thiết kế cụm tổng thành cầu sau cho ô tô

Mục tiêu của đề tài thiết kế cụm tổng thành cầu sau chủ động có thể đáp ứngtình hình sản xuất, nhu cầu thị trờng trong nớc và thế giới, thoả mãn tính đồnghóa để có thể đợc sử dụng trên n

Lời nói đầu Cùng với sự phát triển của nền kinh tế Ngành công nghiệp ôtô nớc ta cũng

đang có những biến chuyển và ngày càng ảnh hởng sâu rộng đến các lĩnh vựcsản suất khác Chịu ảnh hởng của xu thế phân công lao động theo hớngchuyên môn hoá, ngành công nghiệp ôtô đang có những thay đổi để phù hợpvới xu thế này Đặc biệt là trong lĩnh vực công nghiệp phụ trợ Xu thế phâncông lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối cùng sẽcho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều các xínghiệp Với tình hình nh vậy thì mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuấtmột vài chi tiết, một cụm chi tiết hoặc một cụm kết cấu của chiếc xe

Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng nh nhu cầu của thị trờng ở

n-ớc ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động

đang là một mảng có nhiều khả năng có thể sản xuất thành công ở nớc ta.Chính vì thế trong phần thiết kế tốt nghiệp này đợc sự cho phép của thầy hớngdẫn, em xin chọn đề tài là: thiết kế cụm tổng thành cầu sau cho xe vận tải

(4x2) có trọng lợng toàn bộ 12ữ 18 tấn Nội dung thiết kế gồm có:

- Phân tích lựa chọn phơng án thiết kế

- Tính toán thiết kế truyền lực chính

- Tính toán thiết kế vi sai

- Tính toán thiết kế bán trục

- Tính toán thiết kế dầm cầu

- Tính toán thiết kế cơ cấu phanh sau

- Lựa chọn phơng án dẫn động điều khiển phanh

- Thiết kế công nghệ gia công một chi tiết

Mục tiêu của đề tài thiết kế cụm tổng thành cầu sau chủ động có thể đáp ứngtình hình sản xuất, nhu cầu thị trờng trong nớc và thế giới, thoả mãn tính đồnghóa để có thể đợc sử dụng trên nhiều loại xe có tải trọng khác nhau khi thay

đổi những kích thớc cần thiết

Trong thời gian học tập và làm đồ án tốt nghiệp em đã đợc chỉ bảo và giúp

đỡ nhiệt tình của các thầy trong bộ môn ôtô đặc biệt là thầy Nguyễn Khắc Trai

đã hớng dẫn tận tình giúp em hoàn thành đồ án này em xin chân thành cảm ơncác thầy

Mặc dù bản thân đã có rất nhiều cố gắng Nhng do kiến thức còn hạn chế,kinh nghiệm thiết kế không nhiều nên đồ án tốt nghiệp của em không thểtránh khỏi có những sai sót Em mong đợc sự chỉ bảo và giúp đỡ của các thầy

để em có thể hoàn thiện hơn phần thiết kế này Em xin chân thành cảm ơn cácthầy

Sinh viên thực hiện

Vũ Văn Sơn

Phần I Giới thiệu chung về cụm tổng thành cầu sau

1 Lựa chọn mục tiêu và đối tợng.

Hiện nay ở nớc ta ô tô tải đang đợc sử dụng ngày càng nhiều Trong đó mộtnhu cầu rất lớn là sử dụng các loại xe tải có trọng lợng tối đa theo tiêu chuẩncho phép Các loại xe này có u điểm rất lớn về mặt sử dụng đó là tận dụng đợckích thớc và khối lợng cho phép theo quy định của Bộ giao thông

Ngành công nghiệp ôtô ở nớc ta hay ở bất kỳ nớc nào trên thế giới muốnphát triển đợc thì phải có một nền công nghiệp phụ tùng phát triển mạnh, cóthể đáp ứng đợc nhu cầu cho lắp ráp Tham vọng phát triển nghành côngnghiệp ô tô ở nớc ta sẽ thành công nếu chúng ta biết đi trớc đón đầu, tận dụngcông nghệ của nớc ngoài và đặc biệt là phát triển công nghiệp phụ tùng Chấtnhận hợp tác có nghĩa là chúng ta đã chấp nhận xu thế phân công lao độngtheo hớng chuyên môn hoá, đang la xu thế toàn cầu hiện nay Với tình hình

nh vậy trong thiết kế nói chung chúng ta sẽ gặp phải những vấn đề về tính lắplẫn và tính đồng hoá Nói hẹp trong nghành công nghiệp ôtô đó là các vấn đềtrong thiết kế xe

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

Với nhu cầu sử dụng và tình hình sản xuất trong nớc nh vậy trong phần thiết

kế tốt nghiệp đợc sự giúp đỡ của thầy hớng dẫn em xin chọn đề tài là thiết kế

cụm tổng thành cầu sau cho xe vận tải (4x2) có trọng lợng toàn bộ 12ữ 18 tấn.

