữa, bảo dưỡng xe. Dẫn đến một nhu cầu phải có một tiêu chuẩn chung trong thiết kế, sản xuất xe ô tô ở nước ta.

Xu thế chung hiện nay trên thế giới cũng như trong nước ngành công nghiệp ô tô đang đi dần vào chuyên môn hoá. Ngày càng xuất hiện nhiều công ty, xí nghiệp chỉ sản xuất một chi tiết hoặc một nhóm chi tiết, một kết cấu hoặc một cụm tổng thành của ô tô  và kéo theo đó là xuất hiện những chiếc ô tô  là sản phẩm chung của rất nhiều công ty, xí nghiệp. Thậm chí của nhiều quốc gia.  Một vấn đề đặt gia đó là làm thế nào để đảm bảo tính đồng hoá của các cụm tổng thành này  hay nói cách khác làm thế nào để chiếc xe có thể hoạt động tốt, đảm bảo các yêu cầu kỷ thuật khi nó được chắp vá như vây. Giải pháp của vấn đề chính là  đặt gia một quy định, một tiêu chuẩn chung, tiêu chuẩn này sẽ áp chế cho tất cả các quá trình  thiết kế, sản xuất xe của các công ty, xí nghiệp và các cá nhân thuộc các quốc gia công nhận nó.

   Cùng với việc chịu ảnh hưởng của nhiều quốc gia sản xuất xe lớn trên thế giới là việc phải áp dụng cùng một lúc nhiều tiêu chuẩn  trong thiết kế, sản xuất cũng như sử dụng. Dẫn tới những vướng mắc và đặc biệt là mất tính thống nhất. Để giải quyết vấn đề đấy hiện nay ở nước ta đang có xu hướng và tiến tới sẽ sử dụng một loại tiêu chuẩn thống nhất đó là tiêu chuẩn chung Châu âu ECE.

  Trong giới hạn đồ án tốt nghiệp đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn này ở mức tuân theo các tiêu chuẩn về kích thước, khối lượng. Với loại xe hai cầu có thể sử dụng cụm tổng thành cầu sau chủ động này có tổng tải trọng không vượt quá 18 tấn. Trong đó tải trọng đặt lên cầu sau không quá 11 tấn. Loại xe. Kích thước lớn nhất cho phép đối với các xe này là: Dài tối đa không quá 12m, cao không quá 4m, rộng không quá 2,25m. Với  mong  muốn cố gắng để thoả mãn tính đồng hoá. Các thông số kỹ thuật ban đầu khác đề tài  xin được chọn theo các loại xe tham khảo có tuân theo tiêu chuẩn ECE.

PHẦN III

THIẾT KẾ  TÍNH TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG

1  Thiết kế truyền lực chính. 

  Để đáp ứng được tỷ số truyền i₀ phù hợp với cầu chủ động của các loại xe tải 12¸ 18 tấn ta sẽ sử dụng loại truyền lực chính đơn bánh răng hypoit.

Hình 3.1. Sơ đồ truyền lực chính

  Các ổ bi đỡ trục của bánh răng chủ động được bố trí theo kiểu công xôn, để tăng cứng ta bố trí thêm ổ bi đũa ở đầu trục.

Hình 3.2 Sơ đồ bố trí ổ bi đỡ trục bánh răng chủ động

1.1 Chế độ tải tính toán.

  Cầu chủ động trong thiết kế cụm tổng thành phải thoả mãn tính đồng hoá do vậy tải tính toán cho truyền lực chính được tính từ bám lên.

  Mômen tính theo bám:

                 M_tt= M_max.=G_i._max .r_bx..      (2.1)

    Trong đó các thông số chọn theo xe tham khảo   :

      - G_i: trọng lượng tĩnh tính cho cầu sau trường hợp chịu tải tối đa.                                        

             G_I=110000(N).

      -    _max: hệ số bám cực đại. _max lấy bằng 0,75                                             

      -   r_bx: bán kính làm việc của bánh xe:

      r_bx = .r₀ .            (3.3)

            Trong đó :

                                       r₀ =   (3.4

 Theo kí hiệu của lốp ta có:  Với loại lốp ký hiệu  12.00R-20-16PR

                                       H = 12(inch).

                                       d = 20(inch).

            Hệ số biến dạng lốp:  = 0,969.

               r _bx = 0,542 (m).             

       - i₀ : tỷ số truyền của cầu chủ động, i₀ được xác định theo lý thuyết ô tô như đã tính toán ở trên  i₀ =7,44.

Thay các giá trị trên vào công thức (2.1) ta được:

M_tt= 110000.0,78.0,542/7,74= 5853 (Nm).

Trong đó chế độ tải trọng tính cho độ bền lâu là:

                                  =(0,5-0,6)M_tt

    Chọn =0,6M_tt=3512 (Nm).

1.2 Tính các thông số hình học của truyền lực chính.

- Chọn số răng bánh răng chủ động Z₁:  Lựa chọn theo tỷ số truyền

   i₀ = 7,66  lựa chọn Z₁ = 6 răng.

-  Chọn số răng của bánh răng bị động Z₂.

   Z₂ = Z₁.i₀ =7,64.6 = 45,84 .

   Chọn Z₂ = 46 răng.

- Tỷ số truyền chính xác i₀ = .    (2.3)

- Đường kính vòng chia bánh răng lớn nhỏ nhất cho phép.

              d₂  được chọn theo mô men tác dụng lên bánh răng.

              d₂=(1,81-2,06)          (cm)     (2.4)

               d₂ =368 (mm).

- Chiều rộng vành răng bánh răng lớn.

Lấy gần đúng b₂ = 0,155.d₂=0,155.368 =57 (mm).

Giá trị lớn nhất cho phép  b₂          (2.5)

                                            b₂  (mm).

Lựa chọn b₂= 60 (mm).

- Độ dịch trục của bánh răng nhỏ.

E  (mm).  

Chọn  E = 36 (mm).

- Chọn chiều xoắn bánh răng nhỏ.

Chiều xoắn bánh răng nhỏ được chọn sao cho không gây ra bó kẹt khi cặp bánh răng làm việc. Chính vì thế nếu nhìn từ hướng động cơ xuống thì chiều xoắn của răng BR nhỏ là chiều xoắn trái còn chiều xoắn BR lớn phải  là xoắn phải.

- Góc xoắn bánh răng nhỏ.

Sơ bộ chọn õ₁=45⁰ – 50⁰ .

  Chọn õ₁=45⁰.

- Hệ số chiều cao làm việc của răng  chọn sơ bộ theo số răng của bánh răng nhỏ Ä_p= 0,875 .

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở tiết diện pháp tuyến chọn theo Z₁ .

                = 0,78.

- Bán kính đầu dao cắt chọn theo d₂.

Khi  d₂ > 300  r_c = 228,6 (mm).

- Tổng góc ăn khớp pháp tuyến ở cả hai phía răng . Đối với ô tô tải chọn = 45⁰.

  Việc tính toán các thông số hình học của bộ truyền hypốit tương đối dài, dưới đây em xin được trình bày bảng kết quả tính toán cho bộ truyền lực chính của cụm kết cấu cầu chủ động. Phần tính toán cụ thể em xin được trình bầy trong phần phụ lục.

Bảng 1. Các thông số hình học của bộ truyền lực chính hypôit.

1.3  Tính bền bánh răng theo uốn và tiếp xúc.

       Việc tính bền cho bánh cho truyền lực chính chỉ cần tính cho bánh răng nhỏ, tức là tính cho bánh răng chủ động. Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánh răng như trên hình dưới đây.

Hình 3.3 Sơ đồ lực của truyền lực chính

1.3.1 Tính các lực tác dụng.

Hình 3.4 Sơ đồ tính lực trên các bánh răng TLC

* Tính lực vòng.

