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
…………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………

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.

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.

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

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

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

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

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
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
.

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().(
*

*
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




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

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

)(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

=
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
=

51,0
1
=


=8,80
Môđun pháp trung bình
)(6 mmm
n
=
)(6 mmm
n
=
Đờng kính vòng chia mặt mút lớn
)(88
1
mmd
e
=
)(365
2
mmd
e
=
Đờng kính vòng chia trung bình
)(60
1
mmd
=
)(290
2
mmd
=
Góc côn chia
0

2
21,5
=
f

Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
)(3,13
1
mmh
a
=
)(3,4
2
mmh
a
=
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn
)(5,6
1
mmh
f
=
)(5,15
2
mmh
f
=
9
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
23,273


Vậy tra bảng (3-18) TKCTM ta có:
517,0;392,0
21
==
yy

[ ]
u

- ứng suất uốn cho phép,
[ ]
u

=
( )
900700
ữ
(MN/m
2
)

)(224
517,0.10.6.10.51.8,0
28363
)(4,237
392,0.10.6.10.51.8,0
21818
2
33

sin.cos.
.
.418,0
21
Với: r
itđ
- bánh răng tơng đơng, i=1;2.
ii
tb
itd
r
r

cos.cos
2
=
r
tb1
= r
1
-
1
sin.
2

b
=
1
1
sin.

d

=
56,79sin.
2
51
2
290

=120(mm)
[ ]
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 thép.

)(71,1028

1
2
33003
56
1
mMNmMN
mMN
txtx
tx
ữ=<=
=+=




Vậy độ bền tiếp xúc 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 :
)6,642,57(270).109().109(
3
3
max1
ữ=ữ=ữ
e
Md
(mm)
=> Chọn
)(58


1
L
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh răng
nhỏ .
)(12,4810
2
31
44,10cos.
2
46
10
2
cos.
2
0
1
2
1
mm
B
b
L
=++=++=

Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:

).(10696,2021050
).(6,20204812,0.679310.
2

).(701
75.0.
22
22
mNM
mNMM
MMM
td
ttz
zutd
=+=
==
+=
Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm :

[ ]
)(58)(98,55
10.85.1,0
1491
.1,0
3
6
3
mmdmm
M
d
sb
td
=<===


)(762,682)(6827622000.50.17755
2000
50
100000
3,035,0
KNNC
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 :
22
==
b
ZZ
răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh :
11
=
h
Z
răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng:
- Góc côn chia của bánh răng hành tinh :

0

Trong đó:
2
D
= 365 mm là đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu.

)(146365.4,0
2
mmd
e
==
=> chọn
)(150
2
mmd
e
=
Chiều dài đờng sinh côn chia
)(8,8344,63sin.2/150
sin2
5.0
2
2
2
2
2
10
mm
d
ZZmL
e



+
=
Đồ án môn học
12
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
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
=
)(605593,0.425,5.1.445,4.270 NmM
o
==

4,32
11
0
===
L
b


)(6,2)(00258,0
392,0.14,3).7,01.(10.8,83.4.22.10.550
6055).2,01.(3
336
mmmm
n
=

+
=

Kết quả
Bánh
răng hành
tinh
1
Z
Bán răng
bán trục
2
Z
1 Bánh răng hành tinh q 4 2

Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
5 Môđun pháp trung bình
n
m
mm
0
.
L
L
mm
m
sn
=
5,18 5,18
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


5,1 8,5
13 Chiều cao chân răng
đáy lớn
mm
).(

+=
chmh
asf
6,95 10,10
14 Góc đầu răng độ
0
1
1
L
h
arctg
f
a
=

0
2
2
L
h
arctg
f
a

3696
1
440,0.10.2100.8,0.5,0
5,0
2max
==
c
bx
tt
i
rG
M

(N.m)


Vy
)(3696 NmM
tt
=
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :

)(14784
10.
2
75
.4
3696.6,0
.
.6,0

2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn :
ứng suất uốn :

[ ]
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

u
==



Vậy ứng suất uốn đợc đảm bảo.

2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :









+=
21
11
.
cos.sin.
.
.418,0
tdtd
tx
rrb
EP



2
2
2
mm
r
r
td
===

)/(1555
10.5,127
1
10.9,31
1
.
20cos.20sin.10.28
10.10.15,2.14784
.418,0
2
33003
65
mMN
tx
=







Sơ đồ tính toán :
Hình 2.4: Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai
ứng suất chèn dập dới tác dụng của lực
c
Q

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

=


Trong đó:
)(263856,26sin.20
4.10.5,28.2
3696
sin
2

se
===
, chọn d
2
= 72 (mm)

1
d
là đờng kinh chốt bánh răng hành tinh
)(25
1
mmd
=)/(104474,1
))10.25()10.72.((14,3
10.2638.4.2
2
2323
6
mMN
d
ữ=

=



Vậy ứng suất chèn dập đảm bảo độ bền.

