Đồ án thiết kế ô tô thiết kế cầu chủ động ô tô

  Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THƠNG VẬN TẢI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH VIỆN CƠ KHÍ – BỘ MƠN CƠ KHÍ Ơ TÔ - - ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG Ô TÔ GVHD: ThS PHẠM VĂN THỨC SVTH: Phạm Xuân Thịnh MSSV: 1751080181 LỚP: CO17B   Đồ án thiết kế tính tốn ô tô GVHD: Th.s Phạm Văn Thức NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ Ô TÔ HỌ VÀ TÊN: Phạm Xuân Thịnh; MSSV: 1751080181 NGÀNH: CƠ KHÍ Ơ TƠ; LỚP: CO17B THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG Ô TÔ 1/ Số liệu ban đầu: - Loại xe: tải Công thức bánh xe: 4x2 Khối lượng xe đầy tải (kg): 9500 - Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu sau chủ động (kg): 6450; - Cỡ lốp trước/sau: 8.25 -16/ 8.25 -16 -Vị trí lắp động (cầu trước/sau): cầu trước; -Vết bánh sau (mm): 1650; -Loại hộp số: khí; Số cấp: -Tỷ số truyền hộp số I=5,670;II=3,730; III=1,810; IV=1,324;V=1, số lùi=5,820 i0 =5,320 -Loại động cơ: diesel; Công suất cực đại (Nemax)/ vịng quay (nN): 130/2600 kW/v/ph -Mơ men xoắn cực đại (Memax)/ vòng quay (nM): 450/1800 Nm/v/ph -Hệ số bám cực đại đường, max = 0,7; 2/ Số liệu tham khảo: 3/ Nội dung thuyết minh: -Phân tích điều kiện làm việc yêu cầu cầu chủ động -Chọn phương án thiết kế cầu chủ động (truyền lực chính, truyền lực cuối cùng) thơng số -Thiết kế kỹ thuật cầu chủ động (truyền lực chính, vi sai, bán trục, vỏ cầu, ổ trục đỡ,) 4/ Yêu cầu sơ đồ, vẽ: -Sơ đồ nguyên lý cầu chủ động (khổ tự chọn) -Bản vẽ lắp cầu chủ động (khổ A1) -Bản vẽ cụm, chi tiết (theo hướng dẫn) MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU PHẦN I: TỔNG QUAN Trang    Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức 1.1 Giới thiệu chung hệ thống truyền lực 1.2 Truyền lực 1.2.1 Cơng dụng: 1.2.2 u cầu chung truyền lực chính: 1.2.3 Phân loại truyền lực : 1.2.4 Cấu tạo truyền lực chính: 1.3 Vi sai 1.3.1 Công dụng: 1.3.2 Yêu cầu cụm vi sai: 1.3.3  Phân loại vi sai: 1.3.4 Kết cấu số dạng vi sai 1.4 Các bán trục 1.4.1 Công dụng: 1.4.2 Yêu cầu bán trục: 1.4.3 Phân loại bán trục: 1.5 Vỏ cầu 1.5.1 Công dụng vỏ cầu 1.5.2 Yêu cầu vỏ cầu 1.5.3 Phân loại vỏ cầu 1.6 Các thông số kỹ thuật xe PHẦN II: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN 2.1 Thiết kế tính tốn truyền lực 2.1.1 Phân tích kết cấu, chọn phương án truyền lực 2.1.2 Tính tốn chế độ tải trọng  2.1.3 Tính chọn kích thước truyền lực 2.1.4 Tính tốn lực tác dụng lên cặp bánh truyền lực 2.1.5 Tính bền bánh theo ứng suất uốn 2.1.6 Tính bền bánh theo ứng suất tiếp xúc 2.2 Tính tốn vi sai 2.2.1 Xác định kích thước vi sai 2.2.2 Tính bền vi sai 2.3 Tính tốn bán trục 2.3.1 Phân tích kết cấu, chọn bán trục 2.3.2 Tính tốn bán trục 2.4 Tính tốn dầm cầu 2.4.1 Phân tích kết cấu, chọn loại dầm cầu 2.4.2 Tính tốn bền dầm cầu chủ động không dẫn hướng  Tài Liệu Tham