Mục đích thiết kế của em là cụm tổng thành cầu sau chủ động này thoả mãntính đồng hoá Nó không phải chỉ đợc sử dụng cho một loại xe nhất định nào

đó mà nó có thể đợc sử dụng trên các xe có tải trọng khác nhau và chiều dàikhác nhau sao cho tải trọng tối đa tác dụng lên cầu phải nằm trong giới hạncho phép theo thiết kế Cụm tổng thành này đợc thiết kế để lắp trên loại xe tải

đa năng chủ yếu chạy đờng dài Bắc Nam Loại xe này có u điểm là tận dụng

đợc trọng lợng tối đa cho phép Trong thiết kế để có thể đảm bảo tính đồnghoá, một nhu cầu của sản xuất xe hiện nay, đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn chungchâu âu ECE Các kích thớc của cụm tổng thành sẽ đợc lựa chọn theo tiêuchuẩn này

2 Khái niệm cụm tổng thành cầu sau chủ động.

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

Trên các loại xe tải hiện nay đang sử dụng rất nhiều loại cầu chủ động Cóthể là một cầu sau chủ động có thể hai cầu sau chủ động hoặc ba cầu sau chủ

động Trong phần thiết kế tốt nghiệp này em xin phép chỉ đi vào loại một cầusau chủ động, cho xe một cầu sau chủ động Tải trọng tối đa tác dụng lên cầusau là 11 tấn

Phần II Lựa chọn phơng án thiết kế

1 Lựa chọn phơng án thiết kế cầu chủ động

Công dụng của cầu chủ động là đỡ toàn bộ phần trọng lợng đợc treo tácdụng lên cầu, truyền mô men xoắn từ trục các đăng đến các bánh xe chủ động,tiếp nhận và truyền các lực từ khung xe xuống cũng nh các lực tơng tác củabánh xe với mặt đờng

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

1.1 Truyền lực chính.

1.1.1 Công dụng.

Truyền lực chính dùng để tăng mô men và truyền mô men quay từ trục các

đăng đến các bánh xe chủ động của ô tô theo một tỷ số truyền nhất định

1.1.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính.

- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lợng kéo và tính kinh tếnhiên liệu của ô tô

- Có kích thớc 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 lợng cầu phải nhỏ để giảm trọng lợng phần không đợc treo

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

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

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

- Truyền đợc mô men xoắn khá lớn

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

n

v i rbx.2.π (2.1) trong đó:

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

tham khảo ta có nemax=2900 (vòng/phút) + vmax: vận tốc lớn nhất của ôtô, theo xe tham khảo vmax=100(km/h) + icao : tỷ số truyền của hệ thống truyền lực tính từ động cơ tới

bánh răng chủ động của truyền lực chính, theo xe tham khảo

icao=0,78

0

2900 / 60

.0,542.2 7, 74 27,6.0,78

1.1.6 Lựa chọn phơng án thiết kế truyền lực chính.

Với những yêu cầu cơ bản nh trên ta thấy rằng có thể áp dụng cặp bánh răng

ăn khớp hypoit hoặc cặp bánh răng ăn khớp côn xoắn cho truyền lực chính củacác xe tải loại này Tuy nhiên qua xem xét các loại cầu chủ động u nhợc điểmcũng nh yêu cầu của nó, cũng nh xem xét về mặt tỷ số truyền Cặp bánh rănghypoit phù hợp với các xe có tỷ số truyền lớn hơn 6 và nhỏ hơn 10 Chính vìthế đề tài lựa chọn loại truyền lực chính là loại truyền lực đơn bánh rănghypoit có bánh răng chủ động đặt lệch so với bánh răng bị động một khoảngE

1.2.2Yêu cầu của cụm vi sai.

a) Yêu cầu chung của vi sai:

- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ

đảm bảo sử dụng trọng lợng bám tối đa ở các bánh xe

- Kích thớc vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí

- Có hiệu suất truyền động cao

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

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

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

Có rất nhiều loại vi sai, để chọn phơng án thiết kế vi sai cho cụm tổng thànhcầu sau xe tải ta xem xét các loại vi sai sau

- Theo kết cấu gồm có :

+Vi sai với các bánh răng côn

+Vi sai với các bánh răng trụ.

+Vi sai tăng ma sát

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

+Vi sai đối xứng loại này mô men xoắn đợc phân phối đều ra hai bántrục

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

1.2.4 Lựa chọn phơng án thiết kế vi sai.

Hiện nay các loại vi sai rất đa dạng về chủng loại các xe hoạt động trong các

điều kiện khác nhau và có yêu cầu khác nhau thì đợc dùng các loại vi saikhác nhau Trên loại xe tải tải đa năng tải trọng 12ữ 18 tấn ta dùng loại vi saibánh răng côn đối xứng Vì xe tải loại này là loại xe đa năng hoạt động chủyếu trên loại đờng tốt, chỉ cần vi sai là loại có ma sát trong nhỏ Với kết cấugọn nhẹ dễ bố chí và cũng dễ chế tạo phù hợp với khả năng sản xuất ở nớc ta

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

- Khi ô tô chuyển động thẳng mô men xoắn đợc truyền từ bánh răng bị độngcủa truyền lực chính sang vỏ của hộp vi sai Trong trờng hợp này sức cản từmặt đờng của hai bánh xe chủ động là nh nhau Bán kính lăn ở hai bánh xechủ động là nh nhau Khi đó các bánh rănng hành tinh không quay quanh trụccủa nó mà chỉ đóng vai trò nh các vấu truyền mô men xoắn từ bánh răng vànhchậu đến bánh răng mặt trời ở hai phía với cùng mô men xoắn và số vòngquay nh nhau

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

1.3 Các bán trục.

1.3.1 Công dụng.

Các bán trục dùng để truyền mô men men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xechủ động Trên các loại bán trục không đợc giảm tải hoàn toàn bán trục còn đ-

ợc dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đờng tác dụng lên bánh xe chủ động

1.3.2 Yêu cầu đối với các bán trục.

a) Yêu cầu chung của bán trục:

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

- Bán trục phải thẳng nhất là không đợc lệch bi nhất là đối với các xe tải

cở lớn

- Đối với bán trục của cầu dẫn hớng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốccho các đoạn trục của bán trục

- Chính xác hình dáng hình học, kích thớc

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

Các bán trục sử dụng cho các xe tải loại này phải chịu mô men xoắn rất lớn,Vì vậy các bán trục phải đợc chế tạo chính xác về mặt hình học, và phải có cácgóc lợn hợp lý để tránh ứng suất tập trung

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

Để có thể lựa chọn đợc phơng án thiết kế hợp lý ta xem xét các loại bán trụcsau đây:

+ Bán trục giảm tải hoàn toàn trong trờng hợp này bánh xe có moay ơ đợc lắptrên hai ổ bi và cả hai ổ bi đợc lắp trên vỏ cầu Do hai ổ bi đợc bố trí cách nhaumột đoạn nên mô men uốn của các lực tơng tác của các bánh xe với mặt đờng

đều đợc tiếp nhận bởi vỏ cầu Các bán trục loại này chỉ chủ yếu chịu tác dụngcủa mô men xoắn không chịu tác dụng của của các lực tác dụng từ mặt đờnglên chính, vì thế nó đợc sử dụng rất phổ biến trên các loại xe tải cỡ trung bình

và nhỏ

Hình 2.2 sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn

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

Hình 2.3 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/4

1.3.4 Lựa chọn loại bán trục

Trên các loại xe tải mô men xoắn truyền qua bán trục xuống bánh xe chủ

động thờng rất lớn Cụm tổng thành trong đề tài là để lắp trên các xe tải có tảitrọng tơng đối lớn 18 tấn Mô men xoắn truyền qua lớn chính vì thế để tăngtuổi thọ cho bán trục ta chọn loại bán trục giảm tải hoàn toàn với loại kết cấunày bán trục trong cụm tổng thành sẽ chỉ phải chịu mô men xoắn từ động cơtruyền xuống, giúp tăng tuổi thọ cho bán trục

1.4 Vỏ cầu.

1.4.1 Công dụng của vỏ cầu

Đối với xe tải cỡ trung bình và lớn hệ thống treo thờng là hệ thống treo phụthuộc với các phần tử đàn hồi là nhíp Cầu xe là phần khối lợng không đợctreo Trong thiết kế cầu xe thờng ta phải cố gắng để phần khối lợng không đợctreo này là nhỏ đến mức có thể Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng đợc các yêucầu chủ yếu sau:

- Đỡ toàn bộ trọng lợng phần đợc treo tác dụng lên cầu

- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó

có thể hoạt động tốt lâu dài

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

đờng lên

1.4.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.

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

- Vỏ cầu phải đủ cứng để chịu đợc trọng lợng của xe nhất là xe tải cótrọng lợng lớn tránh gây uốn ảnh hởng đến các kết cấu bên trong

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

- Có kích thớc và khối lợng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảngsáng gầm xe

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

- Vỏ cầu liền là loại vỏ cầu thờng đợc sản xuất bằng phơng pháp đúc sau

đó gia công các bề mặt lắp ghép

- Vỏ cầu rời là loại vỏ cầu đợc lắp ghép từ các tấm rời bằng phơng pháphàn

1.4.4 Lựa chọn loại vỏ cầu

Trong cụm tổng thành cầu sau cho xe tải đa năng có trọng lợng toàn bộ tơng

đối lớn 18 tấn, xe hoạt động chủ yếu trên đờng dài mặt đờng tốt, tải trọng

động nhỏ và ít xuất hiện , chính vì thế đề tài bố trí loại vỏ cầu hàn, phơng phápchế tạo cũng đơn giản mà lại đáp ứng đợc các yêu cầu đặt ra đối với vỏ cầu

2 Lựa chọn phơng án thiết kế hệ thống phanh.

2.1 Công dụng của hệ thống phanh chính.

Hệ thống phanh có những nhiệm vụ chính sau đây:

- Giảm tốc độ chuyển động của xe

- Dừng hẳn xe

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

2.2 Yêu cầu chung của hệ thống phanh.

Hệ thống phanh đợc coi là hệ thống an toàn chuyển động nó phải đảm bảo cácyêu cầu sau:

- Có hiệu quả phanh cao

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

- Dẫn động phanh phải có độ nhậy cao

- Phanh điều khiển nhẹ nhàng

- Phân bố mô men phanh hợp lý giữa các bánh xe để tận dụng tối đa lựcbám ở các bánh xe Đồng thời không xảy ra hiện tợng trợt lết khi phanh

- Không có hiện tợng tự xiết

- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt

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

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

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

2.3 Lựa chọn phơng án thiết kế cơ cấu phanh.

2.3.1 Yêu cầu chung của cơ cấu phanh.

- Cơ cấu phanh thiết kế phải đảm bảo tạo ra đợc mô men phanh thích hợp đủ

để đáp ứng các trờng hợp phanh khác nhau

- Đảm bảo về độ bền

- Dễ điều chỉnh và sửa chữa

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

2.3.2 Yêu cầu riêng của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành cầu sau xe tải trọng lợng tối đa 12ữ 18 tấn

Cơ cấu phanh dùng trên các loại xe này cần tạo ra đợc một mô men phanhlớn vì trọng lợng của xe lớn Ngoài ra phải đảm bảo thoát nhiệt tốt vì quátrình phanh sinh ra nhiệt có thể làm giảm tuổi thọ của cơ cấu phanh và ảnh h-ởng đến hệ số ma sát

3.3.3 Các dạng cơ cấu phanh có thể áp dụng trên cụm tổng thành cầu sau

xe tải trọng lợng tối đa 12ữ 18 tấn.

