Trong tình hình phát triển kinh tế như hiện nay thì ở các cảng nói riêng và các đầu mối giao thông vận tải nói chung việc áp dụng những thành tựu khoa học kỹ thuật vào công tác cơ giới hóa xếp dỡ là rất quan trọng và cần thiết vì nó có thể nâng cao năng suất lao động và giảm nhẹ sức lao động. Bất cứ hoạt động nào muốn có hiệu quả và có thể tồn tại lâu dài trên thương trường thì phải không ngừng cải tiến chất lượng sản xuất kinh doanh. Do đó, ngoài công tác quản lý, tổ chức sản xuất hợp lý còn đòi hỏi phải đầu tư trang thiết bị, máy móc vận chuyển và xếp dỡ tốt. Để đáp ứng được yêu cầu đó khoa cơ khí trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh đã trang bị cho các sinh viên trong viện những kiến thức cơ bản về trang thiết bị máy xếp dỡ và vận tải, đồng thời tạo điều kiện cho sinh viên làm quen với các công tác xếp dỡ và bố trí các trang thiết bị xếp dỡ.
TỔNG QUAN VỀ KHU KINH TẾ MỞ - KHU CÔNG NGHIỆP
Giới thiệu chung
1.1.1 Phạm vi, vị trí địa lý quy hoạch dự án Khu kinh tế mở Chu Lai
Khu kinh tế mở Chu Lai (KKTM Chu Lai) được thành lập theo Quyết định số 108/2003/QĐ-TTg ngày 05/6/2003 của Thủ tướng Chính phủ Đây là khu kinh tế ven biển đầu tiên của Việt Nam được áp dụng các cơ chế chính sách ưu đãi đặc biệt, có môi trường đầu tư thuận lợi, thông thoáng, bình đẳng, cho mọi loại hình kinh doanh của các tổ chức kinh tế trong và ngoài nước, phù hợp với thông lệ quốc tế KKTM Chu Lai có vị trí chiến lược vô cùng quan trọng, là trung điểm giao thoa của hai miền Nam - Bắc với một bên là đường bờ biển dài và một bên là dải đất rộng, có điều kiện giao thông thuận lợi để kết nối các địa phương khác của Việt Nam và thế giới (đặc biệt là điểm đầu của một trong những tuyến đường xuyên Á nối với Lào, Campuchia và Thái Lan) thông qua đường Quốc lộ 1A, Quốc lộ 40B, đường ven biển Quốc gia 129, đường sắt Bắc Nam, đường biển qua hệ thống cảng Kỳ Hà, đường hàng không qua sân bay Chu Lai và đường cao tốc Đà Nẵng - Quảng Ngãi
KKTM Chu Lai có tổng diện tích tự nhiên là 27.040ha, bao gồm thị trấn Núi Thành và các xã Tam Quang, Tam Hiệp, Tam Hòa, Tam Anh Bắc, Tam Anh Nam, Tam Tiến và một phần xã Tam Nghĩa thuộc huyện Núi Thành; các xã Tam Thanh, Tam Phú, một phần xã Tam Thăng và phường An Phú thuộc thành phố Tam Kỳ; các xã Bình Hải, Bình
Sa, một phần xã Bình Nam, Bình Trung, Bình Tú, Bình Triều, Bình Minh, Bình Đào thuộc huyện Thăng Bình, tỉnh Quảng Nam; có ranh giới địa lý được xác định như sau:
- Phía Đông giáp biển Đông;
- Phía Tây giáp đường cao tốc Đà Nẵng - Quảng Ngãi khu vực thuộc huyện Núi Thành; giáp sông Bàn Thạch khu vực thuộc thành phố Tam Kỳ; giáp đất hiện trạng các xã Bình Nam, Bình Trung, Bình Tú, Bình Triều khu vực thuộc huyện Thăng Bình;
- Phía Nam giáp huyện Bình Sơn, tỉnh Quảng Ngãi;
- Phía Bắc giáp đường nối Quốc lộ 1A (tại vị trí ngã 3 cây cốc) với đường ven biển
Hình 1.1 Sơ đồ vị trí KKTM Chu Lai trong vùng tỉnh Quảng Nam 1.1.2 Khu công nghiệp Thaco Chu Lai
Hình 1.2 Toàn cảnh khu công nghiệp Thaco Chu Lai
THACO Chu Lai có tổng diện tích hơn 1.200 ha với 35 công ty, đơn vị gồm: các nhà máy sản xuất lắp ráp ô tô, các nhà máy sản xuất công nghiệp hỗ trợ, trung tâm cơ khí miền Trung; hệ thống cảng biển và các đơn vị giao nhận - vận chuyển; các đơn vị đầu tư - xây dựng; trường cao đẳng nghề và các đơn vị hỗ trợ… với tổng vốn đầu tư trên 80.500 tỷ đồng
Hình 1.3 Sơ đồ toàn cảnh Trung tâm sản xuất, lắp ráp ô tô – KCN Thaco Chu Lai
Từ năm 2022, THACO đã tái cấu trúc trở thành Tập đoàn công nghiệp đa ngành, bao gồm: Ô tô; Cơ khí và Công nghiệp hỗ trợ; Nông nghiệp; Giao nhận Vận chuyển; Thương mại Dịch vụ và Đầu tư xây dựng, có tính bổ trợ, tính tích hợp cao và cũng là những ngành kinh tế trọng yếu của nền kinh tế đất nước Tại Quảng Nam, THACO đang nỗ lực và kiên trì thực hiện chiến lược đưa THACO Chu Lai trở thành Hệ sinh thái công nghiệp thế hệ mới, xanh, phát triển bền vững, bao gồm: Trung tâm sản xuất lắp ráp ô tô; Trung tâm sản xuất cơ khí chế tạo và công nghiệp hỗ trợ; Trung Tâm sản xuất chế biến nông lâm nghiệp; Trung tâm giao nhận vận chuyển (logistics) tại miền Trung; Khu đô thị; Trung tâm Thương mại Dịch vụ
THACO Chu Lai được quy hoạch thành 4 phân khu: Khu công nghiệp cơ khí và ô tô, Khu công nghiệp nông - lâm nghiệp, Khu cảng, logistics và phi thuế quan và Khu đô thị Chu Lai
+ Khu công nghiệp cơ khí và ô tô có diện tích 358 ha, gồm:
Tổ hợp sản xuất lắp ráp ô tô với 07 nhà máy: nhà máy Thaco Kia; nhà máy Thaco Mazda; nhà máy Thaco Luxury Car; nhà máy Thaco Royal; nhà máy Thaco Tải; nhà máy Bus Thaco và nhà máy Thaco Motor Tại đây, THACO AUTO sản xuất, lắp ráp đầy đủ các chủng loại: xe tải, xe bus, xe du lịch, xe chuyên dụng và đầy đủ phân khúc
4 từ trung cấp đến cao cấp theo chuỗi giá trị khép kín, với doanh số luôn dẫn đầu thị trường Việt Nam (Trong đó, xe du lịch có các thương hiệu: Kia, Mazda, Peugeot; xe bus có Thaco Bus, Mini-bus, Bus chuyên dụng; xe tải có Mitsubishi Fuso, Kia tải, Foton/Forland)
Nhà máy Bus Thaco sản xuất và lắp ráp các dòng xe:
+ Sản phẩm trong nước: Thaco Bus, Mercedes-Benz Bus, Iveco Daily, Misubishi Fuso Rose, Thaco City Bus
+ Sản phẩm xuất khẩu: Thị trường Thái Lan: Thaco Bus – 31 chỗ, Thaco Bus – 45 chỗ; Thị trường Philipines: Thaco City Bus – 46 chỗ
Các nhà máy sản xuất công nghiệp hỗ trợ và cơ khí với 17 nhà máy: nhà máy Ghế ô tô, nhà máy Phụ tùng điện ô tô, nhà máy Kính ô tô, nhà máy sản xuất Linh kiện thân vỏ ô tô, nhà máy Linh kiện nhựa, nhà máy Linh kiện nội thất ô tô, nhà máy Linh kiện composite, nhà máy sản xuất Nhíp ô tô, nhà máy sản xuất Máy lạnh ô tô dành cho dòng xe du lịch, nhà máy sản xuất Máy lạnh dành cho ô tô tải và bus, nhà máy Keo và dung dịch chuyên dụng, nhà máy sản xuất Găng tay, nhà máy Bao bì; nhà máy Gia công và cung ứng phôi thép, nhà máy sản xuất Khuôn, Trung tâm cơ khí miền Trung, nhà máy sản xuất Xe chuyên dụng
Ngoài ra còn có các đơn vị hỗ trợ, gồm: Trung tâm Nghiên cứu và Phát triển (R&D Center), Trường cao đẳng Thaco
+ Khu cảng, logistics và phi thuế quan có diện tích 142 ha, là nơi cung ứng chuỗi dịch vụ logistics trọn gói từ vận tải đường bộ, vận tải biển, dịch vụ cảng, kho bãi để phục vụ vận chuyển hàng hóa cho THACO và các doanh nghiệp tại Khu Kinh tế mở Chu Lai, khu vực miền Trung, trong đó có vận chuyển nông nghiệp Tại đây có 5 đơn vị: Công ty cảng biển quốc tế Chu Lai, Công ty Vận tải biển, Công ty giao nhận vận chuyển ô tô và linh kiện phụ tùng, Công ty Vận chuyển hàng hóa Nông nghiệp, Công ty Đóng gói và tháo kiện kiểm hàng Cảng Chu Lai có công suất 4 triệu tấn/năm; độ dài cầu cảng gần
500 m, có khả năng tiếp nhận cùng lúc 3 tàu có trọng tải đến 30.000 tấn Bên cạnh các tuyến vận chuyển nội địa, Cảng còn khai thác các tuyến vận chuyển quốc tế đến Hàn Quốc, Nhật Bản, Trung Quốc và ngược lại Để nâng cao năng lực giao nhận - vận chuyển, Cảng Chu Lai đang đầu tư xây dựng bến cảng nước sâu có khả năng tiếp nhận tàu 50.000 tấn với chiều dài mở rộng là 365m
+ KCN Nông Lâm nghiệp có diện tích 451 ha, bao gồm các phân khu: Trung tâm thực
5 nghiệm, khu chế biến sản phẩm trái cây, thịt gia súc, khu sản xuất nguyên liệu gỗ và sản phẩm đồ gỗ, phát triển khu công nghiệp trở thành khu sản xuất chế biến chuyên nông lâm nghiệp cho tỉnh Quảng Nam, miền Trung và hướng đến thị trường xuất khẩu + Khu đô thị Chu Lai có diện tích là 329 ha, đáp ứng nhu cầu về chỗ ở cho đội ngũ chuyên gia, kỹ sư, cán bộ công nhân của Thaco Chu Lai và các doanh nghiệp trong Khu kinh tế mở Chu Lai
* Sơ đồ các vị trí tại Công ty TNHH MTV sản xuất xe Bus Thaco
Hình 1.4 Layout các vị trí tại Công ty TNHH MTV sản xuất xe Bus Thaco
* Dây chuyền sản xuất tại Công ty TNHH MTV sản xuất xe Bus Thaco
Hình 1.5 Sơ đồ dây chuyền sản xuất tại Công ty TNHH MTV sản xuất xe Bus Thaco
* Quy trình kiểm soát quá trình lắp ráp bus lớn – Chuyền lắp ráp Chassis Monocoque – tại Xưởng lắp ráp
Hình 1.6 Lưu đồ quy trình kiểm soát quá trình lắp ráp bus lớn
Xưởng Hàn Xưởng Sơn Xưởng Lắp Ráp Xưởng Kiểm Định
Nhận Body từ xưởng sơn (Paint Shop)
Chuyền lắp ráp Chassis Monocoque (Monocoque Chassis Assembly line)
Chuyền lắp ráp nội & ngoại thất (Trim and Final line)
Chuyền lắp ráp hoàn thiện bus lớn (Large Bus Final line)
Kiểm định/ hoàn thiện và giao xe (PDI)
* Giới thiệu sơ đồ tổ chức quản lý Công ty TNHH MTV sản xuất xe BusThaco
Hình 1.7 Sơ đồ tổ chức quản lý Công ty TNHH MTV sản xuất xe Bus Thaco
Văn hóa Công ty cổ phần tập đoàn Trường Hải (THACO GROUP) – Văn hóa
1.2.1 Đặc trưng văn hóa Thaco
Với mục tiêu trở thành Tập đoàn công nghiệp đa ngành, mang lại giá trị cho khác hàng, xã hội và có đóng góp quan trọng vào sự phát triển của nền kinh tế Việt Nam THACO không ngừng đầu tư phát triển sức mạnh nội lực, đổi mới tư duy và hành động, nâng chất, năng tầm của đội ngũ nhân sự Để làm được những điều này, một trong
8 những yếu tố quan trọng để điều hành, quản trị công ty phải kể đến chính là văn hóa THACO
Luôn quan niệm CBNV là nguồn lực quan trọng tạo nên sự thành công và phát triển bền vững, văn hóa Thaco hướng đến việc xây dựng một đội ngũ nhân sự có ý chí mạnh mẽ; thái độ làm việc tích cực; tính sáng tạo cao và ý thức trau dồi năng lực chuyên môn trong môi trường kỷ luật, đóng góp vào sự phát triển của công ty, qua đó trở thành người hữu ích của xã hội, đất nước
