- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặttrực tiếp lên nửa trục.. - Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoà
MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
Cầu chủ động
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động.
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 90 0 ) đối với trục dọc của bánh xe.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu.
Theo kết cấu cấu và vị trí đặt của cầu chủ động mà chia ra:
Theo số lượng cặp bánh truyền lực chính:
- Một cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
- Hai cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
Truyền lực chính
Truyền lực chính là để tăng moomen xoắn và truyền nó qua cơ cấu phân chưa đến các bán trục đặt dưới nột góc nào đó (thương 90 o)đối với trục dọc của oto và biến chuyển động quay dọc của động ở thành chuyển động quay ngang với bán trục Đối với oto truyền lực chính có thể là một cấp hoặc hai cấp có hai tỷ số truyền tùy khi cài số ở truyền lực chính 2 cấp dùng thay thế luôn cho số truyền tăng của hộp số
1.2.2 Những yêu cầu cơ bản và phân loại.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô. Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
Vi sai
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối mômen 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.
- Hiệu suất truyền động cao.
Theo công dụng chia ra:
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- Vi sai dạng bánh răng nón.
- Vi sai dạng bánh răng trụ.
- Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
- Vi sai không đối xứng.
Bán trục
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thước.
1.4.3 Phân loại. Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
- Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
Vỏ cầu
1.5.1 Công dụng của vỏ cầu.
- Đỡ toàn bộ 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 và lâu dài
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.
1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.
THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ
2.1 Những số liệu ban đầu
2.1.1 Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động. Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ động xe 12 chỗ ngồi
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
2.1.2 Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G= 8550 (kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động : G2= 5130 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : M e max 10 (Nm) với nemax 00(v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i0= 7,46
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : i1= 7,1; i2= 4,4; i3= 2,49; i4=1
- Hệ số bám của đường : φmax= 0,8
2 2 Thiết kế tính toán truyền lực chính
2.2.1 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính. a) Chọn tải trọng tính toán Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Với: G φ2- trọng lượng phân lên cầu chủ động rbx – bán kính tính toán của bánh xe. ic- tỷ số truyền lực cạnh. i0- tỷ số truyền lực chính. φ max - hệ số bám. λ−hệ số bi n ế d ng ạ l p ớ r bx = λr o = λ ( B+ d 2 ) 25,4 = 0,51(m)
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là M tt "01
(Nm) b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn ms=9(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa L 0 ,ms
Với mômen tính toán M tt _ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z1=6; Z2E
Với: Z1- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z2- số răng của bánh răng mặt trời.
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ξ ) và góc ăn khớp ( α ).
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( β )
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đường sinh :
- Chiều dài đường sinh trung bình:
- Môđun pháp tuyến trung bình: m n = m s (L m /L e ) cos β ¿> m n =9 ( 172,74 203,22 ).cos38,66 = 5,97 (mm)
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit: d e 2 =(1,81 ÷ 2,06 ) √ 3 M tt i c =( 23,54 ÷ 26,8)(cm )
Trong đó M tt "01(Nm) i c =1 là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
-Chiều rộng bánh răng lớn chọn b 2 = m s
