thiết kế và tính toán cầu chủ động loại đơn trên xe du lịch

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Lời nói đầu Trong giai đoạn hiện nay nghành giao thông vận tải là một lĩnh vực hết sức quan trọng trong nền kinh tế và cuộc sống của chúng ta. Nó không những thúc đẩy sự phát triển mạnh mẽ các nghành khác phát triển mà nó còn là phơng tiện chính để liên kết các vùng miền trên thế giới và trong nớc lại với nhau. Trong thời gian học tập tại trờng em đợc các thầy các cô trực tiếp hớng dẫn tìm hiểu về cấu tạo, những sự cải tiến không ngừng cũng nh các h hỏng của ôtô thờng gặp phải. Để có điều kiện hiểu hơn về cấu tạo cũng nh những nguyên lý làm việc thực thế của ôtô. Trong thời gian vừa qua đợc sự chỉ đạo của các thầy cô trong khoa cơ khí động lực và trực tiếp là thầy hớng dẫn. Em đã đợc giao đề tài thiết kế và tính toán cầu chủ động loại đơn trên xe du lịch. Đợc sự hớng dẫn tận tình của thầy .và sự cố gắng của bản thân. Nay đề tài của em đã hoàn thành nhng do những hạn chế nhất định nên không thể tránh đợc thiếu sót. Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này đợc hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô đã giúp em hoàn thành đề tài này. Đại học s phạm kỹ thuật Hng Yên Ngày tháng năm 2011 Sinh viên thực hiện. Đồ án môn học 1 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Nhận xét của giáo viên hớng dẫn Phần I: Mô tả khái quát chung về cầu chủ động 1.1 Cầu chủ động. Đồ án môn học 2 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. 1.1.1. Công dụng. - Đỡ toàn bộ trọng lợng của các bộ phận đặt trên ôtô. - Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động. - Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thờng 90 0 ) đối với trục dọc của bánh xe. 1.1.2. Yêu cu. - Phi có t s truyn ln, kích thc trng lng nh gn m bo khong sáng gm xe, qua ó m bo tính nng thông qua ca xe. - Phi có hiu sut truyn lc ln, l m vi c êm du v có bn lâu. 1.1.3. Phân loi. Theo kt cu v v trí t ca cu ch ng m chia ra: - Cu ch ng trc. - Cu ch ng sau. Theo s lng cp bánh truyn lc chính: - Một cp bánh rng có t s truyn c nh. - Hai cp bánh rng có t s truyn c nh. 1.2. Truyền lực chính. 1.2.1. Những yêu cầu cơ bản và phân loại. Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô. Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối u cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn. - Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn. - Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn. - Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục. Theo số lợng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng). Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng: - TLC bánh răng côn. - TLC dạng hypoit. - TLC bánh răng trụ. - TLC dạng trục vít. 1.3. Vi sai. 1.3.1. Công dụng. Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trờng hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đờng gồ ghề không bằng phẳng. Đồ án môn học 3 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. 1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai. - Phân phối mômen 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. - Hiệu suất truyền động cao. 1.3.3. Phân loại. Theo công dụng chia ra: - Vi sai giữa các bánh xe. - Vi sai giữa các cầu. - Vi sai giữa các truyền lực cạnh. Theo kết cấu chia ra: - Vi sai dạng bánh răng nón. - Vi sai dạng bánh răng trụ. - Vi sai tăng ma sát. Theo đặc tính phân phối mômen xoắn: - Vi sai đối xứng. - Vi sai không đối xứng. 1.4. Bán trục. 1.4.1. Công dụng. Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không đợc giảm tải hoàn toàn còn đợc dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đờng tác dụng lên bánh xe chủ động . 