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

- Cơ cấu phanh guốc

- Cơ cấu phanh đĩa

- Cơ cấu phanh dãi

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

- Cơ cấu phanh guốc dẫn động thủy lực

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

- Cơ cấu phanh guốc dẫn động khí nén

2.3.4 Lựa chọn phơng án thiết kế cơ cấu phanh.

Dựa theo yêu cầu của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành này ta thấyrằng cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực không thích hợp vì yêu cầu lực bàn

đạp lớn Cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén thích hợphơn ở chổ giải quyết đợc vấn đề lực bàn đạp, giúp ngời lái điều khiển nhẹnhàng Trong đề tài cơ cấu phanh loại này cũng thích hợp hơn loại cơ cấuphanh guốc dẫn động khí nén vì nó đáp ứng tính đồng hoá Chính vì thế đề tài

sẽ áp dụng loại cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén Cáccơ cấu phanh loại này hiện nay cũng đang đợc sử dụng phổ biến trên các xe cótải trọng tơng đơng

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

2.4.1 Yêu cầu chung của dẫn động điều khiển phanh.

- Hệ thống dẫn động điều khiển phanh phải sinh ra đợc lực điều khiển tácdụng vào guốc phanh đủ để sinh ra mô men phanh cần thiết trên cơ cấu phanhkhi phanh

- Giúp ngời lái có thể điều khiển nhẹ nhàng

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

- Có độ an toàn và tin cậy cao

- Dễ điều chỉnh và sữa chữa khi hỏng hóc

2.4.2 Yêu cầu riêng của dẫn động điều khiển phanh dùng trên xe tải có tải trọng tối đa 12ữ 18 tấn.

Trên các loại xe tải loại này vì tải trọng tối đa của xe khá lớn nên yêu cầu cơbản nhất là phải tạo ra đợc lực điều khiển khá lớn để sinh ra đợc mô menphanh thích hợp Chính vì vậy nếu trong hệ thống dẫn động sử dụng thuỷ lựcthì áp suất trong hệ thống khá lớn áp suất tối đa sinh ra là: 23MPa Các đờngống, xylanh cũng nh các chổ nối phải đợc chế tạo chịu đợc áp suất lớn này

2.2.4 Lựa chọn dẫn động điều khiển phanh.

Mỗi loại hệ thống phanh phù hợp với một loại xe có tải trọng nhất định Trêncác loại xe con thờng bố trí hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực có trợ lực chân

không, cơ cấu phanh trớc là phanh đĩa còn cơ cấu phanh sau là phanh guốcloại đối xứng trục vì cơ cấu phanh phía trớc yêu cầu mô men phanh lớn hơn,loại phanh đĩa phù hợp với yêu cầu này Trên các loại xe tải có tải trọng trungbình và lớn hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực hoặc khí nén hoặc thuỷ khí, cơcấu phanh guốc đợc sử dụng rộng rãi vì đáp ứng đợc yêu cầu mô men phanhlớn để có thể phanh đợc xe có trọng lợng lớn.

Trên các loại xe tải có tải trọng lớn nhất nằm trong khoảng từ 12 đến 18 tấnphơng án dẫn động thuỷ lực trợ lực chân không không hợp lý vì cần lực điềukhiển khá lớn Trợ lực chân không không đủ để đáp nhu cầu lực này Phơng ándẫn động khí nén cũng không kinh tế vì hệ thống dẫn động khí nén cồng kềnh,tiêu tốn công suất lớn Chính vì thế trên các loại xe này ngời ta thờng sử dụngphơng án dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén Với hệ thống phanh lựa chọn

nh vậy sẽ đáp ứng đợc nhu cầu mô men phanh lớn và có độ bền lâu Phầnthuỷ lực có áp suất trong các đờng ống lớn đợc rút ngắn và bố trí gọn Dới đây

đề tài xin chọn một sơ đồ dẫn động cho hệ thống phanh có thể sử dụng chocác loại xe dùng cụm tổng thành trên, dựa trên cơ sở hệ thống phanh của xehino

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

Khí nén đợc tạo ra bởi máy nén khí 21 chia làm hai đờng vào hai ngăn khácnhau của bình chứa khí 13 hai ngăn này sẽ cung cấp khí cho các van tổng hợpphía trớc và phía sau Trên hai nhánh này đờng khí đợc tách ra một phần để đavào máy sấy nóng 10, đợc biểu diễn bằng các đờng nét đứt nh trên hình Quátrình sấy nóng và điều khiển áp suất vào bình chứa đợc điều khiển bởi các vankiểm tra 11 và van điều khiển áp suất 17 Đồng hồ 3 dùng để đo áp suất trongcác ngăn của bình chứa khí Hai ngăn của bình chứa đợc ngăn cánh nhau bởivan an toàn 16 Khi cần phanh bằng động cơ công tắc điện từ 20 sẽ bật làmcho xy lanh 18 hoạt động điều khiển việc xả khí thực hiện việc phanh bằng

động cơ Khi ngời lái đạp phanh tức là điều khiển tổng van 2 cho cả hai van raphanh trớc vas au mở, không khí sẽ từ các ngăn khác nhau của bình chứa khíqua tổng van đến các xy lanh tổng hợp tác dụng vào pistông khí của xy lanhtổng hợp thực hiện quá trình phanh Khi lợng dầu

