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 Hưng yên, ngày….tháng….năm 2011 Giáo viên hướng dẫn §å ¸n m«n häc 2 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn MỤC LỤC Lêi nãi ®Çu…………………………………………………………………… 1 PhÇn I: Kh¸i qu¸t cÇu chñ ®éng……………………………………………… 4 I.cÇu chñ ®éng…………………………………………………………… 4 II TruyÒn lùc chÝnh …………………………………………………… 5 III.Vi sai………………………………………………………………… 6 IV.B¸n trôc……………………………………………………………… 7 PhÇn II: ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc……………………………………………8 I.C¸c sè liÖu ban ®Çu………………………………………………… 8 II Néi dung thiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n……………………………………… 8 II.1 ThiÕt kÕ tÝnh to¸n truyÒn lùc chÝnh ………………………………… 8 II.1.1 Yªu cÇu vµ kÕt cÊu cña truyÒn lùc chÝnh………………………… 8 II.1.2 X¸c ®Þnh c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña truyÒn lùc chÝnh …………… 9 II.1.3 X¸c ®Þnh lùc t¸c dông lªn truyÒn lùc chÝnh…………………… 15 II.1.4TÝnh to¸n kiÓm tra bÒn b¸nh r¨ng truyÒn lùc chÝnh…………… 16 II.1.5 TÝnh trôc vµ chän æ ®ì truyÒn lùc chÝnh……………………… 17 II.2 TÝnh to¸n vi sai…………………………………………………… 19 II.2.1 ph©n tÝch kÕt cÊu , chän s¬ ®å vi sai…………………………… 19 II.2.2 TÝnh to¸n kÝch thíc bé vi sai ®èi xøng……………………… 19 II.2.3 TÝnh bÒn cho bé vi sai………………………………………… 22 II.3 ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc……………………………………… 24 a C¸c chÕ đé t¶i träng tÝnh to¸n…………………………………… 24 b TÝnh bÒn b¸n trôc gi¶m t¶i……………………………………… 26 II.4 TÝnh to¸n dÇm cÇu gi¶m t¶i hoàn toàn…………………………… 27 Tµi liÖu tham kh¶o………………………………………………………… 32 §å ¸n m«n häc 3 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn PHẦN I KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG I Cầu chủ động 1 Công dụng Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm Công dụng:  Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động  Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiến hoặc lùi  Tăng tỷ số truyền để tăng mômen xoắn, tăng lực kéo của bánh xe chủ động  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 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 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 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 C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn  Phải có tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên liệu của ôtô  Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và vận tốc quay  Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu  Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe 3 Phân loại a) Truyền lực chính đơn Truyền lực chính đơn có cặp bánh răng côn truyền mômen xoắn theo đường vuông góc, bánh răng chủ động hình quả dứa được chế tạo liền Trong truyÒn lùc ®¬n ph©n lo¹i theo d¹ng b¸nh r¨ng: - TLC b¸nh r¨ng c«n - TLC d¹ng hypoit - TLC b¸nh r¨ng trô - TLC d¹ng trôc vÝt b) Truyền lực chính kép (có hai cặp bánh răng) III.Vi sai 1 Công dụng của cụm vi sai  Tiếp tục giảm chuyển động quay đã nhận từ hộp số hoặc từ hộp phân phối  Tạo sự chênh lệch tốc độ quay giữa các bánh xe phía trong và bánh xe phía ngoài khi xe quay vòng  Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến các bánh xe dẫn động đối với các xe FR 2 Yêu cầu  Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tốt  Kích thước vi sai phải nhỏ gọn  Hiệu suất truyền động cao 3 Phân loại Theo c«ng dông chia ra:  Vi sai gi÷a c¸c b¸nh xe  Vi sai gi÷a c¸c cÇu  Vi sai gi÷a c¸c truyÒn lùc c¹nh Theo kÕt cÊu chia ra: §å ¸n m«n häc 6 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn  Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng nãn  Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng trô  Vi sai t¨ng ma s¸t Theo ®Æc tÝnh ph©n phèi m«men xo¾n:  Vi sai ®èi xøng  Vi sai kh«ng ®èi xøng IV.Bán trục 1 Công dụng  Dùng đê truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động Trên các loại bán trục không đươc giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động 2 Yêu cầu  Phải chịu được mô men lớn trong khoảng thời gian dài  Bán trục phải được cân bằng tốt  Với bán trục cầu dẫn hướng 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 về kích thước 3 Phân loại bán trục  Bán trục chịu tải hoàn toàn: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên nửa trục  Bán trục giảm tải ½: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai và ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục  bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ 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  Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục PHẦN II : THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG I Các số liệu ban đầu §å ¸n m«n häc 7 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn 1 Nhiệm vụ của đồ án thiết kế cầu chủ động  Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện thiết kế và tính toán cầu chủ động loại đơn cho xe tải  Cầu chủ động của ôtô bao gồm: truyền lực chính, vi sai, bán trục, dầm cầu Trong phần dưới đây ta đi vào tính toán và thiết kế truyền lực chính, vi sai, bán trục… 2 Các thông số cho trước và thông số tham khảo a Các thông số cho trước Các thông số cho trước khi tính toán thiết kế cầu chủ động gồm:  Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 7640 (kg)  Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4900 (kg)  Mô men cực đại của động cơ: Memax = 220 (Nm), nemax = 1800 (v/p)  Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực: + Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 7,6 + 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 + Đảm bảo khoảng sáng gầm xe cần thiết + Làm việc êm dịu, độ cứng vững và độ bền cao Hiện nay có các loại truyền lực chính loại đơn, kép và 2 cấp Trong đó truyền lực chính kép được sử dụng trên ôtô khi cần tỷ số truyền lớn mà một cặp bánh răng côn ở truyền lực chính đơn không đáp ứng được Còn truyền lực chính 2 cấp được sử dụng trên ôtô khi cần tăng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu các cụm khác, trong đó tỷ số truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển động trong điều kiện đường xấu, tỷ số truyền cao được sử dụng khi ôtô chạy trên đường tốt hoặc khi chở non tải nhằm nâng cao tính kinh tế nhiên liệu 2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính a Chọn tải trọng tính toán Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1 Mtt = Memax ih1 = 220.6,4 1408 (Nm) Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám Mtt ≤ Với: ϕ max Gϕ 2 rbx i c i o rbx – bán kính tính toán của bánh xe ic - tỷ số truyền lực cạnh io - tỷ số truyền lực chính ϕ max - hệ số bám Trong đó: G 2 = 4900(kg); io = 7,6; ϕ max = 0,8; ic = 1 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 α = 200 Chọn góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) theo công thức kinh nghiệm sau: β = 25 + 5 i0 = 25 + 5 7, 6 = 38, 780 Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( nhằm tránh kẹt răng) Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng hồ (quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy Do đó chọn chiêu xoắn của bánh răng côn chủ động là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng) a, b, Hình: Chiều xoắn của răng §å ¸n m«n häc 10 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI TT 1 THÔNG SỐ Bánh răng hành tinh KH ĐV q 2 Số răng Z 3 Tỷ số truyền i 4 Môđun pháp vòng ms mm Công thức tính Hành tinh Bán trục Chọn 4 4 10 20 i = Zb/Zh 2 2 Chọn theo kinh nghiệm 7 7 6 6 ngoài 5 Môđun pháp tuyến bánh răng mn mm Lm mn=ms L0 6 Nửa góc côn chia δ 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 0,5m Z12 + Z 22 78,26 78,26 de mm mZi 70 140 sinh 9 Đường kính vòng chia đáy lớn 10 Góc ăn khớp α độ 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 §å ¸n m«n häc 21 mm ha = ms.