bộ công thơng
công ty cổ phần cơ khí cổ loa

Báo cáo khoa học
đề tài nghiên cứu khoa học
và phát triển công nghệ "Nghiên cứu thiết kế và công nghệ chế tạo
cụm cầu sau của xe tải dới 3 tấn
nâng cao năng lực nội địa hoá phụ tùng ô tô
"
M số: 66.08 RD/HĐ-KHCN Đơn vị chủ trì đề tài:
Công ty Cổ phần Cơ khí Cổ Loa - Bộ Công Thơng
Địa chỉ: Thị trấn Đông Anh, Hà Nội

Giám đốc
Lê Trọng Căn
Chủ nhiệm đề tài
TS. Nguyễn Thanh Quang

7071
20/01/2009

Hà nội, 12 - 2008


TS. Nguyễn Thanh Quang
Hà nội, 12 - 2008

1
Mục lục

Trang
Danh sách những ngời thực hiện 2
Mở đầu
3
Chơng 1
Tổng quan thiết kế và công nghệ chế tạo cụm cầu sau, khả năng nội địa
hóa cụm chi tiết cầu sau xe tải nhẹ dới 3 tấn

1.1 Tình hình chế tạo phụ tùng ô tô trong và ngoài nớc 4
1.2 Nghiên cứu đánh giá khả năng nội địa hoá cụm cầu sau
6
Chơng 2 Tính toán và thiết kế cụm cầu sau xe tải 3 tấn
2.1 Nghiên cứu tính toán cụm cầu sau 11
2.2 Nghiên cứu thiết kế 2D cụm cầu sau 32
2.3 Nghiên cứu thiết kế 3D cụm cầu sau
33
Chơng 3 Công nghệ chế tạo một số chi tiết chính trong cụm cầu sau
3.1 Quy trình công nghệ chế tạo một số chi tiết chính 34
3.2 Chế tạo các chi tiết chính 40
3.3 Quy trình lắp ráp cụm cầu sau 41

5 ThS. Giao Tin Nh mỏy ụtụ C Loa
6 KS. inh Mnh Cng Nh mỏy ụtụ C Loa
7 KS. Nguyn Mnh Trng Nh mỏy ụtụ C Loa
8 KS. V Trớ Thc Cụng ty CP C khớ C Loa
9 KS. inh Xuõn Khng Cụng ty CP C khớ C Loa
10 KS. Hong Hi H Cụng ty CP C khớ C Loa

Danh sách các đơn vị tham gia phối hợp thực hiện
STT Tên đơn vị Địa chỉ
1 Nhà máy ô tô Cổ Loa Đông Anh, Hà Nội
2
Công ty TNHHMTV Máy
kéo và máy nông nghiệp
Thị xã Hà Đông, Hà Nội
3
Trờng Đại học Công
nghiệp Hà Nội
Huyện Từ Liêm, Hà Nội 4
Chơng I
Tổng quan thiết kế và công nghệ chế tạo
cụm cầu sau, khả năng nội địa hóa cụm chi tiết cầu sau xe tải
nhẹ dới 3 tấn