Với những đặc thù của lĩnh vực sản xuất công nghiệp, đòi hỏi chất lượng và tầm nhìn về sự phát triển bền vững, Thaco lấy kỷ luật làm nền tảng, định hướng để xây dựng văn hóa Theo đó, công ty đề cao và tập trung nâng cao ý thức kỷ luật, hành động kỷ luật, con người kỷ luật trong đội ngũ nhân sự Thaco Để phát triển nguồn nhân lực, nâng cao ý thức tác phong công nghiệp, Thaco đề ra các chuẩn mực ứng xử thể hiện đặc trưng văn hóa là: Tôn trọng - Trung thực - Trách nhiệm - Tận Tâm - Thân thiện
Văn hóa Thaco còn đề cao tính nhân văn “đóng góp, cống hiến cho xã hội” thông qua sản phẩm và dịch vụ, luôn thể hiện “trách nhiệm với xã hội” Trong những năm qua,
“Tiêu chí 8 chữ T” đóng vai trò cốt lõi trong Văn hóa Thaco mà mỗi CBNV hướng đến, góp phần tạo nên hình ảnh thương hiệu của Thaco, tiêu biểu cho nền công nghiệp của đất nước
Hình 1.9 Giá trị cốt lõi 8T
Sự nỗ lực vượt khó, tự tin, trí tuệ, kỷ luật và ý chí, nghị lực của người sáng lập cùng với đội ngũ nhân sự có thái độ làm việc tích cực, ý thức đóng góp cống hiến đã hình thành nên văn hóa Thaco thể hiện qua giá trị cốt lõi là: Tận tâm, trung thực, trí tuệ, tự tin, tôn trọng, trung tín, tận tình, thuận tiện
1.2.3 Tầm nhìn – Sứ mệnh – Chiến lược
+ Tầm nhìn: Là Tập đoàn công nghiệp đa ngành hàng đầu khu vực ASEAN, phát triển bền vững trong bối cảnh hội nhập khu vực và thế giới
+ Sứ mệnh: Mang lại giá trị cho khách hàng, đối tác, xã hội và phát triển kinh tế đất nước với tinh thần tận tâm phục vụ
+ Chiến lược: Thaco là tập đoàn công nghiệp đa ngành có các tập đoàn thành viên hoạt động trong các lĩnh vực: ô tô, nông nghiệp; cơ khí & CNHT; đầu tư & xây dựng; thương mại & dịch vụ và logistics có tính bổ trợ và tích hợp cao trong từng Tập đoàn & giữa các tập đoàn thành viên và Thaco
Hoạt động sản xuất kinh doanh của các Tập đoàn thành viên với quy mô lớn, được tổ chức xuyên suốt chuỗi giá trị theo phương pháp quản trị công nghiệp tham gia chuỗi giá trị toàn cầu & chuyển đổi số với lộ trình nhanh và phù hợp
Hình 1.10 Toàn cảnh nhà máy Bus Thaco
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THÔNG SỐ KĨ THUẬT CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG XE BUS THACO
Nhiệm vụ và yêu cầu đối với cụm cầu chủ động
2.1.1 Nhiệm vụ cầu chủ động
“Cầu sau của xe phải đảm bảo thực hiện các nhiệm vụ cơ bản sau:
- Là một phần của hệ thống truyền lực, do vậy nó có nhiệm vụ truyền và biến đổi mômen từ trục các đăng tới các bánh xe chủ động
- Là kết cấu chịu tải Đây là cụm chịu phần lớn tải trọng của ôtô tác dụng lên, sau đó truyền tới các bánh xe chủ động Cầu sau của xe còn là phần đỡ toàn bộ các hệ thống treo
2.1.2 Yêu cầu cầu chủ động
Khi tính toán, thiết kế, chế tạo cầu chủ động cần phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:
- Đảm bảo đặc tính động lực học, động học, tính kinh tế, tối ưu của xe với tỷ số truyền đã chọn
- Làm việc với hiệu suất chuẩn thiết kế, đáng tin cậy và êm dịu
- Độ cứng vững rất cao do chịu tải trọng rất lớn
- Phải đảm bảo liên kết với hệ thống treo được dễ dàng và cứng vững.
Giới thiệu chung
2.2.1 Bố trí chung hệ thống truyền lực
Hệ thống truyền lực xe Bus Thaco là hệ thống tất cả các cơ cấu nối từ động cơ tới bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, biến đổi giá trị mômen truyền, đổi chiều quay, cắt Như vậy, kết cấu của hệ thống truyền lực là: Động cơ Ly hợp Hộp số
Trục các đăng Truyền lực chính và bộ vi sai (Cầu sau chủ động) Bán trục Bánh xe chủ động
Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực xe Bus Thaco EverGreen TB81S:
Hình 2.1 Hệ thống truyền lực xe Bus Thaco EverGreen TB81S
2 Ly hợp 5 Truyền lực chính
3 Hộp số 6 Trục các đăng
Tổng quan các chi tiết của cụm cầu chủ động
2.3.1 Hệ thống truyền lực chính
* Công dụng truyền lực chính
Truyền lực chính công dụng để tăng mômen truyền và truyền mômen quay từ trục các đăng đến các bánh xe chủ động của xe Bus Thaco theo tỷ số truyền nhất định, đồng thời có thể chuyển hướng truyền mômen
* Yêu cầu đối với truyền lực chính
- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô bus với các tỷ số truyền đã chọn
- Có kích thước nhỏ; Do đó, tăng được khoảng sáng gầm xe
- Có hiệu suất truyền động cao
- Đảm bảo độ cứng vững tốt, làm việc êm dịu, không gây ồn, tuổi thọ cao
- Đảm bảo độ vững chắc của vỏ, các trục của truyền lực chính và các ổ
- Trọng lượng cầu phải nhỏ để giảm trọng lượng phần không được treo, khoảng sáng gầm xe đủ lớn
* Phân loại truyền lực chính
- Phân theo số bánh răng truyền lực chính có hai dạng là:
+ Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp
+ Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp
- Phân theo truyền lực đơn có thể phân loại theo các dạng bánh răng là:
+ Loại bánh răng côn răng thẳng
+ Loại bánh răng côn răng xoắn
+ Loại trục vít bánh vít
Hình 2.2 Các dạng truyền lực chính đơn
Trong đó: a Truyền lực chính bánh răng côn b Truyền lực chính hypoid c Truyền lực chính bánh răng trụ d Truyền lực chính trục vít bánh vít
- Truyền lực chính kép được phân thành hai loại:
+ Truyền lực chính trung tâm là cả hai cặp bánh răng được đặt trong cùng một cụm nằm giữa hai bánh xe chủ động
+ Truyền lực chính kép đặt không tập trung với cặp bánh răng thứ hai được bố trí tại các dẫn động tới các bánh xe chủ động
- Phân theo cấp số truyền lực chính có thể phân thành:
+ Truyền lực chính một cấp (chỉ có một tỉ số truyền duy nhất)
+ Truyền lực chính hai cấp (có hai cấp số được điều khiển bởi người lái)
* Phân tích kết cấu, ưu và nhược điểm truyền lực chính và lựa chọn phương án kết cấu thiết kế cho truyền lực chính
Truyền lực chính đơn có kết cấu nhỏ gọn, nhẹ tinh giản dễ sản xuất và sửa chữa bảo dưỡng, giá thành giảm nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống truyền lực ô tô mini bus hoặc xe tải nhẹ Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh răng, nên tỉ số truyền của truyền lực chính dạng đơn bị hạn chế khả năng chịu tải không lớn sẽ phải tăng môđun răng, bị giới hạn (i0 < 7) do đó dẫn đến tăng kích thước bánh răng, giảm khoảng sáng gầm xe
Truyền lực chính bánh răng trụ được sử dụng trên các ô tô con có động cơ đặt trước nằm ngang và cầu trước chủ động
Truyền lực chính dạng trục vít bánh vít cho phép có tỷ số truyền lớn hơn 7 với kết cấu nhỏ gọn Nhưng truyền lực chính dạng trục vít có khả năng chịu tải và hiệu suất thấp hơn truyền động truyền động hypoid và bánh răng côn, ngoài ra giá thành sản xuất của dạng truyền động này lại cao hơn nên được sử dụng tương đối hạn chế (sử dụng trên một số loại ô tô có tính năng việt dã cao)
Truyền lực dạng hypoid được sử dụng ngày càng rộng rãi trên các loại ô tô bus do có những ưu điểm nổi trội: khả năng chịu tải lớn, làm việc êm dịu và không ồn Đặc điểm nhận biết truyền lực chính loại này là trục của các bánh răng không cắt nhau mà đặt lệch nhau một đoạn Từ những ưu điểm lớn nói trên, ta chọn phương án kết cấu thiết kế cho truyền lực chính loại bánh răng côn hypoid
* Công dụng bộ truyền vi sai
Bộ vi sai có công dụng làm cho các bánh xe chủ động quay với các vận tốc khác nhau trong trường hợp xe Bus quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường nhấp nhô, không bằng phẳng
* Yêu cầu bộ truyền vi sai
- Bộ vi sai phân phối mômen xoắn giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám lớn nhất ở các bánh xe và phân phối momen xoắn giữa các bánh xe;
- Kích thước bộ truyền vi sai phải gọn nhỏ, để dễ dàng bố trí
- Có hiệu suất truyền động cao
- Làm việc phải êm dịu
* Phân loại bộ truyền vi sai
- Theo kết cấu gồm có:
+ Vi sai bánh răng côn
+ Vi sai bánh răng trụ
+ Vi sai tăng ma sát
- Phân theo đặc tính phân phối mômen xoắn bao gồm:
+ Vi sai đối xứng loại mômen xoắn phân phối đều ra hai bán trục
+ Vi sai không đối xứng mômen xoắn phân phối không đều ra hai bán trục
* Phân tích kết cấu, ưu và nhược điểm một số dạng bộ truyền vi sai và lựa chọn phương án kết cấu thiết kế cho bộ truyền vi sai
Vi sai côn a Cấu tạo vi sai côn
Hình 2.3 Vi sai côn đối xứng
1 Bánh răng chủ động 4 Bánh răng bị động
2 Bánh răng bán trục 5 Vỏ vi sai 2
3 Vỏ vi sai 1 6 Bánh răng hành tinh
Hình 2.4 Hình ảnh 3D mô phỏng vi sai côn đối xứng b Nguyên lý hoạt động
Khi mômen được truyền từ động cơ sang bánh răng chủ động 1 và qua bánh răng bị động 4 rồi đến vỏ vi sai 3, 5 vì vỏ vi sai được lắp ghép trên bánh răng bị động do đó vỏ vi sai quay, trên vỏ vi sai lắp chốt chữ thập có gắn các bánh răng hành tinh làm chốt quay Trong trường hợp hệ số bám của hai bên bánh xe giống nhau thì chốt chữ thập, bánh răng hành tinh đóng vai trò như một khóa gài khi mà chỉ có bánh răng bán trục quay làm bán trục quay Trong trường hợp hệ số bám trên hai bánh xe không giống nhau khi đó bánh răng hành tinh quay tương ứng với trục chữ thập và ăn khớp với bánh răng bán trục làm cho hai bán trục quay với tốc độ khác nhau c Phân tích ưu nhược điểm vi sai côn
+ Khả năng vượt lầy kém và tính cơ động không cao
Vi sai cam a Cấu tạo vi sai cam
Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3 có chế tạo
Bánh răng bán trục Bánh răng hành tinh
15 liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lại tựa lên vành cam ngoài
6 và vành cam trong 7 Trên vành cam 6 và 7 có sẻ các rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe.
