THIẾT kế TÍNH TOÁN cầu CHỦ ĐỘNG XE tải 3 tấn

MỤC LỤC trangLỜI NÓI ĐẦU3CHƯƠNG I. TỔNG QUAN41.1 Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực41.2 Truyền lực chính41.3 Vi Sai61.4 Các bán trục151.5 Vỏ cầu17CHƯƠNG II. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA CỤM CẦU 212.1 Tính toán bộ truyền lực chính HyPoid212.2 Tính toán vi sai292.3 Tính toán bán trục và dầm cầu34CHƯƠNG III. ỨNG DỤNG PHẦN MỀM CATIATHIẾT KẾCÁC CHI TIẾT TRONG CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG443.1 Tổng quan về trợ giúp máy tính trong lĩnh vực thiết kếchế tạo máy.443.2 Giới thiệu phương pháp thiết kế 3D bằng phần mềmCATIA.443.3 Sử dụng phần mềm CATIA thiết kế các chi tiết trongcụm cầu chủ động.503.4 Một số các chi tiết khác của cụm cầu được vẽ bằng phầnmền CATIA.59CHƯƠNG IV. TÍNH BỀN BÁNH RĂNG QUẢ DỨA BẰNGPHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN VỚI ỨNG DỤNG PHẦNMỀM ANSYS WORKBENCH.63634.1 Một số khái niệm của phương pháp PTHH.634.2 Tổng quan về phần mềm ansys workbench.654.3 Ứng dụng phần mềm ANSYS WORKBENCH vào tínhứng suất uốn bảnh răng quả dứa.72CHƯƠNG V. CHĂM SÓC BẢO DƯỠNG KỸ THUẬT765.1 Kiểm tra, điều chỉnh.765.2 Một số yêu cầu kỹ thuật79KẾT LUẬN81TÀI LIỆU THAM KHẢO82

CHƯƠNG II XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA CỤM CẦU 21

CHƯƠNG III ỨNG DỤNG PHẦN MỀM CATIATHIẾT KẾ

3.1 Tổng quan về trợ giúp máy tính trong lĩnh vực thiết kế

3.2 Giới thiệu phương pháp thiết kế 3D bằng phần mềm

3.3 Sử dụng phần mềm CATIA thiết kế các chi tiết trong

3.4 Một số các chi tiết khác của cụm cầu được vẽ bằng phần

CHƯƠNG IV TÍNH BỀN BÁNH RĂNG QUẢ DỨA BẰNG

PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN VỚI ỨNG DỤNG

PHẦN

63

4.3 Ứng dụng phần mềm ANSYS WORKBENCH vào tính

ứng suất uốn bảnh răng quả dứa

72

LỜI NÓI ĐẦU

Ngành công nghiệp ô tô trên thế giới ngày càng phát triển mạnh cả vềquy mô và công nghệ Sự phát triển của công nghiệp ô tô dẫn đến sự hợp tácliên kết giữa các hãng xe, các nước nhằm cắt giảm chi phí sản xuất Côngnghiệp ô tô bắt đầu hình thành và phát triển ở nước ta từ năm 1964 và khôngngừng phát triển trong nhưng năm gần đây Ở nước ta hiện nay, thị trường ô

tô đang sôi động với nhiều doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp ô tô Trong

số các doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài, đa số các doanhnghiệp tham gia sản xuất lắp ráp xe du lịch, còn các doanh nghiệp tham giavào sản xuất lắp ráp xe tải chiếm số lượng rất nhỏ Nhiều doanh nghiệp đãnhập sắtxi về và thiết kế chế tạo thành xe ô tô dùng trong các lĩnh vực khácnhau đặc biệt là chở hàng hoá Điều đó đã đáp ứng được phần nào nhu cầu về

xe tải trong khi nền công nghiệp ô tô của nước ta chưa đáp ứng được Tronggiai đoạn vừa qua, tỷ lệ nội địa hoá ở các sản phẩm ôtô VN chủ yếu tập trungvào một số chi tiết, phụ tùng như khung vỏ, săm lốp, nhựa, cao su… một phần

đã và đang thực hiện là động cơ hộp số chủ yếu là trong hệ thống truyền lực,chi tiết cơ khí Cụm Cầu chủ động là một trong các cụm chi tiết chính của hệthống truyền lực Cầu chủ động hoàn toàn có khả năng nội địa hoá bằng công

nghệ trong nước Trước tình hình trên em đã chọn đề tài: THIẾT KẾ TÍNH

TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG XE TẢI 3 TẤN.

