MỤC LỤC
1
2
trang
LỜI NÓI ĐẦU 3
CHƯƠNG I. TỔNG QUAN 4
1.1 Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực 4
1.2 Truyền lực chính 4
1.3 Vi Sai 6
1.4 Các bán trục 15
1.5 Vỏ cầu 17
CHƯƠNG II. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA CỤM CẦU 21
2.1 Tính toán bộ truyền lực chính HyPoid 21
2.2 Tính toán vi sai 29
2.3 Tính toán bán trục và dầm cầu 34
CHƯƠNG III. ỨNG DỤNG PHẦN MỀM CATIATHIẾT KẾ
CÁC CHI TIẾT TRONG CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG 44
3.1 Tổng quan về trợ giúp máy tính trong lĩnh vực thiết kế
chế tạo máy. 44
3.2 Giới thiệu phương pháp thiết kế 3D bằng phần mềm
CATIA. 44
3.3 Sử dụng phần mềm CATIA thiết kế các chi tiết trong
cụm cầu chủ động. 50
3.4 Một số các chi tiết khác của cụm cầu được vẽ bằng phần
mền CATIA. 59
CHƯƠNG IV. TÍNH BỀN BÁNH RĂNG QUẢ DỨA BẰNG
PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN VỚI ỨNG DỤNG
PHẦN
63
4.1 Một số khái niệm của phương pháp PTHH. 63
4.2 Tổng quan về phần mềm ansys workbench. 65
Sinh viên thực hiện:
Lê Huy Hồng
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN
1.1 Giới thiệu chung hệ thống truyền lực
Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nối từ động cơ
tới bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biến
đổi giá trị mômen truyền. Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là:
Ly hợp
→
Hộp số
→
Hộp phân phối
→
Các đăng
→
Các cầu chủ động
→
bán trục
→
Bánh xe.
Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực:
Hình 1.1:Hệ thống truyền lực.
1.2 Truyền lực chính.
1.2.1 Công dụng:
Truyền lực chính dùng để tăng mô men và truyền mô men quay từ trục
các đăng đến các bánh xe chủ động của ôtô theo một tỷ số truyền nhất định,
đồng thời có thể chuyển hướng truyền mô men.
1.2.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính:
- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính
kinh tế nhiên liệu của ôtô.
Truyền lực chính đơn có kết cấu gọn, nhẹ đơn giản dễ sản xuất và bảo
dưỡng sửa chữa, giá thành thấp nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống
truyền lực ô tô. Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh răng, nên tỉ số truyền của
truyền lực chính dạng này bị giới hạn (i
0
< 7) và khả năng chịu tải không lớn
sẽ phải tăng mô đun răng, điều này dẫn đến tăng kích thước bánh răng và
giảm khoảng sáng gầm xe.
Truyền lực dạng hypoid được sử dụng ngày càng rộng rãi trên các loại
ô tô do có những ưu điểm nổi trội: khả năng chịu tải lớn, làm việc êm dịu và
không ồn. Đặc điểm nhận dạng của truyền lực chính loại này là trục của các
bánh răng không cắt nhau mà đặt lệch nhau một đoạn e.
Truyền lực chính bánh răng trụ được sử dụng trên các ô tô con có động
cơ đặt trước nằm ngang và cầu trước chủ động.
Truyền lực chính dạng trục vít bánh vít cho phép có tỷ số truyền lớn
hơn 7 với kết cấu nhỏ gọn. Tuy nhiên truyền lực trục vít có hiệu suất và khả
năng chịu tải thấp hơn truyền động bánh răng côn và truyền động Hypoid,
hơn nữa giá thành sản xuất của dạng truyền động này lại cao hơn nên được sử
dụng tương đối hạn chế (sử dụng trên một số loại ô tô có tính năng việt dã
cao).
1.3 Vi sai.
1.3.1 Công dụng:
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với
các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển
động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
6
1.3.2 Yêu cầu của cụm visai:
+ Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ
đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
+ Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí.
