Khoa C¬ khÝ §éng lùc
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 công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiện
nay thì phần hệ thống truyền lực xe trong đó cầu chủ động là một trong những phần có
thể thiết kế và có thể sản xuất được 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 thực
hiện đồ án “Tính toán thiết kế Cầu chủ động cho xe Hyundai County”. Trong thời gian
qua, được sự hướng dẫn chỉ bảo tận tình của thầy Đinh Ngọc Ân cùng với tìm tòi của bản
thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đồ án không tránh khỏi những thiếu
sót, em kính mong sự chỉ bảo của Thầy và các bạn giúp đề tài này được hoàn thiện hơn.
Em chân thành cảm ơn!.

Hưng Yên, ngày 02 tháng 02 năm 2012.
Sinh viên thực hiện:
Vũ Thành Long.
§å ¸n m«n häc
1
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN.


1.1.3. Phân lo i.ạ 5
1.2. Truy n l c chính.ề ự 6
1.2.1. Công d ng.ụ 6
1.2.2. Yêu c u c a truy n l c chính.ầ ủ ề ự 7
1.2.3. Phân lo i.ạ 7
1.3. Vi sai 7
1.3.1. Công d ng.ụ 7
1.3.2. Yêu c u c a c m vi sai.ầ ủ ụ 7
1.3.3. Phân lo i.ạ 7
1.4. Bán tr c.ụ 8
1.4.1. Công d ng.ụ 8
1.4.2. Yêu c u c a bán tr c.ầ ủ ụ 8
1.4.3. Phân lo i.ạ 8
1.5. V c u.ỏ ầ 9
1.5.1. Công d ng.ụ 9
1.5.2. Yêu c u i v i v c u.ầ đố ớ ỏ ầ 9
PH N 2. THI T K C U CH NG TRÊN XE.Ầ Ế Ế Ầ ỦĐỘ 9
2.1. Nh ng s li u ban u.ữ ố ệ đầ 10
2.1.1. Nhi m v án thi t k C u ch ng .ệ ụ đồ ế ế ầ ủ độ 10
2.1.2. Các thông s cho tr c.ố ướ 10
2.2. N i dung v ph ng án thi t k tính toán.ộ à ươ ế ế 10
2.3. Thi t k tính toán truy n l c chính.ế ế ề ự 11
2.3.1. Yêu c u v k t c u c a truy n l c chính.ầ à ế ấ ủ ề ự 11
2.3.2.Ch n t i tr ng tính toán.ọ ả ọ 11
2.3.3.Ch n các kích th c c b n c a truy n l c chính.ọ ướ ơ ả ủ ề ự 12
2.3.4. Xác nh l c tác d ng lên truy n l c chính.đị ự ụ ề ự 16
2.3.5. Tính toán ki m tra b n bánh r ng truy n l c chính.ể ề ă ề ự 17
2.3.6. Tính tr c v ch n c a truy n l c chính.ụ à ọ ổ ủ ề ự 18
2.3.7. Tính tr c bánh r ng ch ng.ổ đỡ ụ ă ủ độ 20
3.1. Tính toán vi sai 22

- Cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau khi xe quay vòng.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên xe.
1.1.2. Yêu cầu.
- Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc.
- Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao.
- Phải có hiệu suất làm việc cao, làm việc không gây tiếng ồn, kích thước nhỏ gọn.
1.1.3. Phân loại.
- Theo kết cấu truyền lực chính: Gồm 2 loại là cầu đơn và cầu kép
- Theo vị trí của cầu chủ động trên xe: Cầu trước chủ động và cầu sau chủ động
- Theo số lượng cầu bố trí trên xe: Gồm xe 1 cầu chủ động, xe 2 cầu chủ động, xe 3
cầu chủ động
- Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặp
bánh răng.
§å ¸n m«n häc
5
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
Cấu tạo Cầu chủ động
1. Truyền lực chính; 2. Bánh răng vành chậu.
3. Vòng bi bán trục; 4. Bulông bánh răng vành chậu ;
5. Nắp vòng bi bán trục; 6. Bánh răng bán trục ;
7. Bánh răng vi sai ; 8. Trục chữ thập.
1.2. Truyền lực chính.
1.2.1. Công dụng.
- 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.
§å ¸n m«n häc
6
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
1.2.2. Yêu cầu của truyền lực chính.