    P₁ = P₂ = =3512/ 0,0335 =104829 (N).

* Tính lực hướng trục.

         Q₁ =

Thay số  Q₁  = 110601 (N)

         Q₂ =

Thay số Q₂ = 46960(N).

* Tính lực hướng kính.

         R₁ =

Thay số  R₁ = 95835 (N)

          R₂  =

Thay số   R₂ = 39694 (N).

1.3.2 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn.

  Ứng suất uốn tác dụng lên các răng của bánh răng chủ động được xác định theo công thức sau:

                   .                (2.6)

Trong đó:

       -  k_d: hệ số tải trọng động, chọn trong khoảng 1-1,5. Do xe làm việc trong  

           trong điều kiện tải trọng thay đổi nhiều nên ta chọn k_d=1,2.

       -  h: Chiều cao răng đáy lớn h = 15,06  (mm).

       -  b:  Chiều rộng bánh răng nhỏ  b₁ = 64 (mm).

       -  r₁: Bán kính vòng chia đáy lớn r₁ = 33,5 (mm).

       -  t_s: bước răng ở đáy lớn   t_s= 24,79 (mm).

       - : nữa góc côn chia       =9,66⁰

       -  P là lực vòng tính theo M_tt       P =

Trong đó r₁ = 33,5 (mm).

                                                           P =  = 104829 (N).

Thay các thông số vào ta được:

    Bánh răng côn của truyền lực chính được chế tạo từ thép các bon hợp kim trung bình 15HM, tôi trong dầu và ram có độ cứng HRC56-65, độ bền

                   .

Do vậy:        

Vậy độ bền uốn được đảm bảo.

1.3.3 Tính ứng suất tiếp xúc đặc trưng cho sự mòn bề mặt răng.

     Ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng được xác định theo công thức sau:   

                          (2.7)

Trong đó:

        -  P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình.

         -  E : môđun đàn hồi của vật liệu lấy bằng: E=20.10¹⁰ N/m² .

         -  r_td1, r_td2: bán kính tương đương của bánh răng chủ động, và bánh răng

            bị động xác định theo công thức sau:

                                             (2.8)

(r_x bán kính trung bình của bánh răng côn).                                    

Thay các giá trị vào ta được:

r_td1= 48,64 (mm).                   r_td2=3165 (mm).            .

Như vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2  Thiết kế Bộ truyền vi sai.

      Bộ vi sai có nhiệm vụ truyền mô men từ TLC sang các bán trục. Trong quá trình làm việc các bánh răng hành tinh có điều kiện làm việc khắc nghiệt hơn. Vì vậy trong quá trình tính toán ta sẽ tiến hành kiểm nghiệm bền cho bánh

răng hành tinh.           

Hình 3.5 Sơ đồ thiết kế vi sai

2.1 Xác định kích thước vi sai.

   Bộ vi sai được bố trí nằm gọn trong lòng bánh răng bi động của TLC do vậy kích thước của nó phải phù hợp để có thể bố trí được trong lòng bánh răng bị động.

 -  Chọn sơ bộ môđun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là:

                     m=5(mm).

 -  Chọn số bánh răng hành tinh của bộ vi sai  q = 4  bánh răng.

 -  Đường kính vòng đỉnh của bánh răng bán trục

      d_e= (0,30,35)D_e .       (2.9)

             Chọn:    d_e= 0,323.D_e= 0,3.368,2 = 119 (mm).

 -  Chọn số răng của bánh răng bán trục.

  Theo yêu cầu bô vi sai  nằm gọn 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:

 -  Số răng của bánh răng bán trục Z_b:       

                           (răng).      (2.10)

                          Chọn Z_b = 24  (răng).

  -  Số răng của bánh răng hành tinh Z_h được chọn theo tỷ số truyền được chọn  theo kinh nghiệm:  i_ht= 1,3.

Chọn Z₁ = 18 ( răng).     

2.2 Các thông số hình học của bộ truyền vi sai.

  Các thông số hình học của cặp bánh răng ăn khớp vi sai được tính toán như trong bảng dưới đây

   Bảng 2. Các thông số hình học của bộ truyền vi sai.

2.3 Tính bền bộ truyền vi sai.

 2.3.1 Tải tính toán.                 

Hình 3.6 Sơ đồ lực 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:

                  (Nm).    (2.11)

Việc tính toán về độ bền của bộ truyền vi sai được thực hiện đôi với bánh răng nhỏ hơn tức là các bánh răng hành tinh. Do vậy ta chỉ tính bền cho một bánh răng hành tinh. Các lực tác dụng lên bánh răng hành tinh được biểu diễn theo sơ đồ bên và được xác định như sau:

-  Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh là:

                      (N).           (2.12)

-  Lực hướng kính:     (N).           (2.13)

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

                       (N).   (2.14)

Hình 3.7. Sơ đồ tính toán bền trong vi sai bánh răng côn.

2.3.2 Tính toán ứng suất uốn.

       Ứng suất uốn tác dụng lên răng của bánh răng vi sai được xác định theo công thức sau:

                                              (2.15)

     -  k_d: hệ số tải trọng động chọn bằng 1,2.

Thay các thông số vào ta được:

                                  (N/m²).

       .

Như vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn.

2.3.3 Tính toán ứng suất tiếp xúc.

      Ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng được xác định theo công thức sau:   

                              (2.16)

Trong đó:

        -  P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình.

                                      (2.17)

         -  E : môđun đàn hồi của vật liệu lấy bằng: E=20.10¹⁰ N/m² .

         -  r_td1, r_td2: bán kính tương đương của bánh răng chủ động, và bánh răng

            bị động xác định theo công thức sau:

                                         .

                 (r_x bán kính trung bình của bánh răng côn).                                   

              Thay các giá trị vào ta được:

                      r_td1=47,78 mm.     r_td2=85,13 mm  

Ta có:        .

Như vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.3.4 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.

a)  Ứng suất chèn dập  sinh ra giữa trục bánh răng hành tinh và lỗ bánh răng hành tinh:

                                              (2.18)

Trong đó: -  Các kích thước thể hiện trên hình vẽ (H2.1).

                 -  d_vs: Đường kính trục chữ thập, tư đường kính bánh răng vi sai ta

                     chọn: d_vs= 26 (mm).

                 -  l₁: Được xác định theo chiều rộng bánh răng b:

                                              (2.19)

Thay các giá trị vào ta có:

   .

Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và lỗ bánh răng hành tinh đảm bảo.

b)  Ứng suất chèn dập  sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai:

                                               (2.20)

Trong đó:  + Các kích thước thể hiện trên hình vẽ (h2.1).

                 + l₂: Chiều day bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai. Chon l₂=20mm.

Thay các giá trị vào ta có:

Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai đảm bảo.

c)  Ứng suất chèn dập  sinh ra giữa đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai do Q_vs gây nên:

                                     .                (2.21)

   Trong đó ta có các kích thước d₁, d₆ như hình trên, chọn theo đường kính truc chữ thập và đường kính bánh răng hành tinh: d₁=18mm;  d₆= 70mm.

Thay các giá trị vào ta có:

                            .

Như vậy độ bền dập  sinh ra giữa đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai do Q_vs gây nên đảm bảo.

d)  Ứng suất chèn dập  sinh ra giữa đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai do R_vs gây nên:

                                            .         (2.22)

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=84(mm);       d₄= 75(mm).

Thay các giá trị vào ta có:

Như vậy, độ bền dập  sinh ra giữa đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai do R_vs gây nên dảm bảo.

e)  Ứng suất cắt  trục chữ thập dưới tác dụng của lực vòng P_vs:

                        .            (2.23)

3  Thiết kế tính toán bán trục và dầm cầu.

3.1 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  X_max.