Khảo   LỜI NÓI ĐẦU 5 5 7 7 14 14 14 15 17 17 17 17 18 19 19 19 19 20 24 25 26 27 27 30 32 32 32 36 36 36 43   Đồ án thiết kế tính tốn tô GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  Ngày nay, ngành công nghiệp ô tô giới phát triển trình độ cao Nó ứng dụng thành tựu nhiều nghành khoa học kỹ thuật khác như: Vật liệu, điện tử, công nghệ thông tin nhằm phục vụ cách tốt cho nhu cầu đời sống ngày cao người Ở nước ta nay, thị trường ô tô sôi động với nhiều doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp ô tô Trong số doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài, đa số doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp xe du lịch, doanh nghiệp tham gia vào sản xuất lắp ráp xe tải chiếm số lượng nhỏ Sản lượng doanh nghiệp nước doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước chiếm 20%, lại gần 80% nhập xe qua sử dụng nước như: Hàn Quốc, Nhật Bản, Đức, Nga, Trung Quốc  Nhiều doanh nghiệp nhập sắtxi thiết kế chế tạo thành xe ô tô dùng lĩnh vực khác đặc biệt chở hàng hố Điều đáp ứng  phần nhu cầu xe tải công nghiệp ô tô nước ta chưa đáp ứng Hiện nay, VN gia nhập WTO Vấn đề đặt hàng rào thuế quan bị  phá bỏ, sản phẩm nước phải có đủ khả cạnh tranh với sản  phẩm nước Mặt khác vấn đề nội địa hoá phủ quan tâm Để có khả cạnh tranh tăng tỷ lệ nội địa hoá sẩn phẩm nước, việc áp dụng kĩ thuật, khoa học công nghệ tiên tiến biện phát hiệu nhanh chóng Trong giai đoạn vừa qua, tỷ lệ nội địa hố sản phẩm ơtơ VN chủ yếu tập trung vào số chi tiết, phụ tùng khung vỏ, săm lốp, nhựa, cao su… phần thực động hộp số chủ yếu hệ thống truyền lực, chi tiết khí Cụm Cầu chủ động cụm chi tiết hệ thống truyền lực, đảm bảo truyền động đến bánh xe chủ động Cầu chủ động hồn tồn có khả nội địa hố công nghệ nước Theo quy hoạch phủ phê phê duyệt đến năm 2010, tỷ lệ sản suất nước hầu hết chủng loại sản phảm ô tô phải đạt 50%,  phấn đấu xuất ô tô phụ tùng đạt – 10 % tổng sản lượng ngành   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  Đề tài thực gồm nội dung chính:  Tổng quan cụm cầu sau Tính tốn thơng số cụm cầu sau Do trình độ thời gian có hạn nên Đồ án nhóm chúng em khó tránh khỏi thiếu sót, em mong nhận ý kiến đóng góp thầy TP HCM, Ngày tháng năm 2021 Sinh viên thực  Phạm Xuân Thịnh     Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  PHẦN I: TỔNG QUAN 1.1 Giới thiệu chung hệ thống truyền lực Hệ thống truyền lực ôtô hệ thống tất cấu nối từ động tới  bánh xe chủ động, bao gồm cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biến đổi giá trị mômen truyền Vậy kết cấu hệ thống truyền lực là:  Ly hợp  Hộp số   Hộp phân phối   Các đăng   Các cầu chủ động   bán   trục   Bánh xe Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực:  Hình 1.1:Hệ thống truyền lực 1.Cơ cấu lái 7.Bình khí nén 2.