1.1 Tình hình công nghiệp chế tạo phụ tùng ôtô trong nớc và ngoài nớc
Việt Nam hiện nay có trên 70 nhà cung cấp phụ tùng ô tô ở mức độ giản
đơn, trong khi ở một số nớc trong khu vực Đông Nam á nh Malaysia có gần
400, Thái Lan có trên 2500 nhà cung cấp. Theo bản quy hoạch đã đợc Thủ
tớng Chính phủ phê duyệt, đến năm 2010, tỷ lệ sản xuất trong nớc đối với hầu
hết các chủng loại sản phẩm ô tô phải đạt trên 50%, phấn đấu xuất khẩu ô tô và
phụ tùng đạt 5-10% tổng sản lợng của ngành.
Có thể thấy rằng, bản thân sản xuất ôtô trong nớc đã đợc bảo hộ trong
nhiều năm trớc nhằm tăng tỷ lệ nội địa hóa, song hầu hết doanh nghiệp mới chỉ
tập trung ở khâu hàn, sơn, lắp ráp. Hiện cũng đã có một số các nhà chế tạo sản
xuất các chi tiết nh dây điện, kính, ghế ngồi, săm lốp, ắc quy, các chi tiết nhựa,
nhíp, thùng và cabin xe tải nhẹ. Tuy nhiên trong số hơn 70 doanh nghiệp tham
gia sản xuất, lắp ráp, sửa chữa và chế tạo phụ tùng ôtô, cha có nhà máy nào đầu
t hoàn chỉnh vào chế tạo các bộ phận quan trọng nh động cơ, hộp số và hệ
thống truyền động. Các doanh nghiệp đầu t quy mô sản xuất nhỏ, sản phẩm chủ
yếu là các linh kiện giản đơn, công kềnh, ít bí quyết công nghệ, có giá trị thấp
trong cơ cấu nội địa hóa. Công nghệ sản xuất lạc hậu, hầu nh cha đáp ứng
đợc yêu cầu của công nghiệp ôtô. Các doanh nghiệp FDI phần lớn các bộ linh
kiện, phụ tùng lắp ráp vào xe đợc cung cấp từ các công ty mẹ hoặc từ các công
ty liên doanh ở các nớc trong khu vực. Thông thờng một chiếc xe ô tô có từ

Một vài doanh nghiệp nớc ngoài đã đầu t vào sản xuất linh kiện ôtô tại
Việt Nam để xuất khẩu nh
công ty DENSO. Cho đến thời điểm này Viện
Nghiên cứu Chiến lợc và Chính sách công nghiệp vẫn đang hoàn thiện xây
dựng chính sách phát triển công nghiệp phụ trợ chung cho ngành công nghiệp ô
tô trong nớc.

6
1.2 Nghiên cứu đánh giá khả năng nội địa hoá cụm cầu sau ôtô tải thông
dụng tại Việt Nam
1.2.1 Cặp bánh răng côn cong của truyền lực chính (cặp bánh răng hypoid)
Trong cụm chi tiết cầu sau, cặp bánh răng hypoid của truyền lực chính là
một trong những chi tiết đòi hỏi công nghệ chế tạo cao. Hiện nay việc chế tạo
cặp bánh răng trên đã đợc thực hiện ở một số cơ sở sản xuất nhng chỉ dừng lại
ở gia công một số loại bánh răng côn cong có môđun và đờng kính xác định.
Việc chế tạo ra các loại bánh răng mới đòi hỏi công nghệ đo đạc rất chính xác,
thiết kế đồ gá chuẩn để gia công đợc bộ bánh răng côn cong mới.
Qua điều tra khảo sát thực tế, tại Việt Nam một số cơ sở thiết kế, chế tạo
bánh răng côn cong nh sau:
- Trung tâm Kỹ thuật Cơ khí Chính xác, Khoa Cơ khí, Đại học Bách Khoa
Hà Nội chế tạo trong phạm vi đào tạo.
- Xí nghiệp cơ khí Z29, nhà máy cơ khí Chính xác 11, Tổng cục Công
nghiệp Quốc phòng Bộ Quốc phòng, chế tạo dịch vụ;
- Công ty Cổ phần Cơ khí Hồng Lĩnh, Đại Mỗ, Hà Nội, chế tạo dịch vụ;
- Công ty TNHH MTV Máy kéo và máy nông nghiệp, chế tạo dịch vụ;
- Cơ khí Trung tâm Cẩm Phả, chế tạo dịch vụ;
Tại các cơ sở trên hiện nay trong quá trình nghiên cứu, tính toán, thiết kế
và chế tạo cha thực sự hoàn chỉnh, quy trình công nghệ chế tạo, việc tính toán
các thông số, đặc biệt các thông số hình học (cho dao cắt và bánh răng) và tính
độ bền cha đợc quan tâm đúng mức, cha xây dựng phần mềm cho tính toán,