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

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

        H-3.8. Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô           H-3.9. Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô

                   khi có lực dọc max                                  khi trượt ngang

3.1.1 Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại X_max

Khi ôtô chuyển động thẳng tính theo trường hợp tăng tốc lớn nhất.

-  Phản lực Z_bx tác dụng lên bánh xe được xác định theo trạng thái cầu sau

   chủ  động với ký hiệu Z_bx2:

                       .                (2.24)

Trong đó:

     -  m_2k: hệ số thay đổi trọng lượng lên cầu sau khi có lực kéo tiếp tuyến lớn nhất, chọn: m_2k=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= 110000 (N).

Thay các giá trị vào ta được:

-  Xác định lực dọc trục cực đại tác dụng lên bánh xe X_max:

     Lực dọc cực đại X_max  tính theo bám:

3.1.2 Khi ôtô bị trượt ngang hoàn toàn.

     Lực bên Y_k tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn, giả sử các lực ngang được thể hiện như hình vẽ. Khi đó phản lực thẳng đứng Z_t và Z_p tác dụng lên bánh xe sau bên trái và bên phải được xác định như sau:

                   (2.25)

                  (2.26)

Trong đó:

     -  : Tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau G₂^t.=110000 (N).

     -  h_g: Chiều cao trọng tâm của xe, lấy theo xe tham khảo: h_g=1,283 (m).

     -  B : Chiều rộng cơ sở của xe lấy theo xe tham khảo: B=1800 (mm) .

     - : Hệ số bám ngang, =1.

Thay các giá trị vào ta được các lực các lực bên:

3.1.3 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:

              .

Trong đó k_d là hệ số tải trọng động, lấy bằng 2.

3.2  Tính  cho bán trục giảm tải hoàn toàn .

  Vật liệu dùng làm bán trục cần chịu được mô men xoắn lớn, liên tục trong thời gian dài. Vì vậy ta sẽ sử dụng thép hợp kim C25Mn có ứng suất xoắn cho

phép. Chọn = 750 (MN/m²).

 Bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn từ bánh xe. 

Ứng suất xoắn được xác định như sau:

                                                 (2.27)

Trong đó:  d-là đường kính của bán trục.

                                              (2.28)

  Bán trục  được chế tạo bằng thép hợp kim với

          600-750 (MN/m²).   Chọn = 750 (MN/m²).

Thay vào công thức trên ta được:   

   Chọn: d = 56 (mm).

3.3 Tính dầm cầu chủ động với bán trục giảm tải hoàn toàn.

     Dầm cầu thiết kế là dầm cầu hàn, ta chọn hình dáng tại tiết diện đặt nhíp có dạng hình trụ tròn, 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 = 120(mm)                       d = 100 (mm).

    Mômen chống uốn xoắn tổng hợp là: 

                             W_th= o,1.D.[1- (d/D)⁴]= 0,0062(m³).          (2.29)

3.3.1 Tính khi có lực kéo cực đại.

       Phản lực Z_bx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu với:

                        M_uđ = Z_bx.l

          H-3.10. Sơ đồ lực và biểu đồ              H-3.11.Sơ đồ lực và biểu đồ

              mômen tác dụng lên dầm               mômen tác dụng lên dầm      

                cầu khi có lực dọc max.                cầu khi trượt ngang.

     Lực dọc X gây uốn trong mặt phẳng dọc của xe M_un = X_max.l và gây xoắn dầm cầu M_x= X_max.r_bx.

Trong đó l là khoảng cách từ mayơ bánh xe đến điểm đặt nhíp, ta chọn theo xe tham khảo: l=600 (mm).

Thay giá trị của l vào ta được các giá trị mômem ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt nhíp:

        M_ud= Z_bx.l = 60500.0,6 = 36300(Nm).

        M_un= X_max.l = 45375.0,6 = 27225 (Nm).

        M_x = X_max.r_bx=45375.0,542= 24593 (Nm).

Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên dầm cầu là:

                                 (2.30)       

Ứng suất tổng hợp tác là:

    Vậy dầm cầu đảm bảo đủ bền.

3.3.2 Tính khi trượt ngang hoàn toàn.

   Các lực được biểu diễn như hình trên, khi đó ta có mômen uốn tại điểm đặt nhíp bên trái và bên phải lần lượt là:

                                (2.31)

Thay số ta có     (N.m).

                             (2.32)

Thay số ta có   (N.m).

 Như vậy ứng suất uốn lớn nhất:

           .

Vậy độ bền uốn đảm bảo.

3.3.3 Tính theo tải trọng động tác dụng.

   Mômen uốn do tải trọng động gây ra:

                M_uđ= Z_đ.l = 110000.0,6 = 66000  (N.m).

Ứng suất uốn là:             .     (N/m²).

 = 80(MN/m²).

 Vậy độ bền uốn đảm bảo.

PHẦN IV

TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH

1 Các số liệu ban đầu.

Tải trọng tác dụng lên cầu sau là: G₂=11 tấn.

Tải trọng tối đa của xe là              G_td=18 tấn.

Chiều dài cơ sở của xe là               L=5530 mm.

Chiều cao trọng tâm của xe           h_g=1,283 mm.

Hệ số bám tối đa của đường           j =0,75.

Gia tốc chậm dần khi phanh           J_max=g. j =0,735.

Lốp xe lựa chọn trên cơ sở tải trọng cho phép của lốp ký hiệu :

12.00R-20-16PR

Bán kính làm việc của bánh xe       r_bx  = 0,542 (m).

2 Tính toạ độ trọng tâm của xe.

  Gọi a là khoảng cách từ trọng tâm xe đến tâm cầu trước, b là khoảng cách từ trọng tâm của xe đến đường tâm cầu sau xe ta có:

              a+b=L=5530 mm.  (3.1).

              a x 7 = b x 11         (3.2).

Từ (1) và (2) Tính được     a=3380 mm.

                                           b=2150 mm.

3 Tính mô mem phanh yêu cầu ở cầu sau.

1. Khi phanh trọng tâm xe được dồn về phía cầu truớc. Mô men phanh yêu cầu ở cầu sau có thể được tính như sau           

+ Mômen phanh cần có ở cơ cấu phanh sau:

 M_p2 = jG₂

                                                      (3.5)                     Trong đó :

   Trọng lượng của ôtô khi có tải trọng tối đa:        G = 180000(N).

   Chiều dài cơ sở của ôtô:                                       L = 5,53 (m).

   Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trước:  a = 3,38 (m).

   Chiều cao trọng tâm xe:                                       h _g  = 1,283 (m).

    Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh:                  = 0,735(m/s²).

    Gia tốc trọng trường:                                           g = 9,81(m/s²).

    Hệ số bám của bánh xe với mặt đường chọn :     ử = 0,75.

2. Do cầu chủ động trong đề tài phải thoả mãn tính đồng hoá nên mô men phanh yêu cầu tại các bánh xe được tính theo tải tĩnh tác dụng lên mỗi bánh xe đó.

                                            M_p2 = G_2T .j. r_bx

Trong đó : G_2T là trọng lượng tĩnh tác dụng lên mỗi bánh xe. G_2T=55000 (N)

Thay số ta có:                     M_p2=55000 x 0,75 x 0,542=22357 (Nm)

4 Tính diện tích tấm ma sát cần có.

4.1 Xác định diện tích tấm ma sát cần có trên cầu sau.

  Tổng diện tích tấm ma sát cần có trên các cơ cấu phanh của cầu sau phảI thoả mãn công thức sau:

                              [p].     (3.6)

Trong đó :    -  M là khối lượng cầu sau.

                     -  là tổng diện tích tấm ma sát cần có trên cầu sau.

Từ (1) suy ra   (m²).

Diện tích tấm ma sát cần có trên mỗi cơ cấu phanh.

                       (m²).

