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








- 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.

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.

+ 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

- 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


)
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


- 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

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

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
===


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

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



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

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
=

=
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

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

)(6,15041
1
NQ
=⇒)cos.sinsin (
cos
22
1
2
δβδα
β
+=
tg
P
Q

)(3,10827)17,79cos.429,36sin17,79sin.20.(
429,36cos
2,18572
0000
0
Ntg
=+=

)(3,10827
2
NQ
=⇒

- KiÓm tra bÒn theo øng suÊt uèn :

[ ]
u
n
u
ymb
p
σσ
≤=
8,0
§å ¸n m«n häc
11
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Với: y- hệ số dạng răng đợc xác định theo hệ số răng tơng đơng Z
tđ

42,268
37,27cos.96,78cos
36
cos.cos
35,22
90,46cos.04,11cos
7
cos.cos
3
2
3
2
2

u

=
( )
900700
ữ
(MN/m
2
))(4,182
517,0.10.53,7.10.40.85,0
4,24144
)(9,160
392,0.10.53,7.10.46.85,0
2,18572
2
33
2
2
33
1
mMN
mMN
u
u
=
==


itd
r
r
=
[ ]
tx

- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
tx

= (
25001500
ữ
) (MN/m
2
)
E = 2,15 .
)/(10
25
mMN
là môđun đàn hồi của vật liệu

)(4,1257
17,79cos.429,36cos.2
9,305
)(8,60
83,10cos.429,36cos.2
32,77
2

mMN
txtx
tx
ữ=<=
=+=




[ ]
)/(25001500 )/(1103
)/(1103)
10.1257
1
10.8,60
1
.(
20sin.20cos.10.40
10.15,2.10.4,24144
418,0
2
1
2
21
2
33003
56
2
mMNmMN
mMN

Khoảng cách giữa hai gối đỡ :

)(305
75,343305
18,016,0
55
18,016,0
mmL
d
L
=
ữ=
ữ
=
ữ
=

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)

1
L
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của
bánh răng nhỏ .


22
3
1
1
1
1
22
mNM
mNR
d
QM
mNPM
MMM
u
y
x
yxu
=+=
===
===
+=

Mômen tổng cộng :

).(2,111875.0.7184,929
).(718
75.0.
22
22
mNM

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

3,035,0
hnQC
=

)(6,15041
1
NQQ
==
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

tb
V
S
h
=

Trong đó
tb
V
=50 km/h
S=100.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe .

)(419,5782000.50.6,15041
2000
50
100000
3,035,0

11
====
arctg
Z
Z
arctg
h


Góc côn chia của bánh răng trục :

000
2
44,6356,2690
===

b

Đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục :

22
.4,0 Dd
e
=

Trong đó
2
D
= 446 mm là đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu .


.).1.(
).1.(3
3
0



+
=
Trong đó
2,0
=

k
là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng .

22
==
b
ZZ
răng

tloptheo
iiiMM


1
max
=
)(3,348993,0.225,5.1.224,4.170 NmM

0
===
L
b


)(54,1)(00154,0
392,0.14,3).7,01.(10.2,135.4.22.10.550
3,3489).2,01.(3
336
mmmm
n
==

+
=

Bảng thông số kích thớc của các bánh răng bộ vi sai
Kết quả
Bánh
răng hành
tinh
1
Z
Bán
răng
bán
trục
2
Z

bình
n
m
mm
0
.
L
L
mm
m
sn
=
14 14
6 Nửa góc côn chia

độ
56,26
1
=

44,63
2
=

7 Hệ số dich chỉnh

mm 0,23 0,23
8 Chiều dài đờng sinh
0
L

13,5 8,5
13 Chiều cao chân răng
đáy lớn
mm
).(

+=
chmh
asf
16,2 11,2
14 Góc đầu răng độ
0
1
1
L
h
arctg
f
a
=

3,4 8,1
Đồ án môn học
15
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
0
2
2
L
h

M
b hn ch bi iu kin bám:
5,2227
1
44,0.10.1350.75,0.5,0
5,0
2max
==
c
bx
tt
i
rG
M

(N.m)


Vy
)(5,2227 NmM
tt
=
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :

)(4,9546
10.
2
70
.4
5,2227.6,0

[ ]
u
tb
u
bnzmy
NK

=
85,0
10.1,19
6
Vi:
[ ]
u

- ng sut un cho phép,
[ ]
u

=(1000
ữ
2000) (MN/m
2
)
y- h s dng rng, tra bng 3-18 (TKCTM) y
1
=0,338; y
2
=0,392
m

b- Chiu d i r ng
Đồ án môn học
16
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
+ ng sut un ti chân rng bỏnh nh.
( )
2
33
66
1
7,1165
10.56,40.4000.11.10.55,2.338,0.85,0
10.76,0.70.5,1.10.1,19
mMN
u
==



(thoả mãn)
2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :










1
1
mm
r
r
td
===


)(5,156
44,63cos.2
140
cos
0
2
2
mm
r
r
td
===

)/(3,937
10.5,156
1
10.15,39
1
.
20cos.20sin.10.56,40
10.10.15,2.4,9546

c
Q

)/(104
)(
.4.2
2
2
1
2
2
mMN
dd
Q
c
d
ữ

=



cg đó
)(32956,26sin.20
4.10.154.2
5,2227
sin
2
00
3


1
d
là đờng kinh chốt bánh răng hành tinh
)(25
1
mmd
=)/(104228,0
)256,65.(14,3
329.4.2
2
22
mMN
d
ữ=