Công ty TNHH Nhà nớc một thành viên Máy kéo và máy nông nghiệp
thuộc Tổng Công ty máy Động lực và máy nông nghiệp là nhà máy cơ khí nông
nghiệp truyền thống. Ngay từ đầu những năm 70 của thế kỷ trớc, cùng với các
thiết bị gia công chế tạo các sản phẩm cơ khí nông nghiệp, công ty còn đợc
trang bị một số máy 525, 528 và máy chạy rà 5PKM của Liên Xô cũ gia công
bánh răng côn cong. Các sản phẩm này chủ yếu dùng để thay thế các chi tiết cho
đầu máy Diezel công suất nhỏ, một số hộp số tốc độ trong máy công cụ với
sản lợng độ 150 bộ/năm. Các bánh răng chế tạo trên các thiết bị của Công ty
này có môđun max đến 14 mm và đờng kính ngoài lớn nhất đến 400 mm. Công
ty không có thiết bị nhiệt luyện sau gia công cơ khí và kiểm tra độ chính xác.

8
Nhà máy Cơ khí Trung tâm Cẩm Phả là một các trung tâm chế tạo cơ khí
lớn nhất không chỉ ở vùng Đông Bắc mà còn của cả nớc. Công ty đợc trang bị
các máy móc thiết bị cơ khí gia công các chi tiết lớn, siêu trờng, siêu trọng nh:
Máy cắt, lốc uốn, rèn dập, gia công bánh răng thẳng và côn có đờng kính 4 đến
5 mét Ngoài ra, nhà máy còn đợc trang bị một số máy gia công bánh răng
côn cong của Liên Xô cũ, nh máy 525, 528 và máy chạy rà cặp bánh răng côn
cong có thể gia công bánh răng có đờng kính ngoài lớn nhất đến 800 mm.
1.2.2 Cặp bánh răng hành tinh và bánh răng vi sai
Đây là các bánh răng dạng bánh răng côn thẳng, kết cấu không phức tạp,
hoàn toàn có khả năng chế tạo đợc tại các nhà máy cơ khí vừa và nhỏ. Qua
khảo sát có thể đánh giá một số công ty sản xuất và chế tạo bánh răng tại Việt
Nam nh sau:
- Công ty TNHH MTV phụ tùng máy số 1, Thị xã Sông Công, Thái
Nguyên: Đáp ứng nhu cầu về phụ tùng trong những năm tháng chiến tranh chống
đế quốc Mỹ, theo quyết định số 72/KP2 của Bộ Công Nghiệp nặng, ngày
25/3/1968, phân xởng đợc nâng cấp thành Nhà máy phụ tùng ôtô số 1. Năm
1975, nhà máy đợc chuyển về khu công nghiệp Gò Đầm, này thuộc thị xã Sông
Công tỉnh Thái Nguyên. Trải qua 40 năm xây dựng, Nhà máy không ngừng phát

1.2.3 Trục láp
Đây là dạng chi tiết trục dài, chịu lực uốn. Khó khăn khi chế tạo dạng chi
tiết này là phải tạo đợc phôi đạt yêu cầu về tổ chức kim loại để có thể chịu lực
động lớn khi xe vận hành. Các chi tiết này thờng đợc rèn trên các máy rèn lớn
sau đó gia công chính xác và nhiệt luyện. Nếu đợc trang bị các loại máy rèn cỡ
lớn thì các nhà máy cơ khí trong nớc đủ sức gia công đợc các loại trục láp này.
1.2.4 Các chi tiết dạng đúc: vỏ cầu, tăm bua
Với chi tiết đúc cỡ lớn nh vỏ cầu, vỏ vi sai, tăm bua đòi hỏi khuôn đúc cỡ
lớn, sử dụng các máy ép thủy lực tải trọng lớn. Bên cạnh đó việc gia công chi tiết
này cũng yêu cầu phải trang bị các máy gia công cơ khí cỡ lớn với các đồ gá
chuyên dụng, có độ chính xác cao. Với một số các chi tiết đúc khác trong cụm
cầu sau ôtô tải thông dụng thì hoàn toàn có khả năng chế tạo trong nớc.