Động 8.Thùng nhiên liệu 3.Hộp số Các đăng dẫn động cầu trước 4.Trục đăng dẫn động cầu sau 10.Các đăng nối hộp số hộp phân phối 5.Cầu sau 11.Hộp phân phối 6.Bình ác qui 12.Cầu trước   Đồ án thiết kế tính tốn ô tô GVHD: Th.s Phạm Văn Thức 1.2 Truyền lực 1.2.1 Cơng dụng:  Truyền lực dùng để tăng mô men truyền mô men quay từ trục đăng đến bánh xe chủ động ôtô theo tỷ số truyền định, đồng thời chuyển hướng truyền mô men 1.2.2 Yêu cầu chung truyền lực chính: - Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo tính kinh tế nhiên liệu ơtơ - 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 khơng treo 1.2.3 Phân loại truyền lực : - Theo số lượng bánh truyền lực có hai dạng:   + Loại đơn gồm cặp bánh ăn khớp   + Loại kép gồm hai cặp bánh ăn khớp - Truyền lực đơn lại phân loại theo dạng bánh răng: + Loại bánh côn thẳng + Loại bánh côn xoắn + Loại bánh hypoit     + Loại trục vít bánh vít a b c d  Hình 1.2: Các dạng truyền lực đơn a, Truyền lực bánh b, Truyền lực Hypoid   Đồ án thiết kế tính tốn tơ c, Truyền lực bánh trụ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức d, Truyền lực trục vít bánh vít - Truyền lực kép phân hai loại: + Truyền lực trung tâm với hai cặp bánh bố trí cụm nằm hai bánh xe chủ động + Truyền lực kép bố trí không tập trung với cặp bánh thứ hai bố trí dẫn động tới bánh xe chủ động - Theo số cấp số phân truyền lực thành: + Truyền lực cấp (chỉ có tỉ số truyền nhất) + Truyền lực hai cấp (có hai cấp số điều khiển người lái) 1.2.4 Cấu tạo truyền lực chính: Truyền lực đơn có kết cấu gọn, nhẹ đơn giản dễ sản xuất bảo dưỡng sửa chữa, giá thành thấp nên sử dụng phổ biến hệ thống truyền lực ô tô Tuy nhiên có cặp bánh răng, nên tỉ số truyền truyền lực dạng bị giới hạn (i 0 < 7) khả chịu tải không lớn  phải tăng mơ đun răng, điều dẫn đến tăng kích thước bánh giảm khoảng sáng gầm xe Truyền lực dạng hypoid sử dụng ngày rộng rãi loại tơ có ưu điểm trội: khả chịu tải lớn, làm việc êm dịu không ồn Đặc điểm nhận dạng truyền lực loại trục  bánh không cắt mà đặt lệch đoạn e Truyền lực bánh trụ sử dụng tơ có động cơ  đặt trước nằm ngang cầu trước chủ động Truyền lực dạng trục vít bánh vít cho phép có tỷ số truyền lớn với kết cấu nhỏ gọn Tuy nhiên truyền lực trục vít có hiệu suất khả chịu tải thấp truyền động bánh côn truyền động Hypoid, giá thành sản xuất dạng truyền động lại cao nên sử dụng tương đối hạn chế (sử dụng số loại tơ có tính việt dã cao)   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức 1.3 Vi sai 1.3.1 Công dụng:   Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho bánh xe chủ động quay với vận tốc khác trường hợp ơtơ quay vịng ôtô chuyển động đường gồ ghề không phẳng 1.3.2 Yêu cầu cụm vi sai: + Phân phối mô men xoắn bánh xe hay trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa bánh xe + Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí + Có hiệu suất truyền động cao 1.3.3  Phân loại vi sai: - Theo kết cấu gồm có: + Vi sai với bánh côn + Vi sai với bánh trụ + Vi sai tăng ma sát - Theo đặc tính phân phối mơ men xoắn gồm có: + Vi sai đối xứng loại mơ men xoắn phân phối hai bán trục + Vi sai không đối xứng mô men xoắn phân phối không hai bán trục 1.3.4 Kết cấu số dạng vi sai  * Vi sai côn a, Cấu tạo Bánh chủ động; Bánh bán trục; Vỏ vi sai 1; Bánh bị động; Vỏ vi sai 2; Bánh hành tinh  Hình 1.3 Vi sai côn đối xứng    Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  b, Nguyên lý hoạt động Khi mô men truyền từ động đến bánh chủ động 1, qua bánh bị động 4, đến vỏ vi sai 3,5 vỏ vi sai lắp bánh bị động nên vỏ vi sai quay, vỏ vi sai lắp chốt chữ thập có gắn bánh hành tinh nên chốt quay Trong trường hợp hệ số bám hai bên bánh xe chốt chữ thập bánh hành tinh đóng vai trị nsshư khóa gài có bánh bán trục quay làm bán trục quay Trường hợp hệ số bám hai bánh xe khác bánh hành tinh quay tương trục chữ thập ăn khớp với bánh bán trục làm cho hai bán trục quay với vận tốc khác  Nhược điểm: +Khả vượt lầy tính động không cao Ưu điểm + Kết cấu đơn giản +Dễ chế tạo * Vi sai cam a, Cấu tạo Bánh côn bị động gắn chặt với vỏ vi sai 3, nửa vỏ vi sai có chế tạo liền vách ngăn 4, cam lắp vào vành ngăn lại tựa lên vành cam vành cam Trên vành cam có sẻ rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền hai bên bánh xe 10   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức + Bán kính vịng chia đáy lớn: r =d c / r lh =d ch / 2=99 / =49,5 ( mm) r lb = d cb / 2=171 / 2= 85,5 ( mm ) + Bước đáy lớn:t s= π m  t sℎ= t sb= π m=3,14.9 =28,26 ( mm ) + Chiều cao đáy lớn: h =hh= hb=2 m cos β + 0,2 m=15,6  (mm) + Chiều cao đầu đáy lớn:  ℎe =mcos β + ξ ℎ ℎ m cos β =9,23 ( mm )  ¿> ℎ eb= h− ℎe =6,37 ( mm ) ℎ + Đường kính vịng đỉnh đáy lớn: d e = d c+2.h h cos δ i d eh =d ch + heh cos δ h= 99 + 9,23.cos30 =115 ( mm ) d eb =d cb + h eb cos δ b =171+ 2.6,37 cos 60 =177,4 ( mm) + Khe hở chân đáy lớn: c = c h=c b= 0,2 m= 0,2.9=1,8 ( mm) + Chiều dày đáy lớn vòng chia: s=( π m + ξ m t g α  o )  π m π .9 sℎ =( + ξ ℎ m t g α o  )=( + 2.0,34.9 tg 20 )=16,4 ( mm ) sb =( π m 2 + ξ b m.tgα o )=(  π .9 − 0,34.9 tg 20 )=12 ( mm ) + Bán kính vịng chia trung bình: r x=rl − 0,5 b sin δ i r xℎ=r lℎ − 0,5 b sin δ ℎ=35,5 − 0,5.33 sin 30=27,25 ( mm ) r xb= r lb − 0,5 b sin δ b=85,5 − 0,5.33 sin 60= 71,21( mm ) Các thơng số hình học bánh vi sai TT Tên thông số Ký hiệu Đơn vị Kết Hành tinh Bán trục Số bánh vi sai q 2 Số Z 11 19 Tỷ số truyền I bt 1,72 Môđun pháp tuyến m 29   Đồ án thiết kế tính tốn tơ Nửa góc chia Góc ăn khớp Chiều rộng bánh Hệ số dịch chỉnh GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  độ 30 60 o độ 20 20 b mm 33 33    mm 0,34 -0,34 Chiều dài đường sinh côn l mm 99 99 10 Đkính vịng chia đáy lớn dc mm 99 171 11 Bkính vịng chia đáy lớn r1  mm 49,5 85,5 12 Bước đáy lớn ts mm 28,26 28,26 13 Đkính vịng đỉnh đáy lớn de mm 115 177,4 14 Khe hở chân đáy lớn c