Do trình độ và thời gian có hạn nên Đồ án của nhóm chúng em khó tránhkhỏi thiếu sót, em rất mong nhận được ý kiến đóng góp của các thầy và các

bạn Em xin trân thành cảm ơn thầy giáo DƯƠNG NGỌC KHÁNH, cùng

các thầy trong bộ môn Ô tô - trường ĐHBK Hà Nội đã tận tình hướng dẫn vàcho chúng em những ý kiến quí báu để chúng em hoàn thành đồ án tốt nghiệp

Hà nội, Ngày 01 tháng 06 năm 2012

Sinh viên thực hiện:

Lê Huy Hồng

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN 1.1 Giới thiệu chung hệ thống truyền lực

Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nối từ động cơtới bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biếnđổi giá trị mômen truyền Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là:

Ly hợp  Hộp số  Hộp phân phối Các đăng  Các cầu chủ động  bán trục  Bánh xe.

Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực:

1.2.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính:

- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tínhkinh tế nhiên liệu của ôtô

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

- Có hiệu suất truyền động cao

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

1.2.3 Phân loại truyền lực chính :

- Theo số lượng bánh răng truyền lực chính có hai dạng:

+ Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp

+ Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp

- Truyền lực đơn lại có thể phân loại theo dạng bánh răng:

+ Loại bánh răng côn răng thẳng

+ Loại bánh răng côn răng xoắn

+ Loại bánh răng hypoit

+ Loại trục vít bánh vít

Hình 1.2: Các dạng truyền lực chính đơn.

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 kép có thể được phân thanh hai loại:

+ Truyền lực trung tâm với cả hai cặp bánh răng được bố trí trong cùngmột cụm nằm giữa hai bánh xe chủ động

+ Truyền lực chính kép bố trí không tập trung với cặp bánh răng thứ haiđược bố trí tại các dẫn động tới các bánh xe chủ động

- Theo số cấp số có thể phân truyền lực chính 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 ngườilái).

1.2.4 Cấu tạo truyền lực chính:

Truyền lực chính đơn có kết cấu gọn, nhẹ đơn giản dễ sản xuất và bảodưỡng sửa chữa, giá thành thấp nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thốngtruyền lực ô tô Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh răng, nên tỉ số truyền củatruyền lực chính dạng này bị giới hạn (i0 < 7) và khả năng chịu tải không lớn

sẽ phải tăng mô đun răng, điều này dẫn đến tăng kích thước bánh răng vàgiảm khoảng sáng gầm xe

Truyền lực dạng hypoid được sử dụng ngày càng rộng rãi trên các loại

ô tô do có những ưu điểm nổi trội: khả năng chịu tải lớn, làm việc êm dịu vàkhông ồn Đặc điểm nhận dạng của truyền lực chính loại này là trục của cácbánh răng không cắt nhau mà đặt lệch nhau một đoạn e

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 lớnhơn 7 với kết cấu nhỏ gọn Tuy nhiên truyền lực trục vít có hiệu suất và khảnăng chịu tải thấp hơn truyền động bánh răng côn và truyền động Hypoid,hơn nữa giá thành sản xuất của dạng truyền động này lại cao hơn nên được sửdụng tương đối hạn chế (sử dụng trên một số loại ô tô có tính năng việt dãcao)

1.3 Vi sai.

1.3.1 Công dụng:

Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay vớicác vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyểnđộng trên đường gồ ghề không bằng phẳng

1.3.2 Yêu cầu của cụm visai:

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

+ Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí

+ Có hiệu suất truyền động cao

1.3.3 Phân loại vi sai:

- 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 mô men xoắn được phân phối đều ra hai bántrục

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

b, Nguyên lý hoạt động

Khi mô men được truyền từ động cơ đến bánh răng chủ động 1, quabánh răng bị động 4, đến vỏ vi sai 3,5 do vỏ vi sai được lắp trên bánh răng bịđộng nên vỏ vi sai quay, trên vỏ vi sai lắp chốt chữ thập có gắn các bánh rănghành tinh nên chốt quay Trong trường hợp hệ số bám của hai bên bánh xenhư nhau thì chốt chữ thập và bánh răng hành tinh đóng vai trò nsshư mộtkhóa gài khi đó chỉ có bánh răng bán trục quay làm bán trục quay Trườnghợp hệ số bám trên hai bánh xe khác nhau khi này bánh răng hành tinh quaytương đối với trục chữ thập và ăn khớp với bánh răng bán trục làm cho haibán trục quay với vận tốc khác nhau

Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3

có chế tạo liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lạitựa lên vành cam ngoài 6 và vành cam trong 7 Trên vành cam 6 và 7 có sẻcác rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe

Hình 1.4Vi Sai Cam

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 bánhrăng côn bị động 2 qua vỏ vi sai 3 và qua vành ngăn 4 truyền cho cam 5, cácđầu cam 5 tỳ lên các vành cam 6 và 7 để truyền ra hai bên nửa trục qua thenhoa Nếu sức cản hai bên bánh xe là như nhau thì cả hai nửa trục quay với tốc

độ như nhau Lúc này chốt 5 không dịch chuyển tương đối, đối với bề mặtcam 6 và 7 Trong trường hợp sức cản ở trên các bánh chủ động là khác nhau

sẽ có một bên bánh xe quay nhanh và một bên bánh xe quay chậm, cam 5 sẽcùng quay với bộ phận chủ động 3 đồng thời dịch chuyển theo chiều hướngchiều trục Khi đó xảy ra sự trượt ở bề mặt làm việc của cam đối với bề mặtlàm việc của vành cam Trên mặt cam của nửa trục quay chậm tốc độ trượtcủa cam hướng theo chiều quay của bộ phận chủ động, còn ở trên mặt camcủa nửa trục quay nhanh hướng về chiều ngược lại Để hiểu rõ vấn đề này taxét lực tác dụng trên vi sai cam trong hai trường hợp khi sức cản ở hai bên

bánh xe chủ động là như nhau và khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ độngkhác nhau.

Khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động là như nhau thì vành cam đặt 4tác dụng lên cam 5 lực P ép lên vành cam trong và ngoài những lực pháptuyến với dạng cam Khi hai bên bánh xe chủ động có sức cản như nhau thìtốc độ góc của vành 4 và hai vành cam bằng nhau

Khi hai bánh chủ động có sức cản khác nhau, nếu một trong số cácbánh xe có xu hướng tăng tốc độ góc thì giữa các chi tiết của vi sai bắt đầu có

sự chuyển dịch tương đối và ở các mặt đầu của cam 5 xuất hiện những lực masát hướng lên các vành cam quay nhanh và quay chậm về những hướng khácnhau Ở vành cam quay chậm lực ma sát ngược với vận tốc trượt, sẽ hợp vớilực chủ động và tăng mômen cho bánh xe quay chậm Ở vành cam quaynhanh lực ma sát ngược với vận tốc trượt nhưng lại giảm mômen cho bánh xequay nhanh

* Ư u điểm:

+ Khả năng vượt trơn lầy tốt hơn vi sai côn đối xứng Vì vậy tính năng

cơ động cao hơn

+ Đảm bảo cho ôtô không có trượt quay một trong số các bánh xe chủđộng trong tất cả các trường hợp mà cả hai bánh xe đều tựa lên mặt đường

* Nhược điểm:

+ Vi sai cam một dãy vì số mặt lồi lõm trên vành cam 6 và 7 khác nhau

sẽ sinh ra mômen động khi vi sai làm việc chóng mòn

+ Loại vi sai đặt theo hướng trục: lực chiều trục lớn tác dụng lên vỏ visai, nên các bulông lắp trên vỏ phải chịu những lực này và ổ bi phải chọn saocho đủ khả năng chịu được lực chiều trục này cho nên kết cấu ổ tăng và phảităng độ bền, độ cứng vững cho toàn bộ cơ cấu do đó sẽ làm tăng trọng lượng

và kích thước chung của cơ cấu lên

+ Mms lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát côngsuất

* Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng :

A Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định :

Trục chữ thập có lỗ rộng bên trong có lò xo để ép hai bánh răng cônbán trục cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai Ly hợp ma sát gồmcác đĩa thép trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa

ma sát có tai nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là cácđệm chặn lực dọc trục)

b Nguyên lý làm việc:

Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn củahai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho cácbánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh khôngquay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục

Khi chuyển động thẳng, dòng mômen truyền chủ yếu qua cụm vi sai,một phần nhỏ (có thể bị trượt nhẹ) truyền qua khớp ma sát

Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau, thì mômen hai bên chênh lệch nhauđúng bằng giá trị Mms

Khi khớp ma sát trượt lớn, dòng mômen truyền một phần qua vi sai,một phần qua khớp ma sát

Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác mà

sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe

Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi

* Nhược điểm:

Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễgây sự cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất nhưnhau

Mms lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất

B.Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định:

Hình 1.5 Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định

4 Đĩa ma sát

a, Cấu tạo

Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răngvành chậu 2 - côn xoắn 1) bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 7, hai bánhrăng côn bán trục 6 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát 4

Trục chữ thập được thay thế bằng trục 5 cắt nhau theo góc vuông haitrục 5 có khả năng dịch chuyển với nhau theo cả chiều trục lẫn chiều gócnghiêng tương đương A và B ở các đầu trục Ly hợp ma sát gồm các đĩa théptrượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa ma sát có tai

nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là các đệm chặn lựcdọc trục).

b, Nguyên lý làm việc:

Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn củahai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho cácbánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh khôngquay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục

Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau lúc đó các bánh răng hành tinh ngoàiquay cùng vỏ vi sai còn quay trên trục của nó Khi bánh răng hành tinh quaycác mặt nghiêng trên trục 5 sẽ bị dịch chuyển đi thế nào để lực trên ly hợp masát 4 truyền đến vỏ vi sai tăng lên đối với nửa trục quay chậm và giảm đi đốivới nửa trục quay nhanh

* Ư u điểm:

+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lựchọc tốt hơn các loại vi sai khác

+ Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác

mà sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe

+ Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi

* Nhược điểm:

Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễgây sự cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất nhưnhau

1.4 Các bán trục.

1.4.1 Công dụng:

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

1.4.2 Yêu cầu đối với các bán trục:

a) Yêu cầu chung của bán trục:

+ Phải chịu được mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.Bán trục phải thẳng, không được lệch nhất là đối với các xe có khả năng cơđộng

+ Đối với bán trục của cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồngtâm cho các đoạn trục của bán trục

+ Chính xác hình dáng hình học, kích thước

b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe có khả năng cơ động

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

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

1.4.3 Phân loại bán trục:

+ Bán trục giảm tải hoàn toàn (hình 1.6): bánh xe có moay ơ được lắp

trên 2 ổ bi, cả hai ổ này đều lắp trên vỏ cầu Do hai ổ bi được bố trí cách nhaumột đoạn, nên các mô men uốn của các lực tương tác giứa bánh xe và mặtđường ( Z,Y, X) đều được tiếp nhận bởi vỏ cầu.Bán trục dạng này được gọi lầbán trục giảm tải hoàn toàn, nó không chịu uốn mà chỉ chịu duy nhất là mômen xoắn Loại này được sử dụng trên các loại ô tô tải

Hình 1.7 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/ 4

+ Bán trục giảm tải 1/2 (hình 1.8): Đầu ngoài của bán trục được đỡ bởi 1 ổ

bi nằm trong vỏ cầ chủ động Trong trường hợp này, moay ơ được trực tiếpbắt lên bán trục Kết cấu dạng này cũng có thể không có moay ơ mà tangtrống đươc bắt trực tiếp lên mặt bích ở đuôi của bán trục Với cách bố trí nhưvậy, bán trục phải chịu toàn bộ mô men uốn của các lực tương tác giữa bánh

xe với mặt đường Bán trục dạng này được sử dụng hầu hết trên các loại ô tôcon do kết cấu đơn giản.

Hình 1.8: Sơ đồ bán trục giảm tải 1/ 2

1.5 Vỏ cầu.

1.5.1 Công dụng của vỏ cầu

Đối với xe có khả năng cơ động hệ thống treo thường là hệ thống treo phụthuộc Cầu xe là phần khối lượng không được treo Trong thiết kế cầu xethường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đếnmức có thể Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:

- Đỡ toàn bộ trọng lượng phần được treo tác dụng lên cầu

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

có thể hoạt động tốt trong thời gian dài

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

1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.