1.4.2. Yêu cầu. - Phải chịu đợc mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài. - Bán trục phải có cân bằng động tốt. - Đối với bán trục cầu dẫn hớng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục. - Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thớc. 1.4.3. Phân loại. Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra: - Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục. - Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục. - Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục. Đồ án môn học 4 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. - Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ 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. 1.4. Vỏ cầu. 1.4.1. Công dụng của vỏ cầu. - Đỡ toàn bộ 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 và 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 đủ cứng vững để chịu đợc trọng lợng của xe. - Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong. - Có kích thớc và khối lợng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe. Phần 2: Thiết kế cầu chủ động trên ôtô Đồ án môn học 5 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. 2.1. Những số liệu ban đầu. 2.1.1. Nhiệm vụ 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 trên xe tải Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu. Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu. 2.1.2. Các thông số cho trớc và thông số tham khảo. a) Thông số cho trớc. Các thông số cho trớc khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm: - Trọng lợng toàn bộ của ôtô, G= 2250 (kg) - Trọng lợng phân bố lên cầu chủ động, G 2 = 1350 (kg) - Mômen cực đại của động cơ, 170 max = e M (Nm) - Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực: + Tỷ số truyền của truyền lực chính, i 0 = 5,225 + Tỷ số truyền của hộp số cơ khí, i 1 = 4,224; i 2 = 2,775; i 3 = 1,65; i 4 = 1,0 - Hệ số bám của đờng, max = 0,75 - Kích thớc lốp (B-d) :7,5 20 - N emax =2000(v/p) 2.1.2. Thiết kế tính toán truyền lực chính. 2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính. a) Chọn tải trọng tính toán. Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1: )(718224,4.170. 1 max NmiMM hett == Nhng giá trị mômen M tt này còn bị hạn chế bởi mômen bám: 0 2max 1max . . ii rG MiM c bx tthe Với: 2 G - trọng lợng phân lên cầu chủ động. r bx bán kính tính toán của bánh xe. i c - tỷ số truyền lực cạnh. i 0 - tỷ số truyền lực chính. max - hệ số bám. )(6,852)(26,85 225,5 44,0.1350.75,0 718 NmkgmM tt == Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là 718 = tt M (Nm) 2.2.1.Chọn các thông số kích thớc cơ bản của bộ truyền lực chính : Chọn môđun mặt mút lớn m s =11(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa 0 L ,m s Đồ án môn học 6 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Với mômen tính toán tt M _ HD TKTT OTO-MAY KEO) - Chọn số răng của truyền lực chính: Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z 1 =7; Z 2 =36 Với: Z 1 - là số răng của bánh răng quả dứa. Z 2 - số răng của bánh răng mặt trời. Chn h s dch chnh rng ( ) v góc n khp ( ). Theo bng (3.2) chn: o 20 51,0 1 = = - Chọn góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng ( ) Theo bảng (3.5) chọn: 0 0 429,36225,5525525 =+=+= i -Chọn )(9,112 02,47cos 7.11 cos . 0 1 1 1 mm Zm d s e === Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngợc với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hớng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng). Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái nh hình 2.1 : b) a) Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động -Tính chiều dài đờng sinh )(202367.11.5,0 5,0 222 2 2 1 mmZZmL se +=+= - Chiều dài răng: )(6,60202.3,0.3,0 mmLb e === Chọn b =60(mm) - Chiều dài đờng sinh trung bình: )(17260.5,0202.5,0 mmbLL em === - Môđun pháp tuyến trung bình: cos)./.