Chơng I phân tích đặc điểm kết cấu cầu xe chọn phơng án thiết kế 1.1 Yêu cầu cầu xe Cầu xe chủ động tổng thành ci cïng hƯ thèng trun lùc Nã cã chøc tăng mô men, truyền mô men phân phối mô men xoắn tới bánh xe chủ động Mặt khác nhận phản lực từ mặt đờng tác dụng lên đỡ toàn phần trọng lợng xe phân bố lên cầu Cầu chủ động ô tô bao gồm cụm tổng thành sau: - Truyền lực - Cơ cấu vi sai - Bán trục - Dầm cầu Để đảm bảo khả làm việc cầu xe phải đạt đợc yêu cầu sau : - Bảo đảm truyền lực đều, có tỷ số truyền hợp lý phù hợp với chất lợng kéo tính kinh tế nhiên liệu - Hiệu suất truyên động cao, làm việc không ồn - Kích thớc nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe - Trọng lợng nhỏ để giảm tải trọng động - Đảm bảo động học bánh xe dẫn hớng toàn xe quay vòng 1.2 Truyền lực Truyền lực mét bé phËn rÊt quan träng cÇu xe, nã có nhiều loại loại có u điểm nhợc điểm riêng nh : - Truyền lực đơn - TruyÒn lùc chÝnh kÐp - TruyÒn lùc chÝnh hai cấp 1.2.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu Truyền lực có công dụng nh sau : - Truyền thay đổi mô men - Thay đổi phơng truyền lực Truyền lực đợc phân loại dựa theo nhiều tiêu nh : a/ Theo đặc điểm cấu tạo truyền : - Truyền động thông thờng (đờng tâm trục chủ động trục bị động cắt nhau) - Truyền động hypôit (đờng tâm trục chủ động trục bị động không cắt nhau) - Truyền động trục vít - Truyền động xích b/Theo số cặp truyền : - Truyền lực đơn - Truyền lực kÐp c/Theo sè lỵng tû sè trun : - Trun lùc chÝnh mét cÊp - TruyÒn lùc chÝnh nhiÒu cÊp Để bảo đảm khả làm việc truyền lực cần đạt yêu cầu: - Đảm bảo tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm hiệu suất cao nhiệt độ số vòng quay thay đổi - Đảm bảo đủ bền, độ cứng vững cao, gối đỡ làm việc không ồn, kích thớc nhỏ gọn 1.2.2 Phân tích kết cấu loại truyền lực Sau ta phân tích kết cấu cụ loại truyền lực chọn phơng án thiết kế cho toán 1.2.2.1 Truyền lực đơn a/truyền lực bánh côn thẳng : §ỵc bè trÝ díi mét gãc 900 nhng cã đợc bố trí dới góc khác 90 * u điểm : Dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ * Nhợc điểm : - Số bánh nhỏ phải lớn Nếu nhỏ xuất hiện tợng cắt chân - Nếu xe có tỷ số truyền lớn kích thớc truyền lớn - Làm việc ồn, hiệu suất thấp, số ăn khớp đồng thời Do nhiều nhợc điểm nên loại đợc sử dụng b/ truyền lực bánh côn xoắn : Gồm bánh chủ động đợc chế tạo liền trục bánh bị động đợc chế tạo rời thành vành Vành sau chế tạo đợc lắp ghép cố định với vỏ vi sai thành khối * u điểm : - Số nhỏ bánh chủ động 6-7 mà đủ bền bảo đảm ăn khớp tèt - Khi bé trun cã tû sè trun lín kích thớc trọng lợng cầu xe nhỏ gọn đảm bảo đợc tính thông qua cao - Làm việc êm dịu có nhiều đồng thời ăn khớp - Có khả truyền lực mô men lớn, khả chống mòn tốt - Gia công đợc máy cắt có suất cao * Nhợc điểm : - Phát sinh lực chiều trục tâm ăn khớp phơng lực thay đổi theo chiều quay bánh - Nếu chiều xoắn chiều quay bánh trùng lực chiều trục hớng từ đáy đến đỉnh bánh nón nên gây tợng kẹt Còn chiều xoắn chiều quay bánh ngợc lực chiều trục đẩy bánh chủ động rời khỏi bánh bị động Loại đợc sử dụng nhiều loại xe, loại xe c/ truyền lực hypôit : Nó có đặc điểm đờng tâm bánh chủ động bánh bị động đợc bố trí lệch khoảng lệch trục e Trục chủ động đợc bố trí dới hay tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật xe * u ®iĨm : - Khi