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

- Vỏ cầu phải đủ cứng để chịu được trọng lượng của xe, tránh gẫy uốn ảnhhưởng đến các kết cấu bên trong

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

- Có kích thước và khối lượng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảngsáng gầm xe

1.5.3 Phân loại vỏ cầu.

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

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

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE THAM KHẢO (LIFAN) THỂ

HIỆN DƯỚI BẢNG SAU

Phân bố tải trọng

- Không tải:

+ Cầu trước (N) + Cầu sau (N)

- Đầy tải:

+ Cầu trước (N) + Cầu sau (N)

942014130

2200033000

- Tốc độ lớn nhất (km/h) 90

- Chiều dài toàn bộ (mm)

59851995

LỐP XE

- Kiểu lốp + Lốp trước + Lốp sau

- Áp suất lốp trước/sau (kG/cm2)

7,0 - 16,17,0 – 16,1

CHƯƠNG II: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN

CỦA CỤM CẦU SAU 2.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HYPOID

2.1.1 Tính toán tỉ số truyền truyền lực chính

Theo tài liệu [3] từ công thức đảm bảo vận tốc lớn nhất của xe ta tính được tỉ

số truyền của truyền lực chính:

h

r n i

 nemax Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất: động

cơ diesel chọn tỉ số giữa vòng quay động cơ ứng với vận tốc lớn nhấtcủa ô tô và công suất lớn nhất của động cơ   1

h

r n i

i v



2.1.2 Tính toán chế độ tải trọng

Tính toán chế độ tải trọng được lựa chọn từ hai chế độ đó là:

- Tính theo mô men lớn nhất của động cơ:

 t hiệu suất của hệ thống truyền lực:  t 0.9

- Tính toán theo khả năng bám, chế độ này dùng để kiểm tra bền và so sánhbền các chi tiết theo khả năng bám:

41 6.83 6

Z i Z

L m



+ Chiều rộng răng: Chọn b=0,3.L =0,3.210,93 =63.297 Chọn b1=63.3(mm) ,b2=58(mm)

+ Nửa góc chia côn: 1

1

2

6 11.5 41

2

e bx

Kết quảchủ động bị động

2 Tỷ số truyền i0 6,83

17 Khe hở chân răng đáy lớn c mm 1,884

18 Chiều cao đầu răng đáy lớn he mm 2,994 15,838

20 Chiều dày răng ở đáy lớn trên

21 Đk vòng chân răng đáy lớn Di mm 35,7 382

22 Đk vòng chân răng đáy nhỏ di mm 33,4 359,54

23 Bk vòng chia trung bình rx mm 21,94 150,56

2.1.4 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 răngnhư trên hình dưới đây

sin

tg

tg P Q

2.1.5 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn

Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, theo tài liệu [2] ứngsuất uốn tác dụng lên bánh răng chủ động được tính theo công thức sau:

max 1

2 2 1

 b: Chiều dài răng theo đường sinh.

 t: Bước răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia

 : Nửa góc côn chia

Kd hệ số tải trọng động ( Kd=1 1.5) chọn Kd=1,2

2 2

 u  u  Điều kiện bền theo uốn được thỏa mãn

2.1.6 Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc

td td tx

r r b

E P

1 1 cos sin

.

418 , 0

 P: Công suất tính theo chế độ tải trọng trung bình

1

1777,5

81024( ) 0,02194

 E: Môđun đàn hồi của vật liệu, E=21,5.1010 (N/m2)

 rtd1, rtd2: bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bịđộng

 b:Chiều dài răng theo đường sinh

 : Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng

 u 600 900 (MN/m2 )

u    

 và tx tx  1500  2500 (MN/m2 )

+ 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

+ Chiều cao răng đáy lớn: h h h h b  2, 25.m 2, 25.5 11, 25(  mm)

+ Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: d e d c 2 h i cos i

d eb d cb 2 .cosh b b  136(mm)

d eh d ch 2 .cosh h h  80(mm)

+ Khe hở chân răng đáy lớn: c c h c b  0, 2.m 0, 2.5 1(  mm)

+ Chiều cao đầu răng đáy lớn: h e m  m

3,14.5 2.0, 224.5 20 7,035( )

2

o h

3,14.5 2.0, 224.5 20 8,665( )

2

o b

Các thông số hình học của bánh răng vi sai

TT Tên thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quảHành tinh Bán trục

5 Nửa góc côn chia  độ 28,8 61,2

16 Chiều dày răng đáy lớn trên

18 Đường kính vòng chân răng

+ Lực vòng tác dụng lên một bánh răng hành tinh và một bánh răng bán trục

là: 0 max 1 0

.

e h tl vs

Trong đó 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)Thay số ta được: 227.5, 494.6,83.0,9 24571( )

* 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:

max 0 1

2 1

 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:

2 2

u u  600  900 (MN/m2 )  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:

td td tx

r r b

E P

1 1 cos sin

.