4.2  Xác định góc đặt của tấm ma sát õ_i  và bề rộng tấm ma sát b_i.

Hình 4.1 Thông số hình học của má phanh

4.2.1 Xác định góc đặt tấm ma sát õ₁ , õ₀ , õ₂.

- Góc õ₁ đối với xe tải chọn trong khoảng từ 14⁰ đến 16⁰ trong trường hợp xe tải lớn ta chọn õ₁= 15⁰

-  Góc  được xác định trên cơ sở :

+ Thoả mãn diện tích cần thiết của tấm ma sát.

+ Thoả mãn được sự bố trí các bộ phận như xylanh lực, chốt phanh …

Gọi  là góc ôm tấm ma sát ở má trước.

        là góc ôm tấm ma sát ở má sau .

Ta chọn +=235⁰

Trong đó =120⁰  , =115⁰.

+Góc õ₂.

 Má trước có     =+=15⁰+120⁰=135⁰.

 Má sau có       =15⁰+115⁰=130⁰.

4.2.2 Xác định bề rộng tấm ma sát b.

Diện tích của tấm ma sát được tính theo công thức.

                               (3.7)

Trong đó:

- õ₀: Là tổng góc ôm tấm ma sát trên 1 cơ cấu phanh õ₀=235⁰

- r : Là bán kính tang trống r = 0,22 (m).

(1)   (m)

  Chọn b = 0,20 (m).

5 Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh.

5.1 Xác định góc d giữa phương của lực N và trục X-X.

 Góc d được xác định dựa vào công thức.

                         (3.8)

-Với má trước ta có:     =15⁰  ,=120⁰  , =135⁰.

                  .

 - Với ma sau ta có:  =15⁰, =115⁰, =130⁰.

              .

5.2 Xác định bán kính điểm đặt lực tổng hợp.

Ta có thể xác định bán kính r theo công thức:

     r =         (3.9)

 Trong đó:

             r_T: Là bán kính tang trống r_T = 0,22 (m).

            : Góc ôm của tấm ma sát.

-  Với má trước.    

     =15⁰  ,=120⁰  , =135⁰.

Thay r_T,  vào  ta được:

             r^’ =      = 0,255 (m)  

-  Cơ cấu phanh sau

=15⁰  ,=120⁰  , =135⁰.

Thay r_T,  vào  ta được:

 r^’’==0,252(m)        

5.3 Xác định góc giữa phương của lực N và phương của lực R.

   Từ quan hệ hình học ta có

tgử =  = ỡ      (3.10)

 ỡ có trị số từ  ( 0,25 – 0,3 ).

Ta chọn ỡ = 0,3.  Thay vào  ta có:

Vì vật liệu làm tấm ma sát chọn như nhau nên

5.4 Xác định bán kính đặt lực r₀ của lực tổng hợp R.

Bán kính r_0i xác định theo công thức :

                               r_0i =     (3.11)

Với =0,3, = 0,255 (m), = 0,252 (m).

Ta được

5.5  Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp hoạ đồ.

   Để xác đinh lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh ta dùng phương pháp hoạ đồ lực.

    Khi đã chọn được các thông số kết cấu , , , r và xác định được góc và bán kính nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt các lực.

   Lực N₁, N₂ với hai lực này hướng vào tâm 0.

   Lực R₁ là tổng hợp của lực N₁ và T₁

+ Quy trình  xây dựng hoạ đồ lực:

- Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ theo đùng tỷ lệ, vẽ các lực P.

- Tính góc d và bán kính r, từ đó xác định điểm đặt của lực R

- Tính góc j và vẽ các phương của lực R. Kéo dài phương của lực R’ và P cắt nhau tại O’, kéo dài phương của P và R’’ cắt nhau tại O’’.

- Vẽ các đường song song với R’ và R’’, trên các đường này đặt các đoạn bằng nhau: P’ = P’’ = P và từ đó dựng các tam giác lực.

Mô men sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe là :

               M_P= M_P1 +M_P2 = R^’.r’₀ + R^”.r₀” .           (3.12)

Thay số ta có   22357=R^’.0,073 + R^”.0,072   (1)

Từ hoạ đồ lực phanh ta lại có tỷ lệ    x=R^’/R^”=351,69/150=2,34  (2)

Từ  (1) và (2) giải ra  ta được

                                R^”=92072 (N).

                                R^’= 2,34 R^”=215450 (N).

- Quy trình xác định các lực bằng phương pháp hoạ đồ:

+ Dựa vào các giá trị của lực R và tỷ lệ xích trên hoạ đồ lực ta xác định được các lực còn lại P’, P’’,U’,U’'

Kết quả đo được trên hoạ đồ lực phanh với m_d = 0,5 như sau:

Với má trước.

P_d^’ = 100 (mm).

R^’_d = 351,7 (mm).

U^’_d = 258,29 (mm).

 Như vậy ta có tỷ lệ

k_t =  =  = 612,59  (N/mm)

Lực tác dụng lên  má trước của cơ cấu phanh  là:

P^’_t = k_t P^’_d = 100 .612,59     =  61259 (N).

U^’_t = k_t U^’_d = 258,29 . 612,59   =  158227 (N).

R_t^’ =215450.

Với má sau:

P_d^’’ = 100 (mm).

R^’’_d = 62,4 (mm).

U^’’_d = 150 (mm).

Suy ra hệ số tỷ lệ k_t

k_t =  =  = 612,59  (N/mm).

Lực tác dụng lên má sau của cơ cấu phanh là:

P^’’_t = k_t P^’’_d =100 . 612,59     = 61259 (N).

U^’’_t = k_t U^’’_d = 612,59. 62,4  =  38225 (N).

R_t^’’ = 92072. (N)

6 Tính đường kính xi lanh công tác.

 Đường kính xi lanh công tác của bánh sau d được tính trên cơ sở lực P đã được xác định khi xây dựng họa đồ lực phanh:

                                   (3.12)

Với: P - lực ép của xi lanh phanh lên guốc phanh, P = 61259 (N).

        p_i - áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh, chọn p_i = 23 (MPa);

     (Cm).

7  Tính toán kiểm nghiệm cơ cấu phanh.

7.1  Kiểm nghiệm bền má phanh.

 a.Kiểm nghiệm theo áp suất trên bề mặt má phanh.

 Áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:

 Vì trong quá trình hoạt động má phanh trước là má chịu lực xiết khi phanh trong trường hợp xe chuyển động tiến các lực tác dụng lên má trước lớn hơn hẳn má sau. Nếu má trước đủ bền thì má sau cũng đủ bền do đó ta chỉ kiểm nghiệm bền cho má trước của cơ cấu phanh.

- Với má phanh trước.

                    (3.13)

Trong đó :

              ỡ : Là hệ số ma sát của bề mặt tiếp xúc ỡ=0,3.

               b : Là bề rộng tấm ma sát b = 0,20 (m).

              r_t : Là bán kính tang trống r_t= 0,22 (m).

              r₀ : Là bán kính tác dụng của lực tác dụng tổng hợp R. r₀= 0,073

              õ₀ : Là góc ôm tấm ma sát đối với má trước õ₀=120⁰=2,093 rad.

               : Là mô men phanh trên má trước của cơ cấu phanh.

              =215450 x 0,073=15727 (Nm).

Thay các giá trị vào công thức (1) ta có

Chọn vật liệu làm tấm ma sát có q =3 (MN/m²).áp suất trên bề mặt má phanh  nằm trong giới hạn cho phép.

Kiểm nghiệm theo công ma sát riêng L:

  Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V₀ cho tới khi dừng hẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thanh công ma sát L tại các cơ cấu phanh:

                          (3.14)

       Với: [L] = 400 đến 1000 (J/cm²).

G là tải trọng tác dụng lên cầu G =110000  (KG)

     V₀= 60 (km/h) = 16,66 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.