cïng kÝch thíc với truyền bánh côn xoắn truyền hypôit có tỷ số truyền lớn Z cos i0 = Z cos 1 [1.1] Trong ®ã: i0- Tû sè trun cđa bé truyền hypôit Z1,Z2-Số bánh chủ động bị động 1, 2-Góc nghiêng đờng bánh chủ động bị động [độ] - Số bánh chủ động nhỏ 5-6 mà đủ bền ăn khớp tốt - Làm việc ªm dÞu - HiƯu st cao (0,94- 0,96) - Khi chế tạo truyền không đòi hỏi vật liệu thật tốt - Có thể dịch chuyển đợc trục bánh chủ động so với bánh bị động khoảng dịch trục là: e=(0,10,2).d2 - Trục có kết cấu vững, độ bền cao, làm việc êm dịu đờng kính bánh chủ động lớn - áp suất tổng hợp lên bề mặt giảm (25-30)% so với bánh côn xoắn kích thớc * Nhợc điểm : - Có trợt theo chiều dọc chiều ngang mà phải dùng dầu bôi trơn chuyên dùng - Khi lắp ráp truyền đòi hỏi phải xác, bánh chủ động phải có điểm tựa thật chắn Loại đợc sử dụng nhiều xe, loại xe tải d/ truyền lực trục vít bánh vít : Đợc sử dụng xe có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thớc truyền phải nhỏ gọn Đặc điểm truyền động trục vít bánh vít trục vít đặt đặt dới * u điểm : - Làm việc êm số ít, kích thớc nhỏ, tỷ số truyền lớn - Có thể đặt vi sai cầu xe nên cầu xe có kết cấu đối xứng, dễ tháo lắp - Đối với xe cầu chủ động truyền có khả truyền mô men quay lên cầu chủ động thông qua trục - Khi đặt trục vít xuống dới hạ thấp trọng tâm - áp suất riêng chỗ tiếp xúc truyền nhỏ * Nhợc điểm : - Hiệu suất thấp ma sát lớn, có tợng tự h·m, lùc chiỊu trơc lín - Khi trơc vÝt díi bánh vít khoảng sáng gầm xe giảm nhng làm tăng góc lệch trục đăng.Trục vít tăng khoảng sang gầm xe nhng khó khăn bôi trơn truyền - Chế tạo trục vít bánh vít phức tạp, bánh vít thờng chế tạo kim loại màu (thờng đồng) 1.2.2.2 Truyền lực kép H-1.1 Trun lùc chÝnh kÐp Trun lùc chÝnh kÐp lµ bé truyền sử dụng cặp truyền ăn khớp, so với truyền lực đơn truyền lực kép có tỷ số truyền lớn mà đảm bảo khoảng sáng gầm xe tốt Truyền lực kép đợc sử dụng nhiều xe cầu, cầu xe có tải trọng lớn a/Truyền lực kép trung tâm : Cặp bánh côn xoắn cặp bánh trụ đợc bố trí thành cụm Khi hai cặp bánh ăn khớp đặt vỏ cầu vi sai đặt sau cặp bánh thứ hai Phơng án trục bánh côn trục bánh trụ nằm mặt phẳng vuông góc với b/Truyền lùc chÝnh kÐp bè trÝ t¸ch cơm : Thêng b¸nh côn vi sai trung tâm bánh trụ đặt sờn xe hình thành hộp giảm tốc bánh xe (truyền lực cạnh).Truyền lực cạnh cặp bánh trụ ăn khớp trong, ăn khớp truyền hành tinh 1.2.2.3 Truyền lực hai cấp Sử dụng ô tô cần thiết phải mở rộng khoảng tỷ số truyền hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kÕt cÊu c¸c cơm cđa nã Sè trun thÊp cđa trun lùc chÝnh sư dơng xe chun ®éng điều kiện đờng khó khăn (đờng xấu, đờng đồi núi) để khắc phục lực cản chuyển động lớn Sử dụng số truyền cao điều kiện đờng tốt xe chở non tải cho phép nâng cao tính kinh tế nhiên liệu, vận tốc trung bình ô tô giảm mô men xoắn dẫn động đến bánh xe chủ động Từ phân tích kết cấu xem xét u nhợc điểm loại truyền lực trên, áp dụng cho toán thiết kế chọn truyền lực đơn kiểu bánh côn xoắn thờng Vật liệu chế tạo bánh truyền lực thép hợp kim chất lợng cao nh : 152, 20,Bánh đợc xêmăngtit với độ sâu 1,2-1,5 mm dầu 1.3 Vi sai Vi sai phận quan trọng cầu xe, gồm nhiều loại khác nh : - Vi sai bánh côn đối xứng - Vi sai tăng ma sát - Vi sai loại cam - Vi sai kiểu trục vít 1.3.