=

2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục :
.ứng suất chèn dập :
)/(104
)(
.4.2
2
2
1
2

1
r
là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục

154
2
308
1
==
r

2
r
chọn = 160(mm)

)/(796,0
)154,016,0.(14,3
10.2,541.4.2
2
22
6
mMN
d
=

=


mmd
=
l
1
: đợc xác định theo chiều rộng bánh răng b

)(2,3656,26cos.56,40cos.
0
1
mmbl
===

Đồ án môn học
18
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)(10.4
.10.2,36.10.25.154,0.4
5,2227
26
33
1
mN
d
=



[ ]
)(50)(4

5,2227
26
33
2
mN
cd
==

[ ]
)(50)(96,6
22
2
mMNmMN
dd
=<=

(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 :
Mômen tính toán đợc xác định theo điều kiện bám và kéo :

5,22276,2093
44,0.75,0.
2
10.1350
2

bxtttlohe
M
M
r
G
M
k
iiM


Chọn
( )
mNM
tt
.2150
=

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau :

21
, ZZ
phản lực thẳng đứng tác dụng từ đờng lên bánh xe trái, phải

21
,YY
phản lực ngang của mặt đờng tác dụng lên bánh xe trái, phải

k
P
lực kéo tiếp tuyến
Đồ án môn học
19
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau
p
m
2
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi phanh :

76,0
1000.7,02300
2300
.
2
=
+
=
+
=
hL
L
m
p

2.4.1.1 Xác định phản lực tiếp tuyến lên bánh xe
Trờng hợp truyền lực kéo cực đại


)(5130
2
10.1350.76,0
2
.
22max
21
22
21
=
====
====
Y
N
Gm
Pp
N
Gm
ZZ
p
kk
p

Khi ôtô trợt ngang hoàn toàn :

)(9,5142.
4,8
1.1.2
1.
2







=








=
=






+=







max
Nk
G
Z
d
===

75,1
=
d
k
là hệ số tải trọng động
Coi
0,0,0
===
YPZ
p
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 tổng hợp là 750
2
/ mMN
.chọn sơ bộ đờng kính trục tại vị trí lắp ổ lăn là : d = 45 ( mm )
.chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là : 135mm = 0,135 m
.ứng suất uốn đầu trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục :
Đồ án môn học
20
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

)/(9551305,3847.

22
.2,0 d
MM
xU
+
=



Với: M
u
=
)(7,865)135,0.5130()135,0.5,3847(
2222
max
NmMM
ZPk
=+=+
M
x
= P
kmax
.r
bx
= 3847,5.0,44=1692,9(Nm) . Thay số ta có:

)/(3,104)/(104329578
045,0.2,0
1692,97,865
22

v
ậy thoả mãn điều kiện uốn
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
. ứng suất uốn bán trục :
( )
( )
)/(750)/(280135,044,0.1.
4,8
1.1.2
1
045,0.2,0
10.1350

2
1
.2,0
22
3
3
2
mMNmMN
br
B
h
d
G
u
bxy
yg
u

.75,1
.2,0
.
.
33
2
===
d
bG
k
du

)/(
2
mMN
vậy bán trục đảm bảo bền .
2.4.3 : Chọn ổ đỡ bán trục :
Phản lực
22
' XZ
a
ba
R
+
+
=

Trong đó Z và X là phản lực thẳng đứng và lực dọc xác định .
.b = 0,135 m
.a = 0,66 m là khoảng cách giữa 2 ổ bi

M
đ
M
n
x
M
M = P .r
x
kmax bx
kmax
n
M = P .l
M = Z .l
đ
bxp
l
b
x
k
M
p
M
P
p
P
k
G
2
0.5G
2

66,0
135,0
1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1350
.
1.
2
1
2
'
1
2
'
1
'
1
2
'
1
NR
a
r
a
b
B
h







++








=
=






+







Trong đó n=50 km/h
h=2000(h)
)(5,5940582000.50.3,15448
3,035,0
NC
==
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 Z
bx
gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu, với:
M
đ
= Z
bx
.l =
lm
G
k

2
2
2

- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: M
n
= P
kmax
.l

k

2
2
2
=
2
10.1350
.0,275.0,3 = 556,9(Nm)
M
n
= P
kmax
.l =
5,3847
.0,3 = 1154,25 (Nm)
M
x
= P
max
.r
bx
=
5,3847
.0,44 = 1692,9 (Nm)
Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên cầu là:

222
xnd
MMMM

42,3 mMN
= 125 (MN/m
2
)
Vậy dầm cầu đảm bảo đợc độ bền.
2.5.2 Chế độ lực phanh cực đại
- Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
lm
G
M
pd

2
2
2
=
( ) ( )
NmkgmM
d
153925,733,0.76,0.
2
10.1350
===
Mô men uốn trong mặt phẳng ngang:

)(25,115475,0.3,0.76,0.
2
10.1350

2

Z
2
0.5G
2
0.5G
2
G
l
l
Z
bxp
bxp
Z
đ
M
đ
M
I
M
I
I II
II
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

222
xnd
MMMM
++=

=

1.1.2
1.
2
10.1350
2
1.
2
2
Nml
B
h
G
M
y
gy
=






+=









+=+








+=



ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:

( )
2
3
97,9
10.62,0
3,6184
mMN
W
M
u
===




G
M
dd
===
- ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
)(7,5
10.62,0
75,3543
2
3
mMN
W
M
U
d
===



[ ]
( )
22
80)(7,5 mMNmMN
u
=<=

(thoả mãn)
Vậy độ bền uốn đợc đảm bảo.
Đồ án môn học
25