Ưu điểm
+ Kết cấu đơn giản.
+Dễ chế tạo.
* Vi sai cam
a, Cấu tạo
Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3
có chế tạo liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lại
tựa lên vành cam ngoài 6 và vành cam trong 7. Trên vành cam 6 và 7 có sẻ
các rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe.
8
Hình 1.4Vi Sai Cam
1: Bánh răng côn chủ động 4: Vành ngăn
2: Bánh răng côn bị động 5: Cam
3: Vỏ vi sai 6,7: Vành cam
b. Nguyên lý hoạt động:
Khi mômen truyền từ động cơ qua bánh răng côn chủ động 1 đến bánh
răng côn bị động 2 qua vỏ vi sai 3 và qua vành ngăn 4 truyền cho cam 5, các
đầu cam 5 tỳ lên các vành cam 6 và 7 để truyền ra hai bên nửa trục qua then
hoa. Nếu sức cản hai bên bánh xe là như nhau thì cả hai nửa trục quay với tốc
độ như nhau. Lúc này chốt 5 không dịch chuyển tương đối, đối với bề mặt
cam 6 và 7. Trong trường hợp sức cản ở trên các bánh chủ động là khác nhau
sẽ có một bên bánh xe quay nhanh và một bên bánh xe quay chậm, cam 5 sẽ
cùng quay với bộ phận chủ động 3 đồng thời dịch chuyển theo chiều hướng
chiều trục . Khi đó xảy ra sự trượt ở bề mặt làm việc của cam đối với bề mặt
làm việc của vành cam. Trên mặt cam của nửa trục quay chậm tốc độ trượt
của cam hướng theo chiều quay của bộ phận chủ động, còn ở trên mặt cam
của nửa trục quay nhanh hướng về chiều ngược lại. Để hiểu rõ vấn đề này ta
xét lực tác dụng trên vi sai cam trong hai trường hợp khi sức cản ở hai bên
9
bánh xe chủ động là như nhau và khi sức cản ở hai bên bánh xe chủ động
suất.
* Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng :
A. Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định :
a, Cấu tạo
Hình 1.5 Vi sai tăng ma sát có lực ma sát cố định
1. Bánh răng vành chậu 5. Lò xo ép
2. Vỏ vi sai. 6. Đĩa ma sát
3. Bánh răng bán trục 8. Bánh răng côn chủ động
4. Bánh răng hành tinh 9. Đế lò xo
Bộ truyền động loại này gồm có : bộ truyền lực chính (bộ bánh răng
vành chậu 1 - côn xoắn 8); bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 4, hai bánh
răng côn bán trục 3 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát.
Trục chữ thập có lỗ rộng bên trong có lò xo để ép hai bánh răng côn
bán trục cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai. Ly hợp ma sát gồm
các đĩa thép trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa
ma sát có tai nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là các
đệm chặn lực dọc trục).
11
b. Nguyên lý làm việc:
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của
hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho các
bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh không
quay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục.
Khi chuyển động thẳng, dòng mômen truyền chủ yếu qua cụm vi sai,
một phần nhỏ (có thể bị trượt nhẹ) truyền qua khớp ma sát.
Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,
hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau, thì mômen hai bên chênh lệch nhau
đúng bằng giá trị M
ms
.
2. Bánh răng vành chậu 6. Bánh răng bán trục
3. Vỏ vi sai 7. Bánh răng hành tinh
4. Đĩa ma sát
a, Cấu tạo
Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răng
vành chậu 2 - côn xoắn 1) bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 7, hai bánh
răng côn bán trục 6 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát 4.
