Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

LỜI NÓI ĐẦU
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có
những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu ảnh
hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp
ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời gian gần
đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối
cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí nghiệp. Khi
đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi tiết, hoặc một
cụm kết cấu của chiếc xe.
Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta
hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong
những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu về cấu
tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được
giao cho thực hiện đồ án “ tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi ”. Trong
thời gian qua, được sự hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Xuân Trường cùng sự tìm tòi của
bản thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu
sót, em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn.

Hưng Yên, ngày 14 tháng 11 năm 2011
Hoàng Văn Công

§å ¸n m«n häc
1


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.....................................................................................................................................

Phần I: Khái quát cầu chủ động. 4
I.cầu chủ động 4
II. Truyền lực chính .. 5
III.Vi sai. 6
IV.Bán trục 7
Phần II: Thiết kế tính toán bán trục8
I.Các số liệu ban đầu.. 8
II. Nội dung thiết kế và tính toán 8
II.1 Thiết kế tính toán truyền lực chính 8
II.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính 8
II.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính .. 9
II.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính 15
II.1.4Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 16
II.1.5 Tính trục và chọn ổ đỡ truyền lực chính. 17
II.2 Tính toán vi sai 19
II.2.1 phân tích kết cấu , chọn sơ đồ vi sai. 19
II.2.2 Tính toán kích thớc bộ vi sai đối xứng 19
II.2.3 Tính bền cho bộ vi sai 22
II.3 Thiết kế tính toán bán trục..
24
a. Các chế ộ tải trọng tính toán
24
b. Tính bền bán trục giảm tải.
26
II.4
Tính toán dầm cầu giảm tải hon ton
27
Tài liệu tham khảo.
32


§å ¸n m«n häc
4


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

Cấu tạo cầu chủ động
1, 2, 3,4 : Các chi tiết của truyền lực chính
6, 7 : ổ bi đỡ bán trục

8 : Vòng chắn dầu.

5 : Bánh răng vành chậu
9 : Bán trục. 10 :Vỏ cầu.

11 : Bánh răng quả dứa. 12 : Bánh răng bán trục. 13 : Vỏ vi sai.
II.Truyền lực chính
1. Chức năng
 Tăng mômen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động
của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.
 Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
2. Yêu cầu

§å ¸n m«n häc
5


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
Phi cú t s truyn cn thit phự hp vi cht lng kộo v tớnh kinh t nhiờn
liu ca ụtụ.

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:

Đồ án môn học
6


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
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.
IV.Bỏn trc
1. Cụng dng
Dựng ờ truyn mụmen xon t b vi sai n cỏc bỏnh xe ch ng. Trờn cỏc
loi bỏn trc khụng c gim ti hon ton cũn c dung chu cỏc lc t mt ng
tỏc dng lờn bỏnh xe ch ng.
2. Yờu cu
Phi chu c mụ men ln trong khong thi gian di
Bỏn trc phi c cõn bng tt
Vi bỏn trc cu dn hng ch ng phi m bo tớnh ng tc cho cỏc on
trc ca bỏn trc
m bo chớnh xỏc v hỡnh dỏng hỡnh hc v kớch thc
3. Phõn loi bỏn trc
Bỏn trc chu ti hon ton: ta t bờn trong v bờn ngoi, t trc tip lờn

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6,4 ; i2 = 3,0; i3 = 1,69 ; i4 = 1,
 Hệ số bám của đường:

=0,8

 Kích thước lốp (B – d): 8,25 -20
 Hiệu suất truyền lực: η = 0,93
b) Thông số tham khảo:các thông số tham khảo của xe SAMCO-ISUZU NPR85KA 24
chỗ ngồi
 Trọng lượng toàn bộ:7000 kg.
 Chiều dài cơ sở:7520 mm.
 Chiều rộng : B=2120 mm.
 Chiều cao : hg=2910 mm
 Công suất lớn nhất tại số vòng quay:96/2800 (KW/v/p).
 Mômen xoắn cực đaị tại số vòng quay:330/2600 (N.m/v/p).
 Hiệu suất truyền lực η t = 0,93 .

