Tính toán thiết kế cầu xe chủ động

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”.. Công dụng

LỜI NÓI ĐẦU

Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có những 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 một cụm 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” Trong thời gian qua, được sự

hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Chí Thanh 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

Hồ Chí Minh, ngày 11 tháng 12 năm 2016

BÙI QUANG HIỂN

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Hồ Chí Minh, ngày….tháng….năm 2016 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……… 9

II.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính ……… 10

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……… 18

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.3 Thiết kế tính toán bán trục……… 26

2.3.1.1 Khi lực phanh đạt giỏ trị cực đại……… 27

2.3.1.2.Khi lực ngang đại giỏ trị cực đại……… 28

2.3.1.3 Lực thẳng đứng đạt giỏ trị cực đại……… 28

2.3.2 Tớnh bền bỏn trục giảm tải ẵ ……… 29

Tài liệu tham khảo……… 30

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 trụctruyền 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

hoặc 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

3. Phân loại

cầu chủ động

răng

Cấu tạo cầu chủ động

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

6, 7 : ổ bi đỡ bán trục 8 : Vòng chắn dầu 9 : Bán trục 10 :Vỏ cầu.

11 : Bánh răng quả dứa 12 : Bánh răng bán trục 13 : Vỏ vi sai.

II.Truyền lực chính

1. Chức năng

ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu

 Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.

 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

 Tạo sự chênh lệch tốc độ quay giữa các bánh xe phía trong và bánh xe phía ngoàikhi 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

dụng trọng lượng bám tốt

 Kích thước vi sai phải nhỏ gọn

3. Phân loại

Theo c«ng dông chia ra:

 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:

bán trục không đươc giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặtđường tác dụng lên bánh xe chủ động

2. Yêu cầu

 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 tiếp lên 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

KgKg

7 Tỷ số truyền lực cạnh 3,9

II Nội dung thiết kế và tính toán

2.1Thiết 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 răngcôn 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

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

Mtt ≤ c o

bx

i i

r G

.

. 2max ϕ ϕ

Với: rbx – bán kính tính toán của bánh xe

.25,4 = 0,945.(10+).25,4=480,06(mm) =0,48(m)

 Thay vào ta có:

Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 2157,6 (Nm)

b Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính

Chọn môđun mặt mút lớn ms =7,5 ( Theo hình3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với

 Chọn số răng của truyền lực chính:

Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z1 = 6

Z2=i0.z1=1,93.6=11,58 chọn z2=12

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)

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

 Chiều dài đường sinh:

Le = 0,5ms

Với ms = 7,5=> Le = 0,5.7,5 = 50,31(mm)

 Chiều dài răng

cos 1

= β

β

K

Chän K=1,333,230

 Bước răng đáy lớn: ts=π.mn

 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: Dae=De+2.hi.cosδi

+ đối với bánh nhỏ:

+ đối với bánh lớn:

 Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms => c1=c2=0,2.7,5=1,5 (mm)

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

- đối với bánh nhỏ: D1=De1-2c = 69,93 – 2.1,5 =66,93(mm)

- đối với bánh lớn: D2=De2-2c = 107,6 – 2.1,5 = 104,6(mm) + Góc chân răng

- θf1 = arctg =3,490

- θf2 = arctg =7,670

+ Góc đỉnh răng

θa1 = θf2 = 7,67o

θa2 = θf1 = 3,49o

+ Lực dọc trục:

ADCT: Q = (tgα.cosδi sinβ.cosδi) Suy ra:

Q1 =.(tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1) =144407,11(N)

Q2 = (tgα sinδ2 + sinβ.cosδ2) (tg200 sin62,610 + sin49,950 cos62,610) =115122,472(N)

+ xác định lực hưóng tâm:

R1 = (tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 ) =4941,75(N)

R2 = ( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)

2.1.4 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính

+ Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:

σu = Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Ztd

==25,36 =44,57-Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:

ritd =

E = 21,5.105 (N/m2) – mô đun đàn hồi của vật liệu

Hình 2.3: Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động

Trên trục bánh răng chủ động đợc bố trí theo kiểu công xôn (a) hoặc bố trí ổ đỡ ởhai phía kiểu bố trí ổ đỡ theo sơ đồ (b) đảm bảo bộ truyền có độ cứng vững caohơn, nhng kết cấu phức tạp Sơ đồ này đợc áp dụng trong truyền lực chính đơn Sơ