Trục chữ thập được thay thế bằng trục 5 cắt nhau theo góc vuông hai
trục 5 có khả năng dịch chuyển với nhau theo cả chiều trục lẫn chiều góc
nghiêng tương đương A và B ở các đầu trục. Ly hợp ma sát gồm các đĩa thép
trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa ma sát có tai
13
nằm trong khung vi sai (các đĩa ma sát này còn được gọi là các đệm chặn lực
dọc trục).
b, Nguyên lý làm việc:
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của
hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, sẽ làm cho các
bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh không
quay trên trục của nó, mà chỉ quay quanh trục của bán trục.
Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau,
hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau lúc đó các bánh răng hành tinh ngoài
quay cùng vỏ vi sai còn quay trên trục của nó. Khi bánh răng hành tinh quay
các mặt nghiêng trên trục 5 sẽ bị dịch chuyển đi thế nào để lực trên ly hợp ma
sát 4 truyền đến vỏ vi sai tăng lên đối với nửa trục quay chậm và giảm đi đối
với nửa trục quay nhanh.
* Ưu điểm:
+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực
học tốt hơn các loại vi sai khác.
+ Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác
mà sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe.
15
1, 4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3 Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.6: Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn
+ Bán trục giảm tải 3/4 (hình 1.7): Loại bán trục này khác với bán trục giảm
tải hoàn toàn ở chỗ moay ơ chỉ có một ổ bi. Bởi vậy bán trục sẽ phải chịu một
phần mô men uốn từ các lực tác dụng lên bánh xe. Dạng bán trục này thường
ít được sử dụng.
1,4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3. Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.7 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/ 4
+ Bán trục giảm tải 1/2 (hình 1.8): Đầu ngoài của bán trục được đỡ bởi 1 ổ
bi nằm trong vỏ cầ chủ động. Trong trường hợp này, moay ơ được trực tiếp
bắt lên bán trục. Kết cấu dạng này cũng có thể không có moay ơ mà tang
trống đươc bắt trực tiếp lên mặt bích ở đuôi của bán trục. Với cách bố trí như
vậy, bán trục phải chịu toàn bộ mô men uốn của các lực tương tác giữa bánh
16
xe với mặt đường. Bán trục dạng này được sử dụng hầu hết trên các loại ô tô
con do kết cấu đơn giản.
1,4 Ổ bi 2. Vỏ cầu
3. Bán trục 5. Bánh xe
Hình 1.8: Sơ đồ bán trục giảm tải 1/ 2
1.5 Vỏ cầu.
1.5.1 Công dụng của vỏ cầu.
Đối với xe có khả năng cơ động hệ thống treo thường là hệ thống treo phụ
thuộc. Cầu xe là phần khối lượng không được treo. Trong thiết kế cầu xe
thường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đến
mức có thể. Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:
- Đỡ toàn bộ trọng lượng phần được treo tác dụng lên cầu.
- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó
- Trọng lượng toàn bộ (N)
23550
31450
55000
Phân bố tải trọng
- Không tải:
+ Cầu trước (N)
+ Cầu sau (N)
- Đầy tải:
+ Cầu trước (N)
+ Cầu sau (N)
9420
14130
22000
33000
- Tốc độ lớn nhất (km/h) 90
- Chiều dài toàn bộ (mm)
5985
1995
19
KÍCH
THƯỚC
- Chiều rộng toàn bộ (mm)
- Chiều cao toàn bộ (mm)
2150
- Chiều dài cơ sở (mm)
- Vết bánh xe trước/sau
- Khoảng sáng gầm xe (mm)
3350
1630/1435
20
Theo tài liệu [3] từ công thức đảm bảo vận tốc lớn nhất của xe ta tính được tỉ
số truyền của truyền lực chính:
max
5 max
2. . .
60. .
bx e
o
h
r n
i
i v
π
=
Trong đó:
• r
0
Bán kính bánh xe, với xe có kí hiệu lốp 7,0-16,1
Theo [3] ta có:
16,1
( ).25,4 (7,0 ).25,4 382,27
2 2
o
d
r B= + = + =
(mm)
• r
bx
max
Vận tốc lớn nhất khi toàn tải :
max
90( / ) 25( / )v km h m s= =
Thay số ta có tỉ số truyền của truyền lực chính:
max
5 max
2. . .