1 Bánh răng côn chủ động 4 Vành ngăn
2 Bánh răng côn bị động 5 Cam
3 Vỏ vi sai 6, 7 Vành cam b Nguyên lý hoạt động:
Khi mômen truyền từ động cơ qua bánh răng côn chủ động 1 đến bánh răng côn bị động 2 qua vỏ vi sai 3 và qua vành ngăn 4 truyền sang cam 5, thì đầu cam 5 tỳ lên bề mặt vành cam 6 và 7 rồi truyền ra hai bên nửa trục qua then hoa Nếu sức cản hai bên bánh xe là bằng nhau thì cả hai nửa trục quay với vận tốc bằng nhau
Lúc này chốt 5 không dịch chuyển đáng kể, kể cả bề mặt cam 6 và 7 Trong điều kiện sức cản ở trên mỗi bộ phận bánh chủ động là khác nhau sẽ có một bên bánh xe quay nhanh và một bên bánh xe quay chậm, cam 5 sẽ đồng thời quay với bộ phận chủ động 3 đồng thời dị chuyển theo chiều hướng chiều trục Khi ấy xảy ra sự trượt ở bề mặt hoạt động của cam đối với bề mặt công tác của vành cam Trên mặt cam của nửa trục quay chậm tốc độ trượt của cam hướng theo chiều quay của bộ phận chủ động, ngược lại thì trên mặt cam của một nửa trục quay nhanh hướng về chiều ngược lại Để hiểu rõ vấn đề này ta xét lực tác dụng trên vi sai cam trong hai trường hợp khi sức cản ở hai bên
16 bánh xe chủ động là giống nhau, khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ là như nhau và khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động khác nhau
Khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động là bằng nhau thì vành cam đặt 4 tác động lên cam 5 lực P tác dụng lên vành cam trong và ngoài những lực pháp tuyến với dạng cam Khi hai bên bánh xe chủ động có sức cản như nhau thì tốc độ góc của vành 4 và hai vành cam bằng nhau
Khi hai bánh chủ động có sức cản khác nhau và nếu một trong số những bánh xe có khuynh hướng tăng vận độ góc thì giữa những bộ phận của vi sai bắt đầu có sự dịch chuyển qua lại, ở những mặt đầu của cam 5 xuất hiện những lực ma sát hướng lên các vành cam quay nhanh và quay chậm về những hướng khác nhau Ở vành cam quay chậm lực ma sát ngược với tốc độ trượt, sẽ hợp với lực chủ động và tăng mômen cho bánh xe quay chậm Ở vành cam quay nhanh lực ma sát ngược với vận tốc trượt nhưng làm giảm mômen khi bánh xe quay nhanh c Phân tích ưu nhược điểm vi sai cam
+ Khả năng vượt trơn trượt cao hơn vi sai côn đối xứng Do vậy tính năng cơ động cao hơn
+ Đảm bảo rằng xe ôtô bus không có trượt quay một trong số những bánh xe chủ động trong hầu hết các tình huống khi mà cả hai bánh xe cùng tì lên mặt đường
+ Vi sai cam một dãy do số mặt lồi lõm trên vành cam 6 và 7 khác nhau sẽ tạo ra mômen động khi vi sai hoạt động chóng mòn
+ Loại vi sai đặt theo hướng trục: lực chiều trục lớn tác dộng lên vỏ vi sai, do đó các bulông lắp trên vỏ phải chịu các lực này ổ bi phải chọn sao cho đủ khả năng chịu được lực chiều trục này do đó kết cấu ổ tăng, phải tăng độ bền và độ cứng chắc cho cả cơ cấu vì vậy sẽ làm tăng khối lượng và kích thước tổng thể của cơ cấu lên
+ Mms lớn khi quay vòng vì thế làm tăng sức cản nên tổn thất công suất
Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng
A Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định a Cấu tạo vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định
Hình 2.6 Vi sai tăng ma sát có lực ma sát cố định
1 Bánh răng vành chậu 5 Lò xo ép
2 Vỏ vi sai 6 Đĩa ma sát
3 Bánh răng bán trục 8 Bánh răng côn chủ động
4 Bánh răng hành tinh 9 Đế lò xo
Các thông số kỹ thuật tham khảo xe Thaco Bus EverGreen – TB81S
Bảng 2.1 Thông số kĩ thuật xe Thaco Bus EverGreen TB81S [6] – [7]
Loại xe Đơn vị EverGreen TB81S
Vệt bánh trước/ sau mm 1.997/1.738
Chiều dài cơ sở mm 3.900
Dài đầu xe/ đuôi xe mm 1.860/2.420
Khối lượng không tải kg 7.470
Khối lượng toàn bộ kg 9.575
Khối lượng cho phép tác dụng cầu trước kg 4.200
Khối lượng cho phép cầu sau kg 7.500
Số chỗ ngồi Chỗ 29 (28 ghế khách + 1 ghế lái)
Khung gầm Full Monocoque thiết kế, sản xuất bởi Thaco Động cơ
Tên động cơ Weichai WP4.1NQ170E40
Diesel, 4 kỳ, 4 xilanh thẳng hàng, có tăng áp khí nạp, phun nhiên liệu trực tiếp, làm mát bằng nước Tiêu chuẩn khí thải Euro IV
Dung tích xi lanh cc 4.088
Công suất cực đại/ tốc độ quay
Momen xoắn/ tốc độ quay Nm 600/1.300 ÷ 1.900
Ly hợp EATON - EATON-395/ 01 đĩa, ma sát khô, dẫn động thủy lực, trợ lực khí nén
Hộp số Cơ khí, số sàn, 6 số tiến, 1 số lùi
Tỷ số truyền hộp số chính ih1= 6,67; ih2 = 4,01; ih3 = 2,42; ih4 = 1,52; ih5 = 1,00; ih6 = 0,89; iR = 6,13
Truyền lực chính: Bánh răng côn Hypoid
Vi sai: Bánh răng côn răng thẳng, không tăng ma sát
Truyền lực cạnh: Truyền lực hành tinh
Phanh chính Trước: phanh đĩa – Sau: phanh tang trống
Phanh khí nén 2 dòng độc lập
Phanh dừng Loại tang trống, khí nén + lò xo tích năng, tác dụng lên các bánh xe sau
Phanh hỗ trợ Phanh khí xả, kết hợp phanh ABS
Tính toán thiết kế các thông số kĩ thuật của cụm cầu sau chủ động
2.5.1 Tính toán thiết kế truyền lực chính
“* Xác định và chọn các thông số cơ bản của truyền lực chính a Tỉ số truyền lực chính
Tỉ số truyền của truyền lực chính:
- 𝑟 0 bán kính bánh xe, với xe có kí hiệu lốp xe 8.25x20
2) = 463,55 𝑚𝑚 (2.2) d: đường kính lắp vành bánh xe 𝑑 = 20.25,4 = 508 𝑚𝑚
𝑟 𝑏𝑥 Bán kính thực của bánh xe: hệ số biến dạng của lốp chọn 𝜆 0 = 0,930
𝑁 𝑒𝑚𝑎𝑥 Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với công suất cực đại của động cơ: động cơ diesel chọn tỉ số giữa vòng quay động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ô tô và công suất lớn nhất của động cơ λ=1
𝑝ℎ) Thay số ta có tỉ số truyền của truyền lực chính:
60.1,044.0,89 = 6,93 b Chế độ tải trọng tính toán
Tính toán chế độ tải trọng được lựa chọn từ hai chế độ đó là:
Lốp xe 245/70-8.25R20/ Dual 295/80-8.25R20 Đặc tính
Bán kính quay vòng nhỏ nhất m 7.7
Tốc độ tối đa km/h 104
- Tính theo mô men lớn nhất của động cơ:
𝑀 𝑡𝑡 𝑑𝑐 = 𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 𝑖 ℎ1 ŋ 𝑡 = 600.6,67.0,9 = 3602 𝑁𝑚 [1] (2.4) Với xe thiết kế là xe có một cầu chủ động, do vậy tải trọng tính toán được xác định theo mômen bám:
𝑖 0 [1] (2.5) Trong đó các thông số chọn theo xe tham khảo và chọn theo tiêu chuẩn như sau:
- Gi trọng lượng tĩnh tính cho cầu sau 𝐺 𝑖 = 𝑚𝑔 = 7500.9,8 = 73500(𝑁)
- 𝜑 𝑚𝑎𝑥 hệ số bám cực đại Theo đề bài ta được 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = (0,7 ÷ 0,85) = 0,85
- ŋ 𝑡 hiệu suất của hệ thống truyền lực ŋ 𝑡 = 0,9
Hệ số bám cực đại, ta được: 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,85
Thay các giá trị trên vào công thức, ta được:
6,93= 3886,45 (𝑁𝑚) Trong đó chế độ tải trọng tính cho độ bền lâu là: 𝑀 𝑡𝑡 𝑡𝑏 = (0,5 ÷ 0,6)𝑀 𝑡𝑡 (2.6)
Chọn 𝑀 𝑡𝑡 𝑡𝑏 = 0,6𝑀 𝑡𝑡 = 2331,87 (𝑁𝑚) c Chọn các kích thước truyền lực chính
Yêu cầu cặp bánh răng truyền lực chính phải đảm bảo độ dẻo do đó ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim trung bình: 15HM (Có độ sâu thấm Cacbon là 0,9 1,8 mm), có độ cứng HRC = 60, vỏ truyền lực chính đúc bằng gang rèn K435 – 10 và có các giá trị ứng suất cho phép là:
[𝜎 𝑡𝑥 ] = 3500 (𝑀𝑁 𝑚⁄ 2 ) 𝑣à [𝜎 𝑢 ] = 1100 (𝑀𝑁 𝑚⁄ 2 ) Chọn số răng theo i0,với xe bus 29 chỗ ngồi, ta chọn số răng của bánh răng chủ động là 6 răng Chọn 𝑍 1 = 6 răng ([4] bảng 7.1, trang 104 ) Ở trên ta có tỷ số truyền của truyền lực chính là:
𝑍 1 số răng bánh răng chủ động của truyền lực chính (số răng bánh răng côn dẫn động; số răng bánh răng quả dứa); 𝑍 2 số răng bánh răng bị động của truyền lực chính (số răng bánh răng vành khăn; số răng bánh răng vành chậu; số răng bánh răng mặt trời)
Vậy ta chọn số răng của bộ truyền lực chính là: 𝑍 1 = 6; 𝑍 2 = 41
- Chọn chiều xoắn và góc xoắn của răng
+ Chọn chiều xoắn của bánh chủ động sao cho lực chiều trục của nó có chiều hướng về phía đáy của bánh răng để đẩy bánh răng chủ động ra khỏi bánh răng bị động (chống bó kẹt răng) Muốn vậy khi ôtô chuyển động tiến, bánh răng chủ động quay theo chiều kim đồng hồ nếu nhìn từ động cơ xuống, khi đó chiều xoắn của răng phải là xoắn trái (tức là răng càng xa ta khi đi về bên trái), tức là răng có chiều xoắn ngược chiều với chiều quay Chọn góc xoắn của răng 𝛽:
Do xe thiết kế là xe bus trung bình lớn nên góc nghiêng đường xoắn của răng bánh răng truyền lực chính là: 𝛽 1 = (35 0 – 45 0 ) Chọn : 𝛽 1 = 42 0
Xác định sơ bộ môđun pháp tuyến mn
Muốn xác định môđun pháp tuyến, trước tiên ta phải chọn sơ bộ chiều dài L của đường sinh L được chọn sơ bộ theo đồ thị quan hệ giữa Mtt và L và tính toán theo công thức
Trong đó: L chiều dài đường sinh (mm)
𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 momen xoắn cực đại của động cơ (Nm)
𝑖 0 tỷ số truyền của truyền lực chính
Khi đó môđun pháp tuyến - kích thước hình học bánh răng được xác định sơ bộ như sau:
Chọn theo dãy tiêu chuẩn về môđun: 𝑚 𝑛 = 7
𝛽 góc nghiêng đường xoắn của răng
𝑍 1 , 𝑍 2 số răng bánh răng chủ động và bị động của truyền lực chính
𝛿 2 = 90° − 𝛿 1 = 90° − 11,5° = 78,5° (2.13) Tính góc xoắn răng 2 được xác định chính xác như sau:
Vì các bán kính vòng tròn cơ sở của các bánh răng chủ động và bị động ở đây là:
Chọn góc ăn khớp của bộ truyền theo tài liệu chi tiết máy [2] & [4] 𝛼 = 𝛼 1 = 𝛼 2 = 20°
- Xác định hệ số dịch chỉnh của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh của bánh răng được chọn: 1=+0,682 (mm); 2= -0,682 (mm)
- Đường kính vòng chia đáy lớn: Dc=ms.Z
- Bán kính vòng chia đáy lớn: rc=Dc/2
- Chiều cao răng đáy lớn: h=2,25.ms
- Đường kính vòng đỉnh đáy lớn:
- Kiểm tra điều kiện khoảng sáng gầm xe:
- Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms
- Chiều cao đầu răng đáy lớn:
- Bán kính vòng chia trung bình: rx=ri-0,5.b.sini
- Đường kính vòng chân đáy lớn: Di=Dc-2c
- Đường kính vòng chân răng đáy nhỏ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn:
Bảng 2.2 Các thông số truyền lực chính
STT Tên thông số Ký hiệu Đơn vị
3 Hướng xoắn của răng Trái Phải
6 Nửa góc côn chia 𝛿 độ 11,5 0 78,5 0
8 Hệ số dịch chỉnh 𝜉 mm -0,682 0,682
9 Góc ăn khớp danh nghĩa điểm 𝛼 độ 20 0 20 0
10 Chiều rộng bánh răng b mm 63,3 58
11 Chiều dài tạo bởi hình côn chia L mm 210,93 210,93
13 Đường kính vòng chia đáy lớn 𝐷 𝑒 mm 56,5 386,22
14 Bán kính vòng chia đáy lớn 𝑟 𝑐 mm 28,25 193,11
15 Bước răng đáy lớn 𝑡 𝑠 mm 21,98 21,98
16 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn 𝐷 𝑒 mm 98,06 394,67
17 Khe hở chân răng đáy lớn c mm 1,884
18 Chiều cao đầu răng đáy lớn ℎ 𝑒 mm 2,994 15,838
19 Chiều cao răng đáy lớn h mm 21,187 21,187
20 Chiều dày răng ở đáy lớn trên vòng chia S mm 7,037 14,943
21 Đường kính vòng chân răng đáy lớn 𝐷 𝑖 mm 35,7 382
22 Đường kính vòng chân răng đáy nhỏ 𝑑 𝑖 mm 33,4 359,54
23 Bán kính vòng chia trung bình 𝑟 𝑥 mm 21,94 150,56 d Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
+ Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính
Việc tính bền cho truyền lực chính chỉ cần tính cho bánh răng nhỏ, tức là chỉ tính cho bánh răng chủ động Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánh răng như trên hình dưới đây Trong đó: P1, R1, Q1 lần lượt là lực vòng, lực hướng kính, và lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính:
- Lực vòng tác dụng lên bánh chủ động và bị động (lực tiếp tuyến)
Hình 2.18 Sơ đồ truyền lực chính và sơ đồ tính lực trên các bánh răng truyền lực hypoit
+ Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn
Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, theo [2] - (6-13) ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng chủ động được tính theo công thức sau:
Bánh răng của truyền lực chính được chế tạo từ thép cácbon hợp kim trung bình 15HM có độ sâu thấm các bon là: (0,9:1,8mm), độ cứng HRC = 60
Trong đó: b: Chiều dài răng theo đường sinh t: Bước răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia
: Góc xoắn răng y: y= 0.452 hệ số dạng răng, tra theo tỷ số truyền và số răng tương đương
Kd hệ số tải trọng động ( Kd=1 1.5) chọn Kd=1,2
Thay các thông số vào ta được:
𝜎 𝑢 ≤ [𝜎 𝑢 ] Điều kiện bền theo uốn được thỏa mãn
+ Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình
0,02194= 140291,7 𝑁 (2.47) E: Môđun đàn hồi của vật liệu, E!,5.10 10 (N/m 2 )
𝑟 𝑡𝑑1 , 𝑟 𝑡𝑑2 : bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bị động xác định theo công
𝑐𝑜𝑠 2 𝛽𝑐𝑜𝑠𝛿 (2.48) ( 𝑟 𝑥 bán kính trung bình của bánh răng côn)
Thay các giá trị vào ta được:
𝑚 2 ) b – Chiều dài răng theo đường sinh
- Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng
𝑚 2 ) Như vậy điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc được thỏa mãn
2.5.2 Tính toán thiết kế bộ truyền vi sai
* Xác định kích thước vi sai
Chọn vật liệu: Vỏ vi sai chế tạo bằng gang rèn với độ cứng HB 121149 hoặc thép
40, trục bánh răng vi sai và bánh răng hành tinh chế tạo bằng thép hợp kim 20X đạt độ cứng sau khi nhiệt luyện HRCV62, chữ thập vi sai chế tạo bằng thép hợp kim nhãn hiệu 18XH có nhiệt luyện:
𝑚 2 ) + Chọn số bánh răng vi sai là 4 bánh răng
Chọn môđun răng tại mặt đáy lớn răng, sử dụng bánh răng côn răng thẳng Chọn m=5 + Chọn số răng của bánh răng bán trục theo yêu cầu: nằm ngọn trong bánh răng bị động của truyền lực chính Tại vòng đỉnh của bánh răng bán trục thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng bán trục được xác định theo kinh nghiệm như sau:
+ Số răng của bánh răng bán trục 𝑍 𝑏 :
+ Số răng của bánh răng hành tinh Z được chọn theo tỷ số truyền được chọn theo kinh nghiệm: 𝑖 ℎ𝑡 = 1,81
𝛿 𝑏 = 90° − 𝛿 ℎ = 90 − 28,8 = 61,2° (2.55) + Góc ăn khớp, thường chọn o=h=b o
+ Hệ số dịch chỉnh, chọn h=0,244 (mm), b=- 0,244 (mm)
+ Chiều dài đường sinh côn chia: 𝑙 = 0,5𝑚√𝑍 ℎ 2 + 𝑍 𝑏 2 (2.56)
𝑏 = (0,20,3)𝑙 (2.57) Chọn bh= 32 (mm) bb= 23 (mm)
+ Đường kính vòng chia đáy lớn: dc=m.Zi
𝑑 𝑐𝑏 = 𝑚 𝑍 𝑏 = 5.20 = 100 𝑚𝑚 (2.59) + Bán kính vòng chia đáy lớn:
+ Chiều cao răng đáy lớn: ℎ = ℎ ℎ = ℎ 𝑏 = 2,25 𝑚 = 11,25 𝑚𝑚 (2.64)
+ Đường kính vòng đỉnh đáy lớn:
+ Khe hở chân răng đáy lớn:
𝑐 = 𝑐 ℎ = 𝑐 𝑏 = 0,2𝑚 = 0,2.5 = 1 𝑚𝑚 (2.68) + Chiều cao đầu răng đáy lớn:
ℎ 𝑒𝑏 = 5 + 0,244.5 = 6,12 𝑚𝑚 (2.71) + Chiều dày răng đáy lớn trên vòng chia:
2 + 2.0,244.5 𝑡𝑎𝑛20) = 8,665 𝑚𝑚 (2.74) + Đường kính vòng chân răng đáy lớn:
𝑑 𝑏 = 100 − 2.11,25 = 92,125 𝑚𝑚 (2.76) + Bán kính vòng chia trung bình:
Bảng 2.3 Các thông số hình học của bộ truyền vi sai
TT Tên thông số Kí hiệu Đơn vị Công thức tính toán
1 Số bánh răng vi sai Q 4 2
4 Modun pháp tuyến m mm Chọn 5
5 Nửa góc côn chia 𝛿 độ 𝐴𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛(𝑍 ℎ /𝑍 𝑏 ) 28,8° 61,2°
6 Chiều rộng bánh răng b mm 0,3l 32 23
7 Hệ số dịch chỉnh 𝜉 mm -0,224 0,224
8 Chiều dài đường sinh côn chia l mm 0,5𝑚√𝑍 1 2 + 𝑍 2 2 57,064
9 Đường kính vòng chia đáy lớn 𝑑 𝑐 mm 𝑚𝑍 𝑖 55 100
10 Bán kính vòng chia đáy lớn 𝑟 1 mm 𝑑 𝑐 /2 27,5 50
11 Bước răng đáy lớn 𝑡 𝑠 mm 𝜋𝑚 15,7
12 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn 𝑑 𝑒 mm 𝑑 𝑐 + 2ℎ 𝑖 𝑐𝑜𝑠𝛿 𝑖 80 136
13 Khe hở chân răng ở đáy lớn c mm 0,2m 1
15 Chiều cao đầu răng đáy lớn ℎ 𝑒 mm 𝑚 + 𝜉𝑚 3,38 6,28
16 Chiều dày răng đáy lớn trên vòng chia s mm 𝜋𝑚
17 Chiều cao răng đáy lớn h mm 2,25m 7,875
18 Đường kính vòng chân răng đáy lớn 𝑑 𝑖 mm 𝑑 𝑐 − 2𝑐 47,125 92,125
19 Bán kính vòng chia trung bình 𝑟 𝑥 mm 𝑟 𝑙 − 0,5𝑏𝑠𝑖𝑛𝛿 𝑖 31 53
* Tính toán bền bộ truyền vi sai
Mômen xoắn truyền từ truyền lực chính đến bánh xe chủ động qua các chi tiết của vi sai, hơn nữa khi ôtô chuyển động tiến các bánh răng ăn khớp chịu lực vòng Pvs cực đại
+ Lực vòng tác dụng lên một bánh răng hành tinh và một bánh răng bán trục là:
M0: mômen đặt trên vỏ vi sai
Memax mômen xoắn cực đại của động cơ
Q : số bánh răng hành tinh trong vi sai (Q=4)
Hình 2.19 Sơ đồ tính toán lực và ứng suất trong vi sai côn
𝑅 𝑣𝑠 = 𝑃 𝑣𝑠 𝑡𝑎𝑛𝛼 = 67380,5 𝑡𝑎𝑛20 = 24524,52 (𝑁) (2.80) + Lực chiều trục𝑄 𝑣𝑠 ép bánh răng hành tinh vào vỏ vi sai:
* Tính bền theo ứng suất uốn: Ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng của bánh răng vi sai được xác định theo công thức:
𝑘 𝑑 hệ số tải trọng động chọn bằng 1,4 b chiều rộng răng r1 bán kính vòng chia trung bình của bánh răng hành tinh
Thay các thông số đã biết vào các công thức trên ta có:
Thỏa mãn điều kiện bền uốn
*Tính bền theo ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng được xác định theo công thức:
𝑃 = 111971 (𝑁) E: Môđun đàn hồi của vật liệu, E = 21,5.10 10 (N/m 2 ) rtd1, rtd2: Bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bánh răng bị động
𝑐𝑜𝑠28,8 = 35,371 𝑚𝑚 (2.86) Thay các số vào ta được:
𝑚 2 ) Như vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc
* Tính ứng suất cắt và chèn dập ở các bề mặt tiếp xúc bánh răng, trục, vỏ vi sai
+ Ứng suất chèn dập cd1 sinh ra giữa bánh răng hành tinh và lỗ bánh răng hành tinh Khi thiết kế vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và tiếp xúc ở bề mặt răng, ta còn phải đảm bảo ứng suất chèn và cắt ở các bề mặt bánh răng, trục và vỏ vi sai Đó là cơ sở để chọn các kích thước còn lại của vi sai Các kích thước được biểu diễn theo hình vẽ trên