Hình 2.5 Sơ đồ hệ thống dẫn động điều khiển cơ cấu phanh

1 Công tắ cbáo dừng xe ; 2.Tổng van; 3.Đồng hồ đo áp suất; 4.Bánh xe trớc;

5 Công tắc cảnh báo hệ thống hết tác dụng; 6 Xy lanh tổng hợp;

7 Bình dầu; 8 Công tắc báo mức dầu; 9.Bánh xe sau ; 10 Máy sấy khí; 11;

12 Van kiểm tra; 13Bình khí cầu sau; 14 Ngăn lắng hơi nớc; 15 Ngăn chứa

khí ra cầu trớc ; 16 Van an toàn; 17 Van điều chỉnh áp suất;18 Xy

lanh điều chỉnh sự phanh bằng khí xả; 19 Đèn cảnh báo xả khí; 20.

Van diện từ; 21 Máy nén khí;

trong hệ thống thuỷ lực vì một lý do nào đó mà ít đi thì dầu sẽ từ bình dầu 7thông qua xy lanh tổng hợp đi vào hệ thống và ngợc lại 1 là các công tắccảnh báo hệ thống khí nén không còn hiệu lực 5 là công tắc cảnh báo hệthống thuỷ lực không còn hiệu lực Khi dầu trong bình dầu 7 cạn công tắc 8

sẽ bật để cảnh báo cho ngời lái Khi ngời lái nhả phanh dầu trong các xy lanhcông tác sẽ theo đờng cũ trở về xy lanh tổng hợp Tại trạng thái dầu sẽ đợc bùthêm từ bình chứa 7 hoặc hồi bớt về bình chứa 7 thông qua van bù dầu tại xylanh tổng hợp Không khí từ xy lanh tổng hợp theo đờng ống cũ trở về trơ vềvan phân phối và từ đây thoát ra ngoài khí trời thông qua các van xả của vanphân phối

b) Bình chứa khí nén

Bình cha khí nén chế tạo bằng cách hàn thép lá, bên ngoài và bên trong cósơn để chống rỉ Các bình chứa đợc đặt ở vị trí thấp nhất của hệ thống phanh

để nớc có thể ngng tụ lại, nhờ có van đặt ở dói đáy bình mà nớc ngng có thểthoát ra ngoài trên xe, hệ thống phanh chính có 1 bình chứa khí nén đơc chia

ra làm hai ngăn, mối ngăn chứa có thẻ tích là 35 lít Dự trữ khí nén đảm bảophanh đợc 8 lần sau khi máy nén khí ngừng làm việc

c) Van phân phối khí.

Van phân phối khí dùng để đóng mở hệ thống phanh( cung cấp khí nén hoặcngừng cung cấp) theo yêu cầu của ngời lái

Van phân phối khí là bộ phận rất quan trọng của truyền động phanh bằng khí,

nó bảo đảm độ nhạy của truyền động, điều khiển phanh dễ dàng , đảm bảotính chép hình và xả khí ra ngoài kết thúc quá trình phanh

Hiện nay trên các loại xe tải ngời ta dùng loại van phân phối loại pít tông sửdụng trong dẫn động khí nén hai dòng, một dòng ra xy lanh tổng hợp của cơcấu phanh cầu trớc, một dòng ra xy lanh tổng hợp của cơ cấu phanh cầu sau

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

+ Khi cha phanh lò xo 5 và 14 giữ cho van của ngăn trên và ngăn dới đóng

của nạp nên khí từ bình chứa tới các cửa A, C bị chặn lại và thờng trực ở đó + Khi phanh bàn đạp phanh quay quanh chốt cố định ép con lăn 22 tỳ lêncốc ép 20 làm cốc ép đi xuống Khi đã khắc phục xong khe hở tự do giữa cốc

ép và bích chặn 17 thì bích chặn ép phần tử đàn hồi 14 tỳ vào pít tông tuỳ

động 15 làm pít tông đi xuống Khi đế van xả (nằm trên pít tông tuỳ động) đi

Hình 2.6 Van phân phối dẫn động hai dòng

1.Van xả khí; 2 Thân van số 2; 3 Lò xo hồi vị đế van số 2; 4.Pít tông số 2; 5 Vòng hãm đế van số 1 1; 6 Lò xo hồi vị số 1i; 7 Tre bụi; 8.Bàn đạp phanh; 9 Con lăn; 10 Chốt tỳ; 11 Cốc tỳ; 12.Vít điều chỉnh; 13.Nắp van ; 14 Mặt bích tỳ; 15.Thân van số 1; 16 Pít tong tuỳ động số 1; 17 Lò xo; 18 Đế van số 1; 19,20 Lò xo; 21 Đế van số 2; 22.Đế đỡ van xả khí

A,C: Cửa vào(từ bình khí tới); B,D: Cửa ra(tới các xy lanh thuỷ khí).