mm 1,8 1,8 15 Chiều cao đầu đáy lớn he mm 9,23 6,37 s mm 16,4 12 16     Chiều dày đáy lớn vòng chia 17 Chiều cao đáy lớn h mm 15,6 15,6 18 Bkính vịng chia trung bình rx  mm 27,25 71,21 2.2.2 Tính bền vi sai Mơmen xoắn truyền từ truyền lực đến bánh xe chủ động qua chi tiết vi sai, ôtô chuyển động tiến bánh ăn khớp chịu lực vòng Pvs cực đại + Lực vòng tác dụng lên bánh hành tinh bánh bán trục là:  Pvs =  M 0 qr =  M emax i ℎ i o ηtl qr Trong  M0: mômen đặt vỏ vi sai  Memax mômen xoắn cực đại động cơ   q : số bánh hành tinh vi sai ( q=4) Thay số ta được:  Pvs = 450.5,67 5,32.0,95 2.4 0,0675 30 =23880 ( N )   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức dv s + Lực hướng kính: R vs= Pvs tg  với =20 o l Qv s R v o  R vs=23880 tg 20 =8691 ( N ) l s + Lực chiều trục Qvs  ép bánh hành tinh r  vào vỏ vi sai: d d4 Qvs = Pvs tg sin β r 1 ¿ 23880 tg 20.sin30 = 4346 ( N ) d2   * Tính bền theo ứng suất uốn: d1   ứng suất uốn tác dụng lên bánh  bánh vi sai xác định theo cơng thức: σ u= Sơ đồ tính tốn lực ứng suất vi sai côn 0,6. M emax i o i ℎ 1 K d   q b y t s  r 1( −  b sin δ ) r1  ≤ [ σ u]  K d: Hệ số tải trọng động, chọn K d=1,4   b : chiều rộng  r 1 : bán kính vịng chia trung bình bánh hành tinh Thay thông số biết vào công thức ta có: σ u=   0,6.450 5,32.5,67 1,4 4.0,033 0,452.0,0157 0,0675 ( −   0,033 =234 MN / m2 sin 30 ) 2.0,0675  σ u d1 ≥   M tt  60 rbq =   M tt  r d bq 0,5 M emax ( 1+ k σ ) i ℎ i o √   4. M tt  100 r π q = √   60 rbq τ = ¿> d1 ≥ ≤ [ σ cd ]= 50 ÷ 60 MN / m   4. M tt  r π d1 q   0,5.450 ( + 0,2 ).5,67 5,32 60.0,0495 0,033 ≤ 60 ÷ 100 MN  / m 4.0,5 M emax ( 1+ k σ ) i ℎ i o 100 r π q = = √ =21 ( mm ) 4.0,5 450 ( 1+ 0,2) 5,67 5,32 100.0,0495 π .4 =23 ( mm ) Do đó: để thõa mãn điều kiện bền theo ứng suất chèn dập ứng suất cắt d ≥ 23 (mm) Và tốn thiết kế ta chọn  d =28 (mm ) 2.3 Tính tốn bán trục 2.3.1 Phân tích kết cấu, chọn bán trục Bán trục bố trí dầm cầu để truyền mơ men xoắn từ truyền lực đến bánh xe chủ động Theo nhiệm vụ giao, loại  phân tích ta thấy bán trục giảm tải hoàn toàn sử dụng trường hợp hợp lý bỏi loại bố trí ổ bi đoạn nên mô men uốn lực bánh xe mặt đường tiếp nhận vỏ cầu, nên khơng chịu mô men uốn mà chịu mô men xoắn 2.3.2 Tính tốn bán trục a) Các chế độ tải trọng tính tốn Kích thước bán trục xác định từ chế độ tải trọng nguy hiểm Ở tính cho trường hợp: lực kéo có giá trị cực đại: - xác định mơ men tính tốn: Mơ men theo động cơ: 32   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  M tt = M te = M emax iℎ i o i pt  ηtl ( 1+ k σ  )= 450.5,67.5,32.2 0,95.0,6 =15474 Nm Mô men theo điều kiện bám:  M tt = Gφ 2 64500 φmax r bx= 0,7.0,383 =8646 Nm Do mơ men tính toán  M tt =8646 Nm - xác định phản lực tiếp tuyến đường: Z bx= G2  λ 2= 64500 1,25 = 40313 N  Trong  λ  hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu xe chạy đường - xác định phản lực kéo