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu Vi sai có công dụng nh sau : Đảm bảo cho bánh xe chủ động quay đợc với tốc độ góc khác nhau, đồng thời dùng để phân chia mô men xoắn cho bánh xe cầu xe chủ động cho cầu xe chủ động xe Vi sai đợc phân loại dựa theo nhiều tiêu nh : a/ Theo công dụng : - Vi sai bánh xe - Vi sai cầu xe - Vi sai truyền lực cạnh b/ Theo đặc điểm phân bố mô men : - Vi sai đối xứng - Vi sai không đối xứng c/ Theo đặc điểm kết cấu vi sai : - Vi sai bánh - Vi sai trơc vÝt-b¸nh vÝt - Vi sai cam d/ Theo phơng pháp khoá vi sai : - Vi sai gài cỡng - Vi sai gài tự động e/ Theo hƯ sè kho¸ vi sai : M ms kб = M [1.2] Trong đó: Mms-Mô men ma sát [Nm] M0 Mô men vỏ vi sai [Nm] - Vi sai ma s¸t bÐ kб< 0,2 - Vi sai ma s¸t cao kб= 0,2- 0,7 - Vi sai khoá hoàn toàn k > 0,7 Để bảo đảm khả làm vi sai cần đạt yêu cầu: - Phân phối mô men cho bánh xe cách hợp lý - Bảo đảm cho bánh xe quay víi c¸c vËn tèc gãc kh¸c Khi quay vòng hệ số cản cầu khác hệ số bám khác - Hiệu suất làm việc cao, độ tin cậy làm việc tốt, kích thớc trọng lợng nhỏ 1.3.2 Phân tích kết cấu loại vi sai Sau ta phân tích kết cấu loại vi sai đa phơng án thiết kế cho toán 1.3.2.1 Vi sai bánh côn đối xứng Vi sai đối xứng thuộc loại vi sai có ma sát bé Về mặt kết cấu xe có tải trọng lớn xe có tải träng bÐ vi sai nh chØ kh¸c ë sè bánh vi sai, kết cấu vỏ vi sai bánh bán trục Số bánh hành tinh phụ thuộc vào mô men xoắn đặt vỏ vi sai bánh hành tinh với vỏ vi sai tháo rời đợc liền Tổng số bánh bán trục chọn bội số số số bánh hành tinh Mặt tháo rời thờng qua trục bánh hành tinh, hộp đợc lắp đồng tâm nhờ gờ Mặt bích vỏ vi sai dùng lắp ghép bánh bị động truyền lực trung ơng Giữa mặt tỳ bánh hành tinh mặt cầu thờng có đĩa đồng để giảm ma sát để dễ đặt bánh vi sai H·m vi sai cã thĨ b»ng ly hỵp cã vấu, ly hợp ly hợp chốt.Dẫn động hÃm vi sai khí , điện khí, thuỷ lực Dẫn động hÃm vi sai loại khí có cần gạt bố trí dầm cầu chủ động đặt cạnh ngời lái, loại có nhợc điểm ngời lái sử dụng ô tô đà bị trợt quay khả tự di động * u điểm : - Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành hạ - Việc phân phối mô men xoắn cho bánh xe chủ động thích hợp với trờng hợp xe chạy đờng tốt điều kiện chuyển động hai bánh xe nh - Giảm tải trọng động cho dẫn động bánh xe, giảm mòn lốp, giảm suất tiêu hao nhiên liệu điều khiển dễ dàng * Nhợc điểm : Ma sát vi sai bé nên giảm khả thông qua xe bánh xe nằm đờng lầy Loại đợc sử dụng phổ biến loaị xe du lịch xe tải trọng nhỏ 1.3.2.2 Vi sai tăng ma sát Loại ngày đợc sử dụng nhiều Tăng ma sát loại vi sai hình nón cách thiết kế thêm vào kết cấu ly hợp ma sát đĩa đặt hai bán trục hộp vi sai Vi sai tăng ma sát đợc ứng dụng khả rộng rÃi, vi sai tăng ma sát hai ly hợp ma sát Trong loại vi sai trục chữ thập đợc thay hai trục cắt theo góc vuông Hai trục có khả dịch chuyển với theo hai chiều trục lẫn chiều góc nghiêng, nhờ mặt nghiêng tơng ứng đầu trục Ngoài vi sai cốc trung gian nằm then hoa bán trục giống nh bánh bán trục Khi bánh hành tinh không quay lực truyền đến bán trục, nh trờng hợp vi sai có ma sát bé Khi bánh hành tinh quay mặt nghiêng trục bị dịch chuyển nh để lực ly hợp ma sát truyền qua cốc trung gian tăng lên bán trục quay nhanh Trị số mô men hÃm số mà tỉ lệ với mô men truyền lên bánh xe 1.3.2.3 Vi sai loại cam Có nhiều loại khác loại cam đặt hớng kính loại cam đặt hớng trục Đây loại