1 Ứng suất chèn dập σ 𝑐𝑑1 sinh ra giữa trục bánh răng hành tinh và lỗ bánh răng hành tinh: σ 𝑐𝑑1 = 𝑀 𝑣𝑠
+ Các kích thước thể hiện trên hình vẽ (Hình 2.2)
+ d5: đường kính trục chữ thập, tư đường kính bánh răng vi sai ta chọn: dvs= 28 (mm) + l1: được xác định theo chiều rộng bánh răng b
𝑙 1 = 𝑏𝑐𝑜𝑠𝛿 = 32 𝑐𝑜𝑠28,8 = 28,042 𝑚𝑚 Thay các giá trị vào ta có: σ 𝑐𝑑1 = 300.11,4.0,9.1,4
2 Ứng suất chèn dập σ 𝑐𝑑2 sinh ra giữa trục bánh răng hành tinh và vỏ vi sai: σ 𝑐𝑑2 = 𝑀 𝑣𝑠
+ Các kích thước thể hiện trên hình vẽ
+𝑙 2 : chiều dày bệ đỡ trục bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai Chọn 𝑙 2 = 17 mm
Thay các giá trị vào ta có: σ 𝑐𝑑2 = 300.11,4.0,9.1,4
3 Ứng suất chèn dập σ 𝑐𝑑3 sinh ra giữa đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai do Qvs gây nên:
𝜋(𝑑 1 2 − 𝑑 2 2 ) (2.90) Trong đó: Các kích thước d1, d6 như hình trên, chọn theo đường kính trục chữ thập và đường kính bánh răng hành tinh: d1Y mm; d2= 28 mm
Thay các giá trị vào ta có:
𝑚 2 ) Như vậy độ bền dập 𝜎 𝑐𝑑3 sinh ra giữa đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai do Qvs gây nên đảm bảo độ bền dập
4 Ứng suất chèn dập 𝜎 𝑐𝑑4 sinh ra giữa đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai do Rvs gây nên:
𝜋(𝑑 3 2 − 𝑑 4 2 ) (2.91) 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:
𝑑 3 = 112 𝑚𝑚; 𝑑 4 = 75 𝑚𝑚 Thay các giá trị vào ta có:
𝑚 2 ) Như vậy độ bền dập 𝜎 𝑐𝑑4 sinh ra giữa đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai do Rvs gây nên dảm bảo độ bền dập
5 Ứng suất cắt τ trục chữ thập dưới tác dụng của lực vòng Pvs: τ = 4𝑃 𝑣𝑠
2.5.3 Tính toán thiết kế bán trục và dầm cầu
* Tính toán cho bán trục (truyền động đến các bánh xe chủ động) a Tính bền bán trục
Loại bán trục trên xe thuộc loại giảm tải hoàn toàn, khi xe làm việc chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn tức là chịu ứng suất xoắn
Chọn vật liệu chế tạo bán trục là thép hợp kim 40XHM có: 𝜏 = 950 𝑀𝑁/𝑚 2
0,2𝑑 3 [1] (2.93) Với các thông số ta chọn theo xe tham khảo:
Memax – mô men xoắn cực đại của động cơ, Memax = 300 (Nm) ihmax – tỉ số truyền của hộp số ở tay số 1, ihmax = 11,4 i0 – tỷ số truyền của cầu sau, io = 6,83 d – đường kính bán trục, chọn theo xe tham khảo d = 50 (mm)
* Kiểm tra theo góc xoắn:
Theo công thức [I] ta có:
M là mômen xoắn cực đại M = Memax.ihmax.i0 l chiều dài bán trục, l = 1,63 (m)
G Môđun đàn hồi khi xoắn, G = 14,1.10 10 (N)
J mômen quán tính khi xoắn
Thỏa mãn góc xoắn trên 1m chiều dài
Tính bền then hoa cho bán trục:
Memax – Mômen xoắn lớn nhất động cơ i1 – tỉ số truyền tay số 1 i0 – tỉ số truyền truyền lực chính
Chọn then cỡ nặng có ZxdxD là 10x52x60
H – chiều cao then, h = 4,2 (mm) l – chiều dài làm việc của then, l = 90 (mm) dtb – đường kính trung bình, dtb = 47 (mm)
𝑚 2 Then thỏa mãn bền dập b Tính toán chọn kích thước ổ bi bán trục
Chọn kích thước ổ bi tính với trường hợp ô tô chuyển động thẳng với toàn bộ tải trọng Khi chọn ổ bi cho bánh xe cần tính lực pháp tuyến và lực chiều trục, số vòng quay theo chế độ tải trọng trung bình Lực chiều trục chỉ tác dụng lên ổ bi khi quay vòng hay trượt ngang (chỉ có trong thời gian ngắn) Vì vậy khi chọn ổ bi nếu đứng về mặt tuổi thọ ổ bi mà nói có thể bỏ qua lực chiều trục
Theo công thức [2] (9 – 33,34) ta có các phản lực tác dụng lên ổ:
+ Chọn ổ theo khả năng tải động:
Q – tải trọng động qui ước, 𝑄 = 𝑋𝑉𝐹 𝑟 𝑘 𝑡 𝑘 đ (2.100)
Fr – tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ
V – hệ số kể đến vòng nào quay V= 1,2 khi vòng ngoài quay kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1 kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, kđ = 1,3÷ 1,8 chọn kđ = 1,5
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: Lh = 10 6 L/(60n) với n là (số vòng quay/phút), n = 461 (vòng/phút) chọn theo xe tham khảo Với Lh = 8.10 3
Ta tính được L = 221,28 (giờ) m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10/3 đối với ổ đũa côn
Thay số ta được: Cd = 182,09 kN
Ta chọn ổ với C ≥ Cd và đường kính ngõng trục d = 75 (mm), ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng với kí hiệu ổ là: 7615
+ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Qt ≤ C0
Qt – tải trọng tĩnh qui ước, ta có Qt = Fr = 20024 (N)
C0 – khả năng tải tĩnh tra theo kí hiệu của ổ
Vậy Qt < C0 = 235 (kN) khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
* Tính toán cho dầm cầu
Dầm cầu thiết kế là dầm cầu đúc vật liệu là gang xám CЧ30, chọn hình dáng tiết diện chịu lực hình chữ nhật, các kích thước được chọn theo xe tham khảo Sau khi đã
48 chọn được kích thước ta tính bền cho dầm cầu ở vị trí đặt lực
Hình 2.21 Vị trí đặt lực tính bền cho dầm cầu chủ động
Tải trọng tính toán cho bán trục và dầm cầu được xác định theo 3 chế độ:
+ Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại Xmax
+ Khi ôtô bị trượt ngang hoàn toàn chịu lực bên cực đại Ymax
ỨNG DỤNG CATIA VÀO THIẾT KẾ, TÍNH BỀN KẾT CẤU MỘT SỐ CHI TIẾT VÀ CHĂM SÓC BẢO DƯỠNG KĨ THUẬT CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG
Giới thiệu phương pháp thiết kế 3D bằng phần mềm CATIA
“Định nghĩa đầu tiên của CAD là Computer-Aided Drafting có nghĩa là “ Thiết kế kĩ thuật có sự hỗ trợ của máy tính” và chức năng chính của nó là thiết kế (hay trình bày hoá) bản vẽ kỹ thuật hai chiều (2D) lên máy tính Ngày nay CAD đã phát triển thành
“Thiết kế với sự hỗ trợ của máy tính” (Computer-Aided Design) và thiết kế ra những mô hình ba chiều (3D) Sau khi thiết kế mô hình sẽ được thử nghiệm và phân tích trên máy tính trước khi đưa vào sản xuất hay thi công lắp ráp để tránh giảm thiểu sai sót cũng như thời gian đưa sản phẩm ra thị trường
Phần mềm CATIA là gói sản phẩm hoàn thiện nhất của hãng Dassault systemes mà IBM chịu trách nhiệm phân phối, nó giúp người dùng thiết kế mô hình 3D theo từng bộ phận và lắp ghép chúng thành sản phẩm hoàn chỉnh, kiểm tra động học, thu thập thông tin về vật liệu Hơn thế nữa, tính mở và sự linh hoạt của CATIA cho phép nhiều phần mềm phân tích chuyên dụng có thể hoạt động độc lập trên môi trường của nó; CATIA cũng trích xuất ra các file dữ liệu định dạng chuẩn để giúp người dùng có thể khai thác mô hình trong môi trường các phần mềm phân tích khác
3.1.2 Trình tự thiết kế 3D trong CATIA
* Khái quát chung trình tự thiết kế của các phần mềm
Công việc giải quyết các bài toán với việc sử dụng các phần mềm được thực hiện qua nhiều các bước khác nhau, trình tự và nội dung công việc trong mỗi bước cũng còn phụ thuộc vào từng phần mềm cụ thể Tuy nhiên nói chung ở tất cả các phần mềm chúng ta đều có thể nhóm các công việc vào 4 phần:
* Phân tích bài toán cần giải quyết: đây là bước hết sức quan trọng quyết định đến thời gian xử lý của máy cũng như độ chính xác của kết quả tính toán
* Bước xây dựng mô hình: sử dụng bộ tiền xử lí (Preprocessor) của phần mềm để định nghĩa mô hình các phần tử
* Bước đặt tải và tiến hành phân tích: sử dụng các bộ sử lý (Solution) để đặt tải, các ràng buộc và lựa chọn kiểu bài toán cũng như các tuỳ chọn tích phân Trong phần này máy xẽ tự động xây dựng các phương trình mô tả mô hình và tiến hành giải chúng
69 trên cơ sở các tùy chọn đã được xác lập Đối với một số phần mềm người ta đưa bước đặt tải và các phần mềm vào phần một
* Bước xem kết quả phân tích: ở phần này chúng ta xẽ dùng các lệnh khác nhau sẵn có trong các bộ sử lý của phần mềm để xem xét và lấy ra kết quả phân tích
Chọn mô hình phân tích: mô hình phân tích của ta có thể là 2D, 3D và sẽ chứa đựng các phần tử là điểm, đường, bề mặt hay khối đặc Việc lựa chọn kiểu mô hình, kiểu phần tử xẽ xác định phương pháp tạo dựng mô hình
* Trình tự thiết kế 3D trong CATIA
* Đặt tên cho mô hình thiết kế : Khi chúng ta đặt tên cho mô hình, lúc này tên mô hình trở thành phần đầu trong tên của tất cả các tệp tên do chương trình tạo ra Khi đặt tên cho mô hình thiết kế chúng ta tránh được khả năng ghi đè lên các tệp cũ
* Mở bản vẽ để thiết kế : Trong CATIA có nhiều loại modun khác nhau cho phép người thiết kế có thể thực hiện các công việc từ thiết kế, lắp ráp, mô phỏng đến gia công không chỉ các chi tiết cơ khí, các cụm truyền động mà còn rất thuận lợi cho việc tính toán các bài toán khác như: tính toán chất lỏng, va chạm, hoặc thiết kế nhà xưởng… khi mở bản vẽ CATIA để thiết kế tùy theo mục đích thiết kế mà ta sẽ sử dụng một hoặc nhiều môdun của phần mềm để thiết kế Để phục vụ cho việc thiết kế, CATIA cho phép người dùng có thể chuyển các môdun qua lại lẫn nhau Trong các môdun để thiết kế tạo ra chi tiết thì CATIA có 2 môdun chính là: Shape và Mechanical design, đặc biệt trong thiết kế các chi tiết thể đặc thì môdun Mechanical design được sử dụng như là một môdun chính Trong môdun này chủ yếu sử dụng các bản vẽ sau:
+ Bản vẽ chi tiết (Part Design): Bản vẽ được sử dụng để tạo các chi tiết riêng lẻ, do đó trong bản vẽ chi tiết người sử dụng không thể tạo được 2 chi tiết trên nó Bản vẽ này thường được sử dụng để thiết kế các chi tiết 3D
+ Bản vẽ Wireframe and Surface Design: bản vẽ này chủ yếu dùng để thiết kế đường và mặt phức tạp trong không gian, sau đó có thể chuyển qua bản vẽ Part để tạo ra chi tiết thể đặc
+ Bản vẽ lắp (Assembly): Bản vẽ này liên kết các chi tiết trong bản vẽ chi tiết lại với nhau, để tạo thành một cụm chi tiết hoặc một sản phẩm hoàn chỉnh Bản vẽ lắp liên kết các chi tiết lại với nhau do đó nếu có sự thay đổi nào từ các bản vẽ chi tiết thì chi tiết tương ứng trên bản vẽ lắp cũng tự động cập nhật theo
+ Bản vẽ kỹ thuật (Drafting): Bản vẽ này chủ yếu dùng để biểu diễn các hình chiếu
70 hoặc các mặt cắt từ bản vẽ chi tiết hoặc bản vẽ lắp
+ Cách thực hiện: kích New trên thanh công cụ, hoặc chọn Start rồi chọn các môdun cần thiết hộp thoại ứng với từng môdun sẽ xuất hiện và việc đầu tiên là đặt tên chi tiết cần thiết kế, nhấn OK sau đó môi trường thiết kế của mỗi môdun sẽ xuất hiện + Chọn mặt phẳng vẽ phác: vẽ phác là bước cơ bản đầu tiên để hình thành mô hình
Mô hình tạo ra trong CATIA liên kết với biên dạng của chúng Khi hiệu chỉnh biên dạng, mô hình tự động cập nhật những thay đổi này Ta làm việc trong môi trường vẽ phác khi cần tạo ra hoặc hiệu chỉnh các biên dạng của mô hình Môi trường vẽ phác bao gồm mặt phẳng vẽ phác và các công cụ vẽ phác:
Sử dụng Catia thiết kế các chi tiết trong cụm cầu chủ động
Trong cụm cầu chủ động của xe bus Thaco gồm có gần 45 chi tiết, các chi tiết này có đặc điểm kết cấu về mặt hình học rất khác nhau Do đó để thiết kế 3D đối với các chi tiết của cụm cầu chủ động, em đã chia nhóm các chi tiết có đặc điểm hình học tương tự nhau và sử dụng phần mềm CATIA để thiết kế 3D cho các chi tiết này Các nhóm chi tiết gồm có:
Các chi tiết dạng bánh răng, dạng trục, dạng ống, dạng ổ bi và các chi tiết khác có hình dạng phức tạp Bằng cách sử dụng phần mềm CATIA chúng em đã vẽ được các nhóm chi tiết trên Dưới đây là một ví dụ cụ thể áp dụng phần mềm CATIA
* Vẽ bánh răng vành chậu bằng phần mềm Catia
Bánh răng vành chậu thuộc cụm truyền lực chính được lắp bu lông trên một trong
2 vỏ vi sai và ăn khớp với bánh răng quả dứa, các thông số của bánh rưng vành chậu bao gồm: số răng Z1= 41, môdun m = 7, góc ăn khớp, góc nghiêng đường răng, nửa góc đỉnh nón nón.𝛼 2 = 78,8 𝑜
Dựa vào các thông số trên quy trình vẽ bánh răng vành chậu trong CATIA được thiết lập qua các bước sau:
Hình 3.1 Màn hình khởi động trong CATIA
Sau khi khởi động phần mềm, để vào các môdun thiết kế ta kích chuột vào FileNEW rồi chọn tên các môdun cần thiết hoặc cách thông dụng nhất là vào Start như hình 3.2 Để thiết kế chi tiết thể đặc thì ta vào môdun Mechanical designPart design
Hình 3.2 Vào các môdun thiết kế với CATIA
Môi trường thiết kế của bản vẽ PART DESIGN sau khi đã thực hiện các bước đã nêu
Hình 3.3 Môi trường thiết kế Part design
Muốn thiết kế các chi tiết 3D đầu tiên ta phải thiết kế biên dạng 2D trên các mặt vẽ phác là XY hoặc YZ hoặc ZX, rồi chọn (sketch) để vào môi trường vẽ phác, với các thông số đường kính của bánh răng vành chậu ta vẽ được biên dạng của phôi với sự kết hợp của các thanh công cụ
Tiếp theo là thoát khỏi môi trường sketch và dùng lệnh SHAFT để tạo ra phôi của bánh răng vành chậu
Hình 3.4 Biên dạng của phôi
Tiếp theo là thoát khỏi môi trường sketch và dùng lệnh SHAFT để tạo ra phôi của bánh răng vành chậu
Hình 3.5 Phôi được tạo bằng lệnh shaft Để tạo ra biên dạng răng của bánh răng vành chậu ta sử dụng công cụ hàm fx trong CATIA để đưa các công thức và thông số đã thiết lập vào trong môi trường thiết kế
Hình 3.6 Thiết lập các công thức và thiết lập các mối quan hệ
Trong (*) thì t là thông số từ 0.0 đến 0.4 quy định vị trí các điểm trên biên dạng răng Từ công thức (*) và các mối quan hệ đã được thiết lập ta vẽ được biên dạng răng gần với biên dạng thân khai
Hình 3.7 Thiết lập biên dạng răng
Dùng biên dạng răng này để tạo ra rãnh răng, sau đó ding chính rãng răng này để cắt phôi đã được tạo ra ở hình 5 chủ yếu kết hợp với lệnh Split
Hình 3.8 Tạo biên dạng cắt phôi (rãnh răng)
Do góc nghiêng răng là 30 0 , nên để cho đường cắt răng cũng là 30 0 ta dùng các khối lệnh để tạo ra đường nghiêng răng gần với thực tế nhất:
Hình 3.9 Biên dạng và đường cắt được tạo trên phôi
Dùng lệnh để tạo ra một rãnh răng trên để tạo ra một rãnh răng trên
Hình 3.10 Tạo một rãnh răng
Sau đó để tạo ra 41 răng của bánh rang vành chậu ta dùng lệnh
Hình 3.11 Tạo ra đầy đủ số răng của bánh răng vành chậu
Khoét lỗ và tạo lỗ bắt bu lông với vỏ vi sai
Hình 3.12 Tạo lỗ bu lông bắt với vỏ vi sai
Sau thực hiện các bước như trên ta đã vẽ xong bánh răng vành chậu bằng phần mềm CATIA
Hình 3.13 Hoàn tất quá trình vẽ bánh răng vành chậu
* Một số các chi tiết của cụm cầu được vẽ bằng CATIA
Bảng 3.1 Một số các chi tiết của cụm cầu được vẽ bằng phần mền CATIA
Bánh răng quả dứa (số lượng 1) Vỏ vi sai 1 (số lượng 1)
Vỏ vi sai 2 (số lượng 1)
(số lượng 4) Trục quả đào
Chốt chữ thập (số lượng 1) Bánh răng bán trục
Phanh giữ (số lượng 2) Đai ốc điều chỉnh
Chốt chẻ (số lượng 4) Cốc đỡ (số lượng 2) Mặt bích các đăng
Phanh hãm (số lượng 2) Vòng bi côn
Giá đỡ trục quả đào (số lượng 2)
Bán trục (số lượng 2) Tấm hãm guốc phanh
Phớt ngoài đầu trục láp (số lượng 2)
Bánh răng vành chậu (số lượng 1)
Ứng dụng Catia trong tính bền kết cấu một số chi tiết trong cụm cầu chủ động 78
3.3.1 Một số khái niệm của phương pháp phần tử hữu hạn
Phương pháp phần tử hữu hạn là phương pháp giải các bài toán kết cấu kế thừa tư tưởng của phương pháp xấp xỉ hàm và phương pháp sai phân hữu hạn
Trong phương pháp PTHH, vật thể liên tục được thay thế bằng một số hữu hạn các phần tử rời rạc có hình dạng đơn giản, nối với nhau ở một số điểm được qui định gọi là nút Các phần tử này giữ nguyên tính chất liên tục trong phạm vi của mỗi phần tử, nhưng do có hình dạng đơn giản và kích thước bé nên cho phép nghiên cứu nó dễ dàng hơn trên cơ sở các qui luật về phân bố chuyển vị và nội lực Biến dạng và ứng suất bên trong phần tử cũng được biểu diễn theo chuyển vị nút Các đặc trưng cơ bản của mỗi phần tử được xác định và mô tả dưới dạng các ma trận độ cứng của các phần tử Các ma trận này được sử dụng để ghép các phần tử thành một mô hình rời rạc hoá của kết cấu thực cũng dưới dạng một ma trận độ cứng của cả một kết cấu
Các tác động ngoài gây ra nội lực và chuyển vị của kết cấu được qui đổi về các ứng lực tại nút và được mô tả trong ma trận tải trọng nút tương đương Các ẩn số cần tìm là các chuyển vị nút (hoặc nội lực tại các nút) được xác định trong ma trận chuyển vị nút hoặc ma trận nội lực nút
Thuật toán của phương pháp PTHH được xây dựng dựa trên việc xác lập các ma trận cơ bản và qui luật liên hệ giữa các ma trận này để có thể phản ánh gần đúng cách ứng xử thật của kết cấu và các tác động lên kết cấu
Mô hình toán của phương pháp PTHH là hệ các phương trình đại số tuyến tính hoặc phi tuyến Điều kiện tồn tại nghiệm của hệ phương trình này được mô tả qua các điều kiện liên kết của kết cấu thường gọi là các điều kiện biên của bài toán Thông thường các phần mềm phân tích kết cấu hiện nay đều có thể tính toán cho các trạng thái
79 tĩnh các phần mềm phân tích kết cấu hiện nay đều có thể tính toán cho các trạng thái tĩnh động
Phân tích kết cấu trong bài toán tĩnh là giải hệ phương trình tuyến tính
[K].𝑢⃗ = 𝑅⃗ (2.182) Trong đó: [K] ma trận độ cứng
𝑢⃗ véc tơ các kết quả chuyển vị
Sau khi giải hệ phương trình trên xác định được các ẩn số là các chuyển vị nút, có thể tiếp tục xác định trường ứng suất, biến dạng kết cấu theo qui luật đã biết của cơ học Thuật toán tổng quát của phương pháp PTHH bao gồm các bước sau:
Bước 1: Rời rạc hoá các kết cấu thực thành một lưới các phần tử chọn trước mô tả dạng hình học của kết cấu và phù hợp với yêu cầu chính xác của bài toán