( emsn LLmm = )(53,7s36,43).202/172.(11 0 mmcom n == - Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit: ))(44,1821,16(1.718).06,281,1(.).06,281,1( 3 3 2 cmiMd ctte ữ=ữ=ữ= Đồ án môn học 7 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Chọn : )(17 2 cmd e = Trong đó 718 = tt M (Nm) 1 = c i là tỷ số truyền của truyền lực cạnh -Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ : )(125,217.125,0.125,0 2 cmdE e == . Chọn E=2(cm) = 20 (mm) -Chiều rộng bánh răng lớn chọn )(46),(40 12 mmbmmb == - Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ : 0 201 02,4717/2.90225,5.525/.90.525 =++=++ e dEi - Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động: )4,13,1( cos cos 1 2 ữ== K Chọn K=1,3 0 2 0 2 59,27888,002,47cos.3,1cos === Góc côn chia : Góc côn chia bánh nhỏ 0 1 02 1 1 83,10 ) 225,5 1 () 1 ()( = === arctg i arctg Z Z arctg Góc côn chia bánh lớn 000 1 0 2 17,7983,109090 === Đờng kính vòng chia : -Với bánh côn nhỏ )(32,77 02,47cos 7.53,7 cos . 0 1 1 1 mm Zm d n === -Với bánh côn lớn )(9,305 59,27cos 36.53,7 cos . 0 2 2 2 mm Zm d n === Đờng kính vòng chia đáy lớn : -Với bánh nhỏ : )(9,112 02,47cos 7.11 cos . 0 1 1 1 mm Zm d s e === -Với bánh lớn : )(8,446 59,27cos 36.11 cos . 0 2 2 2 mm Zm d s e == 96,3 9,112 8,446 1 2 == e e d d vì có hệ số tăng đờng kính của bánh răng chủ động k d d Z Z i e e . 1 2 1 2 0 == - Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn: )(61,1611).51,01().( * 1 mmmhh saa =+=+= )(39,511).51,01().( * 2 mmmhh saa === - Chiều cao chân răng mặt mút lớn : Đồ án môn học 8 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. )(14,811).51,025,01().( ** 1 mmmchh saf =+=+= )(36,1911).51,025,01().( 2 mmmchh saf =++=++= - Trong đó * a h =1 * c =0,25 =0,51 - Góc chân răng 0 1 1 3,2) 202 14,8 ()( === arctg L h arctg e f f 0 2 2 47,5) 202 36,19 ()( === arctg L h arctg e f f - Góc đỉnh răng : 0 21 47,5 == fa 0 12 3,2 == fa - Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính . - Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính nh hình 2.2 : - P : lực vòng - R : lực hớng tâm - Q : lực dọc trục - Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ : )(2,18572 10. 2 32,77 718 3 1 1 N r M P tb tt === Đồ án môn học 9 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. - Lực vòng tác dụng lên bánh lớn : )(4,24144 02,47cos 59,27cos .2,18572 cos cos 0 0 1 2 12 NPP === - Lực dọc truc : Đồ án môn học Bảng 2.1 .Thông số bộ truyền lực chính Hipôit Bánh răng Thông số Chủ động Bị động Chiều dài đờng sinh )(202 mmL e = )(202 mmL e = Chiều dài đờng sinh trung bình )(172 mmL m = )(172 mmL m = Góc ăn khớp tb 0 20 = tb 0 20 = tb Hệ số dịch chỉnh 51,0 1 = 51,0 1 = Góc nghiêng trung bình đ- ờng xoắn răng 0 1 02,47 = 0 2 59,27 = Số răng Z 1 =7 Z 2 =36 Bề rộng bánh răng )(46 1 mmb = )(40 2 mmb = Độ dịch trục E E = 20(mm) E = 20(mm) Môđun pháp mặt mút lớn m s =11 m s =11 Môđun pháp trung bình )(53,7 mmm n = )(53,7 mmm n = Đờng kính vòng chia mặt mút lớn )(9,112 1 mmd e = )(8,446 2 mmd e = Đờng kính vòng chia trung bình )(32,77 1 mmd = )(9,305 2 mmd = Góc côn chia 0 1 83,10 = 0 2 17,79 = Góc đầu răng 0 1 47,5 = a 0 2 3,2 = a Góc chân răng 0 1 3,2 = f 0 2 47,5 = f Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn )(61,16 1 mmh a = )(39,5 2 mmh a = Chiều cao chân răng mặt đáy lớn )(14,8 1 mmh f = )(36,19 2 mmh f = 10 [...]