Gọi tổng diện tích các má phanh trên cầu sau  là F_∑ ta có:

                F_∑= 0,36 (m²).

Vậy công ma sát riêng là:   

 Vậy thỏa mãn điều kiện: .

7.2  Kiểm nghiệm bền trống phanh.

   Dựa vào trạng thái chịu lực của trống phanh trong qúa trình phanh ta thấy trống phanh làm việc gần giống như ống dầy chịu áp suất bên trong. Trong quá trình tính toán ta giả thiết rằng áp suất phân bố trên bề mặt trống phanh là không đổi.

   - Phản lực từ má phanh tác dụng lên trống phanh có thể tính theo công thức :      

    - Tổng diện tích phần trống phanh tiếp xúc với má phanh có thể tính theo công thức sau:      (3.15) .

    - Áp suất bên trong trống phanh được tính theo công thức  :

                        q =     

Trong đó :

M_p : Mômen phanh do guốc trước và guốc sau sinh ra. M_p =22357 (N.m)

 = 0,3.

b: là chiêù rộng má phanh b = 0,2 (m).

r_t =0,22 (m).

 =235⁰ =4,09 (rad).

Thay các giá tri vào công thức (3.14) ta có  q =1877984 (N/ m).

- ứng suất pháp xuất hiện trong ống tính theo công thức:

                                  s_n =     (3.16)

s_n   lớn nhất khi r = a^’ tại đó ta có  s_{n ­} =- q =187,7984 (N/m²).

Lấy  thêm điều kiện an toàn 1,5 ta có  s_n  = 1,5. 187,7484 =281  (N/m²) .

trống phanh làm bằng vật liệu có  [s_n] = 38 (MPa)  =38.10⁶  (N/m²) .

như vậy s_n < [s_n]   nên điều kiện bền theo ứng suất pháp được thoả mãn.

-         ứng suất tiếp xuất hiện trong ống tính theo công thức:

                                  s_t =    (3.17)

ứng suất tiếp cũng lớn nhất khi r = a^’. Lúc đó

                                                                           s_t ==42275506 (N/m²).

                       s_t =4,2.10⁷(N/m²). < [s_t].

Vậy trống phanh  đủ bền.

7.3 Tính chốt phanh.

7.3.1 Tính đường kính chốt phanh.

Đường kính của chốt phanh được xác định dựa trên điều kiện đảm bảo an toàn đối với ứng suất cắt.

                                 (3.18)

 Vì chốt phanh của má trước chịu lực lớn hơn nên ta cũng tính toán cho chốt của má trước còn má . Đường kính chốt phanh của má sau lấy bằng đường kính chốt phanh má trước.

Từ (3.16) ta có            =  0,035 (m) =3,5 (cm).

7.3.2 Kiểm nghiệm chốt theo ứng suất chèn dập.

 Ứng suất chèn dập của chốt phanh được xác định theo công thức :

                                          (3.19)

Trong đó :

- U là lực từ guốc phanh tác dụng lên chốt. U₁=158227 (N).

- d là đường kính chốt lấy d = 35 (mm).

- l là chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh lựa chon trên cơ sở có thể bố trí được lấy l = 100 (mm) .

                           (N/cm²).

Vậy chốt phanh đảm bảo đủ bền.

7.4 Tính bền guốc phanh.

   Trong quá trình làm việc guốc phanh trước chịu lực lớn hơn, nên ta chỉ tiến hành kiểm nghiệm bền cho guốc phanh trước. Để đơn giản kết cấu em xin chọn guốc phanh có kết cấu đơn giản dạng xương đơn. Mặt cắt ngang của guốc phanh co dạng hình chữ T. Để có thể tính toán guốc phanh ta coi guốc phanh như một thanh cong chịu lực phân bố .Để đảm bảo quy mô sản suất hàng loạt hai guốc phanh em xin chon về kết cấu và kích thước như nhau.

Hình.4.3: Mặt cắt ngang của guốc phanh.

 Bán kính ngoài má guốc phanh:             R₁= 220 (mm).          

 Bán kính trong má guốc phanh:              R₂=205 (mm).

 Bán kính trong xương guốc phanh:         R₃ = 140(mm)

 Chiều rộng guốc phanh:                       b = 200 (mm).

 Chiều dầy má guốc phanh:                            a  = 15   (mm).

 Chiều cao xương guốc phanh:                       d =   65  (mm).

 Chiều dầy xương guốc phanh:                       c =  40   (mm).

7.4.1 Tính các thông số hình học của guốc phanh.

    a) Kích thước từ trọng tâm G đến trục X-X.

Ta có :

                        Y_C1=,                                 (3.20)                            

  Với   F₁ diện tích phần trên chữ T

                       F₁ = a.b = 200.15 = 3300 (mm²).

  F₂ diện tích phần dưới chữ T:

                       F₂ = c.d = 40.65 = 2600 (mm²).

                       Y₂= Y_c1+Y_c2 =R₁^' - R₂^'

  Trong đó:   

                R₁^'=    (mm)

                R’₁:  Bán kính trọng tâm phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống

                R’₂:  Bán kính trọng tâm phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống.

                       R₂^'=  (mm)

                                 (mm)

  Thay vào (3.18) ta được :

                           (mm)

                       Y_c2 = Y₂ - Y_c1 = 40 – 22,37=17,63  (mm)

b) Tính bán kính đường trung hoà.

                      R_th =

 Vậy khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm guốc phanh là:

                    R_G = R₂^'+ Y_C2=172,5 +17,63 =190,13(mm).

7.4.2 Vẽ biểu đồ nội lực của guốc phanh.

     Ta coi guốc phanh là một chi tiết dạng thanh chịu lực phức tạp. Ngoài lực điều khiển P phản lực U từ chốt phanh tác dụng lên guốc phanh còn chịu lực phân bố là phản lực từ trống phanh tác dụng trở lại trong quá trình phanh. Để vẽ được biểu đồ nội lực của guốc phanh em xin xem xét bài toán trên phương diện  bài toán sức bền thanh cong chịu lực phân bố.

a) Phương trình nội lực của chi tiết guốc phanh.

    Guốc phanh có dạng thanh cong tròn  chịu lực phức tạp. Vì  má phanh chỉ ôm trên một góc nhất định của guốc phanh nên ta tạm thời chia guốc phanh ra làm 2 đoạn.

      Đối với guốc phanh trước ta đang tính toán thì vị trí độ dài các đoạn như sau:

     - Đoạn 1 là cung AB  bắt đầu từ điểm đầu guốc tiếp xúc với pít tông của xy lanh lực cho tới điểm giữa của tấm ma sát. giá trị ử = 0⁰- 65⁰.

      - Đoạn 2 được giới hạn bởi cung còn lại của guốc phanh tính từ điểm giữa của tấm ma sát đến đường tâm của chốt guốc phanh. Giá trị ử = 65⁰- 145⁰.

      - Trên mỗi đoạn nhỏ này lại chia thành 2 đoạn nhỏ bởi các vị trí đặc biệt 10⁰ và 100⁰ .

Trên cơ sở này ta viết được phương trình nội lực  cho các đoạn của guốc phanh như sau:

- Phương trình lực nén N_x cho đoạn trên của guốc phanh.

 N_x=         (3.21)

 -Phương trình lực nén N_x cho đoạn dưới của guốc phanh.

N_x=   (  3.22)  

- Phương trình lực nén Q_y cho đoạn trên của guốc phanh.

  Q_y=      (3.23)

     -  Phương trình lực nén Q_y cho đoạn dưới của guốc phanh.

  Q_y=    (3.24) 

b)Phương trình mô men uốn.