Bước 2: Xác định các ma trận cơ bản cho từng phần tử
Bước 3: Ghép các ma trận cơ bản cùng loại thành ma trận kết cấu theo trục toạ độ chung của cả kết cấu
Bước 4: Đưa điều kiện biên vào ma trận độ cứng của kết cấu để khử dạng suy biến của nó
Bước 5: Giải hệ phương trình để xác định ma trận chuyển vị nút của cả kết cấu
Bước 6: Từ chuyển vị nút xác định nội lực cho từng phần tử
Bước 7: Vẽ biểu đồ nội lực của kết cấu
Luận văn tập trung nghiên cứu khả năng tính toán biến dạng và ứng suất của cầu xe bằng các phần mềm phân tích kết cấu trên cơ sở của phương pháp PTHH Các phần mềm loại này có khá nhiều, nhưng trong nội dung của luận án sẽ trình bày các đặc điểm chủ yếu của phần mềm CATIA hiện đang sử dụng phổ biến ở Việt Nam
3.3.2 Ứng dụng Catia trong tính bền kết cấu một số chi tiết trong cụm cầu chủ động
* Modul tiền xử lí (Preprocesing): Modul này cho phép người dùng có thể chuẩn bị những thao tác để cho quá trình giải bao gồm xây dựng mô hình hình học, định kiểu phần tử, lựa chọn mô hình vật liệu, chia lưới phần tử hữu hạn, đặt tải
* Xây dựng mô hình hình học
Dựng mô hình hình học trong CATIA
Xây dựng mô hình từ những phần mềm thiết kế mạnh Catia Ưu điểm của phương pháp này là có thể dựng được những mô hình rất phức tạp để tính toán
Hình 3.14 Mô hình phần tử bán trục xây dựng từ Catia
* Chọn kiểu phần tử là một bước quan trọng, nó xác định những đặc trưng dưới đây của phần tử:
+ Bậc tự do ( Degree of Freedom, DOF )
+ Dạng phần tử: hình lục diện, hình tứ diện, hình tứ giác, hình tam giác,
+ Dạng giả thiết của trường chuyển vị: bậc nhất hoặc bậc hai CATIA có một thư viện gồm hơn 150 kiểu phần tử để người dùng lựa chọn
+ Các phần tử một chiều:
- Phần tử thanh (Spar): LINK8, LINK180…
- Phần tử dầm (Beam): BEAM4, BEAM23, BEAM54…
- Phần tử lò xo (Spring)
+ Các phần tử vỏ: SHELL51, SELL61, SELL163,…
+ Các phần tử khối 2D: PLANE25, PLANE42,…
- Dùng để tạo mô hình mặt cắt ngang của những đối tượng khối 3D
- Phải được mô hình hoá trong mặt phẳng X-Y của hệ toạ độ đề các tổng thể + Các phần tử khối 3D: SOLID92, SOLID95,SOLID164, SOLID185,
- Dùng cho những kết cấu mà do mô hình hình học, vật liệu, tải, hoặc do yêu cầu kết quả chi tiết không thể mô hình hoá bằng những phần tử đơn giản hơn
- Dùng để khi mô hình hình học được nhập từ các hệ CAD 3D, mà nếu chuyển sang mô hình 2D hoặc vỏ thì sẽ mất nhiều thời gian
+ Một số dạng phần tử đặc biệt: COMBIN14, MASS21, MATRIX50,…
Mỗi phân tích đòi hỏi nhập vào một vài thuộc tính vật liệu: Mô đun đàn hồi Ex đối với
81 những phần tử kết cấu, độ dẫn nhiệt đối với những phần tử nhiệt
Hình 3.15 Chọn vật liệu cho mô hình phần tử từ Apply Material Catia
Catia cung cấp cho người dùng thư viện vật liệu với rất nhiều mô hình vật liệu khác nhau ứng dụng trong các bài toán khác nhau: mô hình vật liệu dị hướng, đẳng hướng, đàn hồi phi tuyến, dẻo phụ thuộc tốc độ biến dạng, siêu đàn hồi
Có hai phương pháp chia lưới chính: chia tự do và có qui tắc
+ Chia tự do như (hình 3.16a):
- Không hạn chế dạng phần tử
- Lưới không đi theo bất kì mẫu nào
- Thích hợp cho những dạng thể tích và diện tích phức tạp
Hình 3.16 Các phương pháp chia lưới a) Phương pháp chia lưới tự do b) Phương pháp chia lưới có qui tắc
+ Chia lưới có qui tắc:
- Hạn chế dạng phần tử: dạng tứ giác cho diện tích và dạng lục giác cho thể tích
- Có một mẫu đều đặn với những dãy phần tử rõ ràng
- Thích hợp duy nhất cho những thể tích hoặc diện tích "đều đặn" ví dụ như hình a) b)
82 chữ nhật hay hình hộp
Tuỳ từng bài toán và đặc điểm cụ thể người dùng có thể quyết định chia lưới theo một trong hai kiểu trên Kiểu chia lưới tự do thường được áp dụng trong bài toán kết cấu, kiểu chia lưới có qui tắc thường được áp dụng trong bài toán phân tích biến dạng lớn
Nguyên tắc cơ bản của FEA là khi số phần tử (mật độ lưới) tăng lên, thì lời giải FEA càng tiến gần đến lời giải chính xác Tuy nhiên, khi số phần tử tăng lên thì thời gian tính toán và nhu cầu về tài nguyên máy tính cũng tăng lên Ví dụ nếu cần giá trị chính xác của ứng suất sẽ cần một lưới chia mịn, không bỏ qua các chi tiết hình học tại các vị trí quan trọng của kết cấu Nếu chỉ quan tâm đến chuyển vị (độ võng chẳng hạn) hoặc ứng suất danh định thì lưới chia tương đối thô là đủ và các chi tiết hình học nhỏ có thể bỏ qua
Tải trọng áp đặt vào mô hình trong CATIA được chia thành một số dạng cơ bản như sau:
- Những ràng buộc DOF: áp đặt bằng DOF, ví dụ như chuyển vị trong một phân tích ứng suất, hoặc nhiệt độ trong một phân tích nhiệt
- Tải tập trung (Concentrated load): Tải đặt vào điểm, ví dụ như lực hoặc tiêu thụ dòng nhiệt
- Tải bề mặt (Surface load):Tải phân bố trên toàn bộ một bề mặt, ví dụ như áp suất hoặc đối lưu
- Tải vật thể (Body load): Tải thể tích hoặc tải trường, ví dụ nhiệt độ (gây nên giãn nở nhiệt) hoặc sự sinh nhiệt bên trong
- Tải quán tính (Inertia load): Tải khối lượng kết cấu hoặc tải quán tính, ví dụ trọng lực hoặc vận tốc quay
Với mỗi kiểu bài toán khác nhau sẽ có loại tải khác nhau: Đối với bài toán phân tích cấu trúc, tải có thể là: chuyển vị theo các phương, lực tác dụng theo các phương (bao gồm lực khối, lực mặt), áp suất, nhiệt độ (cho trường hợp biến dạng nhiệt) và gia tốc trọng trường…
Có thể đặt tải trên mô hình hình học hoặc trực tiếp trên mô hình FEM (các nút và
83 các phần tử) Vì thế, tải đặt trên mô hình hình học sẽ được tự động chuyển đổi đến các nút và phần tử trong quá trình giải
Các phân tích tĩnh và động lực học:
Ứng dụng Catia vào tính ứng suất uốn bánh răng quả dứa và tính bền dầm cầu chủ động
* Ứng dụng Catia vào tính ứng suất uốn bánh răng quả dứa
Phần mềm Catia dùng để giải các bài toán, được thiết lập trên cơ sở phương pháp phần tử hữu hạn Phương pháp phần tử hữu hạn là phương pháp số đặc biệt để tìm dạng gần đúng của một hàm chưa biết trong miền xác định V của nó Bằng cách giải các phương trình chuyển vị, xác định biến dạng của vật thể tại một điểm, từ đó sẽ tính được ứng suất của vật chịu tải tại các điểm khác nhau, kết quả tính toán ứng suất có độ chính xác cao hơn so với các phương pháp tính truyền thống
Với những lý do nêu trên, em đã thực hiện tính ứng suất uốn tại chân răng bánh răng bằng cách sử dụng phần mềm CATIA, mong muốn nhận được kết quả tính toán có độ chính xác cao hơn, nhằm thiết kế bộ truyền bánh răng đủ bền và có tính kinh tế cao hơn so với phương pháp tính truyền thống
Bước1: Xác lập mô hình phần tử hữu hạn
Mô hình bánh răng quả dứa thu được dạng hình học của nó từ CATIA
Hình 3.17 Mô hình phần tử bánh răng quả dứa Bảng 3.2 Thông số mô hình phần tử hữu hạn bánh răng quả dứa
Tên Vật liệu Khối lượng (kg)
Bảng 3.3 Chất lượng phần tử bánh răng quả dứa
Criterion Tốt (Good) Tệ (Poor) Xấu (Bad) Tệ nhất
Trung bình (Average) Kéo dài -
Mạng lưới bao gồm 7192 nút và 30818 số phần tử
Hình 3.18 Mô hình chia lưới bánh răng quả dứa
- Đặt lực tác động là bao gồm tất cả các trạg thái, tính chất tải tác dụng tới mô hình
- Mô hình lực bánh răng quả dứa:
Hình 3.19 Mô hình đặt lực lên bánh răng quả dứa
Bước 4: Đặt chế độ giải
Là bài toán tính bền có trong CATIA với các điều kiện đã được xác định
Hình 3.20 Ứng xuất chính lớn nhất
- Tính bền theo phương pháp truyền thống: 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 1,06 10 9 𝑁/𝑚 2
Kết quả tính toán ứng suất uốn chân răng của bánh răng, nhận được từ hai phương pháp tính, sai khác nhau không nhiều Điều đó chứng tỏ rằng: dùng phần mềm CATIA để tính ứng suất chân răng, với mô hình tính nêu trên, cho kết quả tính toán có độ chính xác tương đối cao Như vậy, chúng ta có thể yên tâm sử dụng phần mềm CATIA để xác định ứng suất uốn chân răng bánh răng trong bài toán kiểm tra bền bộ truyền bánh răng hoặc thiết kế bánh răng
* Ứng dụng Catia vào tính bền dầm cầu chủ động trong trường hợp khi có lực kéo Max
Các bước giải: Xây dựng mô hình phần tử; Chia lưới; Đặt lực; Đặt chế độ giải và xuất kết quả
Hình 3.21 Xây dựng mô hình phần tử, chia lưới, đặt lực cho dầm cầu
- Tính bền theo phương pháp truyền thống: 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 151,17 𝑀𝑁/𝑚 2
Kết quả tính bằng phần mềm CATIA cho giá trị nhỏ hơn và gần với giá trị khi tính theo phương pháp cổ điển Ưu điểm của các bài toán tính theo Phương pháp phần tử hữu hạn đó là giải được các bài toán phức tạp một cách nhanh chóng và đạt kết quả chính xác.