... án môn học 25 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên Tài liệu tham khảo 1 Hớng dẫn đồ án môn học : Thiết kế và tính toán ô tô - máy kéo tập 1 NXB ĐHQG TPHCM 2005 Tác giả: Nguyễn Hữu Hờng Phạm Xuân Mai Ngô Xuân Ngát 2 Giáo trình Thiết kế và tính toán ô tô - máy kéo NXB ĐHQGHN 1978 Tác giả : Nguyễn Hữu Cẩn Trơng Minh Chấp Dơng Đình Khuyến Trần Khang 3 Thiết kế CTM NXB GD Tác giả: Nguyễn... chữ thập và vỏ vi sai: d 2 = M tt (l2: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai) q.r2 d 1 l 2 Ta chọn l2=20 (mm) Thay các giá trị vào ta có: cd 2 = 2227,5 = 6,96.10 6 ( N m 2 ) 4.0,16.25.10 3.20.10 3 d 2 = 6,96( MN m 2 ) < [ d ] = 50( MN m 2 ) (thoả mãn) Nh vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ vỏ vi sai đợc đảm bảo 2.4 Thiết kế tính toán bán trục 2.4.1.Các chế độ tảI trọng tính toán :... Vậy chọn tải trọng tính toán là R = Hệ số khả năng làm việc (N) 15448,3 C = Q.n 0, 35 h 0 , 3 Trong đó n=50 km/h h=2000(h) C = 15448,3.50 0 ,35.2000 0 ,3 = 594058,5( N ) Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn kí hiệu 7607 2.5 Tính toán dầm cầu với bán trục giảm tải 1/2 : 2.5.1 Chế độ lực kéo cực đại : - Phản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu, với: Mđ= Zbx.l... 0,35.2000 0, 3 = 578,419( KN ) h= Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7611 ổ đờng kính d = 55 mm 2.3 Tính toán vi sai : 2.3.1 Tính toán kích thớc bộ vi sai đối xứng : Chọn số bánh răng hành tinh q = 4 Chọn số răng của bánh răng bán trục : Z = Z b = 22 răng Chọn số răng của bánh răng hành tinh : Z h = 11 răng Tính góc côn chia của cặp bánh răng : Góc côn chia của... 55 mm 2.2.3.2 .Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động : Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn) Đồ án môn học 13 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên C = Q.n 0 , 35 h 0 , 3 Q = Q1 = 15041,6( N ) n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô =50 km/h h là tổng thời gian làm việc của ổ bi h= S Vtb Trong đó Vtb =50 km/h S=100.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe 100000 = 2000... MN / m 2 ) Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn 2.2.3 Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính 2.2.3.1 Tính trục của bộ truyền lực chính : a) Chọn sơ bộ đờng kính trục : - áp dụng : d1 (9 ữ10).3 M e max = (9 ữ10).3 170 = 49,8 ữ 55,39 Chọn d1 = 55(mm) b )Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục : Phân tích kết cấu trục : Đồ án môn học 12 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên Khoảng cách giữa... 5.10 6 40,56.10 3 sin 20 0 cos 20 0 1 1 39,15.10 3 + 156,5.10 3 = 937,3( MN / m 2 ) Vậy thoả mãn 2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai : Sơ đồ tính toán : Đồ án môn học 17 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên Hình 2.4 Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai ứng suất chèn dập dới tác dụng của lực Qc d = 2.4.Qc 4 ữ 10( MN / m... tính toán : Mômen tính toán đợc xác định theo điều kiện bám và kéo : G 1 + k M emax ih1 io tl M tt 2 max rbx 2 2 1350.10 1 + 0,2 170.4,224.5,225.0,93. 0,75.0,44 M tt 2 2 2093,6 M tt 2227,5 Chọn M tt = 2150( N m ) Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau : Z 1 , Z 2 phản lực thẳng đứng tác dụng từ đờng lên bánh xe trái, phải Y1 ,Y2 phản lực ngang của mặt đờng tác dụng lên bánh xe trái, phải Pk... phân bố tải trọng lên cầu sau m 2 , G 2 là lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau m2 k là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi ôtô chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại m2 k = 1 + Đồ án môn học M e max ih1 i0 h 170.4,224.5,225.1 = = 0,275 L.G 2 rbx 2,3.1350.10.0,44 19 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên m2 p Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi phanh : L... Khoảng cách giữa hai gối đỡ : d 55 = = 305 ữ 343,75 0,16 ữ 0,18 0,16 ữ 0,18 L = 305( mm) L= Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục : Từ đờng kính d = 55 mm chọn ổ đũa côn ký hiệu 1311 có dxBxD là 55x29x128 (mm) (theo bảng P2.9 trang 259 _tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001) L1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh