Đồ án tính toán thiết kế cấu chủ động ô tô Xe du lịch 16 chỗ ( kèm bản vẽ)

Công dụng Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền động các

LỜI NÓI ĐẦU

Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang cónhững biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất Chịu ảnh hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này Đặc biệt là trong thời gian gần đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí nghiệp Khi

đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi tiết, hoặc mộtcụm kết cấu của chiếc xe

Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước Để có điều kiện tìm hiếu về cấu tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được giao cho thực hiện đồ án “ tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi ” Trong

thời gian qua, được sự hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Xuân Trường cùng sự tìm tòi của

bản thân, em đã hoàn thành đồ án này Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu sót, em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn

Hưng Yên, ngày 14 tháng 11 năm 2011

Hoàng Văn Công

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Hưng yên, ngày….tháng….năm 2011 Giáo viên hướng dẫn

MỤC LỤC

Lời nói đầu……… 1

Phần I: Khái quát cầu chủ động……… 4

I.cầu chủ động……… 4

II Truyền lực chính ……… 5

III Vi sai………

6 IV Bán trục……… 7

Phần II: Thiết kế tính toán bán trục………8

I.Các số liệu ban đầu……… 8

II Nội dung thiết kế và tính toán……… 8

II.1 Thiết kế tính toán truyền lực chính ……… 8

II.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính……… 8

II.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính ……… 9

II.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính……… 15

II.1.4 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính……… 16

II.1.5 Tính trục và chọn ổ đỡ truyền lực chính……… 17

II.2 Tính toán vi sai……… 19

II.2.1 phân tích kết cấu , chọn sơ đồ vi sai……… 19

II.2.2 Tính toán kích thớc bộ vi sai đối xứng……… 19

II.2.3 Tính bền cho bộ vi sai……… 22

II.3Thiết kế tính toán bán trục……… 24

a Các chế độ tải trọng tính toán……… 24

b Tính bền bán trục giảm tải……… 26

II.4 Tính toán dầm cầu giảm tải hoàn toàn………

27 Tài liệu tham khảo……… 32

PHẦN I KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG

I Cầu chủ động

1 Công dụng

Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có

cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền

động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm Công dụng:

Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động.

Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiếnhoặc lùi

Tăng tỷ số truyền để tăng mômen xoắn, tăng lực kéo của bánh xe chủ động.

Cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau khi xe quay vòng.

Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên xe.

2. Yêu cầu

Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc

 Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao

Phải có hiệu suất làm việc cao, làm việc không gây tiếng ồn, kích thước nhỏ gọn

3 Phân loại

Theo kết cấu truyền lực chính: Gồm 2 loại là cầu đơn và cầu kép

theo vị trí của cầu chủ động trên xe: Cầu trước chủ động và cầu sau chủ động

Theo số lượng cầu bố trí trên xe: Gồm xe 1 cầu chủ động, xe 2 cầu chủ động, xe 3cầu chủ động

 Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặp bánhrăng

Cấu tạo cầu chủ động

1, 2, 3,4 : Các chi tiết của truyền lực chính 5 : Bánh răng vành chậu

 Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu.

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

1 Công dụng của cụm vi sai

 Tiếp tục giảm chuyển động quay đã nhận từ hộp số hoặc từ hộp phân phối

 Tạo sự chênh lệch tốc độ quay giữa các bánh xe phía trong và bánh xe phíangoài khi xe quay vòng

 Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến cácbánh xe dẫn động đối với các xe FR

2 Yêu cầu

 Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sửdụng trọng lượng bám tốt

 Kích thước vi sai phải nhỏ gọn

 Hiệu suất truyền động cao

3 Phân loại

 Vi sai gi÷a c¸c b¸nh xe.

 Vi sai gi÷a c¸c cÇu

 Vi sai gi÷a c¸c truyÒn lùc c¹nh

Theo kÕt cÊu chia ra:

2 Yêu cầu

 Phải chịu được mô men lớn trong khoảng thời gian dài

 Bán trục phải được cân bằng tốt

 Với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạntrục của bán trục

 bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ 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

 Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếplên trục

PHẦN II : THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

I Các số liệu ban đầu

1 Nhiệm vụ của 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 loại đơn cho xe tải

 Cầu chủ động của ôtô bao gồm: truyền lực chính, vi sai, bán trục, dầm cầu Trong phần dưới đây ta đi vào tính toán và thiết kế truyền lực chính, vi sai, bán trục…

2 Các thông số cho trước và thông số tham khảo

a Các thông số cho trước

Các thông số cho trước khi tính toán thiết kế cầu chủ động gồm:

 Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 7640 (kg)

 Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4900 (kg)

 Mô men cực đại của động cơ: Memax = 220 (Nm), nemax = 1800 (v/p)

 Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:

+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 7,6

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6,4 ; i2 = 3,0; i3 = 1,69 ; i4 = 1,