hết khe hở giữa nó và nắp van thì van xả đóng lại và van nạp trên bắt đầu mở.Khi này ở ngăn trên khí nén đi từ cửa A qua van nạp ngăn trên cửa thông sangcửa B để dẫn đến các bầu khí xy lanh chính Đồng thời với quá trình này do ởcửa B có một lỗ thông với xy lanh của pistong số1 áp suất do khí này sinh racùng với lực đẩy của lò xo số 2 sẽ tạo ra tính chép hình gây cảm giác nặng chongời lái Đồng thời E đợc thông với khoang F (phía trên pít tông lớn 4) nênmột dòng khí có áp suất sẽ tác dụng lên mặt trên của pít tông lớn 4 làm nó đẩypít tông nhỏ đi xuống Khi khe hở giữa đế van xả và nắp van đợc khắc phục thìvan nạp dới bắt đầu đợc mở ra Khí nén từ cửa C thông qua van nạp ngăn dóithông qua cửa D để dẫn tới bầu khí của các xy lanh chính Nh vậy cơ cấu cơkhí trực tiếp điều khiển van nạp của ngăn trên còn van nạp ngăn dới là do khínén điều khiển sau khi van nạp ngăn trên đã mở Nh vậy có nghĩa là dòng nốivới ngăn trên sẽ có tác dụng trớc so với dòng nối với ngăn dới vì vậy dòng nốivới ngăn trên đợc dẫn tới dòng truyền động cơ cấu phanh cầu sau nhằm mục

đích giữ ổn định cho ô tô khi phanh

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

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

d) Xy lanh tổng hợp

*) Nhiệm vụ, cấu tạo.

Nhiệm vụ chính của xy lanh tổng hợp là : Biến áp suất khí thể thành áp suấtchất lỏng của dầu Sơ đồ và cấu tạo của cụm chi tiết đợc cho nh hình vẽ dới

đây

*) Sơ đồ và nguyên lý hoạt động.

- Khi đạp phanh áp suất khí từ van phân khối theo đờng ống vào trong xylanh khí đẩy pistong khí số 2 chuyển động sang phải mang theo cần đẩy số 15qua chốt 14 cũng chuyển động qua phải Khi đã khắc phục hết khe hở giữachốt và cốc, cốc 13 sẽ chuyển động qua phải bịt kín lỗ bù dầu và tỳ vàopistong số 10 làm nó cũng chuyển động qua phải Lúc này dầu từ xy lanh tổnghợp sẽ đợc đa vào các xy lanh bánh xe thực hiện quá trình phanh Đồng thời với quá trình đó không khí trong ngăn sau của pistong khí sẽ qua van xả 5 rangoài

2 1

11

12 13

Hình 2.7 Xy lanh tổng hợp

Vòng làm kín pistong; 2 Pistong khí ; 3 Lò xo hồi vị; 4.Xy lanh khí; 5.Thân

van xả; 6 Van bù dầu; 7 Lọc khí; 8.Vít xả E; 9 Xy lanh phanh chính; 10

Pistong xy lanh phanh chính; 11 Đệm làm kín pistong; 12.Công tắc cảnh

báo mòn; 13.Cốc ép; 14.Chốt; 15 Cần đẩy; 16.Đai ốc;

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

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

- Khi thôi đạp phanh

Không khí từ khoang trớc của xy lanh khí theo đờng cũ trở về van phân phối

Lò xo hồi vị 3 đẩy pistong số 2 thông qua cần đẩy 15 chốt 14 , cốc 13 kéopistong thuỷ lực 10 qua trái Dầu từ các xy lanh bánh xe theo các đờng ống cũtrở về xy lanh tổng hợp Tại vị trí cuối cùng khi khí đã đợc xả hết sẽ xuất hiện

khe hở bù dầu giữa cốc 13 và pistong số 10 Tại trạng thái này dầu sẽ đợc bùthêm hoặc thoát bớt ra qua van bù dầu số 6.

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

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

Đất nớc ta đang trong giai đoạn phát triển kinh tế rất nhanh Nhu cầu về luthông hàng hoá cũng ngày càng lớn Trong đó nhu cầu về lu thông hàng hoábằng xe tải chiếm một tỷ trọng không nhỏ Các xe tải có trọng tải lớn đangchiếm u thế về giá cả và thời gian Bởi vì trong một khoảng thời gian loại xelớn có thể vận chuyển đợc một khối lợng hàng hoá lớn, rút ngắn thời gian choquá trình lu thông hàng hoá

Ô tô đợc sử dụng ở nớc ta hiện nay rất đa dạng về chủng loại Phần lớn các

xe cũ còn đợc sử dụng có nguồn gốc Đông Âu, các loại ô tô con thì phần lớn

có nguồn gốc Tây Âu hoặc Nhật Bản Các loại xe tải lớn và xe khách thì rấtnhiều có xuất xứ từ Hàn Quốc và một số lợng lớn các xe đợc sản xuất trong n-

ớc Mỗi loại xe ở mỗi quốc gia này lại đợc sản xuất tuân theo một tiêu chuẩnnhất định Với tình hình đa dạng về mặt kiểu dáng và tiêu chuẩn nh vậy sẽ gây

ra không ít khó khăn cho công tác quản lý phơng tiện cũng nh quá trình sửachữa, bảo dỡng xe Dẫn đến một nhu cầu phải có một tiêu chuẩn chung trongthiết kế, sản xuất xe ô tô ở nớc ta

Xu thế chung hiện nay trên thế giới cũng nh trong nớc ngành công nghiệp ô tô

đang đi dần vào chuyên môn hoá Ngày càng xuất hiện nhiều công ty, xínghiệp chỉ sản xuất một chi tiết hoặc một nhóm chi tiết, một kết cấu hoặc mộtcụm tổng thành của ô tô và kéo theo đó là xuất hiện những chiếc ô tô là sảnphẩm chung của rất nhiều công ty, xí nghiệp Thậm chí của nhiều quốc gia.Một vấn đề đặt gia đó là làm thế nào để đảm bảo tính đồng hoá của các cụmtổng thành này hay nói cách khác làm thế nào để chiếc xe có thể hoạt độngtốt, đảm bảo các yêu cầu kỷ thuật khi nó đợc chắp vá nh vây Giải pháp củavấn đề chính là đặt gia một quy định, một tiêu chuẩn chung, tiêu chuẩn này sẽ