vi sai có ma sát cao Vi sai cam mà chạy đặt theo hớng kính nằm vành có dạng cam bán trục Các chạy đợc đặt vào vòng ngăn cách giữa, vòng gắn với vỏ vi sai phần tử chủ 10 động Vòng ngăn cách tác dụng vào chạy lực P ép chạy vào vành cam víi mét lùc P1' vµ vµo vµnh cam víi lực P2' P1' P2' tác dụng thẳng góc với mặt bên vành cam Khi hai bánh xe chủ động chịu lực cản nh vận tốc góc vòng vành cam Nếu bánh xe chủ động có khuynh hớng tăng vận tốc góc, chi tiết vi sai bắt đầu có dịch chuyển tơng đổi với nên mặt bên vành cam ph¸t sinh lùc ma s¸t híng vỊ c¸c phÝa khác vành cam quay nhanh vành cam quay chậm Số mặt lồi lõm vành cam bán trục phải khác Vì chóng b»ng th× hép cđa vi sai quay tới vị trí đó, chạy dịch chuyển theo chiều hớng kính lực không truyền đến vành hình cam Đối với loại vi sai cam đặt hớng trục, chạy đợc đặt vòng ngăn, vòng ngăn gắn liền với vỏ vi sai Số mặt lồi lõm vành cam sinh mô men mạch động vi sai làm việc nên vi sai chống mòn Trong loại vi sai hai dÃy mô men mạch động đợc khắc phục loại ngời ta làm số mặt cam lồi lõm hai vành cam nh Loại vi sai cam hai dÃy với chạy bố trí theo hớng kính dÃy chạy tác dụng tơng ứng với dÃy mặt cam Cho nên dÃy mặt cam dịch chuyển tơng dÃy mặt cam ngoài, lúc mặt dÃy cam nằm vị trí đối xứng Nếu dÃy cam chạy nằm vị trí không truyền đợc mô men dÃy thứ hai truyền mô men Loại vi sai cam hai d·y cã ch¹y bè trÝ theo hớng trục, cam làm với hình dạng mặt bên khác nhau, thờng dạng đờng xoắn ốc Acsimet Sự dịch chuyển theo hớng kính điểm dạng mặt bên tỷ lệ với góc quay cam Loại vi sai cam đợc sư dơng phỉ biÕn víi xe cã t¶i träng lín 1.3.2.4 Vi sai kiểu trục vít Đây loại vi sai có ma sát cao, sử dụng làm vi sai bánh xe Trong vỏ vi sai gồm ba phần: bánh bán trục ăn khớp với bánh hành tinh Các bánh hành tinh gắn với nhờ bánh vít hành tinh phụ quay quanh trục gắn hộp 11 Vi sai loại trục vít làm việc êm dịu lâu mòn Về kết cấu phức tạp đắt loại vi sai cam Loại vi sai thờng áp dụng cho loại xe tải trọng lớn Qua phân tích kết cấu loại vi sai áp dụng vào điều kiện cụ thể đề tài Thiết kế cầu xe cho xe huy UAZ-31512 ta chọn loại vi sai bánh côn đối xứng 1.4 Bán trục Bán trục phận dùng để truyền lực tới bánh xe, có nhiều loại khác tuỳ theo cách phân loại 1.4.1 Công dụng, phân loại,yêu cầu Bán trục có công dụng : - Truyền mô men xoắn từ truyền lực đến bánh xe chủ động - Chịu phần tải trọng từ mặt đờng truyền lên qua bánh xe Bán trục đợc phân loại theo tiêu sau : a/ Theo kÕt cÊu cđa cÇu : - CÇu liỊn - Cầu rời b/ Theo mức độ chịu lực hớng kính lực chiều trục : - Loại bán trục không giảm tải - Loại bán trục giảm tải nửa - Loại bán trục giảm tải ba phần t - Loại bán trục giảm tải hoàn toàn Để bảo đảm khả làm bán cần đạt yêu cầu: a/ Dù hệ thống treo nằm vị trí truyền động đến bánh xe chủ động phải đảm bảo truyền hết mô men xoắn đến bánh xe chủ động b/ Khi truyền mô men quay vận tốc góc bánh xe chủ động nh bánh xe dẫn hớng không thay đổi 1.4.2 Phân tích kết cấu loại bán trục Để chọn đợc phơng án thiết kế hợp lý, sau phân tích kết cấu số loại bán trục 1.4.2.1 Loại bán trục không giảm tải Khi ổ bi ổ bi đặt trực tiếp bán trục, trờng hợp bán trục chịu toàn lực Mô men uốn gây nên lực vòng từ bánh chậu chuyển đầu bán trục, mô men xoắn Mx, phản lực thẳng đứng từ b¸nh xe Zbx, lùc kÐo Xk, lùc phanh Xp, lùc cản trợt