 - Phương trình nội lực cho đoạn trên của guốc phanh

 M_x=  (3.25)

- Phương trình nội lực cho đoạn dưới của guốc phanh chiều dương của lực tính từ chốt guốc phanh lên

M_x=   (3.26)                            c)  Tính giá trị các thành phần lực phân bố t và q.

- Lực phân bố pháp tuyến t.

                                  (3.27)

Trong đó:

   -T là thành phần tiếp tuyến của lực tác dụng tổng hợp lên guốc phanh             T=Rsinử = 215450sin16,7⁰ =61912 (N).

    - l là chiều dài má phanh l=2.ẽ.r.120/360 = 0,46(m).

Thay số ta có      (N/m).    (3.28)

- Lực phân bố pháp tuyến q.        (3.29)

Trong đó:

- Q là thành phần pháp tuyến của lực tổng hợp R.

                  Q= N = Rcosử = 215450cos16,7⁰= 206383 (N).

 Thay vào công thức ta có:        (N/m).

 d) Tính giá trị nội lực tại những điểm đặc biệt.

Giá trị của lực nén N_x.

Toạ độ ử =  0⁰. giá trị N_x=  = =-P = -61259 (N).

Toạ độ  ử =  10⁰

Giá trị N_x= = -61259cos10⁰=-60328 (N).

- Toạ độ    ử =  65⁰

Giá trị N_x=

    = -92218(N).

 -Toạ độ    ử =100⁰ dùng phương trình nội lực cho đoạn dưới của guốc phanh

  pt (3.22) Toạ độ cho phương trình 2 là 45⁰.

Giátrị

N_x=  

N_x=-193575(N).

Toạ độ  ử =130⁰. dùng phương trình nội lực cho đoạn dưới của guốc phanh

   Pt (3.22) Toạ độ cho phương trình 2 là 15⁰.

Giá trị

N_x= =-156007 (N).

Toạ độ ử =145^0­­ giá trị N_x=U_x= Ucos24,6⁰=158227. cos24,6⁰=143865 (N).

Giá trị lực cắt Q_y.

Toạ độ         ử =  0⁰. giá trị Q_y=-Psin0⁰= 0 (N).

Toạ độ  ử =  10⁰

Giá trị Q_y= = -61259sin10⁰=-10637 (N).

-  Toạ độ    ử =  65⁰

Giá trị Q_y=

    =  (N).

 -Toạ độ    ử =100⁰   dùng phương trình nội lực cho đoạn dưới của guốc phanh

  pt (3.24) Toạ độ cho phương trình 2 là 45⁰

Giátrị

Q_y=

 =-261925(N).

Toạ độ  ử =130⁰. Toạ độ  ử =130⁰. dùng phương trình nội lực cho đoạn dưới của guốc phanh Pt (3.24)

   Toạ độ cho phương trình 2 là 15⁰.

Giá trị

Q_y=    =-100840(N)

Toạ độ ử =145^0­­ giá trị Q_y=U_y= -Usin24,6⁰=-158227.sin24,6⁰ =-65866(N).

Giá trị mô men uốn M_x.

- Toạ độ         ử =  0⁰. giá trị M_x=-P(R-Rcos0⁰)= 0 (N.m).

 Toạ độ  ử =  10⁰

Giá trị M_x= = -61259(0,22-0,22cos10⁰)=-204 (Nm).

-  Toạ độ    ử =  65⁰

Giá trị M_x=

              =- 0,577.P.r + 0,426.q.r²-0,14.t.r   = +252  (Nm).

 -Toạ độ    ử =100⁰

Dùng phương trình (2.22) toạ độ đối với PT (3.26) là : 45⁰ .Thay vào ta có

Giá trị

M_x=   = + 33965 (Nm).

Toạ độ  ử =130⁰.

Dùng phương trình (2.22) toạ độ đối với PT (3.26) là : 15⁰ .Thay vào ta có

M_x=   = +15961  (Nm)

Toạ độ  ử =145⁰. Giá trị M_x= 0  (Nm).

d) Vẽ biểu đồ nội lực.  

Dựa trên kết quả tính toán trên ta có bảng giá trị ứng suất như sau.

Bảng 3. Giá trị nội lực trên guốc phanh.

Hình 4.4 Biểu đồ nội lực guốc phanh

d) Kiểm nghiệm bền guốc phanh  tại những điểm đặc biệt của mặt cắt ngang.

 Từ biểu độ nội lực ta thấy tại mặt cắt B_B là mặt cắt nguy hiểm nhất.

Tại đây ta có

                                      N = 193575(N).

                                      Q = 261925(N).

                                      M_u = 33965(N.m).

Mắt cắt ngang tại B_B ta coi như chữ T như trên hình 3.3

Đối với tiết diện hình chữ T, để kiểm nghiệm bền ta cần tính ứng suất tại các điểm  1,2,3.

Ứng suất do Q_Y và  M_U  gây ra được tính như sau :                     

.   (3.30)

  Trong đó:

            F: diện tích của tiết diện tính toán, F = 4950( mm²) = 5900.10^-6(m²).

            R_th: bán kính đường trung hoà: R_th = 0,192( m).

            R _i: bán kính tại điể đang xét.

  Q_y = - 414740 (N).

            M_u =  53439 (N).

+ Xét tại điểm 1

 ta có R_i=R₁=0,22 m.

 = 0,83.10⁶ (N/m²).

+ Xét tại điểm 2

ta có R_i=R₂=0.205 ( m).

 = 46,3.10⁶ (N/m²).                

+ Xét tại điểm 3

ta có R_i = R₂= 0,14 (m).

 = - 59,9.10⁶ (N/m²).

Ứng suất tiếp do lực N_z gây ra :

Theo DuRapxki thì ứng suất tiếp được tính theo công thức.  

                                     (3.31)                                            

Với S_X : Mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm.

        Ta có:

                      (3.32)

                    Trong đó:

                               F_c: Diện tích phần cắt phía dưới chữ T:

                               F_c = 0,0026 (m²)

                                 Y- toạ độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hoà.

Trên hình guốc phanh chữ T nên tại điểm 1,3 có dF = 0 nên S_x=0.

Tại điểm 2:

                   S_x=Y₂.F_c.  (3.28)

                   Y₂ = R^’₁- R_th = 212– 192 = 20(mm).

 Suy ra:

                   S_x = 0,0026.0,02 = 5,2.10^-5 (m³ ).

                    J_X : Mômen quán tính của tiết diện

                   Ta có :    (3.29)

Với:                                  R₁ = 0,22(m)

                                       R₂ = 0,205 (m).

                                       R₃ = 0,14(m).

                                        c = 0,04 (m).

                                        a = 0,20 (m).

                                       Y_c2 = 0,01879 (m).

                                          Y_c1 = 0,02377(m).

                                        F₁ = 0,0033(m²).

                                        F₂ = 0,0026(m²).

 Thay số vào công thức trên ta tính được J = 16,7.10^-6  m⁴.

         b:  Chiều dày phần bị cắt: a = 0,015 m.

         N_z : Lực cắt tìm được N_z = 374580 (N).

Thay số vào ta tìm được :

Tại điểm 1,3 ta có .

Tại điểm 2 ta có:     =4.10⁶ (N/m²).

Ứng suất tổng hợp sẽ là :

                                (3.33).

Vậy ở điểm 1 ta có:          _th1=₁= 0,83.10⁶ ( N/m²).

                     2 ta có :       _th2=(N/m²).

                      3 ta có :       _th3=₃= 59,9.10⁶ (N/m²).

Guốc phanh chế tạo bằng thép có  [_k]  =10⁸  vậy _th < [_k] 

Vậy guốc phanh đủ bền.

7.5  Kiểm nghiệm độ bền của thành xy lanh công tác.

 Thành xy lanh công tác ở các bánh xe được coi như một ống dầy chịu áp suất  phân bố đều. áp suất chất lỏng có phương tác dụng vuông góc với thành xy lanh. Chính vì vậy ứng suất suất hiện trong thành xy lanh cũng chỉ có áp suất pháp.