10
Một số công ty cơ khí có khả năng đúc các chi tiết ôtô nh :
- Công ty đúc số 1, 220 Bình Thới, phờng 14, Quận 11, TP HCM.
- Công ty liên doanh đúc - cơ khí VIDPOL, km 22 đờng 10, Xã An Hồng, An
Dơng, Hải Phòng.
- Công ty HHCN Đúc Chính xác Việt Nam, Khu công nghiệp Đồng Nai.
- Công ty đúc Phú Đăng, Dong Thach Commune, Hoc Mon Dist.
- Công ty đúc luyện kim Nam Hà, 57, Lam, ý Yên, Nam Định.
- Xí nghiệp Cơ khí đúc Thái Nguyên, 241 Phan Đình Phùng, TP Thái Nguyên.
- Công ty TNHH cơ khí đúc Thành Công, Xã Yên Xá, Huyện ý Yên, Nam Định.
- Công ty TNHH cơ khí Việt Nhật, Đờng Quan Toan, Hồng Bàng, Hải Phòng.
- Xí nghiệp 19-5, Kinh Giang, Thuỷ Nguyên, Hải Phòng.
- Công ty Gang thép Thái Nguyên, Quốc lộ 3, Cẩm Gia, Thái Nguyên.
Hiện các công ty trên đợc đầu t rất nhiều về các trang thiết bị phục vụ
cho ngành đúc và hoàn toàn có khả năng đúc đợc các chi tiết linh kiện của
ngành ôtô.
1.2.5 ổ bi

Phơng pháp tính trên cơ sở mẫu điển hình của xe ô tô tải thông dụng có tải
trọng 2,98 tấn hiệu Lifan LF3070G1. Các thông số cho trớc trong tính toán
gồm: Mômen xoắn cực đại của động cơ M
max
= 300 N.m; Tỉ số truyền của hộp số
ở tay số thấp nhất i
h1
= 6,71; Tỉ số truyền của truyền lực chính (TLC) i
0
= 6,57;
Các nội dung tính toán chính gồm:
- Tính toán lựa chọn kích thớc của các chi tiết trong cụm cầu sau, gồm:
Cặp bánh răng hypoid, bánh răng vi sai, bánh răng bán trục, bán trục
- Tính toán kiểm nghiệm bền các bánh răng, bán trục
1. Bỏnh rng vnh chu
2. Bỏnh rng qu da
3. Bỏnh rng vi sai
4. V vi sai
5. Bỏnh rng bỏn trc
6. Bỏn trc
7. Bỏnh xe

12
2.1.1 Tính toán cặp bánh răng Hypoid
a) Kiểm tra kiểu truyền lực chính.
Khi thiết kế, kiểu truyền lực chính chủ yếu phụ thuộc vào kích thớc. ở
ôtô tải sau khi chọn lốp và khoảng sáng gầm xe chọn kiểu truyền lực chính phụ

Tính L: tính giá trị M
emax
.i
h1
(*) (Trong đó M
emax
Mômen xoắn cực đại của động
cơ; i
h1
- tỷ số truyền hộp số ở số truyền một). Có giá trị M
emax
.i
h1
ta chọn L theo
giản đồ hình 2.3.