ngang Y xuất ô tô đờng nghiêng hay quay vòng, nghĩa tất ngoại lực từ phía đờng lực vòng bánh chậu 12 Loại bán trục không giảm tải ô tô không dùng H-1.2 Bán trục không giảm tải 1.4.2.2 Loại bán trục giảm tải nửa Khi ổ bi đặt vỏ vi sai ổ bi đặt bán trục, bán trục chịu lực mô men sau: Từ phía mặt đờng: có lực phản lùc Zbx, Xk, Xp, Y VỊ m« men cã Mk, Mp, Mz, My VỊ phÝa vi sai cã ph¶n lùc R, Y mô men M k hay Mp Loại bán trục giảm tải nửa đợc dùng máy kéo số xe du lịch nh : Mockơvic, Zil-110 H-1.3 Bán trục giảm tải nửa 1.4.2.3 Loại bán trục giảm tải ba phần t Loại ổ bi đựoc đặt vỏ vi sai ổ bi đặt dầm cầu lồng vào moayơ bánh xe Bố trí nh bán trục chịu tác dụng mô men xoắn Mk hay mô men phanh Mp phản lực tác dụng ngang đất Y 13 có dấu (+) ta chọn chiều quay bánh chủ động quay phải chiều xoắn xoắn trái xác định lực hớng kính R lấy dấu (-) Thay số vào tính cho bánh chủ động (vì chịu tải nặng hơn) ta có : Q = 27611,56 [N] - Lùc híng kÝnh x¸c định theo công thức sau : R P tg cos i sin sin i cos [2.11] Thay sè vµo ta cã : R = 9138,57 [N] 2.2.1.4 TÝnh to¸n kiĨm tra bền bánh truyền lực - Kiểm tra bánh theo ứng suất uốn : u P u 0,85.b.mn y [2.12] Trong ®ã : y- Hệ số dạng đợc xác định theo số tơng đơng Ztđ Z td Z1 15,31 [răng] cos cos Ta chọn Ztđ = 15 suy y = 0,406 u -øng suÊt uèn cho phÐp, u =700 – 900 Mpa Thay sè vµo ta cã : u 400,23.10 [N/m2] = 400,23 Mpa VËy ta thÊy b¸nh bảo đảm bền theo ứng suất uốn - Kiểm tra bánh theo ứng suất tiếp xúc : tx 0,418 P.E b cos sin 1 r1td r2td tx [2.13] Trong : E-Mô đun đàn hồi vật liệu bánh E = 2,15.105 MPa ritd -Bán kính tơng đơng i=1;2 ritd ritb cos i cos i [2.14] ritb -Bán kính trung bình bánh côn rtb Lm sin 25,36 [mm] Ta cã : r1td 39,39 [mm] r2td 182,19 [mm] Thay sè vµo ta cã : tx 1766,97 [MPa] tx 1500 2500 [MPa] Vậy bánh bảo đảm bền theo ứng suất tiếp xúc 21 2.2.1.5 Tính toán trục chọn ổ đỡ - Tính toán trơc ta tiÕn hµnh tÝnh bỊn n vµ bỊn mái Do trục ngắn đợc đỡ khả chắn nên trục bảo đảm độ bền làm viƯc tèt - Chän ỉ ®ì : Do sư dơng truyền lực đơn nên ta chọn trục bánh chđ ®éng bè trÝ theo kiĨu bè trÝ ỉ ®ì hai phía Dựa vào kiểu bố trí trục bánh tra bảng sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí chọn nh sau : + ổ đỡ trụ ngắn kiểu : 42202 TCVN1502 - 74 + ỉ c«n kiĨu : 7306 – GOST 333 71 (TCVN1509-74) - ổ sau đợc chọn ta phân tích điều kiện làm việc tính to¸n kiĨm bỊn cho ỉ TÝnh to¸n kiĨm bỊn cho ổ chủ yếu theo thuyết bền tính bền mỏi Bố trí ổ bánh chủ động cần đợc phân tích kỉ lực tác dụng cho điểm đặt lực không tập trung vị trí 22 H-2.2 Bố trí ổ đỡ bánh chủ động 2.2.2 Tính toán vi sai Trong mục ta chọn sơ đồ động học cho vi sai, xác định kích thớc vi sai cuối ta tính to¸n bỊn cho c¸c chi tiÕt cđa bé trun vi sai 2.2.2.1 Chọn sơ đồ động học Căn vào nhiệm vụ đề tài nên chọn thiết kế vi sai bánh côn đối xứng có sơ ®å ®éng häc nh sau : H-2.3 S¬ ®å ®éng học vi sai côn đối xứng - Mô men truyền ®Õn c¸c b¸n trơc theo mèi quan hƯ sau : M 0,5. M M m [2.15] M 0,5. M M m [2.16] M0 = M = G max rk [2.17] Trong : M0- Mô men xoắn vỏ vi sai [Nm] M0 = 4082,4 [Nm] Mm- M« men ma sát cấu vi sai, xuất vận tốc quay bán trục khác [Nm] - Xác định mô đun pháp tuyến bánh vi sai : Mô đun pháp tuyến bánh vi sai xác định sơ theo c«ng thøc sau : mn 3.1 k .M .z.q.Le 3 Y Trong ®ã : 23 [2.18] k -HƯ sè khoá vi sai (chọn theo kết cấu loại vi sai), vi sai bánh côn thờng lấy k = 0,05 0,20 (chọn k =0,1) z Số bánh bán trục (z=16) q Số lợng bánh hành tinh (q=4) Le- Chiều dài đờng sinh (chän s¬ bé 40 mm) - HƯ sè kÝch thíc : Le b Le 0,3.Le Le Le [2.19] Y- Hệ số dạng (Y=0,255) - øng suÊt uèn cho phÐp ( =550 MPa = 55.107 N/m2) Thay sè vµo ta cã : mn = 4,265.10-3 [m] = 4,265 [mm] Chän m« đun pháp tuyến bánh vi sai : m n = 4,75 [mm] 2.2.2.2 Xác định kích thớc bánh vi sai : - Số bánh hành tinh : ZH = 10 - Số bán trục : ZM = 16 35 - Góc nghiêng : ZH ZM 32 90 58 - Nöa gãc côn chia : arctg [2.20] - Xác định xác chiều dài côn : Le 0,5.mn Z 12 Z 22 [2.21] - Chiều dài côn trung b×nh : L Le 0,5.b = 38, 09 [mm] - Mô đun pháp tuyến trung bình : mntb mn cos = 3,89 mm ta chän mntb = [mm] - Đờng kính vòng chia : d e1 mn Z H = 47,5 [mm] d e mn Z M = 76 [mm] - ChiÒu cao đầu : ha1 ha* x n1 .mntb = 5,62 [mm] ha* x n .mntb = 2,38 [mm] - ChiỊu cao ch©n r»ng : h f ha* c * x n1 .mntb = 3,38 [mm] h f ha* c * x n .mntb = 6,62 [mm] 24 Trong theo tiêu chuẩn : ha=1 c*=0,25 - Góc chân : hf1 = 5,070 f arctg L hf = 9,860 f arctg L - Góc đầu : a1 f a f Ta có bảng thông số truyền vi sai nh sau : Thông số Bánh Vi sai ZH=10 Số Đờng kính chia de1= Chiều dài đờng sinh trung bình Chiều rộng vành Mô đun pháp tuyến trung bình Nửa góc côn chia 47,5mm L= 38 mm b=13,44 mm mntb= mm B¸n trơc ZM=16 de2= 76mm 32 58 hf1=3,38m m hf2=6,62m m ha1=5,62m m ha2=2,38m m Gãc chân f 5,07 f 9,86 Góc đầu a1 9,86 a 5,07 Chiều cao chân Chiều cao đầu trung bình Góc nghiêng 35 Góc ¨n khíp 19 2.2.2.3 TÝnh to¸n bỊn c¸c chi tiÕt cđa bé vi sai : - ChÕ ®é tính toán nh truyền lực : Mô men tính toán tác dụng lên bánh bán trục đợc xác định theo điều kiện bám : 25 M tt = 0,5.G max rk = 2041,2 [Nm] - Lực vòng xác định theo công thức : P M tt rtb [2.22] Trong ®ã : rtb= L.sin = 20,18 [mm] Ta cã : P = 10114,9 [N] - Kiểm tra bền bánh theo ứng suất uốn : u P u 0,85.b.mn y [2.23] Trong : y- Hệ số dạng xác định theo số tơng đơng Ztđ Z td ZH 21,45 [răng] cos cos Ta chän Zt® = 22 suy y = 0,373 u -øng suÊt uèn cho phÐp, u =600 – 900 Mpa Thay sè vµo ta cã : u = 593,44.106 [N/m2] = 593,44 Mpa VËy ta thấy bánh bảo đảm bền theo ứng suất uốn - Kiểm tra bánh theo ứng suất tiếp xóc : tx 0,418 P.E b cos sin 1 r1td r2td tx [2.24] Trong ®ã : E-Mô đun đàn hồi vật liệu bánh E = 2,15.105 MPa ritd -Bán kính tơng đơng i=1;2 ritd ritb cos i cos i ritb -Bán kính trung bình bánh c«n rtb L sin 20,18 [mm] Ta cã : r1td 35,48 [mm] r2td 56,75 [mm] Thay sè vµo ta cã : tx 1683,95 [MPa] tx 1500 2000 [MPa] VËy bánh bảo đảm bền theo ứng suất tiếp xúc - Chốt bánh hành tinh đợc kiểm tra theo ứng suất chèn dập ứng suất cắt : + øng suÊt chÌn dËp : d M tt 50 60 MPa r1 d1 b.q [2.25] Thay sè vµo ta cã : d = 63,27.106 [N/m2] = 63,27 (MPa) Trong ®ã : r1 = 40 [mm] 26 d1 = 15 [mm] + øng suÊt c¾t : 4.M tt 60 100 MPa r1 d12 q [2.26] Thay sè vµo ta cã : = 72,23.106 [N/m2] = 72,23 [MPa] 2.2.3 TÝnh toán bán trục Trong mục ta xác định chế độ tính toán sau ta tính toán kiĨm bỊn cho c¸c chi tiÕt cđa b¸n trơc 2.2.3.1 Xác định chế độ tính toán a/ Lực kéo đạt giá trị cực đại : - Xác định mô men tính toán : Đối với xe tất cầu chủ động chọn mô men tính toán theo ®iỊu kiƯn b¸m : M tt M t Thay sè vµo ta cã : G 2 max rk [2.27] M tt = 2041,2 [Nm] H-2.4 