tiếp tuyến:  Pkmax =  M tt   8646 = = 22575 N  r bx 0,383 b) Tính bền bán trục Loại bán trục xe thuộc loại giảm tải hoàn toàn, xe làm việc chịu tác dụng mômen xoắn tức chịu ứng suất xoắn Chọn vật liệu chế tạo bán trục thép hợp kim 40XHM có: τ =650 MN / m   * Kiểm tra theo ứng suất xoắn: Theo [1] - (IX – 25) ta có ứng suất xoắn:  P kmax r bx τ = 0,2 d Chọn đường kính bán trục đảm bảo điều kiện bền theo ứng suất xoắn  P kmax r bx τ =   ≤ [ τ ]= 50 ( MN / m ) 0,2 d √ ¿> d ≥  3 Chọn d = 48 ( mm)  Pkmax r bx 0,2.650 √ =3 22575000.0,383 0,2.650 * Kiểm tra theo góc xoắn: Theo cơng thức [1] – (IX-27) ta có:  M u l 180 θmax = G J  x π  Trong đó: 33 o = 40,5 ( mm )   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức    M u: mô men tính tốn:  M u= M tt = 8646 MNm  l: chiều dài bán trục, chọn l=1,650 / =0,825 mm  G: Mô đun đàn hồi xoắn, G= 8.10  MN  / m    J  x: mơ men qn tính xoắn, J  x = πd 32 =  π 0,046 32 = 4,39.10− m4 Thay số ta được: θmax = 0,008646.0,825 180 8.10 4,39 10 −7 π  o = 11,63 o ≤ [θ ]=15o Thỏa mãn góc xoắn 1m chiều dài - Tính bền then hoa cho bán trục: Theo công thức (9.3) – [6] σ d=   2 M tt  Z ℎ l d tb ≤ [ σ d ]=200 MN / m Trong đó:  Chọn then cỡ nặng có Z x d x D 18 x 52 x 60  Z: số lượng then, Z = 18  h: chiều cao then, h = 4,2 (mm)  l: chiều dài làm việc then, l = 90 (mm)  dtb: đường kính trung bình, dtb = 48 (mm) Thay số ta được: σ d=   2.8646 18.4,2.90 48 =55 ≤ [ σ d ]= 200 MN / m2 Then thỏa mãn bền dập c) Tính chọn kích thước ổ bi bán trục Chọn kích thước ổ bi tính với trường hợp tơ chuyển động thẳng với tồn tải trọng Khi chọn ổ bi cho bánh xe cần tính lực pháp tuyến lực chiều trục, số vịng quay theo chế độ tải trọng trung bình Lực chiều trục tác dụng lên ổ bi quay vòng hay trượt ngang (chỉ có thời gian ngắn) Vì chọn ổ bi đứng mặt tuổi thọ ổ bi mà nói bỏ qua lực chiều trục 34   Đồ án thiết kế tính tốn ô tô GVHD: Th.s Phạm Văn Thức  b a R' R" Theo công thức [2] – (IX – 33,34) ta có phản lực tác dụng lên ổ: '   R = ' '   R =  b 2 √  Pkmax + Z bx a+ b  a 2  √  P kmax + Z bx a +b chọn b = 100 mm; a = 700 mm Thay số ta được: R’=5775(N); R’’= 40428 (N) * Chọn kích thước ổ lăn + Chọn ổ theo khả tải động Trong đó:  Q: tải trọng động qui ước,Q = XVF r .k t.k đ Trong đó: + Fr : tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ +V: hệ số kể đến vịng quay,V= 1,2 vịng ngồi quay + k t: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, chọn k t = + k đ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, k đ = 1,3 I1,8 chọn k đ = 1,5 + X hệ số, X = Thay số ta được: Q = 36043 (N)  L: tuổi thọ tính triệu vòng quay 35   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức Gọi Lh là tuổi thọ ổ tính giờ: Lh = 106L/(60n) với n (số vòng quay/phút), n = 461 (vòng/phút) chọn theo xe tham khảo Với Lh = 8.103 Ta tính L = 221,28 (giờ)  m: bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = 10/3 ổ đũa côn Thay số ta được: Cd = 182,09 kN Ta chọn ổ với C ≥ Cd đường kính ngõng trục d = 75 (mm), ta chọn ổ đũa cỡ trung rộng với kí hiệu ổ là: 7615 + Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Qt ≤ C0 Trong đó:  Qt: tải trọng tĩnh qui ước, ta có Qt = Fr  = 20024 (N)  C0: khả tải tĩnh tra theo kí hiệu ổ Vậy Qt < C0 = 235 (kN) khả tải tĩnh ổ đảm bảo  2.4 Tính tốn dầm cầu 2.4.1 Phân tích kết cấu, chọn loại dầm cầu  Với toán thiết kế ta chọn loại dầm cầu chủ động khơng dẫn hướng Vì xe chịu tải nặng nên theo kết cấu ta chọn loại dầm cầu liền chế tạo theo phương pháp dập - hàn đúc 2.4.2 Tính tốn bền dầm cầu chủ động không dẫn hướng  Dầm cầu thiết kế dầm cầu đúc vật liệu gang xám CЧ30, chọn hình dáng tiết diện chịu lực hình chữ nhật, kích thước chọn theo xe tham khảo Sau chọn kích thước ta tính bền cho dầm cầu vị trí đặt lực Z 130 110 X 114 134 36   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức a)Khi ôtô chuyển động thẳng truyền lực dọc cực đại Xmax: Khi ôtô chuyển động thẳng tính theo trường hợp phanh ngặt hay tăng tốc lớn YT v   mi Gi mi Gi Z bx Z bx Z bx Yt X Zt Y p Z p   Hình 3.1: Sơ đồ lực tác dụng lên dầm cầu Phản lực Z bx tác dụng lên bánh xe xác định theo trạng thái cầu chủ động có trọng lượng lớn + Với cầu chủ động sau có khối lượng lớn hơn, ký hiệu Z  max Z bx= Z 2 max=  λ pi G2    λ pi: hệ số thay đổi trọng lượng lên cầu chủ động phanh,  λ pi =1,1 ÷ 1,2 Chọn  λ  pi =1,2  G2: Trọng lượng tĩnh ôtô tác dụng qua bánh xe cầu tới đất Z bx= Z 2 max=38700 N  + Lực dọc cực đại X max Xmax tính theo bám  X max= Z bx φmax =27090 N  * Tính có lực kéo cực đại Phản lực Z bx gây uốn mặt phẳng thẳng đứng dầm cầu với:  M ud= Z bx l =38700.0,4 =15480 Nm Trong đó:  l - khoảng cách từ moayơ bánh xe đến điểm chịu lực, theo xe tham khảo thì: l = 400 (mm) 37   Đồ án thiết kế tính tốn tơ  GVHD: Th.s Phạm Văn Thức Lực X (lực kéo P k ) gây uốn mặt phẳng dọc xe  M un= X max l  và gây xoắn dầm cầu M  x = X max r bx  M un= X max l = 27090.0,4 =10836 Nm  M  x = X max r bx =27090.0,383 =10375,47  Nm Hình 3.2: Biểu đồ momen lực kéo cực đại Ưng suất uốn xoắn:  M ud  M un σ u= + W 1 W 2  M  x τ  x = W 3 Trong đó:  W1: mơ men chống uốn theo phương dọc  W2: mô men chống uốn theo phương ngang  W3: mô men chống xoắn 38   Đồ án thiết kế tính tốn tơ GVHD: Th.s Phạm Văn Thức Ta có: W 1= 0,13 0,134 W 2= 0,134 0,13 − = 1,507.10 − ( m3 ) −  0,11.0,114  0,114 0,11 =1,475.10 − ( m3 ) W3 = .a.b2 theo công thức [5] – (6-12) với a cạnh dài, b cạnh ngắn tiết diện hình chữ nhật Thay số ta W3 = 0,208.0,134.0,132 = 4,71.10-4(m3) Ứng suất uốn tác dụng lên dầm cầu là: σ u=   15480 1,507.10  + −4   10836 1,475.10 −4 =176,2 MN /m Ứng suất xoắn tác dụng lên dầm cầu là: τ  x =  10375,47 −4 4,71 10 =22 MN  / m2 Theo lý thuyết bền ứng suất tương đương là: σ td=√ σ  + τ  2 Thay số ta σ td=√ 176,2 + 4.22 =181,6 MN / m