3
Ntgtg
qr
M
Q
tt
n
===

1
r
là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục
Đồ án môn học
16
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.

57
2
114
1
==
r

2
r
chọn = 60(mm)
)/(66,9


Trong đó: q = 4

3
1
10.5,28

=
r
m ;
)(57
1
mmd
=
l
1
: đợc xác định theo chiều rộng bánh răng b

)(2556,26cos.28cos.
0
1
mmbl
===


)(10.94,25
.10.25.10.57.0285,0.4
3696
26
33


(l
2
: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai)
Ta chọn l
2
=25 (mm)
Thay các giá trị vào ta có:
)(10.05,4
10.25.10.57.16,0.4
3696
26
33
2
mN
cd
==

[ ]
)(50)(05,4
22
2
mMNmMN
dd
=<=

Nh vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ vỏ vi sai đợc đảm bảo.







+
tt
tt
bxtttlohe
M
M
r
G
M
k
iiM


Chọn
( )
mNM
tt
.3660
=

Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau :
-
21
, ZZ
1
2
01max
2
=+=+=
bx
he
k
rGL
hiiM
m
Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau
-
p
m
2
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi phanh :

742,0
1000.8,02300
2300
.
2
=
+

ZZ
kk
k
Trờng hợp truyền lực phanh cực đại :

0
)(6233
.2
10.2100.742,0.8,0
2

)(7791
2
10.2100.742,0
2
.
22max
21
22
21
=
====
====
Y
N
Gm
Pp
N
Gm
ZZ

h
G
z
N
B
h
G
z
gY
gY
=






=








=
=



NZY


Đồ án môn học
18
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
Trờng hợp lực thẳng cực đại :

)(1837575,1.
2
10.2100
.
2
2
max
Nk
G
Z
d
===

75,1
=
d
k
là hệ số tải trọng động
Coi
0,0,0
===
YPZ

zpk
u
=+=
+=
+
=


ứng suất xoắn tổng hợp :

3
22
.2,0 d
MM
xU
+
=



Với: M
u
=
)(3,964)135,0.5852()135,0.4,4096(
2222
max
NmMM
ZPk
=+=+
M

2
max
3
22
mMNmMN
d
bmG
p
u
=+=+=

vậy thoả mãn điều kiện uốn
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
ứng suất uốn bán trục :
( )
( )
)/(750)/(3,256135,038,0 1.
4,8
1.1.2
1
045,0.2,0
10.1540

2
1
.2,0
22
3
3
2





vậy ứng suất uốn có độ bền thoả mãn .
Đồ án môn học
19
Khoa cơ khí Động Lực Trờng Đại học SPKT Hng Yên.
2.4.2.4. Chế độ lực ngang cực đại.

6,199
045,0.2,0
135,0.10.1540
.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.

=+
+
=
+
+
=

Khi ôtô trợt ngang :

)(4,10444
66,0
38,0.1
66,0
135,0
1.
4,8
1.1.2
1
2
10.1540
.
1.
2
1
2
)(4,5994
66,0
38,0.1
66,0
135,0

NR
a
r
a
b
B
h
G
R
bxyyg
bxyyg
=






++






=












+








+=


Vậy chọn tải trọng tính toán là R = 17208,8 (N)
Hệ số khả năng làm việc

3,035,0
hnQC
=
Trong đó: n=50 km/h
h=2000(h)
)(6617572000.50.8,17208
3,035,0
NC

bx
- Mô men tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:
Đồ án môn học
20
r
l
B
hg
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

=> Thay giá trị của l vào ta đợc các giá trị mômen ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt
nhíp (giảm sóc):
M
đ
=
lm
G
k

2
2
2
=
2
10.1540
.0,267.0,3= 5252,5.0,25 = 616,7(Nm)
M
n
= P
kmax
.l = 4096,4.0,3 = 1229 (Nm)
Đồ án môn học
21
bxt
Z
2
0.5G
2
0.5G
2


=
20777,155612297,616
222
=++
(Nm)
ứng suất tổng hợp là:
3350000
10.62,0
2077
3
===




W
M

(N/m
2
)
=>
( )
[ ]

<=

2
35,3 mMN

2
max
Nmlm
G
lPM
ppn
====

Mô men xoắn (đoạn từ vị trí đặt mâm phanh đến tâm bắt nhíp)
)(6,155638.0.7,0.76,0.
2
10.1540

2
.
max2
2
max
Nmrm
G
rpM
bxpbxpx
====

Mômen tổng hợp là:

222
xnd
MMMM
++=

- Mô men uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)

)(28603,0.1.
4,8
1.1.2
1.
2
10.1540
2
1.
2
2
Nml
B
h
G
M
y
gy
=






+=









+=+








+=



ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:

( )
2
3
6
455,10
10.62,0
10.6,6482
mMN
W
M

2
2
Nmlk
G
M
dd
===
ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
)(52,6
10.62,0
10.5,4042
2
3
6
mMN
W
M
U
d
===




[ ]
( )
22
80)(52,6 mMNmMN
u
=<=