Khoa Cơ khí Động lực
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- 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.
1.4. Bỏn trc.
1.4.1. Cụng dng.
Dựng 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 dựng chu cỏc lc t mt ng tỏc
dng lờn bỏnh xe ch ng.
1.4.2. Yờu cu ca bỏn trc.
- 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.
1.4.3. Phõn loi.
- Bỏn trc chu ti hon ton: ta t bờn trong v bờn ngoi, t trc tip lờn na
trc
- Bỏn trc gim ti ẵ: trc bờn trong t trờn v vi sai v bờn ngoi t trc tip
lờn na trc
- Bỏn trc gim ti ắ: ta bờn trong t lờn v vi sai cũn ta bờ ngoi gm 2
bi t trờn dm cu v moay bỏnh xe khụng t trc tip lờn trc.
Đồ án môn học

e
max
= 310 (Nm), n
emax
= 1800 - 2000 (v/p)
- T s truyn ca h thng truyn lc:
+ T s truyn ca truyn lc chớnh: i
o
= 7,46
+ T s truyn ca hp s c khớ: i
1
= 7.1; i
2
= 4,4; i
3
= 2.49 ; i
4
= 1,0; i
5
= 1.0.
- H s bỏm ca ng: = 0,8
- Kớch thc lp (B d): 11 - 20
- Hiu sut truyn lc:
93,0
=

2.2. Ni dung v phng ỏn thit k tớnh toỏn.
Nội dung thiết kế và tính toán cầu chủ động gồm các phần:
1- Tính toán truyền lực chính.
2- Tính toán vi sai.

M M i Nm= = =
Nhng giá trị mômen M
tt
này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Đồ án môn học
11
Khoa Cơ khí Động lực

0
2max
.

ii
rG
M
c
bx
tt



Với:
2

G
- trọng lợng phân bố lên cầu chủ động.
r
bx
- bán kính tính toán của bánh xe.
i

tt
Sỏnh Hng dn tớnh toỏn thit k ụtụ mỏy kộo)
Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của TLC là: Z
1
=6; Z
2
=6.7,46=44,76.chọn
Z
2
=45.
Với: Z
1
- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z
2
- số răng của bánh răng mặt trời.
Chn h s dch chnh rng (

) v góc n kh p (

).
Theo bng (3.2) chn:
1
0,682
21,5
o


=

+=
.

2 2
0,5.844. 6 45 191,58( )
e
L mm = + =
chọn L
e
=192 mm.
Chiều dài răng:

0,3. 0,3.192 57,6( )
e
b L mm= = =
. Chọn b=58 mm
Chiều dài đờng sinh trung bình:

0,5. 192 0,5.58 163( )
m e
L L b mm= = =
. chọn L
m
=163 mm.
Môđun pháp tuyến trung bình:


cos)./.(
emsn
LLmm =

0
1 0 2
25 5. 90. / 25 5. 7,46 90.50 / 250 56,66
e
i E d

+ + = + + =
.
Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động:
)5,13,1(
cos
cos
1
2
ữ==


K
.
Chọn K=1,4
0 0
2 2
cos 1,4.cos56,66 39,65

= =
.
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh bị động bộ truyền HPI:
Đồ án môn học
13
Khoa Cơ khí Động lực

1
0
1
5,6.6
61,13
cos cos56,66
n
m Z

= =
mm.
Của bánh côn lớn:
d
2
=
2
2
5,6.45
327,29
cos cos39,65
n
o
m Z
mm

= =
Đờng kính vòng chia đáy lớn:
Của bánh nhỏ:
d
1

Chiều cao đáy răng mặt đáy lớn
sa
mh ).1(
1

+=
= (1+0,682).8,44 =14,12 mm.
sa
mh ).1(
2

=
= (1- 0,682).8,44 =2,68 mm.
Chiều cao chân răng măt mút lớn;
sf
mh ).25,1(
1

=
=4,79 mm.
sf
mh ).25.1(
2

+=
= 16,3 mm.