- ứng suất pháp xuất hiện trong thành xy lanh tính theo công thức:

                                  s_n =     (3.34)

Trong đó

- q là áp suất chất lỏng trong xy lanh

- a^’ Bán kính thành trong của xy lanh công tác a^’ = 58,2 (mm).

- b^’  Bán kính thành ngoài của xy lanh công tác b^’ =67,2 (mm).

- r  Bán kính tại điểm xét.

ưng suất pháp lớn nhất tại các điểm có r = a^’ . khi đó

s_{n ­} =- q = - 23.10⁶ (N/m²).

Thành xy lanh làm bàng thép co [s_n] = 38.10⁶ (N/m²).

Như vậy s_n< [s_n]  Thành xy lanh đủ bền.

PHẦN V

THIẾT KẾ CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁN TRỤC

1  Phân tích kết cấu, chọn dạng sản xuất.

1.1  Phân tích kết cấu.

- Chi tiết bán trục trong cụm tổng thành có dạng trụ dài, một đầu có then hoa còn một đầu có mặt bích.

- Chức năng nhiệm vụ:  Chức năng của bán trục vì bán trục là giảm tải hoàn toàn nên chỉ chịu tải chủ yếu là mô men xoắn. Chính vì thế then hoa trên trụ được dùng chuẩn định vị là bề mặt bên.

- Từ những phân tích về mặt kết cấu trên ta thấy rằng chi tiết có những yêu cầu về mặt kỷ thuật sau:

+ Các góc lượn phải hợp lý để chịu được mô men xoắn lớn.

+ Chi tiết phải được chế tạo chính xác về mặt hình học.

+ Bề mặt tạo then hoa phải được gia công  đạt độ bóng và độ cứng nhất định.

+Bề mặt bắt bu lông  phải được gia công đạt độ bóng nhất định.

1.2  Chọn dạng sản xuất.

  Xuất phát từ yêu cầu của đề tài là sản xuất một cụm tổng thành có thể sử dụng trên nhiều loại xe nên ta chọn dạng sản suất là sản xuất hằng  loạt.

2 Lập quy trình công nghệ.

2.1 Phương pháp tạo phôi.

- Do chi tiết có dạng hình trụ dài , dễ tạo và cần yêu cầu về thớ nên em chọn phương pháp chế tạo phôi là rèn khuôn. Với kết cấu phôi rèn như vậy sẽ đáp ứng được yêu cầu về cơ học của phôi và yếu tố công nghệ cho sản suất hằng loạt.

2.2  Thiết kế quy trình công nghệ.

2.2.1  Nguyên công 1: Khoả mặt đầu và khoan lỗ tâm.

- Khỏa mặt đầu.

- Khoan lỗ định vị tâm, chiều sâu là 4,5 mm, đường kính

                                              Hình 5.1 Sơ đồn guyên công 1

 a) Khoả mặt đầu:

 * Định vị, kẹp chặt:

    + Định vị và kẹp chặt bằng 4 khối V tự định tâm sử dụng vít me trái chiều.

*Dụng cụ:

     + Máy chuyên dùng MP-73 do Nga sản xuất.

     + Dao khỏa mặt đầu: dùng dao phay mặt đầu răng chắp mảnh hợp kim cứng có D = 100.

* Chế độ cắt:

+ Tốc độ cắt: V = 145 mm/ph+ Chiều sâu cắt: t = 1 mm                                  

+ Lượng chạy dao: S = 0,8 mm/vòng

+ Số vòng quay trục chính dao n = 462(v/phut)

b) Khoan lỗ tâm:

* Định vị, kẹp chặt:

    + Định vị và kẹp chặt bằng 4 khối V tự định tâm sử dụng vít me trái chiều.

*Dụng cụ:

      + Máy chuyên dùng MP-73

      + Chọn mũi khoan lỗ tâm chuyên dụng đường kính d = 6(mm).

* Chế độ cắt:

      + Lượng dư gia công: Z = d/2 = 3 (mm)

      + Chiều sâu cắt: t = 1 (mm)

      + Lượng chạy dao: S = 0,08 (mm/vòng)

      + Tốc độ cắt: V = 20 (m/ph)

      + Số vòng quay trục chính  n = 525 (v/phut)

2.2.2  Nguyên công 2: Tiện mặt phẳng bắt bu lông.

- Tiện mặt trong của bích.

- Tiện mặt ngoài của bích.

                                                Hình 5.2 Sơ đồ nguyên công 2

a) Tiện mặt trong của bích:

* Định vị, kẹp chặt:

    + Dịnh vị và kẹp chặt bằng 2 mũi tâm có sử dụng luynet bổ trợ và tốc để truyền chuyển động quay.

*Dụng cụ:

      + Máy tiện 1M63

      + Dao tiện ngoài thân cong gắn mảnh thép gió mác thép P8.

* Chế độ cắt:

      + Tốc độ cắt: V = 100 mm/ph   

      + Lượng dư  Z =  1,5 mm               

      + Chiều sâu cắt: t = 1,5 mm

      + Lượng chạy dao: S = 0,8 mm/vòng

      + Số vòng quay trục chính n = 159

b) Tiện mặt ngoài của bích:

* Định vị, kẹp chặt:

      + Dịnh vị và kẹp chặt bằng 2 mũi tâm có sử dụng luynet bổ trợ và tốc để truyền chuyển động quay.

*Dụng cụ:

       + Dao tiện ngoài thân cong gắn mảnh thép gió.

* Chế độ cắt:

       + Tốc độ cắt: V = 100 mm/ph                   

       + Chiều sâu cắt: t = 1,5 mm

       + Lượng chạy dao: S = 0,8 mm/vòng

2.2.3  Nguyên công 3: Tiện mặt trụ

                                            Hình 5.3  Sơ đồ nguyên công 3

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng hai mũi tâm, hạn chế 4 bậc tự do, tăng cứng bằng luynet và truyền chuyển động quay bằng tốc.

* Chọn máy:

+ Chọn máy tiện 1M63

* Chọn dao:

+ Chọn dao tiện bằng ngoài  thân thẳng gắn các mảnh thép gió mác P8.

* Chế độ cắt:

+ Lượng dư gia công:     Z =1,2 (mm).

+ Chiều sâu cắt:           t = 1,2 (mm)

+ Lượng chạy dao:     S = 0,8 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt:              V= 100(m/phut)

2.2.4  Nguyên công 4: Tiện mặt trụ f56

- Tiện  mặt trụ phay then hoa f 56

- Tiện vát góc  mặt trụ phay then hoa f 56

                                             Hình 5.4 Sơ đồ nguyên công 4

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng hai mũi tâm, hạn chế 4 bậc tự do, tăng cứng bằng luynet và truyền chuyển động bằng tốc

* Chọn máy:

+ Chọn máy tiện 1M63

* Chọn dao:

+ Chọn dao tiện ngoài thân thẳng gắn mảnh thép gió mác thép P8.

* Chế độ cắt:

        + Lượng dư gia công:   Z = 1 (mm).

+ Chiều sâu cắt:        t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao:    S = 0,6 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt V = 140(m/phut)

+ Số vòng quay trục chính n = 568 (v/ phut)

Chế độ cắt cho bước vát góc.

* Chế độ cắt:

        + Lượng dư gia công:   Z = 1 (mm).

+ Chiều sâu cắt:  t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao:  S = 0,6 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt V = 140(m/phut)

+ Số vòng quay trục chính n = 568 (v/ phut)

2.2.5  Nguyên công 5: Khoan lỗ bắt bu lông

- Khoan 12 lỗ f 14 trên mặt bích.