6.93
60. .
bx e
o
h
r n
i
i v
π
= =
2.1.2 Tính toán chế độ tải trọng
Tính toán chế độ tải trọng được lựa chọn từ hai chế độ đó là:
- Tính theo mô men lớn nhất của động cơ:
max 1
. . 227.5,494.0,9 1185( )
dc
tt e h t
M M i Nm
η
= = =
Trong đó:
• i
•
max
ϕ
=0.9 hệ số bám cực đại
Chọn chế độ tính toán theo khả năng bám:
M
tt
=
tt
M
ϕ
=1777,5 (Nm)
2.1.3 Tính chọn kích thước truyền lực chính
Yêu cầu cặp bánh răng truyền lực chính phải đảm bảo độ dẻo do đó ta
chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim trung bình: 15HM (Có độ sâu
thấm Cacbon là 0,9
÷
1,8 mm), có độ cứng HRC=60 và có các giá trị ứng suất
cho phép là [σ
tx
]= 3500 (MN/m
2
) và
[ ]
2
1100( / )
u
MN m
σ
=
=40
o
÷42
o
, chọn
42
o
.
Tính chọn L: Dựa theo M
tt
ta tính được:
3
3
max. 1
14 14 227.5,494 210.93( )
e h
L M i mm= = =
Tính môđun pháp tuyến bánh răng:
1
2 2 2 2
1 2
.cos 210.93.cos 42
7.56
0,5. 0,5. 6 41
o
n
L
m
2
6
11.5
41
o
Z
arctg arctg
Z
δ
= = =
nên
2 1
90 78.5
o o
δ δ
= − =
+ Tính góc xoắn răngβ
2
:
2 2
1,25. . .( 0,5. )
1,25.3,14.9,42.(210,93 0,5.63,3)
0.496 27.49
. 63,3.210,93
o
s
m L b
arctg
b L
π
c s
D m Z mm
D m Z mm
= = =
= = =
+ Bán kính vòng chia đáy lớn: r
c
=D
c
/2.
1
1
56,52
28, 25( )
2 2
c
c
D
r mm= = =
;
2
2
386.22
193.11( )
2 2
c
c
D
r mm= = =
e
D D h mm
δ
= + = + =
2 2 2 2
2. .cos 386.22 2.21,195.cos 78.5 394.67( )
o
e
D D h mm
δ
= + = + =
Kiểm tra điều kiện khoảng sáng gầm xe:
23
2
30
2
394,67
385,5 30 8 231.767( )
2
e
bx
D
H r e
mm
= − − −
= − − − =
+ Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.m
o
c
r r b mm
δ
= − = − =
2 2 2
0,5. .sin 178,98 0,5.58.sin 78.5 150,56( )
o
c
r r b mm
δ
= − = − =
+ Đường kính vòng chân đáy lớn: D
i
=D
c
-2c
1 1 1 1
2 2 2 2
.cos 56,5 21,187.cos11.5 35,7( )
.cos 386,22 21,187.cos 78.5 382( )
c
c
D D h mm
D D h mm
δ
δ
= − = − =
986,6
58
(1 ) 382.(1 ) 359.54( )
986,6
e
e
b
d D mm
R
b
d D mm
R
= − = − =
= − = − =
Bảng thông số Truyền lực chính
24
12 Độ lệch tâm E mm 38
13 Đường kính vòng chia đáy lớn D
c
mm 56,5 386.22
25
Tên thông số
ký
hiệu
đơn
vị
Kết quả
chủ động bị động
1 Số răng Z 6 41
o
10 Chiều rộng bánh răng b mm 63.3 58
11 Chiều dài tạo bởi hình côn chia L mm 210.93 210.93
Copyright: Tài liệu đại học ©