S¬ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn - Xác định phản lực pháp tuyến đờng : Rk Gi i [2.28] Trong : Gi Tải trọng thẳng đứng phân bố cầu thứ i xe đứng yên i - Hệ số thay đổi trọng lợng phân bố cầu phụ thuộc vào điều kiện chuyển động Khi xe tăng tốc đờng 0,65 0,70 ; 1,20 1,35 1 0 ; 1,5 Khi xe tăng tốc lên dốc - Xác định lực kéo tiếp tuyến : 27 Đối với xe nhiều cầu chủ động Pkmax đợc tính theo ®iỊu kiƯn b¸m Pk max P G i [2.29] max chế độ lực kéo đạt giá trị cực đại coi : Y k= ; Pp= Ta cã : Pkmax= 5400 [N] b/ Lùc phanh đạt giá trị cực đại : - Xác định phản lực pháp tuyến : Rk Gi pi [2.30] Trong ®ã : pi - HƯ sè thay đổi trọng lợng phân bố lên cầu phanh Khi phanh xe đờng : p1 1,5 ; p 0,7 Khi phanh xe xuèng dèc : p1 1,5 ; p 0,5 Thay sè vµo ta cã : Rk = 10125 [N] - Xác định lực phanh : Pp max Rk max Gi pi max [2.31] Thay sè vµo ta cã : Ppmax = 8100 [N] ë chế độ coi Pk = ; Yk = c/ Lực ngang đạt giá trị cực đại : - Xác định phản lực pháp tuyến : Rk Gi ' 2. max hg 1 B [2.32] Trong ®ã : ' ' max - HƯ sè b¸m ngang cđa lèp víi ®êng, chän max =1 hg – ChiỊu cao träng t©m xe [320 mm] B – ChiỊu réng vÕt b¸nh xe [215 mm] DÊu (+) cho b¸nh xe phía ; dấu (-) cho bánh xe phía Ta có : Rk = 26843 [N] - Xác định ph¶n lùc ngang : ' Yk max Rk max Gi ' 2. max hg 1 B Thay sè vµo ta cã : Ykmax = 26843 [N] chế độ coi Pk = ; Pp = 28 ' . max [2.33] d/ Lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại : - Xác định phản lực pháp tun cđa ®êng : Rk max Gi k d [2.34] Trong : kd Hệ số tải träng ®éng [1,5-1,75], chän kd = 1,70 Ta cã : Rkmax = 11475 [N] chế độ coi P k = ; Pp = ; Yk = Các lực xuất trờng hợp gây uốn, xoắn bán trục Ngoài bán trục chịu nén cắt, nhng ứng suất nhỏ nên bỏ qua 2.2.3.2 Tính bền bán trục - Loại bán trục giảm tải hoàn toàn chịu xoắn, ứng suất tác dụng lên bán trục xác định theo công thức sau : Pk max rk Wx [2.35] Trong : Wx Mô men chống xo¾n cđa tiÕt diƯn W x G.J p d = 5,3.10-6 [m3] 16 Jp - M« men quán tính tiết diện xoắn [m4] Jp d = 7,95.10-8 [m4] 32 d - ®êng kÝnh b¸n trơc [30 mm] rk = 0,378 [m] Thay vµo ta cã : = 385,133.106 [N/m2] = 385,133 [MPa] 500 650( MPa) VËy b¸n trục bảo đảm chịu xoắn - Ngoài ứng suất uốn xoắn, bán trục đợc kiểm tra theo góc xoắn cực đại max (tính theo độ) max M tt l 180 G.J x [2.36] Trong : Mtt Mô men tính toán tác dụng lên bán trục [2041,2 Nm] l Chiều dài bán trục [0,485 m] G Mô đun đàn hồi loại hai [G=8.1010 N/m2] Jx Mô men quán tính tiết diện xoắn [m4] Jx d = 7,95.10-8 [m4] 32 Thay sè vµo ta cã : max = 8,920 29 Gãc xo¾n cho phép đạt tới 90 150 1m chiều dài Vậy bán trục xoắn giới hạn cho phép 2.2.4 Tính toán dầm cầu Tính bền dầm cầu chủ động không dẫn hớng Dầm chịu uốn xoắn tác dụng ngoại lực, tính toán coi trọng lợng phần treo phân bố sang hai bên bánh xe Dầm cầu đợc tính toán theo chế độ sau : - Chế độ lực kéo cực đại - Chế độ lực phanh cực ®¹i - ChÕ ®é lùc ngang cùc ®¹i - Chế độ lực thẳng đứng cực đại Ta tính toán bền chế độ tính toán 2.2.4.1 Chế độ lực kéo cực đại : Mô men tính toán đợc xác theo công thức nh bán trục - Dầm cầu chịu uốn mặt phẳng thẳng đứng : Md Gi i l [2.37] - Dầm cầu chịu uốn mặt phẳng nằm ngang : M n Pk max l [2.38] - Dầm cầu chịu xoắn : [2.39] - Mặt cắt nguy hiểm dầm cầu vị trí đặt nhíp với mô men tổng hợp : M M d2 M n2 M x2 [2.40] Các lực tác dụng lên dầm cầu đợc thể qua biểu đồ mô men sau : M x Pk max rk 30 H-2.5 Lực tác dụng lên dầm cầu chủ động lực kéo cực đại Thay số vào tính toán cuối ta có : Md = 4910,62 [Nm] Mn = 2619 [Nm] Mx = 2041,2 [Nm] M =5927,88 [Nm] - øng st cđa dÇm cầu mặt cắt nguy hiểm : M M d2 M n2 M x2 Wu Wu [2.41] Trong : Wu Mô men chống uốn mặt cắt I I [m3] Wu d D 1 vµ D 32 [2.42] D = 50 [mm] ; d = 30 [mm] Ta cã : Wu = 10676.10-9 [m3] VËy øng suÊt nguy hiÓm : M = 292,68.106 [N/m2] = Wu 292,68 [MPa] - øng suÊt cho phép dầm cầu : Dầm cầu chế tạo tõ gang rÌn : 300MPa ; 20MPa 500MPa ; 400MPa DÇm cÇu thép : 2.2.4.2 Chế độ lực phanh cực đại : - Dầm cầu chịu uốn mặt phẳng thẳng đứng : Md Gi i l - DÇm cÇu chịu uốn mặt phẳng nằm ngang : M n Pk max l - Dầm cầu chịu xoắn (đoạn dầm bị xoắn tính từ vị trí đặt mâm phanh đền tâm diện tích bắt nhíp) : M x Pk max rk ứng suất đợc xác định tơng tự nh trờng hợp lực kéo cực đại Các lực tác dụng lên dầm cầu đợc thể qua biểu đồ mô men sau : 31 H-2.6 Lực tác dụng lên dầm cầu chủ động lực phanh cực đại - Mặt cắt nguy hiểm dầm cầu vị trí đặt nhíp với mô men tổng hợp : M M d2 M n2 M x2 - ứng suất dầm cầu mặt cắt nguy hiÓm : M M d2 M n2 M x2 Wu Wu 2.2.4.3 ChÕ độ lực ngang cực đại : - Phản lực pháp tun cđa ®êng : G Rk i ' 2. max hg 1 B [2.43] Dấu (+) bánh xe dấu (-) bánh xe ' Khi tÝnh to¸n ta lÊy max = Ta cã : R k = 26843 [N] - Ph¶n lùc ngang cđa ®êng : Yk max G i ' 2. max hg 1 B ' . max [2.44] Ta có : Ykmax = 26843 [N] Trên biểu đồ dới biểu thị mô men Mđ , Mđ Rk, Ykmax gây nên mô men tổng hợp M Từ biểu đồ mô men thấy mặt cắt nguy hiểm mặt cắt I I (vị trí lắp bánh xe) mặt cắt II II (vị trí lắp nhíp) - Mô men tổng hợp mặt c¾t I – I : 32 G M i ' 2. max hg 1 B ' . max rk [2.45] Thay sè ta cã : M = 10146,66 [Nm] - Mô men tổng hợp mặt cắt II II G M i ' 2. max hg 1 B ' l max rk [2.46] Thay sè ta cã : M = 11515 [Nm] Mô men mang dấu âm - Vậy ứng suất mặt cắt nguy hiểm mặt cắt II II : M = 382,45 [MPa] Wu Đảm bảo ®đ bỊn v× : 300 500MPa Các lực tác dụng lên dầm cầu đợc thể qua biểu đồ mô men sau : H-2.7 Lực tác dụng lên dầm cầu chủ động lực ngang cực đại 2.2.4.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại : 33 - Phản lực thẳng đứng đờng : Rk max Gi k d [2.47] Trong ®ã : kd Hệ số tải trọng động [1,5-1,75], chọn kd = 1,70 Ta cã : R kmax = 11475 [N] - Mô men uốn mặt phẳng thẳng đứng : Md Gi k d l (l=0,485 m) [2.48] Thay sè ta cã : Md = 5565,37 [Nm] - ứng suất mặt cắt nguy hiểm : Gi k d l 2.Wu [2.49] 371,49 [MPa] Thay số vào ta có : Đảm bảo đủ bỊn v× : 300 500MPa Nh chi tiết cầu xe đà tính toán chọn thoả mÃn yêu cầu toán thiết kế Dới mặt cắt dọc cầu xe chủ động không dẫn hớng xe huy có công thức bánh xe 4x4 mà đề tài thực : 34 H-2.8 Mặt cắt dọc cầu xe sau thiÕt kÕ 35 ... 8-Moayơ bánh xe 9-Đĩa bánh xe 10-Lốp xe Chơng Ii tính toán thiết kế cầu xe 2.1 Các số liệu ban đầu 17 Để làm sở cho tính toán thiết kế theo đề tài sau đa thông số tham khảo xe UAZ- 31512 : ST T... tích kết cấu u nhợc điểm chi tiết cầu xe, áp dụng cho trờng hợp đề tài thiết kế cầu xe chủ động cho xe huy có công thức bánh xe 4x4, chọn phơng án thiết kế cầu chủ động nh sau : - Truyền lực... kết cấu phức tạp đắt loại vi sai cam Loại vi sai thờng áp dụng cho loại xe tải trọng lớn Qua phân tích kết cấu loại vi sai áp dụng vào điều kiện cụ thể đề tài Thiết kế cầu xe cho xe chØ huy UAZ- 31512? ??