II. Nội dung thiết kế và tính toán
2.1
Thiết kế tính toán truyền lực chính
2.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính
 Yêu cầu truyền lực chính:
+ Có tỷ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ôtô
+ Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao

§å ¸n m«n häc
8


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

d

rbx = λro = λ.  B +  .25,4 = 438,05 mm = 0,438 m
2




Thay vào ta có:
0,8.4900..0, 438
Mtt ≤
= 225,9 (kgm)=2259 (Nm)
7,6

§å ¸n m«n häc
9


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 1408 (Nm)
b . Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính
Chọn môđun mặt mút lớn ms =8,44 ( Theo hình3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với
mômen tính toán Mtt – Sách HDTKTT ôtô máy kéo)
 Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z 1 = 6
, Chọn Z2=46
Z1 - Số răng của bánh răng quả dứa
Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu
Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2)
ξ 1 = 0,682

Chiu di ng sinh trung bỡnh
Lm = Le 0,5.b = 195,76 0,5.58,72 = 166,40 (mm)
Mụun phỏp tuyn trung bỡnh
mn = ms. (Lm/Le).cos


mn =8,44.(166,4/195.76).cos38,78o = 5,592 (mm)

Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI:
d e 2 = (1,81 ữ 2, 06). 3 M tt = (1,81 ữ 2, 06). 3 1408 = (20, 29 ữ 23, 09)(cm) .

Chọn de2=22 cm.
Ta có: khoảng dịch chuyển HPI (hình.2.1b)
E 0, 2.d e 2 = 0, 2.22 = 4, 4(cm) . Chọn E=4(cm).
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ truyền HPI:
1 25 + 5. i0 + 90.E / d e 2 = 25 + 5. 7, 6 + 90.40 / 220 = 55,150 .

Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động: K =

cos 2
= (1,3 ữ 1,5) .
cos 1

Chọn K=1,3 cos 2 = 1,3.cos 55,150 2 = 42, 020 .
Gúc cụn chia:
+ Gúc cụn chia bỏnh nh: 1 = arctg( ) = arctg( ) = 7,49
+ Gúc cụn chia bỏnh ln: 2 = 90o 1= 90o 7,49= 82,51o
ng kớnh vũng chia ỏy ln: De=ms.Z/cos i

Đồ án môn học

2
2

+ đối với bánh nhỏ: re1 =

 Bước răng đáy lớn: ts=π.mn
→ ts1=ts2=3,14.5,592=17,56 (mm)
 chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:
ha1 = (
ha2 = (

= (1 + 0,682 ).8,44 = 14,20 (mm)
.

= (1 – 0,682).8,44 = 2,68 (mm)

 Chiều cao chân răng mặt mút lớn:
hf1 = (
hf2 = (

.ms = ( 1 + 0,25 – 0,682).8,44 = 4,79 (mm)
= (1 + 0,25 + 0,682).8,44 = 16,31 (mm)

Trong đó

 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: Dae=De+2.hi.cosδi
+ đối với bánh nhỏ:
Dae1 = De1 + 2h1.cos δ1 = 58, 05 + 2.4, 79 cos 7, 49 =67,60(mm)

+ đối với bánh lớn:


- θf2 = arctg 
+ Góc đỉnh răng

θa1 = θf2 = 4,76o
θa2 = θf1 = 1,40o

§å ¸n m«n häc
13


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI
THÔNG SỐ
Chiều dài đường sinh

Le = 195,76(mm)

Chiều dài đường sinh trung bình

Lm = 166 (mm)

Lm = 166(mm)

Góc ăn khớp α

α = 20o

α = 20o


Môđun trung bình

mn = 5,592(mm)

mn = 5,592(mm)

Đường kính vòng chia trung bình

De1 = 58,05(mm)

De2 = 342,35(mm)

Đường kính vòng chia chân đáy lớn

D1=54,67 (mm)