Đồ án môn học
14
Khoa C¬ khÝ §éng lùc

= 56,66
o
β
2
= 39,65
o
Số răng Z
1
= 6 Z
2
= 45
Bề rộng bánh răng b
1
= 58 (mm) b
2
= 60 (mm)
Độ dịch trục E E = 50 (mm) E = 50 (mm)
Môđun mặt mút lớn m
s
= 8,44 (mm) m
s
= 8,44 (mm)
Môđun trung bình m
n
= 5,6 (mm) m
n
= 5,6 (mm)
Đường kính vòng chia trung bình D
1
’ = 61,13 (mm) D

R - Lc hng tõm
Q - Lc dc trc
+ Lc vũng tỏc dng lờn bỏnh nh:
p dng cụng thc:
tt
tb
M
P
r
=
Với:
tb
r
- bán kính trung bình của bánh răng.

imtb
Lr

sin.=
r
tb1
=163.sin7,63=21,64(mm)
r
tb2
=163.82,37=161,56(mm)
Lực chiều trục:


101709,79
( 21,5 .sin 7,63 sin 56,66 .cos7,63 ) 162913,11( )
cos56,66
101709,79
( 21,5 .sin82,37 sin 39,65 .cos82,37 ) 87930
cos56,66
o o o o
o o o o
p N
p P N
Q tg N
Q tg



= =
= =
= + =
= + = ,29( )N
Lực hớng kính xác định theo công thức:
1 1
1
2
.( .cos sin .sin )
cos
101709,79
.( 21,5 .cos56,66 sin 56,66 .cos7,63 ) 113169,65( )
cos56,66
101709,79
.( 21,5 .sin82,37 sin 39,65 .cos82,37 ) 5999,97( )

1
3 0 3
1 1
2
2
3 3
2 2
6
36,46
cos .cos cos7,63 .cos 56,66
45
742,5
cos .cos cos82,37 .cos 39,65
td
o
td
o o
Z
Z
Z
Z= =
= =

Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có:
1 2
0,476; 0,517y y= =


= =
= =

Thay s vo ta cú:
1u
=822(MNm) ,
2u
=757(MNm)
Vy tha món: [
u

]=700
900
ữ
MN/m
2
Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

[ ]
tx
tdtd
tx
rrb
Ep




) (MN/m
2
)

1
2
102,09( )
cos .cos
tb
td
r
r mm

= =2
2
2078,99( )
cos .cos
tb
td
r
r mm

= =1
1 2

)68,679,60(310).109().109(
3
3
max1
ữ=ữ=ữ
e
Md
(mm)
Chọn
)(65
1
mmd
=
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục: Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động.
Đồ án môn học
18
Khoa Cơ khí Động lực
ở truyền lực chính đơn sử dụng loại ổ bi 1 dãy hớng kính và bi côn chịu tải lớn.
Có thể chọn sơ bộ kích thớc cơ bản của truyền lực chính trung tâm.
Từ đờng kính d= 65 mm Tra bảng P2.11 trang 260 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí
tập 1-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.NXBGD-2001).
Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxBxD là 65x33x140 mm.
Với: D- đờng kính ngoài ổ bi
d- đờng kính trong ổ bi
B- bề rộng ổ bi
L
1

.
2
1
d
-R
1
.L
1
= 162913,11.92,14.10
-3
/2-113169.55.10
-3
= 1253,92 (N.m).
M
u
=5732,85 (N.m).
Mômen tổngcộng:
M
tđ
=
75,0.
22
zu
MM
+
M
z
= M
tt
= 2201 (N.m).