Hệ số bám của đường: =0,8

Kích thước lốp (B – d): 8,25 -20

Hiệu suất truyền lực:   0 , 93

 Công suất lớn nhất tại số vòng quay:96/2800 (KW/v/p)

 Mômen xoắn cực đaị tại số vòng quay:330/2600 (N.m/v/p)

 Hiệu suất truyền lực t 0,93

II Nội dung thiết kế và tính toán

2.1 Thiết kế tính toán truyền lực chính

2.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính

 Yêu cầu truyền lực chính:

+ Có tỷ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ôtô

+ Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao

+ Đảm bảo khoảng sáng gầm xe cần thiết

+ Làm việc êm dịu, độ cứng vững và độ bền cao

Hiện nay có các loại truyền lực chính loại đơn, kép và 2 cấp Trong đó truyền lực chính kép được sử dụng trên ôtô khi cần tỷ số truyền lớn mà một cặp bánh răng côn ở truyền lực chính đơn không đáp ứng được Còn truyền lực chính 2 cấp được sử dụng trên ôtô khi cần tăng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu các cụm khác, trong đó tỷ số truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển động trong điều kiện đường xấu, tỷ số truyền cao được sử dụng khi ôtô chạy trên đường tốt hoặc khi chở non tải nhằm nâng cao tính kinh tế nhiên liệu

2.1.2Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính

a Chọn tải trọng tính toán

Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1

Mtt = Memax .ih1 = 220.6,4 1408 (Nm)Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám

Mtt ≤

o c

bx

i i

r G

.

. 2

max 



Với: rbx – bán kính tính toán của bánh xe

ic - tỷ số truyền lực cạnh

b Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính

Chọn môđun mặt mút lớn ms =8,44 ( Theo hình3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với mômen tính toán Mtt – Sách HDTKTT ôtô máy kéo)

 Chọn số răng của truyền lực chính:

Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z1 = 6

, Chọn Z2=46

Z1 - Số răng của bánh răng quả dứa

Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu

Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2)) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2)) theo bảng ( 3.2)

ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2) 1 = 0,682 α) theo bảng ( 3.2) = 200

Chọn góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) ) theo công thức kinh nghiệm sau:

0 0

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 ( nhằm tránh kẹt răng)

Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng hồ (quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy Do đó chọn chiêu xoắn của bánh răng côn chủ động

là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng)

a, b,

Hình: Chiều xoắn của răng

a: xoắn phải b: xoắn trái

Chiều dài đường sinh:

m z D

m z D

 Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms => c1=c2=0,2.8,44=1,688 (mm)

 Đường kính vòng chân đáy lớn: Di=Dc-2c

THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI

Chiều dài đường sinh Le = 195,76(mm) Le = 195,76(mm)Chiều dài đường sinh trung bình Lm = 166 (mm) Lm = 166(mm)Góc ăn khớp α) theo bảng ( 3.2) α) theo bảng ( 3.2) = 20o α) theo bảng ( 3.2) = 20o

Hệ số dịch chỉnh ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2) 1 = 0,682 ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2) 2 =0,682

Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng β1= 55,15o β 2 = 42,02o

Với: P - Lực vòng

R - Lực hướng tâm

Q - Lực dọc trục+ Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ:

Q1 = (tgα) theo bảng ( 3.2).sinδ1 + sinβ.cosδ1)

2.1.4 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính

+ Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:









Thay số ta có:

64915

488,60,85.58,72.10 5,592.10 0, 476

u

Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện

+ Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

.0.751408( )

2.2.1 Phân tích kết cấu, chọn sơ đồ vi sai

Tuỳ thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia

ra vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng.Trong xe cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng

2.2.2 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng

Chọn số bánh răng hành tinh q = 4

Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms = 7

Chọn số răng của bánh răng bán trục:

+ Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục

+ Góc côn chia của bánh răng bán trục:

b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI

G r M

M P

- Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc.

* Tớnh bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn:

Với: u- ứng suất uốn cho phép, u=(1000 2000) (MN/m2)

- ứng suất uốn của bánh răng vi sai đợc tính theo sự phân bố mômen về một bên bántrục cực đại là 0,6 của mômen trên vỏ visai và chia cho số bánh răng hành tinh q

b t

r

trong đó: P - lực vòng tính theo Mtt

ts - bớc răng trên mặt bên tính ở đáy lớn của hình côn chia.ts=π.mn=18,84

b - chiều dài răng theo đờng sinh chia của hình côn chia

kđ - hệ số tải trọng động( kđ = 11,5 ) Chọn kđ =1

1 1 cos sin

.