13

Hình 2.3 Giản đồ chọn sơ bộ môđuyn pháp tuyến ở đáy m
n

của truyền lực chính
Trong giản đồ có hai đờng: đờng 1 đối với loại truyền lực chính đơn, đờng 2
đối với loại truyền lực chính kép.
Vì các bán kính vòng trong cơ bản của các bánh răng chủ động và bị động
ở đây là:
.
cos2
;
cos2

2
Số răng của bánh răng chủ động và bị động của truyền lực
chính.
- góc nghiêng đờng xoắn của răng.
Tính m
n

: Chọn , z
1
, z
2
. Chọn z
1
, z
2
theo tỷ số truyền i
0
ta đã biết khi chọn tỷ số
truyền chung của ôtô và tỷ số truyền của hộp số. Chỉ chú ý là khi chọn z
1
và z
2

nh thế nào để z
2
không chia chẵn cho z
1
. Chọn góc nghiêng của đờng xoắn ở
tiết diện trung bình (tức là góc giữa đờng sinh của hình nón cơ sở và tiếp tuyến
của răng ở giao điểm của răng với đờng sinh này trên cơ sở đảm bảo sự trùng

Các thông số của cặp bánh răng Hypoid nêu trên bảng 2.1
Bảng 2.1 Các thông số của cặp bánh răng Hypoid
TT Tên thông số Ký hiệu Đơn vị Trị số
1 Tỷ số truyền cặp bánh răng Hypoid i
c
6,83
2
Góc ăn khớp

độ 20
3
Góc nghiêng đờng răng bánh răng chủ động

1

độ 50
4
Góc nghiêng đờng răng bánh răng bị động

2

độ 30
5
Nửa góc đỉnh nón bánh răng chủ động

1

độ 11,5
6
Nửa góc đỉnh nón bánh răng bị động

M
emax
- Mômen xoắn cực đại của
động cơ (Nm).
i
h1
- Tỷ số truyền hộp số ở số truyền
một.
L=
93,2104,11.30014
3
=

mm
2
Môđuyn pháp tuyến
m
n
=
2
2
2
1
5,0
cos
zz
L
+



Chọn m
n
= 7
mm
3
Môđuyn pháp tuyến trung bình
m
nTB
= m
n
.
L
bL 5,0

b =(0,3 ữ0,4)L
b Chiều rộng bánh răng chủ động.
Chọn b = 0,3L m
nTB
= 7.
93,210
93,210.3,0.5,093,210

=
5,95

mm
4

= 26,363 17
Trong đó:
- M =
c
i
M

=
c
K
i
rG
max



-
1TB
r
= r
1
-
1
sin.

- Nửa góc đỉnh của bánh răng chủ
động. (Chọn theo mẫu
1

= 11,5
0
).
i
c
tỷ số truyền của cặp bánh răng
Hypoid
(i
c
= 6,83)
P
1
=
57,52
363,26
89,1385
=

KN
5 Lực chiều trục đối với bánh
răng chủ động:
)cos.sinsin(
cos
111
1
1

= 67,327

KN
6 Lực hớng kính đối với bánh
răng chủ động
)sin.sincos.(
cos
111
1
1
1


= tg
P
R

)5,11sin.50sin5,11cos.20(
50cos
57,52
1
= tgR
=
16,68
KN
18
7 Lực vòng đối với bánh răng bị
động
1
2

1


= tg
P
Q


2
nửa góc đỉnh của bánh răng bị
động
(chọn theo mẫu
2
= 78,8
0
)
)8,78cos.30sin8,78sin20(
50cos
57,52
1
= tgQ

Q
1
= 21,26

KN
9 Lực hớng kính đối với bánh
răng bị động
)sin.sincos.(

1
85,0

[]
u

= 0,7ữ0,9GN/m
2

= 0,7

ữ0,9 KN/mm
2

+ m
nTB
môđun pháp tuyến ở tiết
diện trung bình đợc tính ở trên.
+ y
1
hệ số dạng răng đợc tra bảng
theo số răng tơng đơng
Đối với bánh răng nón chủ động

2
1
1
1
coscos
z

u


Nh vậy
u

[
]
u


KN/mm
2
19

2
2
2
2
coscos
z
z
td
=

Thoả mãn điều kiện uốn
11 Kiểm tra ứng suất tiếp xúc
[]
tx
tdtd

.
Trong đó:
11
2
1
1
cos.cos

tb
tb
td
r
r =
(mm)
22
2
2
2
cos.cos

tb
tb
td
r
r
= (mm)
E = 1,25.10
5
MN/m
2


cos2
.
1
1
n
mz
r =
=
50cos.2
7.6
=32,67
(mm)