(ha* ha = 1; c = 0,25 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn 2.2.3 Tính bền cho bộ vi sai * Chọn chế độ tải trọng tính toán + Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục Mtt = 0,5.Memax.(1 + kσ).ih1.io  Mtt = 0,5.220.(1 + 0,2).6,4.7,6 = 6420,48(Nm) + Giá trị Mtt bị hạn chế bởi điều kiện bám: M tt ≤ 0,5.ϕ max G2 rbx 0,5.0,8.4900 0, 438 = =858,48(Nm) ic 1 + Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Pvs = 0, 6.M tt 0, 6.858, 48 = = 70 −3 3679N q.r1 4 .10 2 + Lực dọc trục Q Qvs = Pvs.tgα.sinδ =3679.tg20o.sin26,57o = 599 (N) + Lực hướng kính Rvs = Pvs.tgα = 3679.tg20o = 1339(N) - TÝnh bÒn b¸nh răng theo ứng suất uốn, ứng suất tiÕp xóc * Tính bÒn b¸nh răng vi sai theo ứng suất uốn: Với: [σ u ] - ứng suất uốn cho phÐp, [σ u ] =(1000 ÷ 2000) (MN/m2) - øng suÊt uèn cña b¸nh r¨ng vi sai ®îc tÝnh theo sù ph©n bè m«men vÒ mét bªn b¸n trôc cùc ®¹i lµ 0,6 cña m«men trªn vá visai vµ chia cho sè b¸nh r¨ng hµnh tinh q cã trong vi sai σu = 24.P.kd h ≤ [σu ] b 2 2 b.ts (1 − sin δ ) 2r1 trong ®ã: P - lùc vßng tÝnh theo Mtt ts - bíc r¨ng trªn mÆt bªn tÝnh ë ®¸y lín cña h×nh c«n chia.ts=π.mn=18,84 b - chiÒu dµi r¨ng theo ®êng sinh chia cña h×nh c«n chia k® - hÖ sè t¶i träng ®éng( k® = 1÷1,5 ) Chän k® =1 §å ¸n m«n häc 22 Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn 24.3, 679.10−3.1.8, 75.10−3 σu = 23, 48 23, 48.10−3.18, 482.10−6 (1 − sin 26,57 0 ) 2 2.35 σ u = 133.37 MN / m 2 VËy ta cã : σu < [ σu ] = 1000 ( MN/m2 ) - øng suÊt tiÕp xóc t¸c dông lªn bÒ mÆt r¨ng ®îc tÝnh theo c«ng thøc:  1 P.E 1  + b sin α cos α  rtd 1 rtd 2 σ tx = 0,418    Trong ®ã: P: Lùc vßng tÝnh theo chÕ ®é t¶i trung b×nh P = Pvs = 3679 N E: M«®un ®µn håi cña vËt liÖu, lÊy E = 2.105 (N/m2) rtd 1 , rtd 2 : b¸n kÝnh t¬ng ®¬ng cña b¸nh r¨ng hµnh tinh vµ b¸nh r¨ng b¸n trôc, x¸c ®Þnh theo c«ng thøc: rtd = rx (rx: b¸n kÝnh trung b×nh b¸nh r¨ng c«n) cos δ Thay c¸c gi¸ trÞ vµo ta ®îc: rtd1=33,54 (mm); rtd2=67,08(mm) σ tx = 0, 418 3679.2.105.10−6 1 1   =872,88(MN/m2) + −3 0 0  −3 −3 ÷ 23, 48.10 sin 20 cos 20  33,54.10 67, 08.10  Ta cã: σ tx = 872,88( MN m 2 ) < [ σ tx ] = 2500( MN m 2 ) (tháa m·n) Nh vËy bé truyÒn ®¶m b¶o ®é bÒn tiÕp xóc * Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai * Ứng suất chèn dập khi chịu tác dụng của lực Q ADCT: δd = 2.4.Qc ≤ 10 ÷ 20 MN / m 2 2 2 π ( d 2 − d1 ) Trong đó: Qc =  Với Mtt tgα sin δ1 2.r3.q Qc = tg20o.sin26,57o = 582,34 (N) Mtt = 858,48 Nm và q = 4 r3 = 30.10-3 m d2 = de1 – 2.(0,2.ms) = 70– 2.(0,2.7) = 67,2 (mm) d1 = 26 (mm) là đường kính chốt bánh hành tinh 2.4.582,34 Suy ra σd = 3,14 67, 22 − 262 = 0,39 < 10 ÷ 20 (MN/m2).(thỏa mãn) ( ) * Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục §å ¸n m«n häc 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) 2.1164  Thay số ta có σd = 3,14 702 − 302 = 0,19 (MN/m2) ( )  σd < 4 10 (MN/m2) thoả mãn điều kiện bền * Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:  Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên bánh răng hành tinh: σ d1 = M tt q.r1.d1.l1  Trong đó: -q=4 -r1=30.10-3 m , r2=70.10-3 m -d1=26.10-3 m -l1=b.cos δ 1 =23,48.10-3 cos26,57=0,021m -Chọn l2=20 mm:là chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai σ d1 = M tt 858, 48 = = 13,1MN / m 2 MN/m2