đồ bố trí ổ đỡ kiểu công xôn thờng đợc áp dụng trong truyền lực chính kép

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

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

 Đường kính vòng chia trung bình

Di = mn.Zi

Db = mn.Zb = 6,78.7 = 47,46 (mm)

Dh = mn.Zh = 6,78.4 = 27,12 (mm)

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI

- TÝnh bÒn b¸nh răng theo ng su t u n, ng su t tiÕp xóc ứ ấ ố ứ ấ

* Tính bÒn b¸nh răng vi sai theo ng su t u n: ứ ấ ố

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

.

418

,

0

td td tx

r r b

E P

α α σ

Trong đó:

P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 10931,87 N

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

rtd1=19,7 (mm); rtd2=58,7(mm)

Ta có: < [ ]σ =tx 2500(MN m2 )

(thỏa mãn)

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:

Vậy bỏnh rang hành tinh đảm bảo độ bền ứng suất chốn dập

- Ứng suất cắt:

= 4,7(MN/m2)

Vậy bánh răng hành tinh đảm bảo độ bền ứng suất cắt

* Ứng suất chèn dập khi chịu tác dụng của lực Q

ADCT:

Trong đó: Qc =

1 3.

.sin 2.

Mtt tg

q Q

MN m

δ π

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

Ta chọn bán trục giảm tải hoàn toàn

- 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 phỏp tuyến của đường :

Trong đú: Gi Tải trọng thẳng đứng phõn bố lờn cầu thứ I khi xe đứng yờn

ƛi Hệ số thay đổi trọng lượng phân bố lên cầu phụ thuộc vào điều kiện chuyển động

Khi xe tang tốc trên đường bằng ƛ1 =0,7 : ƛ2 = 1,3

Khi xe tang tốc lên dốc ƛ1 = 0,5 ; ƛ2 = 1,5

+ Với tải trọng phân bố lên cầu trước:

Khi xe tang tốc trên đường bằng: = 8883(N)

Khi xe tang tốc lên dốc: 6345(N)

+ Với trọng tải phân bố lên cầu sau:

Khi xe tang tốc trên đường bằng : = 34365,5(N)

Khi xe tang tốc lên dốc: = 39652,5(N)

ƛpi là hệ số thay đổi trọng lượng phân bố lên cầu khi phanh

Khi phanh xe trên đường bằng : ƛp1 =1,4 ; ƛp2 =0,7

Khi phanh xe xuống dốc : ƛp1 = 1,5 ; ƛp2 = 0,5

+ Với tải trọng phân bố lên cầu trước :

Khi phanh xe trên đường bằng : = 17766(N)

Khi phanh xe xuống dốc : =19035(N)

+ Với tải trọng phân bố lên cầu sau :

Khi phanh xe trên đường bằng : = 18504,5(N)

Khi phanh xe xuống dốc : = 13217,5(N)

• Xác định lực phanh Pp max =

= 14803,6(N)

Trong đó :

là hệ số bám ngang của lốp đối với đường,

dụng thép hợp kim C25CrMn có ứng suất oắn uốn xoắn tổng hợp cho phép là :

d- đường kính bán trục : d= 60 mm

Chế độ lực kéo cực

+ 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

2

2 , 0

 Ứng suất uốn:

3

2

2 , 0

.

d

b G

k d

u =

σ

-Với Kd- là hệ số tải trọng động, chọn Kd= 1,8-Thay số ta có: = 297,4(MN/m2)

- thoả mãn< 750 MN/m2

-Vậy ta chọn d=60(mm) đảm bảo bền

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Hướng dẫn đồ án môn học: ‘‘ Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo’’ tập 1.NXB ĐHQG – TPHCM – 2005

2 Giáo trình “ thiết kế và tính toán ôtô – máy kéo” NXB ĐHQGHN – 1978 Tác giả:Nguyễn Hữu Cẩn – Trương Minh Chấp – Dương Đình Khuyến - Trần Khang/

3 Thiết kế CTM – NXB DG 2003 Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lâm.

4 Thiết kế tinh toán ôtô máy kéo - tập II Tác giả: Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên.

5 Thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập I,II – NXB GD 2001 Tác giả: Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.