áp chế cho tất cả các quá trình thiết kế, sản xuất xe của các công ty, xí nghiệp

và các cá nhân thuộc các quốc gia công nhận nó

Cùng với việc chịu ảnh hởng của nhiều quốc gia sản xuất xe lớn trên thế giới

là việc phải áp dụng cùng một lúc nhiều tiêu chuẩn trong thiết kế, sản xuấtcũng nh sử dụng Dẫn tới những vớng mắc và đặc biệt là mất tính thống nhất

Để giải quyết vấn đề đấy hiện nay ở nớc ta đang có xu hớng và tiến tới sẽ sửdụng một loại tiêu chuẩn thống nhất đó là tiêu chuẩn chung Châu âu ECE Trong giới hạn đồ án tốt nghiệp đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn này ở mức tuântheo các tiêu chuẩn về kích thớc, khối lợng Với loại xe hai cầu có thể sử dụngcụm tổng thành cầu sau chủ động này có tổng tải trọng không vợt quá 18 tấn.Trong đó tải trọng đặt lên cầu sau không quá 11 tấn Loại xe Kích thớc lớnnhất cho phép đối với các xe này là: Dài tối đa không quá 12m, cao không quá4m, rộng không quá 2,25m Với mong muốn cố gắng để thoả mãn tính đồnghoá Các thông số kỹ thuật ban đầu khác đề tài xin đợc chọn theo các loại xetham khảo có tuân theo tiêu chuẩn ECE

Phần III

Thiết Kế Tính Toán Cầu Chủ Động

1 Thiết kế truyền lực chính

Để đáp ứng đợc tỷ số truyền i0 phù hợp với cầu chủ động của các loại xe tải

12ữ 18 tấn ta sẽ sử dụng loại truyền lực chính đơn bánh răng hypoit

Hình 3.1 Sơ đồ truyền lực chính

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

- Gi: trọng lợng tĩnh tính cho cầu sau trờng hợp chịu tải tối đa.

Gi=110000(N)

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

- rbx: bán kính làm việc của bánh xe:

rbx = λ.r0 (3.3) trong đó :

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

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

tb tt

- Đờng kính vòng chia bánh răng lớn nhỏ nhất cho phép

d2 đợc chọn theo mô men tác dụng lên bánh răng

1 187

, 0

- Góc xoắn bánh răng nhỏ

- Tổng góc ăn khớp pháp tuyến ở cả hai phía răng αt

Đối với ô tô tải chọn αt= 450

Việc tính toán các thông số hình học của bộ truyền hypốit tơng đối dài, dới

đây em xin đợc trình bày bảng kết quả tính toán cho bộ truyền lực chính củacụm kết cấu cầu chủ động Phần tính toán cụ thể em xin đợc trình bầy trongphần phụ lục

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

TT

Tên thông số hiệuký đơnvị chủ độngKết quảbị động

3 Hớng xoắn của răng mn Trái Phải

14 Đờng kính vòng đỉnh đáy lớn De mm 76,8 368,2

1.3 Tính bền bánh răng theo uốn và tiếp xúc.

Việc tính bền cho bánh cho truyền lực chính chỉ cần tính cho bánh răngnhỏ, tức là tính cho bánh răng chủ động Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánhrăng nh trên hình dới đây

tg

Thay sè Q1 = 110601 (N)

tg

Thay số R2 = 39694 (N)

1.3.2 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn.

ứng suất uốn tác dụng lên các răng của bánh răng chủ động đợc xác địnhtheo công thức sau:

2 2 2

1 1

24 (1 ) cos

2

d u

s

P k h b

- kd: hệ số tải trọng động, chọn trong khoảng 1-1,5 Do xe làm việc trong trong điều kiện tải trọng thay đổi nhiều nên ta chọn kd=1,2

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

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

[ ]σ =u 700 900( ữ MN m/ 2 )

Do vậy: σu <[ ]σu

Vậy độ bền uốn đợc đảm bảo

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

ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc xác định theo công thứcsau:

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

1

3512

104835( ) 0.0335

tb tt M

r r

cos βcosδ

= (2.8)( rx bán kính trung bình của bánh răng côn)

Thay các giá trị vào ta đợc:

Nh vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

2 Thiết kế Bộ truyền vi sai.

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

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

- Đờng kính vòng đỉnh của bánh răng bán trục

- Số răng của bánh răng bán trục Zb:

119 23,8

5

e b

d Z m

= = = (răng) (2.10) Chọn Zb = 24 (răng)

- Số răng của bánh răng hành tinh Zh đợc chọn theo tỷ số truyền đợc chọn theo kinh nghiệm: iht= 1,3

24 17, 46

1,3

b h h

Z Z i

Chọn Z1 = 18 ( răng)

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

Các thông số hình học của cặp bánh răng ăn khớp vi sai đợc tính toán nhtrong bảng dới đây

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

Hiệu

Đơnvị

công thứctính toán

Kết quảHànhtinh

Bántrục

17 Chiều cao răng đáy lớn h mm 2,25m 8,66

18 Đkính vòng chân răng

Trong quá trình tính toán bền cho bộ vi sai thì tải trọng tính toán đợc xác

định theo mômen cực đại phân bố lên một bánh răng bán trục, đợc xác địnhbằng 0,6 mômen tính toán của truyền lực chính:

M vs = 0,6.M tt = 0,6.5853 3512 = (Nm) (2.11)

Việc tính toán về độ bền của bộ truyền vi sai đợc thực hiện đôi với bánh răngnhỏ hơn tức là các bánh răng hành tinh Do vậy ta chỉ tính bền cho một bánhrăng hành tinh Các lực tác dụng lên bánh răng hành tinh đợc biểu diễn theo sơ

M P

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

2.3.2 Tính toán ứng suất uốn.

ứng suất uốn tác dụng lên răng của bánh răng vi sai đợc xác định theocông thức sau:

2 2

1

24 (1 sin ) 2.

vs d u

s

P k h b

Nh vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn

2.3.3 Tính toán ứng suất tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc xác định theo công thức

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

3

1

0,5.3512

39022( ) 45.10

tb tt M

( rx bán kính trung bình của bánh răng côn) Thay các giá trị vào ta đợc:

Nh vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.3.4 Tính toán ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.

Khi thiết kế vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và tiếp xúc ở bềmặt 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 thớc còn lại của vi sai Các kíchthớc đợc biểu diễn theo hình vẽ trên

a) ứng suất chèn dập σcd1 sinh ra giữa trục bánh răng hành tinh và lỗ bánh răng hành tinh:

1

.

vs cd

vs

M

q r d l

σ = (2.18)Trong đó: - các kích thớc thể hiện trên hình vẽ (H2.1)

- dvs: đờng kính trục chữ thập, t đờng kính bánh răng vi sai ta

M

q r d l

σ = (2.20)Trong đó: + các kích thớc thể hiện trên hình vẽ (h2.1)

+ l2: chiều day bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai Chon l2=20mm.Thay các giá trị vào ta có:

2

1756

22,86.10 ( / ) 4.0,06.0,016.0,02

Q

σ π

=

− (2.21) Trong đó ta có các kích thớc d1, d6 nh hình trên, chọn theo đờng kính trucchữ thập và đờng kính bánh răng hành tinh: d1=18mm; d6= 70mm

Thay các giá trị vào ta có:

6 6 2

4.2127.10

0,6.10 ( / ) (70 18 )

σ π

R

σ π

=

− (2.22)

Trong đó ta có các kích thớc d3, d4 nh hình trên, chọn theo đờng kính ngoàicủa ống then bán trục và đờng kính bánh răng bán trục Chọn:

vs vs

P

N m d

τ

⇒ = τ 18,3(MN m/ 2 ) <[ ]τ = 60 100( ữ MN m/ 2 ).

3 Thiết kế tính toán bán trục và dầm cầu.

3.1 Chế độ tải tính toán cho bán trục và dầm cầu.

Tải trọng tính toán cho bán trục và dầm cầu đợc xác định theo 3 chế độ:

- Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại Xmax

- Khi ôtô bị trợt ngang hoàn toàn chịu lực bên cực đại Ymax

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

Y p Yt

i i.G m

p Z t

Z

v

Xbx

bx Z bx

Z bx

Z

m.Gi i

H-3.8 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô H-3.9 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi có lực dọc max khi trợt ngang

3.1.1 Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại X max

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

- Phản lực Z tác dụng lên bánh xe đợc xác định theo trạng thái cầu sau

chủ động với ký hiệu Zbx2:

2 2

2

2

k

m G

Z =Z = (2.24)Trong đó:

- m2k: hệ số thay đổi trọng lợng lên cầu sau khi có lực kéo tiếp tuyến lớn nhất, chọn: m2k=1,1

- G2: trọng lợng tĩnh của ôtô đặt lên cầu sau tác dụng kên mặt đờng, bỏ quatrọng lợng của lốp xe ta có: G2= 110000 (N)

Thay các giá trị vào ta đợc:

2 1,1.110000 60500( ).

2

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

Lực dọc cực đại Xmax tính theo bám:

X max =Z bx2 ϕmax = 60500.0,75 45375( ) = N

3.1.2 Khi ôtô bị trợt ngang hoàn toàn.

Lực bên Yk tác dụng lên bánh xe khi bị trợt ngang hoàn toàn, giả sử các lựcngang đợc thể hiện nh hình vẽ Khi đó phản lực thẳng đứng Zt và Zp tác dụnglên bánh xe sau bên trái và bên phải đợc xác định nh sau:

Y

= − (2.26)Trong đó:

- 2t

G : tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau G2t.=110000 (N)

- hg: chiều cao trọng tâm của xe, lấy theo xe tham khảo: hg=1,283 (m)

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

- ϕymax: hệ số bám ngang, ϕymax=1

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

3.1.3 Tính theo tải trọng động tác dụng.

Khi ôtô chuyển động trên đờng ghồ ghề thì tải trọng thẳng đứng tác dụng

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

3.2 Tính cho bán trục giảm tải hoàn toàn

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

max bx

τ = (2.27)Trong đó: d-là đờng kính của bán trục

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

Dầm cầu thiết kế là dầm cầu h n, ta chọn hình dáng tại tiết diện đặt nhíp cóàdạng hình trụ tròn, các kích thớc đợc chọn theo kích thớc theo kích thớc cácphần đã thiết kế và theo xe tham khảo Sau khi đã chọn đợc kích thớc ta tínhbền cho dầm cầu ở vị trí đặt nhíp Ta chọn các đờng kính ở mặt cắt đặt nhíp

nh sau:

D = 120(mm) d = 100 (mm)