                                                Hình 5.5 Sơ đồ nguyên công 5

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng  mặt đáy hạn chế 3 bậc tự do, 1 khối V ngắn hạn chế hai bậc tự do 1 khối V tuỳ động hạn chế 1 bậc tự do.

+ Kẹp chặt bằng khối Vtuỳ động.

* Chọn máy:

+ Chọn máy khoan đứng Việt Nam Liên Xô K125

* Chọn dao:

+ Chọn dao khoan bằng thép gió mác thép P8.

* Chế độ cắt:

+ Chiều sâu cắt:

+ Lượng chạy dao:  S = 0,25 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt V = 71,3 (m/phut)

+Số vòng quay trục chính n = 525 ( v/ph)

2.2.6  Nguyên công 6: phay then hoa.

+ Chi tiết được định vị bằng  hai mũi tâm hạn chế 4 bậc tự do tăng cứng bằng luynet, truyền chuyển động quay bằng tốc truyền.

Hình 5.6 Sơ đồ nguyên công 6

* Chọn máy:

+ Chọn máy  là máy phay vạn năng :

* Chọn dao:

+ Chọn dao là dao phay lăn răng chuyên dùng  để phay then hoa vật liệu mũi dao là thép gió mác P8:

* Chế độ cắt:

+ Chiều sâu cắt: 

+ Lượng chạy dao: Tra bảng : S = 0,005 (mm/vòng)

         + Tốc độ cắt: V = 80 (mm/phut).

         + Số vòng quay của dao n = 318(v/phut)

2.2.7  Nguyên công7 : Mài then hoa.

+ Chi tiết được định vị bằng  hai mũi tâm hạn chế 4 bậc tự do tăng cứng bằng luynet, khống chế chuyển động góc bằng dưỡng.

Hình 5.7 Sơ đồ nguyên công 7

* Chọn máy:

+ Chọn máy  là máy mài phẳng 3B724:

* Chọn dao:

+ Chọn dao là đá mài profin thẳng:

* Chế độ cắt:

+ Chiều sâu cắt:  t = 20 (mm).

          + Tốc độ cắt  Vc = 30 ( m/s)

          + Số vòng quay trục chính đá mài   n_s = .

           Thay số   V_c = 30(m/s) ,  D_s = 80  ta có  n_s =7165 ( v/phut).

2.2.8  Nguyên công8 : Kiểm tra.

- Mặt chuẩn là bề mặt côn của hai lỗ tâm.

- Kiểm tra độ vuông góc giữa mặt bích bắt bu lông so với đường tâm trục.

Hình 5. 8 Sơ đồ nguyên công 8

KẾT LUẬN CHUNG

   Trong thời gian ba tháng thiết kế tốt nghiệp em đã được giao nhiệm vụ Thiết kế cụm cầu sau cho ôtô vận tải có trọng lượng toàn bộ từ 12 tấn trở lên. Em đã cố gắng s­ưu tầm tài liệu và vận dụng kiến thức đã được học tập để hoàn thành nhiệm vụ được giao. Sau khi hoàn thành thiết kế tốt nghiệp, đồ án của em đã giải quyết được các vấn đề sau:

- Phân tích lựa chọn phương án thiết kế.

+ Lựa chọn phương án thiết kế TLC là loại cặp bánh răng hipôit.

+ Lựa chọn phương án thiết kế vi sai là loại vi sai bánh răng côn đối xứng.

+ Lựa chọn phương án thiết kế bán trục là loại bán trục giảm tải hoàn toàn.

+ Lựa chọn phương án thiết kế dầm cầu loại dầm rời ghép bằng phương pháp hàn.

+ Lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu phanh loại cơ cấu phanh guốc đối xứng trục dẫn động  thuỷ lực điều khiển bằng khí nén.

- Thiết kế cầu chủ động.

+ Tính toán thông số hình học cặp bánh răng ăn khớp TLC.

+ Tính bền cặp bánh răng ăn khớp TLC.

+ Lựa chọn phương pháp bố trí ổ bi.

+ Tính toán thông số hình học và tính bền Cặp bánh răng ăn khớp bán trục, vi sai.

+ Tính toán bán trục.

+ Tính toán dầm cầu.

- Thiết kế cơ cấu phanh.

+ Xác định mô men phanh yêu cầu.

+ Tính lực tác dụng lên guốc phanh.

+ Thiết kế tính toán guốc phanh, chốt phanh, má phanh,  xy lanh bánh xe.

- Lựa chọn phương án dẫn động, điều khiển phanh.

  Phương án dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén.

- Thiết kế công nghệ gia công chi tiết bán trục.

  Qua kết quả tính toán em thấy rằng các cụm thiết kế đều đảm bảo về thông số làm việc, đủ bền và không bị lãng phí vật liệu.

  Trong quá trình làm đồ án, với thời gian có hạn nh­ưng bản thân em đã có cố gắng tìm hiểu thực tế và giải quyết các nội dung kĩ thuật hợp lý. Sau khi hoàn thành đồ án tốt nghiệp Có những vấn đề đã ứng dụng trong thiết kế mà em cho là mới sau đây:

      Các thông số kỹ thuật về kích thước, áp suất.. được chọn theo tiêu chuẩn chung châu âu ECE trên cơ sở xe tải của hãng HINO. Việc tính toán bền guốc phanh sử dụng giả thiết phân bố  áp suất  đều trên guốc phanh và áp dụng bài toán thanh cong chịu lực phân bố. Sử dụng kết cấu hợp lý cho cơ cấu điều chỉnh khe hở má phanh giúp cho người sử dụng xe có thể điều chỉnh dễ dàng.

      Với kết quả thiết kế tốt nghiệp như trên cụm tổng thành cầu sau chủ động của đề tài có thể lắp trên các loại xe xe khách, xe tải hai cầu hoặc ba cầu mà có tổng tải trọng lên cầu sau chủ động không vượt quá 11 tấn. Với tình hình sản suất và xu thế chung trong sản xuất ôtô hiện nay là tính chuyên môn hoá ngày càng cao em nghĩ rằng cụm tổng thành cầu sau chủ động trong đề tài phù hợp với thực tế sản xuất ở nước ta.

   Trong thời gian thiết kế tốt nghiệp 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 thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận đ­ược những ý kiến đóng góp, bổ sung của các thầy, và các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn, góp phần nhỏ bé vào nhu cầu sử dụng xe ở Việt Nam hiện nay. Một lần nữa em xin cảm ơn sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của thầy ……………….. cùng các thầy trong môn ôtô đã giúp em hoàn thành đồ án này.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Tập bài giảng thiết kế tính toán Ôtô

                Tác giả: pgs.pts. Nguyễn Trọng Hoan

  2. Bài giảng cấu tạo Ôtô

                Tác giả: Phạm Vỵ - Dương Ngọc Khánh

                Xuất bản: Hà Nội - 2004.

3. Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh Ôtô máy kéo

               Tác giả:  Dương Đình Khuyến

               Xuất bản: Hà Nội - 1985.

4. Hướng dẫn thiết kế tính toán truyền lực cầu chủ động ôtô máy kéo..  

               Tác giả:  Dương Đình Khuyến

              Xuất bản  ĐHBK 1976  

5. Thiết kế tính toán ôtô máy kéo

              Tác giả  Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên

              Xuất bản ĐH và THCN - 1985

6. Sức bền vật liệu

             Tác giả: , pts  Lê Ngọc Hồng

             Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật- 1998

7. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2.

             Tác giả: Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

             Xuất bản: ĐHBK in 2000.

 8. Hướng dẫn làm bài tập dung sai.

             Tác giả: Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng.

9. Công nghệ chế tạo máy.

             Tác giả: gs.ts. Trần Văn Địch

             Xuất bản  Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật- 2003

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"