418

,

0

td td tx

r r b

E P







Trong đó:

P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 3679 N

E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.105 (N/m2)

r td1 ,r td2: bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục, xác địnhtheo công thức:

Nh vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

* Tớnh ứng suất chốn dập của mặt đỏy bỏnh răng hành tinh và vỏ vi sai

* Ứng suất chốn dập khi chịu tỏc dụng của lực Q

ADCT:

2 2

1

2 2

/2010)(

.4.2

m MN d

Mtt tg

2.4.582,34

0,39

* Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục

 σd < 4 10 (MN/m2) thoả mãn điều kiện bền

* Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:

 Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên bánh răng hành tinh:

1

1 1 1

.

tt d

-Trong đó r =70mm là bán kính vòng chia độ lớn bánh răng bán trục

-Vậy chốt bánh răng hành tinh d1=26 mm đủ bền

Bỏn trục được bố trớ trong dầm cầu để truyền mụmen xoắn từ truyền lực chớnh đến cỏc bỏnh xe chủ động.

a.Cỏc chế độ tải trọng tớnh toỏn

Ta chọn bán trục giảm tải hoàn toàn

 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 Pmax

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

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

Hình 2.8a Sơ đồ lực tác dụng Hình 2.8b Sơ đồ lực tác dụng

lên ôtô khi có lực dọc max lên ôtô khi trợt ngang.

 Khi ụtụ chuyển động thẳng tớnh theo trường hợp tăng tốc lớn nhất

 Phản lực Zbx tỏc dụng lờn bỏnh xe được xỏc định theo trạng thỏi cầu sau chủ động với ký hiệu Pbx2

2

22 2

G m Z

bx

bx  

 Trong đú:

- m2k: Hệ số thay đổi trọng lượng lên cầu sau khi có lực kéo tiếp tuyến lớn nhất,chọn m2k= 1,387

- G2: Trọng lượng tĩnh của ôtô đặt lên cầu sau tác dụng lên mặt đường, ta có G2=4900(kG)=49000(N)

 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau:

-Z1,Z2 là phản lực thẳng đứng tác dụng từ đường lên bánh xe trái và phải

-Y1,Y2là phản lực ngang của mặt đường tác dụng lên bánh xe trái và phải

-Pk là lực kéo tiếp tuyến

-m2k là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại

m2k=1+

bx

h e

r G L

hg i i M

.

.

2

0 1 max

max m G p



 Lực bên Yk tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn giả sử các lực ngangđược thể hiện như (hình 4.2.b) Khi có phản lực thẳng đứng Zt và Zp tác dụng lênbánh xe sau bên phải được xác định như sau:

max 2

max 2

212

212

y y g p

y y g t

B

h G

Y

B

h G

-Tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau G2= 4900(KG)

-Chiều cao trọng tâm của xe , chọn hg=1000(mm)

-Chiều rộng cơ sở của xe, chọn B = 1900(mm)

- Hệ số bám ngang, 1

 Thay số vào ta được:

b.Tính bền bán trục giảm tải hoàn toàn

 Vật liệu dùng làm bán trục cầu phải chịu được mômen xoắn và mômen uốn lớn, liêntục trong thời gian dài Vì vậy ta phải sử dụng thép hợp kim C25CrMn có ứng suấtuốn xoắn tổng hợp cho phép là:

Chọn  750(MN m2)

 Với bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chịu tác dụng của mômen xoắn vàmômen uốn từ bánh xe

+ Chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là b=135 (mm)

a) Ứng suất uốn bán trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục xác định theo công thức:

max 3

3

2 2

max

1 , 0

1 ,

z pk

d

b d

M M

2 ,

max 3

.

d

b G

 Ta chọn đường kính phần then hoa của bán trục là dth=65mm

 Ta chọn ổ đỡ cụm vi sai theo đường kính mayơ lắp bánh răng bán trục

dm=1,5.dth=1,5.50=75(mm)

Tra bảng P2-11ta chọn ổ đũa côn ký hiệu 7315 có dxBxD=75x37x160

2.4 Tính toán dầm cầu ( với bán trục giảm tải hoàn toàn)

a Phân tích dầm cầu

Dầm cầu ôtô thường được dùng với hệ thống treo phụ thuộc Theo cấu tạo và chức năng, dầm cầu có thể chia ra làm các loại:

-Theo chức năng:

+ Dầm cầu không dẫn hướng, không chủ động

+ Dầm cầu dẫn hướng , không chủ động

+ Dầm cầu không dẫn hướng, không chủ động

+ Dầm cầu dẫn hướng, chủ động

-Theo kết cấu: Dầm cầu liền hoặc ghép, trong đó dầm cầu liền thường được chế tạo theo phương pháp dập- hàn hoặc đúc, được sử dụng cho ôtô tải trung và tải nặng

b Chế độ lực kéo cực đại

Hình 2.9 Sơ đồ lực tác dụng lên dầm cầu chủ động

a) Chế độ lực kéo cực đại; b) Chế độ lực phanh cực đạiPhản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu, với:

Mđ= Zbx.l = G m k.l

2

Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: Mn= Pkmax.l

Dầm cầu chịu xoắn: Mx= Pkmax.rbx

Mô men tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:

M  M2 M2 M2