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ : β 1 ≈ 25+5.√ i 0 + 90 d E e 2
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động: K= cos cos β β 2
Góc côn chia bánh nhỏ δ 1 =arctg ( Z Z 1 2 ) =7,63 0
Góc côn chia bánh lớn δ 2 −δ 1 ,37 0 Đường kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ d 1 = m n Z 1 cos β 1 = 5,97.6 cos 49,66 U,14( mm)
-Với bánh côn lớn d 2 = m n Z 2 cos β 2 )3,82 ( mm) Đường kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ : d e 1 = m s Z 1 cos β 1 = 9.6 cos 49,66 ,07( mm)
-Với bánh lớn : d e 2 = m s Z 2 cos β 2 = 9.45 cos24,49 = 442,66( mm) d e2 d e1 = 293,82
83,07 =5,33 vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động i 0 = Z 2
-Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn : h a1 =( h a ¿ + ξ ) m s =( 1+0,682 ) 9,14(mm) h a2 =( h a ¿ −ξ ) m s =(1−0,682) 9=2,862 ( mm)
-Chiều cao chân răng mặt mút lớn : h f 1 =( h a ¿ +c−ξ ) m s =( 1+0,25−0,682)=5,112( mm ) h f 2 =( h a ¿ +c + ξ ) m s =(1+ 0,25+ 0,682),388 (mm )
-Góc chân răng: θ f 1 =arctg ( h L f e 1 ) =1,44 0 θ f 2 =arctg ( h L f e 2 ) =4,89
Bảng 2.1 Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Thông số Chủ động Bị động
Chiều dài đường sinh Le= 203,22 (mm) Le= 203,22 (mm) Chiều dài đường sinh trung bình
Góc ăn khớp α tb α tb =2 0 0 α tb =2 0 0
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng β 1 I,46 0 β 2 $,49 0
Bề rộng bánh răng b 1 =4,5 mm b 2 =4,5( mm) Độ dịch trục E E = 30(mm) E = 30(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn ms=9 (mm) ms=9(mm)
Môđun pháp trung bình m n =5,97(mm) m n =5,97 (mm) Đường kính vòng chia mặt mút lớn d e 1 ,07 (mm) d e 2 D2,66 (mm) Đường kính vòng chia trung bình d e 1 U,14 ( mm) d e 2 )3,83 (mm)
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn h a1 = 15,138 (mm) h a2 =2,862 (mm)
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn h f 1 =5,112 (mm) h f 2 ,388 (mm)
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
- Với rtb1 = Lm.sin δ 1",95(mm) =0,02295 24 10 −3 (m) thay vào ta có:
-Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
- Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:
- Lực dọc trục trên bánh nhỏ:
Q 1 = P 1 cos β 1 (tgα sin δ 1 + sin β 1 cos δ 1 )
- Lực dọc trục bánh lớn
R 1 = P 1 cosβ (tgα.cosδ 1 – sinβ.sinδ 1 )
R 2 = P 1 cosβ ( tgα.cosδ 2 – sinβ.sinδ 2 )
Do chọn chục bánh răng trái:
2.2.3 : Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn : σ u = p
Với: γ - hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Ztđ
Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có: γ 1 =0,532 ;γ 2 =0,555
[ σ u ]- ứng suất uốn cho phép, [ σ u ] ≤ (700 ÷ 900) (MN/m 2 ) σ u1 = 95904,14.10 −6
=>> Vậy thoả mãn điều kiện bền
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: σ tx =0,418 √ b cos p E α sin α ( r 1 1td + r 1 2 td ) ≤ [ σ tx ]
Với: ritđ- bán kính bánh răng tương đương, i=1;2 và r itd = r tb cos 2 β cos δ
[ σ tx ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ tx ]= (1500 ÷ 2500) (MN/m 2 )
E = 2,15 1 0 5 (MN / m 2 ) là môđun đàn hồi của vật liệu r tđ 1 = r tb1 cos 2 β 1 cos δ 1 =0,055 (m) r tđ 2 = r tb2 cos 2 β 2 cos δ 2 =1,56 (m) σ tx1 =0,418 √ b cosα sinα P 1 E ( 1 r 1 td + 1 r 2 td )=0,418 √ 95904,14 10 −6 2,15 10 −5
1,56 )63,68( MN m 2 ) σ tx2 =0,418 √ b cosα sinα P 2 E ( 1 r 1 td + 1 r 2 td )=0,418 √ 134265,8.10 −6 2,15 10 −5
=>> Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
2.2.4 Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
2.2.4.1 Tính trục của bộ truyền lực chính : a) Chọn sơ bộ đường kính trục : Áp dụng : d 1 ≈ ( 9÷ 10) √ 3 M emax =( 9÷ 10) √ 3 310 =(60,91 ÷ 67,68 ¿ cm
Chọn d 1 e cm b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 65 mm ⇒ chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxDxB là 65x140x33 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001)
L 1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M td = √ M u 2 + 0,75 M 2 z = √ 6272,81 2 +2201 2 0,75e56,13 (N m) Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm : d= √ 3 0,2 M td [ σ ] = √ 3 6556,13 0,2.200 T,73.1 0 −3 (m )U(mm)> chọn d e 2 7,02 (mm)