L=d/(0,16
ữ
0,18)=70/(0,16
ữ
0,18)=388,9
ữ
437,5 (mm)
Chọn L=400(mm)
L
1
là khoảng cách từ tâm gối đỡ1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ.
L
1
=
1
1
58 35
cos 10 cos7,63 10 56,24( ).
2 2 2 2
b B
mm

+ + = + + =
c)Tính toỏn bn trc.
Các lực tác dụng lên trục gồm: lực vòng, lực hớng kính, lực chiều trục.
Lực vòng:
tt
o
M




- góc nghiêng của đờng răng,
38,66
o

=
3
2201
70998,69( );
30,57.10
21,5
70998,69. 35815,49( );
cos38,66
70998,69. 38,66 56799,34( )
o
o
o
P N
tg
R N
Q tg N

= =
= =
= =

d) Thit k hỡnh dỏng trc.
Hình dáng trục thiết kế phải đảm bảo các yêu cầu:

kí hiệu 7315 ổ đờng kính d =70 mm.
Đồ án môn học
21
0,35 0,3
100000
2000( )
50
162913,11 .50 .2000 6204,76( )
h h
C N
= =
= =
Khoa Cơ khí Động lực
3.1. Tớnh toỏn vi sai.
3.1.1. Phõn tớch kt cu v 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.
3.1.2. Tớnh toỏn kớch thc b vi sai i xng.
Chọn số bánh răng hành tinh q=4
Chọn sơ bộ mụun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là m
s
=8,44
Chọn số răng của bánh răng bán trục :
Đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục:
d
eb
= 0,4.d
e2



Góc côn chia của bánh răng bán trục :
0
1
0
2
44,6390 ==


e
L
- chiu di ng sinh,
2 2
1
1 2 1
0,5. . sin 103,8( )
2
e
e s
d
L m z z mm

= + = =
Mụun phỏp tuyn ca bỏnh rng vi sai cú th c xỏc nh s b theo cụng
thc:
[ ]
yLqz
Mk
m

o
M Nm = =
y=0,429 l h s dng rng ca bỏnh rng vi sai v bỏn trc.
Đồ án môn học
22
Khoa C¬ khÝ §éng lùc

tl
η
là hiệu suất của hệ thống truyền lực.

o
k
là hệ số khoá vi sai.
• Vi sai bánh răng côn loại thường
20,005,0 ÷=
o
k
• Vi sai tăng ma sát trong
7,02,0 ÷=
o
k
 Chọn k
0
=0,2
 Z- số răng của bánh răng bán trục.
• Chọn số răng bánh răng hành tinh, Z
1
=Z
h

3.(1 0,2).15270,09
3,6( )
550.10 .22.4.103,79.10 .(1 0,7 ).3,14.0,392
n
m mm
−
+
⇒ = =
−

§å ¸n m«n häc
23
Khoa C¬ khÝ §éng lùc
BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI
TT THÔNG SỐ KH ĐV Công thức tính Hành tinh Bán trục
1 Bánh răng hành tinh q Chọn 4
2 Số răng Z 11 22
3 Tỷ số truyền i i = Z
b
/Z
h
2 2
4 Môđun pháp vòng
ngoài
m
s
mm Chọn theo kinh nghiệm 8,44 8,44
5 Môđun pháp trung
bình
m

10 Góc ăn khớp α độ Chọn 20 20
11 Đường kính vòng chia
trung bình
d mm d = m
n
.Z 78,87 154,74
12 Chiều rộng bánh răng B mm 35 31
§å ¸n m«n häc
24
Khoa Cơ khí Động lực
3.1.3. Tớnh toỏn bn vi sai.
* Chn ch ti trng tớnh toỏn
Trong quá trình tính toán bền trong vi sai thì tải trọng tính toán đợc xác định
theo mômen cực đại phân bố lên một bánh răng bán trục, đợc xác định bằng công
thức sau:
M
vs
=0,6.M
tt
Mômen tính toán lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
M
tt
=0,5.M
emax
(1+k
0
).i
h1
.i
0

0
=0,2
Chn M
tt
=9851,68 (Nm)
vs
M
=9851,68.0,6 = 5911,01 (Nm)
lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh là:
3
1
0,6.9851,688
31834,38( )
. 2.46,42.10
vs
vs
M
P N
q r

= = =
Lực hớng kính:
0 0
. .cos 5911,01. 20 . os26,56 1924,28( )
vs vs
R P tg tg c N

= = =
Lực chiều trục, ép bánh răng hành tinh vào vỏ vi sai:
0 0

)
y- h s dng rng, tra bng y
1
=0,392;
m
tb
- mụ un phỏp tuyn trung bỡnh,
Đồ án môn học
25