Chăm sóc bảo dưỡng cụm cầu sau chủ động
* Kiểm tra, điều chỉnh Để cụm cầu sau ôtô hoạt động tốt và ổn định, hạn chế tiếng ồn thì cần tiến hành một số kiểm tra, điều chỉnh trong và sau quá trình lắp ghép:
- Điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bánh răng quả dứa
- Điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bán trục
- Điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu
- Điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa bánh răng bán trục và bánh răng vi sai
- Kiểm tra và điều chỉnh sự ăn khớp các răng của bánh răng vành chậu
* Điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bánh răng quả dứa
Khi lắp bánh răng quả dứa vào vỏ đỡ vi sai, nếu đã đặt tải lên bánh răng quả dứa mà không đặt tải ban đầu lên vòng bi phía trước và phía sau thì vòng bi đối diện với hướng đặt tải có thể bị dơ Độ dơ như trên thường xảy ra với vòng bi mới vì độ mòn ban đầu của phụ tùng và bánh răng sẽ quay không ổn định nếu không ngăn chặn nó bằng cách đặt tải ban đầu lên các vòng bi bánh răng quả dứa
Tải trọng ban đầu của các vòng bi bánh răng quả dứa thường được điều chỉnh bởi sự thay đổi khoảng cách của các vòng trong phía trước và phía sau của vòng bi trong, khi vòng ngoài được cố định vào vỏ đỡ vi sai Vì vậy điều chỉnh bằng cách thay đổi độ đầy tổng cộng của các đệm điều chỉnh
* Điều chỉnh vòng bi của bánh răng quả dứa
Vì các bánh răng của bộ truyền lực chính và bộ vi sai truyền mômen xoắn lớn, chúng thường là nguyên nhân gây ra tiếng kêu Vì vậy cần phải duy trì luôn ăn khớp đúng để đảm bảo hoạt động đúng chức năng Điều đó được thực hiện bằng việc kiểm tra và điều chỉnh như sau:
- Điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bánh răng quả dứa
- Điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bán trục
- Điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa bánh răng bán trục và bánh răng vi sai
* Điều chỉnh khe hớ ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu
Khe hở cạnh răng là khe hở theo chiều quay giữa bánh răng vành chậu và bánh răng quả dứa Khe hở hở này được thiết kế để tạo ra khe hở ban đầu giữa các răng và cho phép tạo một lớp dầu bôi trơn dễ hơn nhằm bảo vệ bề mặt răng của bánh răng, do vậy bánh răng sẽ không bị hỏng do lực quá lớn tác dụng lên bánh răng vành chậu và bánh răng quả dứa Nếu khe hở ăn khớp lớn thì bánh răng bánh răng vành chậu và bánh răng quả dứa sẽ phải chịu va chạm mạnh khi xe bắt đầu chuyển động hoặc khi xe bắt đầu chuyển giữa chế độ chạy bằng động lực học và lực quán tính
Khe hở ăn khớp có thể được kiểm tra qua việc đo khe hở theo tiêu chuẩn chiều quay của bánh răng vành chậu khi bánh răng quả dứa được giữ bằng tay Nếu vết ăn khớp các răng giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu không được điều chỉnh đúng thì tiếng nghiến răng, mòn không đều có thể xảy ra, thậm chí khi tải trọng ban đầu và khe hở ăn khớp đã được điều chỉnh bình thường, vết bánh răng phải được điều chỉnh đúng để ngăn chặn vấn đề này
Bảng 3.4 Điều chỉnh khe ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu
Hiện trạng ban đầu Nội dung điều chỉnh Hình ảnh điều chỉnh Vết tiếp xúc tốt, không cần điều chỉnh
89 Đẩy bánh răng bị động sát vào bánh răng chủ động
Nếu khe hở cạnh quá nhỏ ta dịch bánh răng chủ động ra xa bánh răng bị động
Dịch bánh răng bị động ra xa
Dịch bánh răng chủ động về phía bánh răng bị động Đẩy bánh răng chủ động về phía bánh răng bị động
Nếu khe hở cạnh nhỏ quá ta dịch bánh răng bị động ra xa bánh răng chủ động
Dịch bánh răng chủ động ra xa bánh răng bị động
Nếu khe hở cạnh quá lớn ta dịch bánh răng bị động về phía bánh răng chủ động
* Điều chỉnh khe hở giữa bánh răng vi sai và bánh răng bán trục
Khe hở ăn khớp giữa bánh răng vi sai và bánh răng bán trục là cần thiết với lí do giống như khe hở ăn khớp giữa bánh răng vành chậu và bánh răng quả dứa Tuy nhiên khác với bánh răng vành chậu là bánh răng vi sai quay rất chậm, vì bánh răng vi sai và bánh răng bán trục quay thống nhất trong mọi trường hợp nên tiếng kêu không bình thường hiếm khi gây ra bởi chuyển động quay của bánh răng vi sai Tuy nhiên khe hở ăn khớp nhỏ ( từ 0.05-0.2 mm) vẫn rất cần thiết Khe hở ăn khớp giữa bánh răng vi sai và bánh răng bán trục có thể được điều chỉnh bằng sự thay đổi chiều dầy tổng thể của các bạc chặn được đặt phía sau bánh răng bán trục và bánh răng vi sai
* Một số yêu cầu kỹ thuật
Sau khi lắp ráp hoàn chỉnh, quá trình vận hành có thể xảy ra một số hiện tượng lạ, một số hiện tượng thường gặp như sau:
1- Hiện tượng có tiếng ồn, gõ hoặc rung động:
90 a Độ rơ của bánh răng quả dứa b Hỏng các vòng bi bánh răng quả dứa c Kiểm tra độ đảo của bích nối Độ đảo hướng trục lớn nhất là 0.1mm Độ đảo hướng kính lớn nhất là 0.1mm
2- Tiếng kêu không bình thường và các hiện tượng khác: a Độ đảo bánh răng vành chậu: Nếu độ đảo bánh răng vành chậu lớn hơn độ đảo lớn nhất thì thay bánh răng vành chậu mới Độ đảo lớn nhất là 0.1mm b Khe hở ăn khớp của bánh răng vành chậu: Nếu khe hở ăn khớp không đúng tiêu chuẩn thì điều chỉnh tải trọng ban đầu của vòng bi bán trục hay sửa chữa nếu cần Khe hở ăn khớp 0.13 - 0.18mm c Kiểm tra vết ăn khớp của các răng giữa bánh răng vành chậu và bánh răng quả dứa d Kiểm tra độ rơ của các vòng bi bán trục và tiếng kêu không bình thường e Kiểm tra khe hở ăn khớp tiêu chuẩn 0.05-0.2mm Nếu khe hở ăn khớp không đúng tiêu chuẩn thì lắp các đệm chặn đúng kích thước f Đo tải trọng ban đầu của bánh răng quả dứa: Dùng đồng hồ đo mômem xoắn, đo tải trọng ban đầu của khe hở ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu Tải trọng ban đầu 9 - 13 kg.cmg Kiểm tra tải trọng ban đầu tổng cộng: Dùng đồng hồ đo mômem xoắn đo tải trọng ban đầu tổng cộng Tải trọng ban đầu tổng cộng = Tải trọng ban đầu bánh răng quả dứa + Tải trọng ban đầu của vòng bi bán trục ( 4 - 6 kg.cm).”
QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CÁC CHI TIẾT CHÍNH CỦA CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG
Quy trình công nghệ gia công các chi tiết chính của cụm cầu chủ động xe Thaco
4.1.1 Quy trình gia công bánh răng quả dứa
1 – Chuẩn bị: thộp hợp kim trung bỡnh 15HM, ỉ100 x L145
2 – Rèn: rèn trên máy búa, đạt kích thước như bản vẽ
3 – Tiện: tiện hoàn chỉnh đạt kích thước bản vẽ, để lượng dư gia công các vị trí lắp ghép + Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5kW
+ Dao cắt: Dao tiện cong, dao tiện vai, dao tiện lỗ, mũi khoan tõm ỉ4
+ Gá: mâm cặp 3 chấu vạn năng
4 – Phay răng: Máy phay chuyên dùng, đồ gá chuyên dùng có sẵn, dao phay chuyên dùng
5- Phay then hoa: Phay then hoa D38 M3.5 Z15 (để lượng dư gia công cho mài then 0.5 các bề mặt then)
Hình 4.2 Phay then hoa bằng máy phay răng bán tự động 53V30P
+ Máy: máy phay bán tự động
+ Dao: dao phay chuyên dùng M3.5
+ Gá: đồ gá chuyên dùng có sẵn
+ Thấm cacbon đạt chiều sâu thấm 0.9-1.8mm
+ Máy lò thấm chuyên dụng
+ Gá: đồ gá chuyên dùng
Hình 4.3 Chuyền nhiệt luyện thấm cacbon bằng máy lò thấm chuyên dụng
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5k
+ Gá: Mâm cặp 3 chấu vạn năng
+ Máy: máy khoan bàn K12 Việt Nam, công suất 0.6kW
+ Gá: đồ gá vạn năng
+ Tôi thể tích đạt độ cứng 32-35 HRC
+ Tôi cao tần và Ram vành răng đạt độ cứng 58-62 HRC
+ Máy: lò tôi và ram chuyên dụng
11 – Mài then hoa: làm sạch chi tiết sau khi nhiệt luyện
4.1.2 Quy trình gia công bánh răng vành chậu
1 – Chuẩn bị: thộp 15HM, phụi rốn ỉ350 x 150
2 – Tiện: tiện hoàn chỉnh đạt kích thước bản vẽ
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5kW
+ Dao: dao tiện cong, dao tiện vai, dao tiện lỗ
+ Máy: máy phay răng chuyên dùng
+ Gá: chuyên dùng có sẵn
+ Dao: dao phay răng chuyên dùng
Hình 4.4 Thép hợp kim trung bình 15HM
+ Máy: máy khoan cần ngang 2M55 của liên xô, công suất 8.2kW
5 – Nhiệt luyện: thấm các bon đạt chiều sâu thấm 0.9-1.8 mm
+ Máy: lò thấm chuyên dùng, công suất 50kW
+ Gá: gá thấm chuyên dụng
+ Tôi thể tích đạt độ cứng 32-35HRC bằng lò tôi diện trở chuyên dùng công suất 50kW + Gá: gá tôi chuyên dùng
+ Tôi cao tần và ram vành răng đạt độ cứng 58-63 HRC bằng máy chuyên dùng
8 – Gia công sau nhiệt luyện: làm sạch chi tiết sau nhiệt luyện
4.1.3 Quy trình gia công bánh răng hành tinh
1 – Chuẩn bị: thộp hợp kim 20X , ỉ70 x 37
2 – Rèn: rèn trên máy ép theo khuôn có sẵn
3 – Tiện: tiện hoàn chỉnh đạt kích thước bản vẽ
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, Công suất 7.5kW
+ Dao cắt gồm: dao tiện cong, dao tiện vai, dao tiện lỗ
+ Máy: máy bào côn 5A-250 Nga, công suất 12kW
+ Gá: gá chuyên dùng có sẵn
+ Dao: dao bào chuyên dùng
+ Máy: máy khoan bàn K12 công suất 0.6kW
+ Gá: gá khoan chuyên dùng
+ Thấm các bon thể tích đạt chiều sau thấm 0.9-1.3 mm
Máy: lò thấm chuyên dụng, công suất 25kW
+ Gá: gá thấm chuyên dùng
+ Tôi, ram đạt độ cứng 121-149 HB
7 – Gia công sau nhiệt luyện: làm sạch chi tiết sau nhiệt luyện
4.1.4 Quy trình gia công bánh răng bán trục
1 – Chuẩn bị: thộp hợp kim 20X, ỉ80 x 120
2 – Rốn: rốn trờn mỏy ộp theo khuụn cú sẵn, mỏy ộp ỉ1232 của Nga cụng suất 14kW
3 – Tiện: tiện hoàn chỉnh đạt kích thước bản vẽ
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5kW
+ Dao cắt: dao tiện cong, dao tiện vai, dao tiện lỗ
+ Dao chuốt then hoa chuyên dùng
+ Máy: máy bào răng côn 5A-250 Nga, công suất 12kW
+ Gá: gá chuyên dùng có sẵn
+ Dao bào răng chuyên dùng
+ Máy: máy khoan bàn K12, công suất 0.6kW
+ Gá: gá khoan chuyên dùng
Hình 4.5 Ảnh sau gia công bánh răng quả dứa – vành chậu – hành tinh – bán trục
+ Thấm các bon thể tích đạt chiều sâu thấm 0.8-1.3 mm
+ Máy : lò thấm chuyên dụng công suất 25kW
+ Gá: gá thấm chuyên dùng
+ Tôi: tôi thể tích đạt độ cứng 32-35 HRC
+ Máy: máy tôi và ram chuyên dùng
8 – Mài: làm sạch chi tiết sau nhiệt luyện
4.1.5 Quy trình gia công bán trục
2 – Rèn: rèn đạt kích thước theo bản vẽ rèn
+ Máy: máy rèn ngang chuyên dùng
+ Gá: đồ gá rèn chuyên dụng
+ Ủ khử ứng suất uốn sau khi rèn
3 – Tiện thô: tiện đạt kích thước bản vẽ
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5kW
+ Dao: dao tiện cong, dao tiện vai, mũi khoan tõm ỉ5
+ Gá: Mâm cặp 3 chấu vạn năng
4 – Nhiệt luyện: Tôi cải thiện ram cao đạt độ cứng 28-32 HRC
+ Máy: Lò tôi điện trở, công suất 40kW
Lò ram điện trở chuyên dùng
+ Gá: gá chuyên dùng có sẵn
5 – Tiện tinh:tiện hoàn chỉnh đạt kích thước bản vẽ
+ Máy: máy tiện 1K62 Nga, công suất 7.5kW
+ Dao: Dao tiện cong, dao tiện vai, dao tiện định hình
+ Gá: Mâm cặp 3 chấu vạn năng
Hình 4.6 Máy khoan cần 2M55 Nhật Bản
6 – Nguội: khoan cỏc lỗ ỉ12 doa cỏc lỗ cụn
+ Máy: máy khoan cần 2M55 của Nhật Bản, công suất 8.2kW
+ Gá: gá khoan chuyên dụng
+ Dao: mũi khoan ỉ12, mũi doa cụn ỉ12-17
+ Máy: máy phay chuyên dùng 5350A, công suất 7kW
+ Gá: gá phay chuyên dùng
+ Dao: dao phay then hoa chuyên dùng M3.5
8 – Nhiệt luyện: tôi cao tần phần then hoa đạt 56-60 HRC
+ Máy: lò tôi cao tần, công suất 1000kW
+ Gá: gá tôi chuyên dùng
9 – Mài trũn: mài trũn đường kớnh đỉnh then ỉ52
+ Máy: máy mài 3A130 của Nga, công suất 3kW
+ Gá: gá mài chuyên dụng
Về công nghệ gia công các chi tiết thì hiện nay, chúng ta có thể chế tạo được các chi tiết đảm bảo yêu cầu thiết kế với điều kiện trong nước
Về vật liệu: chúng ta có thể sử dụng được phần lớn là vật liệu trong nước với giá thành thấp Để tổ chức sản suất được thì phải yêu cầu có lượng vốn đầu tư xây dựng nhà xưởng, mua sắm trang thiết bị rất tốn kém Để nâng cao hiệu quả sản xuất, chúng ta phải tính đến việc xuất khẩu các sản phẩm ra nước ngoài bằng cách thiết kế các cụm theo tiêu chuẩn quốc tế.””