Trong đó D 2 = 442,66 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
Chiều dài đường sinh côn chia :
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai m n = √ [ σ u ] z q L 3.(1+ 0 k (1− σ ) M λ 3 o ) π y
Trong đó k σ =0,2 là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Hệ số dạng răng, y=0,532 (tra bảng 3-18 sách TKCTM)
[ σ u ]- Ứng suất uốn cho phép, [ σ u ]U0 MN/m 2 b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh; b=0,3 L 0 =0,3.98,69= 29,61(mm) λ - hệ số kích thước, λ=1− L b
Thông số Kí hiệu Đơn vị
Kết quả Bánh răng hành tinh
4 Môđun pháp vòng ngoài m s mm m s = L 0
5 Môđun pháp trung bình m n mm m n = m s L m
6 Nửa góc côn chia δ độ δ 1 $,23 δ 2 e,77
7 Hệ số dich chỉnh ξ mm 0,01 0,01
8 Chiều dài đường sinh L 0 mm 98,69 98,69
9 đường kính vòng chia đáy lớn d e mm 81 180
11 đường kính vong chia trung bình d mm d= m n Z 68,85 153
12 Chiều cao đầu răng đáy lớn mm h a =m s ¿ h a =1 ;c=0,25
13 Chiều cao chân răng đáy lớn mm h f = m s ( h a +c ± ξ ) 11,34 11,16
14 Góc đầu răng độ θ a1 = arctg h f 1
2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
2.3.2.1 Chọn chế độ tải trọng tính toán :
Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
+ Giá trị M tt bị hạn chế bởi điều kiện bám:
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :
Q vs =P vs tgα sin δ 6,49 tg 2 0 0 sin 24,23 0 =5,45 ( kN )
R vs = P vs tgα 6,49 tg 2 0 0 ,28 (kN )
2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn : ứng suất uốn : σ u = 24 P k d h b t s 2 ¿ ¿
Với: [ σ u ]- Ứng suất uốn cho phép, [ σ u ]=(1000 ÷ 2000) (MN/m 2 ) k đ =1- hệ số tải trọng động t s −b c ướ răng trên m t ặ bên t s = π m n ,67(mm) b- Chiều dài răng r 1 − bán kínhvòng chiatrung bình
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ. σ u = 24.36,49 1.9,09
(thoả mãn điều kiện bền)
2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :
[ σ tx ] %00 ( MN m 2 ) σ tx =0,418 √ b sin P E α cos α ( r 1 td 1 + r 1 td2 )
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2,15.10 5 (N/m 2 ) r td 1 = r 1 cosδ = 34,43 cos24,23 7,75 (mm) r td 2 = r 2 cos δ 2 = 76,5 cos 65,77 6,42 (mm)
Vậy thoả mãn điều kiện bền
2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai :
Hình 2.4 Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai
ứng suất chèn dập dưới tác dụng của lực Q c σ d = 2.4 Q c π (d 2 2 − d 1 2 ) ≤ 4 ÷ 10(MN / m 2 ) trong đó Q c = M tt
- r 3 4,42.10 −3 m d 2 =d e1 −2.( 0,2.m s ) −2.(0,2.9)w,4 (mm) d 1 là đường kinh chốt bánh răng hành tinh d 1 = d e2 −2.( 0,2 m s ) e,25 (mm) σ d = 2.4 9851,68
2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục : Ứng suất chèn dập : σ d = 2.4.Q n π (r 2 2 − r 1 2 ) ≤ 4 ÷ 10 (MN / m 2 )
2.34,42.1 0 −3 4 tg 2 0 0 cos 24,23 0 873,25 ( N ) r 1 là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục r 1 = 180
2.3.2.6 : Tính chất bánh răng hành tinh σ d 1 = M tt q r 1 d 1 l 1
R2 = 90 mm : bán kính vòng chia lớn của bánh răng bán trục r 1 4,43.1 0 −3 m ; d 1 e,25 (mm): đường kính chốt bánh răng l1: được xác định theo chiều rộng bánh răng b l 1 =b cos δ),61 cos24,23 0 '(mm)
4.34,43 1 0 −3 65,25.1 0 −3 27 1 0 −3 5,33.1 0 6 (N / m 2 ) σ d 1 = 40,61( MN / m 2 ) Vậy dầm cầu đảm bảo được độ bền.
2.5.3 Chế độ lực phanh cực đại (hình 2.9b.)
- Momen uống trong mặt phẳng đứng :
- Momen uốn trong mặt phẳng ngang :
- Momen xoắn (doạn từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp)
( đối với dầm cầu thép)
2.5.4 hế độ lực ngang cực đại
- Momen xác đinh tại mặt cắt nguy hiểm được xác định như sau: o Momen uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)
2 ( 1+ 2 h g B φ max ) φ max l= 50325,3 2 ( 1+ 2.3100 1 2250 ) 1 0,19256,11 ( N m ) o Momen uốn tổng hợp tại mặt cắt(II-II):
2 ( 1+ 2 h g B φ max ) ( φ max r bx +l ) = 50325,3 2 ( 1+ 2.3100 1 2250 ) (1.0,51+ 0,19)e840,8 ( N m ) o ứng xuất cắt tại mặt cắt nguy hiểm σ Σ = M Σ
( đối với dầm cầu thép) (Thỏa điều kiện bền)
2.5.5 Chế độ lực thẳng đứng cực đại
- Phản lực thẳng đứng của đường Z bx = G 2
- Momen uốn trong mặt thẳng đứng
- ứng xuất uốn tại mặt cắt nguy hiểm σ u = M d
( đối với dầm cầu thép) (thỏa điều kiện bền).
=>> Độ bền uốn được đảm bảo.