418 ,

Với lực vòng P bằng:

max 1 0 1

sin 2

rtd1, rtd2: Bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bánh răng bị động

tx tx 1500  2500 (MN/m2 )Thỏa điều kiện bền theo Ư/Suất tiếp xúc

* Tính ứng suất cắt và chèn dập ở các bề mặt tiếp xúc bánh răng, trục, vỏ visai.

+ Ứng suất chèn dập cd1 sinh ra giữa bánh răng hành tinh và lỗ bánh rănghành tinh

2 1

d d

d d

P

MN m d

* Kiểm tra theo xoắn:

Theo [1] - (IX – 25) ta có ứng suất xoắn:

Với các thông số ta chọn theo xe tham khảo:

 Memax – mô men xoắn cực đại của động cơ, Memax = 227(Nm)

 ihmax - tỉ số truyền của hộp số ở tay số 1, ihmax = 5,494

 i0 – tỷ số truyền của cầu sau, io = 6,83

 d – đường kính bán trục, chọn theo xe tham khảo d = 50 (mm)Thay số ta được:

* Kiểm tra theo góc xoắn:

Theo công thức [1] – (IX-27) ta có:

 M: là mô men xoắn cực đại M = Memax.ihmax.i0

 l: chiều dài bán trục, chọn theo xe tham khảo l = 0,945 (m)

 G: Mô đun đàn hồi khi xoắn, G = 8,1.1010 (N)

 J: mô men quán tính khi xoắn, j = . 4

227.5, 494.6,83.0.9.0,945 180

0,052 8,1.10 3,14.

32

= 8,720 ≤ [] = 150

Thỏa mãn góc xoắn trên 1m chiều dài

- Tính bền then hoa cho bán trục:

 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)Thay số ta được: 2 max 1 0

.

e d

+ 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 I1,8 chọn kđ = 1,5.+ X hệ số, X = 1

Thay số ta được: Q = 36043 (N)

 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: Lh = 106L/(60n) với n là (số vòngquay/phút), n = 461 (vòng/phút) chọn theo xe tham khảo Với Lh = 8.103

+ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Qt ≤ C0

Trong đó:

 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

2.3.2 Tính toán dầm cầu

Dầm cầu thiết kế là dầm cầu đúc vật liệu là gang xám CЧ30, chọn hìnhdáng tiết diện chịu lực hình chữ nhật, các kích thước được chọn theo xe tham

m G

p p

Hình 11: Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô

khi có lực dọc max.

Hình 12: Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi tr Ư ợt ngang.

khảo Sau khi đó chọn được kớch thước ta tớnh bền cho dầm cầu ở vị trớ đặtlực

Hỡnh 2.5: Sơ đồ cỏc lực tỏc dụng lờn dầm cầu

Phản lực Zbx tỏc dụng lờn bỏnh xe được xỏc định theo trạng thỏi cầu chủđộng nào cú trọng lượng lớn hơn

+ Với cầu chủ động sau cú khối lượng lớn hơn, ký hiệu Z2max

2max

2

p bx

max bx max

X Z  = 20790 (N)

b)Khi trượt ngang hoàn toàn:

Lực bên YT tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn

+ Phản lực thẳng đứng Zt, Zp ở bánh xe bên trái và bên phải

 hg - độ cao trọng tâm của xe, chọn theo xe tham khảo hg = 0,8 (m)

 B – chiều rộng cơ sở của xe, chọn theo xe tham khảo B = 1.64 (m)

Trong đó kd là hệ số tải trọng động, lấy kd=1,75

* Tính khi có lực kéo cực đại

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

= Zbx.l = 9240 (Nm)

Trong đó:

 l - khoảng cách từ moayơ bánh xe đến điểm chịu lực, theo xe thamkhảo thì: l = 400 (mm)

 Lực X (lực kéo Pk) gây uốn trong mặt phẳng dọc của xe Mun=Xmax.l

và gây xoắn dầm cầu Mx=Xmax.rbx

Hình 2.6: Biểu đồ momen khi lực kéo cực đại

Ưng suất uốn và xoắn:

 

Trong đó:

 W1: mô men chống uốn theo phương dọc

 W2: mô men chống uốn theo phương ngang

 W3: mô men chống xoắn