362,265,11sin
2
3,63
67,32
1
==
tb
r


11,65
5,11cos.50cos
362,26
2
1
==

1
.
20sin.20cos3,63
10.25,1.57,52
2
=






+=
tx


Nh vậy:
tx
<
[
]
tx


Thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
KN/mm
2

2
sẽ thay đổi chiều phụ thuộc vào bánh xe đang chịu lực kéo hay lực phanh (X
K

hay X
P
). Lực X = X
max
ứng với lúc xe chạy thẳng.
m
2
G
2
Lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau.

Hình 2.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên cầu sau chủ động

21
G
2
Phần trọng lợng của cầu xe tác dụng lên cầu sau khi xe đứng yên
trên mặt phẳng nằm ngang.
m
2
Hệ số thay đổi trọng lợng tác dụng lên cầu sau phụ thuộc vào điều
kiện chuyển động.
* Trờng hợp đang truyền lực kéo: m
2
= m
2K

g
chiều cao trọng tâm xe (m)
r
bx
bán kính bánh xe có tính cả độ biến dạng (m)
Khi xe chuyển động trên đờng thẳng, mặt đờng không nghiêng và với
giả thiết hàng hóa trên xe chất đều cả bên trái và phải, ta có:

2
22
21
Gm
ZZ ==
(2.1)
Khi xe chuyển động trên đờng cong hoặc mặt đờng nghiêng, lập tức
xuất hiện lực Y và lúc này
21
ZZ

. Theo hình 2.6, nếu viết phơng trình cân
bằng mômen tại F và E ta có:

22

B
h
Y
Gm
Z
g

22

Trong đó:
B chiều rộng cơ sở của xe. Nếu bánh xe là bánh đôi ở một bên thì B sẽ là
khoảng cách giữa hai bánh xe ngoài
Để tăng dự trữ bền có thể tính gần đúng:

11
ZZ
t
=
;
22
ZZ
t
=
(2.3)
Z
1
đạt giá trị cực đại khi Y đạt giá trị Y
max
, tức là khi xe bị trợt ngang:

122max

GmY = (2.4)
Trong đó:
1

hệ số bám ngang giữa lốp và đờng, có thể lấy 1







=
B
h
Gm
Z
g 1
22
2
2
1
2


Khi xuất hiện lực Y, đặc biệt khi Y = Y
max
(xe trợt ngang) thì các bánh
xe không thể truyền đợc lực vòng X lớn. Sự phân bố lại trọng lợng xe lên các
cầu theo hệ số m
2


1 sẽ xảy ra khi bánh xe có lực vòng khá lớn. Cho nên khi Y
Y
max









=
B
h
G
Z
g 1
2
2
2
1
2
23
Các lực Y
1
, Y
2
tỉ lệ thuận với
1
Z ,

2



(2.7)
Y
2
= Z
2
.
1

=










B
h
G
g 1
12
2
1


== (2.8)
Khi đang truyền lực phanh:

2
22
max2max1



==
Gm
XX
p
pp
(2.9)
Các giá trị X
imax
ở (2.8) và (2.9) đợc tính trong trờng hợp xe chuyển
động thẳng và trọng lợng phân bố đều trên hai bánh xe.
ứng suất cực đại trong các bán trục của cầu chủ động sinh ra do các lực
vòng trên các bánh xe khi truyền lực kéo hoặc khi phanh.
Khi phanh xe các phản lực x
1p
và x
2p
rất lớn. Khi phanh đột ngột bánh xe
có thể bị siết cứng và trợt lết trên đờng (lúc này hệ số bám dọc

có thể coi

1 trong 3 chế độ tải trọng đặc biệt sau. Đó là cơ sở để tính toán các bán trục, dầm
cầu và vỏ cầu:
ắ Trờng hợp 1 : X
i
= X
imax
; Y=0, Z
1
= Z
2