D2 =338,97(mm)

Đường kính vòng đỉnh đáy lớn

Dae1 = 67,60(mm)

Góc côn chia

δ1 = 7,49o

δ2 = 82,51o

Góc đầu răng



Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
2.1.3

Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính

Q
1

P
2

R
1

P
1

Q

P

b1

2

N

R



- Với rtb1 = Lm.sin δ1 =166,4.sin7,49=21,69 (mm) =0,02169 (m) thay vào ta có:
P1 =

1408
1408
=
= 64915 (Nm)
rtb1
0, 02169

+ Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:
P2 = P1.k = P1.

= 64915.

cos42, 020
=75262 (N)
cos55,150

+ Lực dọc trục:
ADCT: Q =
Suy ra:

§å ¸n m«n häc
15

.(tgα.cosδi

sinβ.cosδi)

cos 38, 78

R2 =

R2 =
2.1.4

.( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)

64915
.(tg 20o.sin 82,51o − sin 38, 78o.cos82,51o ) = 23251( N )
o
cos 38, 78

Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
+ Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:
σu =
Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Z td
Z1td =

z1
6
=
= 32, 43
3
0
cos δ1.cos β1 cos 7, 49 .cos3 55,150

Z 2td =



75262
= 521,57 MN/m2
0,85.58, 72.103.5,592.103. 0,517

Ta thy 1u v 2u tho món iu kin
+ Kim tra bỏnh rng theo ng sut tip xỳc:

tx = 0,418.

(*)

Vi ritd bỏn kớnh bỏnh rng tng ng, i = 1,2
ritd =
E = 21,5.105 (N/m2) mụ un n hi ca vt liu
= (1500-2500) MN/m2- ng sut tip xỳc cho phộp
Ta cú r1td =

58, 05
= 89, 65 (mm)
2.cos 55,150.cos7, 490
2

r2td =

tx = 0, 418.






= 1223(MN/m2)

xôn thờng đợc áp dụng trong truyền lực chính kép.
Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục :
Từ đờng kính d = 55 mm chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7311 có dxBxD là
55x29x120 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_TTHDĐCK)
L1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ .
L1 =

b2
B
50
29
.cos 1 + + 10 = .cos 7, 490 +
+ 10 = 49, 29(mm)
2
2
2
2

Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M u = M x2 + M y2
M x = P1.L1 = 64915.0, 04929 = 3199, 66( N .m)
M y = Q1.

d1
55
R1 L1 = 55661. .103 ( 21682 ) .0, 04929 = 2599( N .m)
2
2


=> Vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu l 60mm.
2.2 Tớnh toỏn vi sai
2.2.1 Phõn tớch kt cu, chn s vi sai
Tu thuc vo v trớ lp t b vi sai trong h thng truyn lc m vi sai c chia
ra vi sai gia cỏc cu v vi sai gia cỏc bỏnh xe. Vi sai gia cỏc cu cú th l vi sai i
xng hoc vi sai khụng xng, cũn vi sai gia cỏc bỏnh xe l vi sai i xng.Trong xe
cn tớnh toỏn ta chn loi vi sai i xng.
Tớnh toỏn kớch thc b vi sai i xng
Chn s bỏnh rng hnh tinh q = 4
Chn s b mụ un ca cỏc bỏnh rng vi sai theo kinh nghim l ms = 7
Chn s rng ca bỏnh rng bỏn trc:
+ ng kớnh vũng chia ỏy ln bỏnh rng bỏn trc
deb = 0,4.De2
Vi De2 = 342,35 mm l ng kớnh vũng chia ỏy ln bỏnh rng vnh chu

deb = 0,4.342,35 = 136,94 (mm) => chn deb = 136 (mm)

2.2.2

S rng ca bỏnh rng bỏn trc l: zb =

d eb 136
=
= 19,43
ms
7

Chn zb=20 rng
Chn zh=10 rng
+ Gúc cụn chia ca bỏnh rng hnh tinh:

3.(1 + kσ ).M o
[σ u ].z.q.Le (1 − λ 3 ).π . y

Trong đó:
kσ = 0,2 - Hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Z = Zb = 20răng
Mo = Memax.ih1.ipt.io.ηtl => Mo = 220.6,4.1.7,6.0,93
=> Mo = 9951,74(Nm)
hệ số dạng răng, γ = 0,392 (bảng 3-18 TKCTM)
= 550 (MN/m2) - ứng suất uốn cho phép
b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh
b = 0,3.Lo = 0,3.78,26= 23,48(mm)
λ - hệ số kích thước
λ=1-



mn =

23, 48
= 0, 7
78, 26

3.(1 + 0, 2).9951, 74
= 0,00359(m)=3,59(mm)
550.10 .20.4.78, 26.10−3.(1 − 0, 73 ).3,14.0,392

§å ¸n m«n häc
20



4

Môđun pháp vòng

ms

mm

Công thức tính

Hành tinh

Bán trục

Chọn

4

4

10

20

i = Zb/Zh

2

2

độ

arctg(Zh/Zb)

26,57

63,43

7

Hệ số dịch chỉnh

ξ

mm

Chọn

0,23

0,23

8

Chiều dài đường

Lo

mm


Chọn

20

20

11

Đường kính vòng chia
trung bình

d

mm

d = mn.Z

60

120

12

Chiều cao đầu răng
đáy lớn

8,75

5,25


0, 6.M tt 0, 6.858, 48
=
=
70 3 3679N
q.r1
4. .10
2

+ Lc dc trc Q
Qvs = Pvs.tg.sin =3679.tg20o.sin26,57o = 599 (N)
+ Lc hng kớnh
Rvs = Pvs.tg = 3679.tg20o = 1339(N)
- Tính bền bánh rng theo ng sut un, ng sut tiếp xúc.
* Tớnh bền bánh rng vi sai theo ng sut un:

Vi: [ u ] - ng sut un cho phép, [ u ] =(1000 ữ 2000) (MN/m2)
-

ứng suất uốn của bánh răng vi sai đợc tính theo sự phân bố mômen về một bên bán
trục cực đại là 0,6 của mômen trên vỏ visai và chia cho số bánh răng hành tinh q
có trong vi sai

u =

24.P.kd .h
[u ]
b
2
2
b.ts .(1

tx = 0,418.





Trong đó:
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 3679 N.
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.105 (N/m2)
rtd 1 , rtd 2 : bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục, xác định
theo công thức:
rtd =

rx
(rx: bán kính trung bình bánh răng côn)
cos

Thay các giá trị vào ta đợc:
rtd1=33,54 (mm); rtd2=67,08(mm).
tx = 0, 418.

3679.2.105.106
1
1


=872,88(MN/m2)
.
+
3

Qc = . tg20o.sin26,57o = 582,34 (N)
Mtt = 858,48 Nm v q = 4
r3 = 30.10-3 m
d2 = de1 2.(0,2.ms) = 70 2.(0,2.7) = 67,2 (mm)
d1 = 26 (mm) l ng kớnh cht bỏnh hnh tinh
2.4.582,34

Suy ra d = 3,14. 67, 22 262 = 0,39 < 10 ữ 20 (MN/m2).(tha món)
(
)
*. ng sut chốn dp ca mt ỏy bỏnh rng bỏn trc

Đồ án môn học
23


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
ADCT: δ d =

q.Qn
≤ 4 ÷ 10 MN / m 2
2
2
π (r2 − r1 )

Với: q = 4

rb1 = 35 –bán kính vòng chia đáy lớn của bánh răng bán trục
r2 =70 (mm)
Qn = . tgα.cosδ1 = . tg20o.cos26,57o = 1164(N)


 Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:
σd2 =

M tt
858, 48
=
= 5,90 MN / m 2
Trong ú:
- m2k: H s thay i trng lng lờn cu sau khi cú lc kộo tip tuyn ln nht,
chn m2k= 1,387

Đồ án môn học
25