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 Vũ xuân Trờng 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. Nguyễn Xuân Thu Đồ án môn học 1 Khoa c¬ khÝ §éng Lùc –Trêng §¹i häc SPKT – Hng Yªn. NhËn xÐt cña gi¸o viªn híng dÉn ………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… §å ¸n m«n häc 2 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Phần I: Mô tả khái quát chung về cầu chủ động 1.1 Cầu chủ động. 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, làm vic êm du và có bn lâu. 1.1.3. Phân loi. Theo kt cu và v trí t ca cu ch ng mà 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. Đồ án môn học 1 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. 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. 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 đ- ờng 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. Đồ án môn học 2 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. - 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. - 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. Đồ án môn học 3 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Phần 2: Thiết kế cầu chủ động trên ôtô 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. Loại xe tải với công thức bánh xe 4x2 và xe có những thông số kỹ thuật chung sau: stt Thông số Số liệu Đơn vị 1 Trọng lợng toàn bộ ô tô G 3500 Kg 2 Trọng lợng tác dụng lên Cầu trớc G 1 Trọng lợng tác dụng lên Cầu sau G 2 1400 2100 Kg Kg 3 Tỷ số truyền hộp số Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3 Tay số 4 4,445 2,875 1,75 1,00 4 Tỷ số truyền của truyền lực chính 5,425 5 Kích thớc lốp (B-d) 8,25-20 6 Mômen soắn cực đại M e max ở số vòng quay n Max 270 2200 Nm Vg/Ph 7 Hệ số bám của đờng 0,80 2.2. Thiết kế tính toán truyền lực chính. 2.2.1. Xác định 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: )(1200445,4.270. 1 max NmiMM hett == Nhng giá trị mômen M tt này còn bị hạn chế bởi mômen bám: 0 2max . ii rG M c bx tt Với: 2 G : trọng lợng phân lên cầu chủ động. r bx : bán kính tính toán của bánh xe. r bx = )(440,0)(37,4404,25). 2 20 5,8.(950,04,25). 2 .(950,0 mmm d B =+=+ i c : tỷ số truyền lực cạnh. i 0 : tỷ số truyền lực chính. Đồ án môn học 4 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. max : hệ số bám. )(6,1362)(26,136 1.425,5 40,0.2100.80.0 NmkgmM tt == Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là 1200 = tt M (Nm) 2.2.2. Chọn các thông số kích thớc cơ bản của bộ truyền lực chính. Chọn môđun mặt mút lớn: m s =8,80 (Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa 0 L ,m s 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 =38 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 ( ) và góc n khp ( ). Theo bng (3.2) chn: o 20 51,0 1 = = Chọn góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng ( ) 0 0 646,36425,5525525 =+=+= i =36 0 38 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 )(170367.80.8.5,0 5,0 222 2 2 1 mmZZmL se +=+= Chiều dài răng: )(51170.3,0.3,0 mmLb e === Chọn b =50(mm) Chiều dài đờng sinh trung bình: )(14550.5,0170.5,0 mmbLL em === Môđun pháp tuyến trung bình: cos)./.( emsn LLmm = )(022,6s36,646).170/145.(80,8 0 mmcom n == Đồ án môn học 5 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. Chọn m n =6 (mm) Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit: ))(89,2123,19(1.1200).06,281,1(.).06,281,1( 3 3 2 cmiMd ctte ữ=ữ=ữ= Chọn : )(50,20 2 cmd e = Trong đó: 1200 = tt M (Nm) 1 = c i là tỷ số truyền của truyền lực cạnh Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ : )(56,250,20.125,0.125,0 2 cmdE e == . Chọn E =2(cm) = 20 (mm) Chiều rộng bánh răng chọn )(50),(46 12 mmbmmb == Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ : 0 201 23,4550,20/2.90425,5.525/.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 72,239155,023,45cos.3,1cos === Góc côn chia. - Góc côn chia bánh nhỏ : 0 1 02 1 1 44,10 ) 425,5 1 () 1 ()( = === arctg i arctg Z Z arctg - Góc côn chia bánh lớn : 000 1 0 2 56,7944,109090 === Đờng kính vòng chia. -Với bánh côn nhỏ: )(64,59 23,45cos 7.6 cos . 0 1 1 1 mm Zm d n === -Với bánh côn lớn : )(04,290 72,23cos 38.6 cos . 0 2 2 2 mm Zm d n === Đờng kính vòng chia đáy lớn : - Với bánh nhỏ : )(47,87 23,45cos 7.80,8 cos . 0 1 1 1 mm Zm d s e === - Với bánh lớn : )(25,365 72,23cos 38.80,8 cos . 0 2 2 2 mm Zm d s e == Đồ án môn học 6 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên. 1757,4 47,87 25,365 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 : )(29,1380,8).51,01().( * 1 mmmhh saa =+=+= )(31,480,8).51,01().( * 2 mmmhh saa === Chiều cao chân răng mặt mút lớn : )(51,680,8).51,025,01().( ** 1 mmmchh saf =+=+= )(49,1580,8).51,025,01().( 2 mmmchh saf =++=++= Trong đó: * a h =1 * c =0,25 =0,51 Góc chân răng 0 1 1 2,2) 170 51,6 ()( === arctg L h arctg e f f 0 2 2 21,5) 170 49,15 ()( === arctg L h arctg e f f Góc đỉnh răng : 0 21 21,5 == fa 0 12 2,2 == fa 2.2.3. 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 Hình 2.2: Sơ đồ lực tác dụng Lực vòng Đồ án môn học 7 Khoa c¬ khÝ §éng Lùc –Trêng §¹i häc SPKT – Hng Yªn. - t¸c dông lªn b¸nh nhá: )(21818 10.55 1200 3 1 1 N r M P tb tt === − Trong ®ã: r tb1 = r 1 - 1 sin. 2 δ b = 1 1 sin. 22 δ b d − = 44,10sin. 2 51 2 64,59 − =55(mm) - t¸c dông lªn b¸nh lín : )(28363 23,45cos 72,23cos .21818 cos cos 0 0 1 2 12 NPP === β β Lùc däc trôc : - t¸c dông lªn b¸nh nhá: )cos.sinsin ( cos 11 1 1 δβδα β += tg P Q )(17755)44,10cos.646,36sin44,10sin.20.( 646,36cos 21818 0000 0 Ntg =+= )(17755 1 NQ =⇒ - t¸c dông lªn b¸nh lín : )cos.sinsin ( cos 22 1 2 δβδα β += tg P Q )(12675)56,79cos.646,36sin56,79sin.20.( 646,36cos 21818 0000 0 Ntg =+= )(12675 2 NQ =⇒ Lùc híng t©m : )sin.sincos ( cos 1 ii tg P R δβδα β ±= )(14169)56,79sin.646,36sin56,79cos.20.( 646,36cos 21818 )(6793)44,10sin.646,36sin44,10cos.20.( 646,36cos 21818 0 2 1 NtgR NtgR ooo o oooo o −=−= =−= §å ¸n m«n häc 8 [...]... đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai) q.r2 d1 l 2 Ta chọn l2=25 (mm) Thay các giá trị vào ta có: cd 2 = 3696 = 4,05.10 6 ( N m 2 ) 4.0,16.57.10 3.25.10 3 d 2 = 4,05( MN m 2 ) < [ d ] = 50( MN m 2 ) 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 Mômen tính toán đợc xác định theo điều kiện bám và kéo : G 1 +... 2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai Đồ án môn học 15 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên Khi thiết vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc ở bề mặt răng ta còn phải đảm bảo ứng suất chèn và cắt ở các bề mặt bánh răng, trục và vỏ vi sai Đó là cơ sở để chọn các kích thớc còn lại của vi sai Sơ đồ tính toán : Hình 2.4: Sơ đồ tính toán. .. R1' = G2 2 Vậy chọn tải trọng tính toán là R = 17208,8 (N) Hệ số khả năng làm việc C = Q.n 0 , 35 h 0 , 3 Trong đó: n=50 km/h h=2000(h) C = 17208,8.50 0,35.2000 0,3 = 661757( N ) Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn kí hiệu 7608 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... lực tác dụng lên cầu sau : - Z 1 , Z 2 phản lực thẳng đứng tác dụng từ đờng lên bánh xe trái, phải Đồ án môn học 17 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên - Y1 ,Y2 phản lực ngang của mặt đờng tác dụng lên bánh xe trái, phải - Pk lực kéo tiếp tuyến - m2 là hệ số 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... 682762( N ) = 682,762( 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 = 58 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... là 58 mm 2.2.5.2 .Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn) Đồ án môn học 11 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên C = Q.n 0 , 35 h 0 , 3 Q = Q1 = 1755 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... của bánh răng thỏa mãn thoả mãn 2.2.5 Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính 2.2.5.1 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).3 270 = (57,2 ữ 64,6) (mm) => Chọn d1 = 58(mm) Đồ án môn học 10 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên b )Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục: Phân tích kết cấu trục : Khoảng cách giữa hai gối... Chiều cao chân răng đáy lớn Góc đầu răng mm h f = m s (ha + c ) độ a1 = arctg a 2 = arctg 15 Góc chân răng độ f 1 = a 2 ; f 2 hf1 L0 hf 2 L0 = a1 2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai 2.3.2.1 Chọn chế độ tải trọng tính toán : Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục : M tt = 0,5.M emax (1 + k ).i h1 io M tt = 0,5.270.(1 + 0,2).4,445.5,425 =3906,5(N.m) Gía tr M tt b hn ch bi iu kin bám: M tt... =19066,6( N ) Trong đó: Y2 = y Z 2 = 2.5866,6 =11733,2( N ) Z p = Zk =0 Đồ án môn học 18 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên Trờng hợp lực thẳng cực đại : Z max = k d = 1,75 Coi G2 2100.10 k d = 1,75 = 18375( N ) 2 2 là hệ số tải trọng động Z = 0, Pp = 0, Y = 0 2.4.2 Tính bền bán trục giảm tải 1/2 2.4.2.1 Chế độ lực kéo cực đại Chọn vật liệu làm bán trục là thép hợp kim C25Mn có ứng suất... thẳng đứng của dầm cầu, với: Mđ= Zbx.l = G2 m 2 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: Đồ án môn học 20 Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên M = M d2 + M n2 + M x2 Trong đó: l là khoảng cách từ moayơ bánh xe đến điểm đặt nhíp, ta chọn: l = 300 (mm) = 0,3(m) 0.5G2 Mk