Đồ án môn học thiết kế ô tô GVHD Phạm Văn Thức BỘ GIÁ BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HCM VIỆN CƠ KHÍ ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ Ô TÔ ĐỀ TÀI THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG CHO Ô TÔ TẢI G.
TỔNG QUAN VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
Tổng quan về cầu ô tô
Cầu ô tô là bộ phận nằm ngang trên thân xe, chịu trách nhiệm đỡ toàn bộ tải trọng của xe thông qua các bánh xe Số lượng cầu cần thiết phụ thuộc vào trọng lượng tổng thể của xe để đảm bảo khả năng chịu lực và an toàn vận hành Các cụm bánh xe được lắp đặt tại các đầu ngoài của cầu xe, truyền tải lực tác dụng lên mặt đường một cách hiệu quả Bên trong bánh xe được trang bị hệ thống phanh để đảm bảo khả năng kiểm soát và an toàn khi vận hành Hình dạng chung của cầu trên ô tô tải được trình bày rõ trong Hình 1.1, thể hiện cấu trúc cơ bản và cách bố trí các thành phần của cầu xe.
Cầu chủ động là thành phần quan trọng trong hệ thống truyền lực của ô tô, có nhiệm vụ nhận công suất từ động cơ và chuyển thành lực đẩy tại tiếp điểm với mặt đường, giúp xe di chuyển dễ dàng hơn Mỗi chiếc ô tô ít nhất có một cầu chủ động để tăng khả năng vận hành, độ bám đường và kiểm soát xe tốt hơn Công dụng chính của cầu chủ động là tối ưu hóa khả năng truyền lực, nâng cao hiệu suất vận hành và đảm bảo an toàn khi xe vận hành.
Phụ thuộc vào bố trí hệ thống dẫn hướng của ô tô cầu ô tô được phân thành : cầu dẫn hướng và cầu không dẫn hướng
Trên cầu dẫn hướng, bánh xe chuyển động quay trong mặt phẳng lăn, còn quay quanh trụ đứng để thay đổi hướng chuyển động của ô tô.
Như vậy cầu ô tô có thể: cầu chủ động dẫn hướng, cầu chủ động không dẫn hướng.
Cầu chủ động đảm nhận chức năng như một hộp giảm tốc, giúp giảm tốc độ quay từ động cơ truyền đến các bánh xe chủ động Ngoài ra, nó còn phân phối công suất một cách hiệu quả tới các bánh xe nhằm tối ưu hóa hiệu suất vận hành của xe Đây là bộ phận quan trọng trong hệ truyền động, giúp xe di chuyển mượt mà và tiết kiệm nhiên liệu.
- Cầu dẫn hướng kết hợp với hệ thống lái để thực hiện việc điều khiển chuyển hướng chuyển động của ô tô.
1.1.4 Yêu cầu Đảm bảo tỉ số truyền cần thiết, kích thước và trọng lượng nhỏ, khoảng sáng gầm xe đạt yêu cầu tính năng thông qua của xe.
- Có hiệu suất cao khi vận tốc góc và nhiệt độ thay đổi.
- Đảm bào vận hành êm dịu, ít ồn, có tuổi thọ cao.
- Đảm bảo độ cứng vững bền gọn nhẹ
- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giửa các trục theo tỉ lệ, đảm bảo sử dụng trọng lượng bám của ô tô là tốt nhất.
Truyền lực chính
TLC để tăng MM xoắn và đổi hướng truyền MM từ chiều dọc của xe thành chiều ngang của các nửa trục (trường hợp đ/cơ đặt dọc).
-Cho tỉ số truyền cần thiết, k/thước và tr/lượng nhỏ, khoảng sáng gầm xe đạt yêu cầu tính năng thông qua của xe.
-Có η cao khi ω và nhiệt độ thay đổi.
-Đảm bảo vận hành êm dịu,ít ồn, tuổi thọ cao.
Theo kiểu kết cấu truyền lực chính (TLC):
-Loại BR côn (răng thẳng, BR răng cong, loại hipôít);
-Loại trục vít - bánh vít (TV-BV) Theo số cặp BR ăn khớp:
-Loại đơn (i0 = 3 ÷ 7); (tỉ số truyền thay đổi qua 1 lần ăn khớp) -Loại kép (i0 = 5 ÷ 12) (tỉ số truyền thay đổi qua 2 lần ăn khớp) Theo số cấp truyền gồm có:
Trong hệ thống truyền động, có hai loại truyền động chính: loại 1 cấp, chỉ cho một tỉ số truyền cố định phù hợp với các ứng dụng yêu cầu đơn giản Trong khi đó, loại 2 cấp cho phép điều chỉnh tỉ số truyền linh hoạt, gồm các dạng như TLC đơn (một tỉ số truyền duy nhất), TLC kép trung tâm (hai tỉ số truyền trung tâm), và TLC kép riêng rẽ (tỉ số cuối cùng riêng biệt) Ngoài ra, còn kết hợp với truyền động bánh xe như TLC + truyền động bánh xe trong (d-ă/k trong), ngoài (e-ă/k ngoài), và truyền động hành tinh (f-t /đ hành tinh), giúp tối ưu hiệu suất và đa dạng khả năng vận hành của hệ thống truyền động.
Truyền lực chính đơn (1 cặp BR ăn khớp) a- BR côn, b- TĐ hypoit, c- cặp BR trụ, d- TĐ trục vít- bánh vít a.Truyền lực chính đơn:
Kết cấu gọn nhẹ, đơn giản và dễ sản xuất, bảo dưỡng, sửa chữa giúp giảm chi phí, nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống truyền lực ô tô.
Tuy nhiên, truyền lực chính dạng này chỉ có một cặp bánh răng, khiến tỉ số truyền hạn chế với i0 < 7 và khả năng chịu tải không cao Để tăng khả năng chịu tải, cần phải tăng mô đun răng, điều này dẫn đến việc bánh răng có kích thước lớn hơn và giảm khoảng sáng gầm xe.
Truyền lực chính bánh răng côn
Bộ truyền lực chính sử dụng bánh răng côn với bánh răng chủ động có số răng rất ít, chỉ từ 5 đến 9 răng được chế tạo liền trục để tối ưu hiệu suất truyền lực Bánh răng bị động thường có kích thước lớn hơn, phù hợp với tỉ số truyền của hệ thống truyền lực chính, đảm bảo hoạt động hiệu quả và bền bỉ.
Bộ truyền bánh răng côn sử dụng trong truyền lực chính có thể là:
+ Bánh răng côn răng thẳng, chỉ dùng trên xe oto chuyên dụng có tốc độ thấp
+Bánh răng hypoit, trên oto ngày nay thường dùng
Cặp bánh răng côn răng thẳng đơn giản trong chế tạo thường được sử dụng do thiết kế dễ dàng và chi phí hợp lý Tuy nhiên, chúng có hệ số trùng khớp nhỏ, gây ra khả năng truyền tải ít hơn so với các loại bánh răng khác, đặc biệt khi vận hành ở tốc độ cao Ngoài ra, bánh răng côn răng thẳng có kích thước cồng kềnh, khiến chúng ít được sử dụng trong thiết kế ô tô nhằm tối ưu hóa không gian và trọng lượng Mặc dù có ưu điểm về độ dễ chế tạo, nhưng hạn chế về tiếng ồn và khả năng hoạt động ở tốc độ lớn khiến loại bánh răng này phù hợp hơn với các ứng dụng công nghiệp không đòi hỏi cao về tiếng ồn và vận tốc.
Cặp bánh răng côn xoắn có kích thước nhỏ gọn hơn và hệ số trùng khớp cao hơn so với bánh răng côn răng thẳng, giúp nâng cao hiệu quả truyền động Tuy nhiên, loại bánh răng này đòi hỏi công nghệ chế tạo phức tạp hơn, gây ra chi phí sản xuất tăng cao Ngoài ra, bánh răng côn xoắn còn chịu lực dọc trục lớn hơn, yêu cầu thiết kế chịu tải cẩn thận để đảm bảo độ bền và độ tin cậy trong vận hành.
Truyền lực dạng hypoid đang được sử dụng phổ biến trong ngành ô tô nhờ vào những ưu điểm vượt trội như khả năng chịu tải lớn, hoạt động êm ái và không gây tiếng ồn Đặc điểm nhận dạng của truyền lực hypoid là trục của các bánh răng không cắt nhau mà được đặt lệch nhau theo một đoạn e, giúp tăng cường hiệu suất truyền động và giảm thiểu rung lắc trong quá trình vận hành.
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
502 Bad GatewayUnable to reach the origin service The service may be down or it may not be responding to traffic from cloudflared
Truyền lực chính dạng trục vít bánh vít cho phép có tỷ số truyền lớn hơn 7 với kết cấu nhỏ gọn
Truyền lực trục vít có hiệu suất và khả năng chịu tải thấp hơn so với truyền động bánh răng côn và truyền động Hypoid, đồng thời giá thành sản xuất của loại truyền động này cao hơn, nên được sử dụng hạn chế, thường chỉ áp dụng trên một số dòng ô tô có tính năng việt dã cao Một thiết kế nổi bật là bộ truyền lực chính kép bố trí trung tâm, giúp cải thiện khả năng truyền tải và độ bền của hệ thống truyền động.
Bộ truyền lực chính gồm có bộ truyền côn và bộ truyền trụ, được bố trí đối xứng qua tâm như hình minh họa Trong đó, bộ truyền côn bao gồm bánh răng quả dứa số 11 cùng bánh răng vành chậu số 10, nhằm truyền lực hiệu quả và giảm tốc độ truyền Đồng thời, bộ truyền trụ gồm hai bánh răng trụ số 7 và 8, đảm bảo khả năng truyền động ổn định và chính xác trong hệ thống.
Các bánh răng chủ động trong các cặp bộ truyền lực chính kép được chế tạo liền trục, đảm bảo độ chính xác và độ bền trong quá trình vận hành Bánh răng bị động được chế tạo rời thành vành răng, sau đó ghép với moay ơ hoặc vỏ visai bằng bu lông để dễ dàng tháo lắp và bảo trì Bộ truyền lực cạnh là một phần quan trọng trong hệ thống truyền động, góp phần tối ưu hóa hiệu suất truyền tải năng lượng và nâng cao tuổi thọ của toàn bộ bộ truyền lực.
Bộ truyền lực cạnh có thể là một cặp bánh răng trụ hoặc bộ truyền hành tinh
Bộ truyền lực cạnh bánh răng trụ bao gồm bánh răng chủ động số 2 và bánh răng bị động số 3, được lắp trên trục bằng then hoa Các trục trong hệ truyền động này được bố trí với các ổ côn chịu tải nặng, đảm bảo khả năng truyền lực hiệu quả và độ bền cao cho hệ thống.
Bộ truyền này đơn giản, ít chi tiết, nhưng có tỉ số truyền nhỏ so với các bộ truyền hành tinh cùng kích thước.
Vi sai
Bộ vi sai có chức năng chính là cho phép các bánh xe chủ động quay với các vận tốc khác nhau, đặc biệt khi ô tô thực hiện quay vòng hoặc di chuyển trên đường gồ ghề không bằng phẳng Điều này giúp xe vận hành linh hoạt hơn trong các tình huống khắc nghiệt, nâng cao độ bám đường và đảm bảo an toàn cho người lái Việc sử dụng bộ vi sai đúng cách góp phần cải thiện khả năng kiểm soát xe trong các điều kiện đường xấu, hỗ trợ quá trình lái xe trở nên an toàn và hiệu quả hơn.
1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai
Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí.
Có hiệu suất truyền động
Theo kết cấu gồm có:
+ Vi sai với các bánh răng côn.
+ Vi sai với các bánh răng trụ.
+ Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mô men xoắn gồm có:
+ Vi sai đối xứng loại mô men xoắn được phân phối đều ra hai bán trục
+ Vi sai không đối xứng mô men xoắn phân phối không đều ra hai bán trục
1.3.4 Kết cấu một số dạng vi sai
1: Bánh răng chủ động 2: Bánh răng bán trục 3: Vỏ vi sai 1 4: Bánh răng bị động 5: Vỏ vi sai 2 6: Bánh răng hành tinh
Khi mô-men được truyền từ động cơ đến bánh răng chủ động, qua bánh răng bị động đến vỏ vi sai, vỏ vi sai quay do được lắp trên bánh răng bị động Trong vỏ vi sai, chốt chữ thập gắn các bánh răng hành tinh quay theo, giúp truyền mô-men đều và hiệu quả Quá trình truyền lực này đảm bảo hệ thống truyền động hoạt động ổn định và chính xác.
Trong trường hợp hệ số bám của hai bên bánh xe bằng nhau, chốt chữ thập và bánh răng hành tinh đóng vai trò như một khóa gài, giúp bánh răng bán trục quay cố định Ngược lại, khi hệ số bám trên hai bánh xe khác nhau, bánh răng hành tinh quay tương đối với trục chữ thập và ăn khớp với bánh răng bán trục, từ đó làm cho hai bán trục quay với vận tốc khác nhau, ảnh hưởng đến quá trình truyền động của hệ thống.
+ Khả năng vượt lầy kém và tính cơ động không cao. Ưu điểm:
*Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng :
A Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định :
8 Bánh răng côn chủ động
Bộ truyền động loại này gồm có : bộ truyền lực chính (bộ bánh răng vành chậu
Bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh và hai bánh răng côn bán trục, được lắp đặt thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát trục chữ thập có lỗ rộng bên trong và lò xo ép nhằm cố định hai bánh răng côn bán trục cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai, giúp tăng tính ổn định và khả năng phân phối mô-men xoắn một cách hiệu quả.
Ly hợp ma sát gồm các đĩa thép trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục và các đĩa ma sát có tai nằm trong khung vi sai, còn gọi là các đệm chặn lực dọc trục, giúp truyền mô-men xoắn và ngăn trượt dẫn đến trượt trục không mong muốn Nguyên lý làm việc của ly hợp ma sát dựa trên việc tạo áp lực giữa các đĩa ma sát để truyền lực một cách đều đặn, đồng thời cho phép phân chia lực khi cần thiết, đảm bảo hoạt động chính xác của hệ truyền động.
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của hai bánh xe bằng nhau và lực cản trên hai bánh xe cũng giống nhau Điều này khiến các bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, dẫn đến bánh răng hành tinh không quay trên trục của nó mà chỉ quay quanh trục của bán trục Hiểu rõ quá trình này giúp phân tích hiệu quả truyền động trong các hệ thống bánh răng, tối ưu hóa hiệu suất hoạt động.
Khi chuyển động thẳng, dòng mômen truyền chủ yếu qua cụm vi sai, một phần nhỏ (có thể bị trượt nhẹ) truyền qua khớp ma sát.
Khi lái xe trên đường vòng, sự khác biệt về quãng đường lăn hoặc lực cản của các bánh xe gây ra chênh lệch mômen giữa hai bên, bằng giá trị Mms Điều này ảnh hưởng đến cân bằng và ổn định của xe khi vào cua, đặc biệt trong các điều kiện đường vòng khắc nghiệt Hiểu rõ về sự chênh lệch mômen này giúp cải thiện việc điều khiển và an toàn cho phương tiện.
Khi khớp ma sát trượt lớn, dòng mômen truyền một phần qua vi sai, một phần qua khớp ma sát.
Ta có quan hệ động lực học: Mt = Mp + Mms
Mt , Mp: mômen trên bán trục quay chậm, bán trục quay nhanh.
Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực học tốt hơn các loại vi sai khác.
Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác mà sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe.
Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi.
Để tránh gặp sự cố kỹ thuật khi sử dụng, cần phải dùng loại dầu cầu đặc biệt thay vì dầu thông thường Ngoài ra, việc sử dụng hai bên lốp có cùng kích cỡ, hoa văn và áp suất là rất quan trọng để đảm bảo an toàn và hiệu suất vận hành tối ưu.
Mms lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất.
B Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định:
1 Bánh răng côn chủ động 5 Trục
2 Bánh răng vành chậu 6 Bánh răng bán trục
3 Vỏ vi sai 7 Bánh răng hành tinh
4 Đĩa ma sát a, Cấu tạo
Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răng vành chậu
2 - côn xoắn 1) bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 7, hai bánh răng côn bán trục 6 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát 4
Trục chữ thập đã được thay thế bằng trục 5 cắt nhau theo góc vuông, có khả năng dịch chuyển theo cả chiều trục và chiều góc nghiêng tại các đầu trục A và B Hệ thống ly hợp ma sát bao gồm các đĩa thép trượt trên đuôi có then hoa của bánh răng côn bán trục, cùng với các đĩa ma sát có tai nằm trong khung vi sai, còn gọi là các đệm chặn lực dọc trục Nguyên lý làm việc của hệ thống này dựa trên việc điều chỉnh ma sát giữa các đĩa để kết nối hoặc ngắt liên kết giữa các bộ phận, đảm bảo hoạt động mượt mà và chính xác của cơ cấu truyền động.
Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của hai bánh xe bằng nhau Nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau, các bánh răng bán trục sẽ quay cùng tốc độ, dẫn đến bánh răng hành tinh không quay trên trục của nó Thay vào đó, bánh răng hành tinh chỉ quay quanh trục của bán trục, ảnh hưởng đến cơ chế truyền động trong hệ thống truyền tải.
Trong quá trình đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau gây ra sự dịch chuyển của các mặt nghiêng trên trục 5, nhằm điều chỉnh lực truyền từ ly hợp ma sát 4 đến vỏ vi sai Khi bánh răng hành tinh quay, điều này làm tăng lực truyền đến vỏ vi sai đối với nửa trục quay chậm và giảm lực đối với nửa trục quay nhanh, giúp xe duy trì sự ổn định và cân bằng khi vào đường uốn.
+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực học tốt hơn các loại vi sai khác.
+ Trị số mômen hãm sẽ không phải là một hằng số như các vi sai khác mà sẽ tỉ lệ với mômen truyền lên các bánh xe
+ Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi.
Bạn cần sử dụng loại dầu cầu đặc biệt để đảm bảo hoạt động ổn định của hệ thống, tránh dùng các loại dầu thông thường có thể gây ra sự cố kỹ thuật Đồng thời, việc sử dụng hai bên lốp phải đồng bộ về kích cỡ, hoa văn và áp suất để đảm bảo an toàn và hiệu quả vận hành xe.
Các bán trục
Các bán trục đóng vai trò quan trọng trong việc truyền mô men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động, đảm bảo truyền lực ổn định và hiệu quả Ngoài ra, ở các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn, chúng còn chịu trách nhiệm tiếp nhận các lực tác dụng từ mặt đường lên bánh xe chủ động, góp phần nâng cao khả năng vận hành và độ bền của hệ thống truyền động xe.
1.4.2 Yêu cầu đối với các bán trục: a) Yêu cầu chung của bán trục:
Phải chịu được mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
Trong quá trình bán trục, cần đảm bảo trục phải thẳng và không bị lệch, đặc biệt là đối với các xe có khả năng cơ động cao Đối với bán trục của cầu dẫn hướng chủ động, việc đảm bảo tính đồng tâm cho các đoạn trục của bán trục là yếu tố quan trọng để duy trì hiệu suất vận hành tối ưu và đảm bảo an toàn cho hệ thống.
Chính xác hình dáng hình học, kích thước. b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe có khả năng cơ động.
Các bán trục cho xe tải lớn cần chịu mô men xoắn cao, đòi hỏi phải được chế tạo chính xác về hình học để đảm bảo hiệu suất tối ưu Việc thiết kế các góc lượn hợp lý là yếu tố then chốt nhằm giảm thiểu ứng suất tập trung, tăng độ bền và độ tin cậy của bộ truyền động Properly designed bán trục đảm bảo khả năng chịu lực tốt, góp phần nâng cao tuổi thọ và hiệu quả vận hành của xe.
1.4.3 Phân loại bán trục: a Bán trục liền:
Cầu xe chủ động không dẫn hướng sử dụng hệ thống treo phụ thuộc, gồm hai bán trục riêng biệt Mỗi bán trục kết nối với một bánh xe, trong đó có một bán trục liên kết với bánh xe bên trái và bán trục còn lại kết nối với bánh xe bên phải Hệ thống này giúp cải thiện khả năng điều khiển và ổn định của xe, phù hợp cho các loại phương tiện cần thiết lập hệ thống truyền động không dẫn hướng.
Bán trục liền là một trục tròn đặc, được chế tạo từ thép hợp kim chất lượng cao có khả năng chịu xoắn tốt.
Cấu tạo bán trục liền
Trong hình 1.12, trục giảm tải hoàn toàn được bán ra với bánh xe có moay ơ lắp trên hai ổ bi, cả hai đều gắn cố định trên vỏ cầu Các ổ bi được bố trí cách nhau một khoảng, giúp truyền các mô men uốn của các lực tác động giữa bánh xe và mặt đường theo các trục Z, Y, X một cách hiệu quả Nhờ đó, toàn bộ các mô men uốn này đều được truyền tải và chịu trách nhiệm bởi vỏ cầu, giúp đảm bảo độ bền và ổn định của hệ thống giảm tải.
Bán trục giảm tải hoàn toàn là loại trục không chịu uốn mà chỉ chịu duy nhất mômen xoắn Loại trục này thường được sử dụng trong các loại ô tô tải để đảm bảo khả năng chịu lực tối ưu.
Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn
Bán trục giảm tải 3/4 (Hình 1.13) khác biệt với bán trục giảm tải hoàn toàn bởi chỉ có một ổ bi ở moay ơ, khiến bán trục phải chịu một phần mô men uốn từ các lực tác dụng lên bánh xe Loại bán trục này thường ít được sử dụng trong các hệ thống truyền động xe.
Sơ đồ bán trục giảm tải 3/ 4
Bán trục giảm tải 1/2 (hình 1.14) có đầu ngoài được đỡ bằng một ổ bi nằm trong vỏ cầu chủ động, giúp truyền lực hiệu quả Trong cấu hình này, moay ơ được trực tiếp bắt vào bán trục, đảm bảo sự liên kết chắc chắn và hoạt động ổn định của hệ thống truyền động.
Kết cấu này có thể không sử dụng moay ơ mà thay vào đó, tang trống được gắn trực tiếp lên mặt bích ở đuôi bán trục Thiết kế này giúp bán trục phải chịu toàn bộ mô men uốn từ các lực tác động giữa bánh xe và mặt đường, đảm bảo sự ổn định và khả năng chịu lực tốt hơn cho hệ thống bánh xe.
Bán trục dạng này được sử dụng hầu hết trên các loại ô tô con do kết cấu đơn giản.
Sơ đồ bỏn trục giảm tải ẵ
Kết cấu bố trí trục liền
Hệ thống kết cấu sử dụng hai khớp các đăng đồng tốc 3,6, được bố trí hai đầu của thân trục truyền giúp đảm bảo truyền động chính xác và ổn định Đầu ngoài của trục ghép then hoa với moay ơ 9 và khóa chặt bằng ecu 1, đảm bảo liên kết chắc chắn và an toàn Các ổ bi, đặt giữa moay ơ 9 và giá đỡ của hệ thống treo 7, được bôi trơn bằng mỡ và có vỏ bao kín chống bụi và nước, giúp duy trì hiệu suất hoạt động của hệ thống Bánh xe quay trên các ổ lăn 2 và dẫn hướng nhờ hệ thống treo, giúp xe vận hành trơn tru và ổn định trên mọi địa hình Độ dài của 2 bán trục dạng liền và ghép (bên trái và bên phải) trên cùng một cầu thường khác nhau, phù hợp với thiết kế kỹ thuật của hệ thống truyền động.
Bố trí bán trục ghép là các đăng đồng tốc không có dầm cầu giúp xe gọn hơn và tăng khoảng sáng gầm Ưu điểm của hệ thống này là khả năng tối ưu hóa không gian, giúp xe trở nên linh hoạt hơn trong thiết kế Việc sử dụng các khớp các đăng đồng tốc mang lại khả năng truyền lực chắc chắn mà không làm mất đi tính linh hoạt của hệ thống treo Nhờ đó, bố trí bán trục ghép cải thiện khả năng vận hành và giảm thiểu kích thước tổng thể của xe.
Nhược điểm: Kết cấu và chế tạo phức tạp, yêu cầu độ chính xác cao trong lắp ghép và bảo dưỡng.
Dầm cầu
1.5.1 Công dụng của dầm cầu: Đối với xe có hệ thống treo là hệ thống treo phụ thuộc Cầu xe là phần khối lượng không được treo Trong thiết kế cầu xe thường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đến mức có thể Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:
- Đỡ toàn bộ trọng lượng phần được 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 trong thời gian dài
Hệ thống truyền lực trên xe tiếp nhận và truyền các lực từ khung xe xuống mặt đường, đảm bảo khả năng vận hành ổn định Đối với xe trang bị hệ thống treo độc lập, không sử dụng dầm cầu, mà cụm truyền lực chính và bộ vi sai được lắp đặt trực tiếp trong vỏ cầu gắn liền với thân xe Tải trọng thẳng đứng tác động trực tiếp qua hệ thống treo lên thân xe, giúp cải thiện khả năng chịu tải và độ bền của xe.
Dầm cầu ghép thường được chế tạo bằng phương pháp đúc và bố trí mặt ghép để dễ dàng tháo lắp cụm truyền lực chính và vi sai Tuy nhiên, khả năng cứng vững của dầm cầu ghép phụ thuộc chủ yếu vào kết cấu bu lông liên kết Chính vì lý do này, phương pháp này hiện nay ít được sử dụng trong các công trình xây dựng.
Dầm cầu liền có cửa lớn để lắp cụm truyền lực chính, giúp hệ thống hoạt động hiệu quả Toàn bộ chiều dài của dầm cầu là một khối liền, mang lại độ cứng vững cao, đảm bảo khả năng chịu tải tốt Hiện nay, loại dầm cầu này được sử dụng phổ biến trên ô tô, đóng vai trò quan trọng trong cấu trúc xe và nâng cao hiệu suất vận hành.
1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.
Vỏ cầu phải đảm bảo những yêu cầu cơ bản sau đây:
- Vỏ cầu phải đủ cứng để chịu được trọng lượng của xe, tránh gẫy uốn ảnh hưởng đến các kết cấu bên trong
- Vỏ cầu phải đảm bảo kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe
- Vỏ cầu liền là loại vỏ cầu thường được sản xuất bằng phương pháp đúc sau đó gia công các bề mặt lắp ghép.
- Vỏ cầu rời là loại được lắp ghép từ các tấm rời bằng phương pháp hàn.
THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG
Số liệu ban đầu
- Loại xe: tải Công thức bánh xe: 4x2
- Khối lượng xe đầy tải (kg): 10000
- Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu sau chủ động (kg): 6800;
- Vị trí lắp động cơ (cầu trước/sau): cầu trước;
- Loại hộp số: cơ khí; Số cấp: 6
- Tỷ số truyền hộp số I1 = 8,190; I2 = 5,072; III = 2,981; IV =1,848; VI = 1,343; VI 1.000; Số lùi Ilùi= 7,619 i0 =4,100
- Loại động cơ: diesel; Công suất cực đại (Ne max)/ vòng quay (nN): 132/2500 kW/v/ph
- Mô men xoắn cực đại (Me max)/ ở vòng quay (nM): 530/1500 Nm/v/ph
- Hệ số bám cực đại của đường, ϕmax = 0,7;
Nội dung tính toán cầu chủ động bao gồm 4 phần cơ bản sau
− Thiết kế truyền lực chính
Thiết kế truyền lực chính
2.3.1 Chọn phương án truyền lực chính:
Dựa vào các thông số cho trước ta chọn phương án: Truyền lực chính loại đơn với bộ truyền bánh răng ăn khớp côn xoắn.
2.3.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính a Chọn tải trọng tính toán
Do ô tô có công thức bánh xe 4 x 2 tải trọng tính toán xác định theo momen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Nhưng giá trị momen Mtt này còn bị hạn chế bởi momen bám
Với φmax - Hệ số bám φmax= 0,7 rbx bán kính tính toán của bánh xe r bx = ( B+ d 2 ) 25,4=0,93 ( 8,25 + 16 2 ) 25,484 mm=0,384 m
Gϕ2 Khối lượng phân bố lên cầu sau chủ động
Gϕ2= 6800 kgh000 N ic tỷ số truyền lực cạnh ic=1 io tỷ số truyền lực chính i0=4,1
Momen tính toán Mtt là giá trị khi xe được tải đầy tải, đảm bảo an toàn và hiệu quả cấu trúc Tuy nhiên, trong quá trình sử dụng thực tế, xe không luôn luôn đầy tải, vì vậy cần áp dụng chế độ tính toán tải trọng phù hợp để đảm bảo độ bền lâu dài của kết cấu Việc này giúp tối ưu hóa hiệu suất và nâng cao độ bền cho công trình hoặc xe trong suốt thời gian sử dụng.
M tt tb =(0,5÷ 0,6) M tt !70,35 ÷ 2604,42 Chọn M tt tb &04 Nm b Chọn kích thước cơ bản của truyền lực chính:
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Số răng Z1,Z2 được chọn theo tỷ số truyền lực của truyền lực chính i0 Chọn Z1 theo kinh nghiệm trong bảng 3.1 (theo Thiết kế cầu chủ động ô tô - máy kéo): Z1=9
Chọn chiều nghiêng răng là chiều quay cho bánh răng côn xoắn nhằm tránh hiện tượng kẹt răng: β%+5 √ i 0 5 o
Tính Le theo công thức kinh nghiệm
Tính modun pháp tuyến bánh răng m n = L e cosββ
🡪 Chọn mn theo tiêu chuẩn: mn = 8 mm
Tính lại góc nghiêng β theo mn vừa chọn cosββ= m n 0 5 √ Z 1
Tính modun mặt đầu: m sβ = m n cosββ = 9,6 mm
Chiều rộng vành răng b=0,3 L e T,6 mm
Nửa góc côn chia: δ 1 =arctg Z 1
🡪 δ2 = 90 o - δ1v,33 o Góc ăn khớp danh nghĩa: α0 = 20 o
2 ) √ cos Z 3 1 β =0,48 mm Đường kính vòng chia đáy lớn:
Bán kính vòng chia đáy lớn: r 1 = D c1
Bước răng đáy lớn: t sβ = π m sβ 0,16 mm
Chiều cao răng đáy lớn: h=2,25 m sβ !,6 mm Đường kính đỉnh răng:
Kiểm tra khoảng sáng gầm xe
Khe hở răng đáy lớn: c= 0,2.m sβ =1,92mm Chiều cao đầu răng đáy lớn h e =m sβ (1+ x),2 mm
Chiều cao răng đáy lớn trên vòng chia:
Bán kính vòng chia trung bình r x1 =r 1 −0,5 b sin δ 1 6,75 mm r x 2 =r 2 −0,5 b sin δ 2 1,07 mm
Kí h i ệ u Đơn V ị Công thức tính toán
1 Chiều dài côn ngoài Le mm 14 √ 3 M e max i 0 182
2 Mô đun pháp mn mm 8
3 Mô đun mặt đầu ms mm mn/cosβ 9,6
4 Chiều rộng vành răng b mm 0,3Le 54,6
5 Số răng của bánh răng Z 9 37
8 Hệ số dịch chỉnh x mm 0,48
9 Đ.kính vòng chia đáy lớn Dc mm ms.Z 86,4 355,2
10 B.kính vòng chia đáy lớn r mm Dc/2 43,2 177,6
11 Nửa góc côn chia δ Độ δ 1 =arctg ( Z Z 1 2 ) δ2 = 90 o - δ1
12 Chiều cao răng đáy lớn h mm 2,25 m sβ 21,6
13 Bước răng ts mm πmmn 30,16
14 Chiều cao đầu răng đáy lớn he mm m sβ + x m sβ 14,2
15 Khe hở răng đáy lớn c mm 0,2 m sβ 1,92
16 Đ.kính đỉnh răng đáy lớn De mm D c +2 ( 1+ x ) m sβ
17 Bkvòng chia trung bình rx mm r- 0,5bsinδ 36,75 151,07
18 Đk vòng chân răng đáy lớn Di mm Dc-2c 82,56 351,36
19 Chiều cao răng đáy lớn trên vòng chia S mm ( π m n )
21 Chiều dài đường sinh TB Lm mm Le – 0,5b 154,7
2.3.3 Xác định lực tác động lên truyền lực chính
Lực tác dụng lên truyền lực chính gồm: lực vòng, lực hướng kính, lực dọc trục.
Trong đó: rtb là bán kính trung bình của bánh răng r tb = L m sin δ i
Q= | cosββ P ( tgα sin δ i +sβinβ cos δ i )|
R = | cosββ P ( tgα cos δ i −sβinβ sin δ i )|
2.3.4 Tính kiểm tra bền bánh răng truyền lực chình
Kiểm tra ứng suất bền uốn của các bánh răng chủ động được xác định bằng công thức: σ u = 3 M tt k d y t sβ r 1 L e (1− λ 3 ), trong đó hệ số tải trọng động (k d) thường chọn trong khoảng từ 1 đến 1,5, và do xe làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi liên tục, nên ta chọn k d = 1,5 Hệ số dạng răng (y) được tra theo tỷ số truyền và số răng tương đương, với io=4,1.
Z td = Z 1 cos δ 1 cos 3 β = 9 cos13,67 0,837 3 Tra bảng VII-2/86 [TL 1] ta chọn y= 0,402 ts: bước răng ở đáy lớn ts= 30,16 mm λ: Hệ số được xác định bởi công thức ¿ L e −b
182 =0,7 Thay các thông số vào ta được σ u = 3.4340,7 1,5 10 −6 0,402.0,03016.0,0432 0,182 (1− 0,7 3 ) 11,88 MN /m
🡪 Đảm bảo độ bền uốn.
- Kiểm tra ứng suất tiếp xúc: σ tx = 0,418 √ bcosβα sβinα P E ( r 1 td 1
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình
P= M tt tb r 1 = 2604 43,2.10 −3 `277,8 N rtdi: bán kính tương đương, i=1;2 r tdi = r tb cos 2 β cos δ i
🡪 rtd1 = 53,7 mm, rtd2= 908 mm E: Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng:
[ σ tx ] ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ tx ] =(1500 ÷ 2500) MN / m 2
Như vậy bộ truyền đảm bảo điểu kiện bền tiếp xúc.
- Chọn sơ bộ đường kính trục: d 1 ≈(9 ÷ 10) √ 3 M emax =(9 ÷ 10) √ 3 5 30=(72 ÷ 80)(mm)
- Tính chính xác đường kình và định kết cấu trục:
Khoảng cách giữa 2 gối đỡ:
Từ đường kính trục d = 75 mm => Chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7315 (tra bảng
P2.11 [2]) Có thông số dxBxD là 75x37x160
L1 - khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 (B1) đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng côn chủ động.
Momen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: d 1 ≥ √ 3 0,1 M td [ σ ]
Vậy ta chọn đường kính trục chủ động d1 P mm
Trong bài viết này, trị số của ứng suất cho phép của thép chế tạo trục được tra cứu từ bảng 10.5 Đối với thép C45 có σ_b0 bằng 0 MPa, ứng suất cho phép cho trục có đường kính sơ bộ 70 mm là [σ] = 55 MPa, đảm bảo độ bền và độ an toàn cho kết cấu.
Chon lại ổ đũa côn cỡ nhẹ kí hiệu 7510 (tra bảng P2.11 [2]) Với các thông số sau: d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm
T, mm r, mm r1, mm α C, kN Co, kN
Thiết kế bộ truyền vi sai
2.4.1 Xác định kích thước vi sai
Bộ truyền vi sai được thiết kế nằm gọn trong lòng bánh răng bị động của hệ truyền lực chính, nhấn mạnh tính nhỏ gọn và tối ưu không gian Kích thước của bộ truyền này phải phù hợp để dễ dàng bố trí bên trong bánh răng bị động, đảm bảo vận hành hiệu quả và độ bền cao Việc lắp đặt chính xác giúp nâng cao hiệu suất truyền lực và giảm thiểu lỗi kỹ thuật trong hệ thống truyền động xe hơi.
- Chọn sơ bộ modun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm chọn: m=5 mm
- Chọn số răng hành tinh của bộ vi sai: q= 4 bánh răng
- Đường kính vòng đỉnh của răng bánh răng bán trục: d e =(0,3 ÷ 0,35) D e
- Số răng của bánh răng bán trục Zb:
- Số răng của bánh răng hành tinh Zh được chọn theo tỷ số truyền được chọn theo kinh nghiệm: iht = 1,3
2.4.2 Các thông số bộ truyền vi sai:
TT Tên thông số Kí hiệu Đơn vị Công thức tính toán
1 Số bánh răng vi sai q 4 2
4 Tỷ số truyền iht Zb/Zh 1,3
5 Nửa góc côn chia δ Độ arctg(Zh/Zb) 37,57 o 52,43 o
6 Chiều dài đường sinh côn chia l mm 0,5 m √ Z 1
7 Chiều rộng bánh răng b mm 0,3l 24
8 Hệ số dịch chỉnh x mm 0,16 0
9 Đk vòng chia đáy lớn dc mm m.Z 100 130
10 Bk vòng chia đáy lớn r mm dc/2 50 65
11 Bước răng đáy lơn ts mm πm.m 15,7
12 Chiều cao răng đáy lơn h mm 2,25.m 11,25
13 Đk vòng đỉnh đáy lớn de mm dc + 2.h.cosδi 117,8 143,7
14 Khe hở chân răng đáy lớn c mm 0,2m 1
16 Chiều cao đầu răng đáy lớn he mm m+xm 5,8 5
17 Chiều dày răng đáy lớn s mm πmm/2+2x.m.tgα 7,97 7,85
18 Đk vòng chân răng đáy lớn d mm dc – 2c 98 128
19 Bk vòng chia trung bình rx mm ri - 0,5.bsinδi 49,7 64,6 2.4.3 Kiểm tra bền bộ truyền vi sai a Tải tính toán
Sơ đồ tính toán lực vi sai
Trong quá trình tính toán bền cho vi sai, tải trọng tính toán được xác định dựa trên momen cực đại phân bố lên bánh răng bán trục Tải trọng này đạt giá trị bằng 0,6 lần momen tính toán của truyền lực chính, đảm bảo độ chính xác và độ bền tối ưu cho hệ thống truyền động.
Việc tính toán độ bền của bộ truyền vi sai chủ yếu tập trung vào bánh răng hành tinh nhỏ hơn, nhằm đảm bảo độ bền và độ tin cậy của hệ thống Các lực tác dụng lên bánh răng hành tinh được mô tả qua sơ đồ và xác định rõ ràng, giúp đánh giá chính xác khả năng chịu lực của bánh răng trong quá trình vận hành Việc chỉ tính bền cho một bánh răng hành tinh là phương pháp tối ưu, tiết kiệm thời gian và công sức mà vẫn đảm bảo hiệu quả kiểm tra độ bền của bộ truyền vi sai.
- Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh:
- Lực dọc trục, ép bánh răng hành tinh vào vỏ vi sai:
Trong phân tích ứng suất bền uốn của răng bánh răng vi sai, công thức tính như sau: σ u = 24 · P vsβ · kd · hb · tsβ² · (1−2·bri) Thông số này giúp xác định chính xác mức độ tác động của lực lên răng bánh răng, đảm bảo độ bền và hiệu suất vận hành của cơ cấu truyền động Việc tính toán chính xác ứng suất uốn là yếu tố then chốt để thiết kế bánh răng vi sai có khả năng chịu lực tốt, hạn chế nguy cơ gãy vỡ hoặc hư hỏng trong quá trình sử dụng.
Trong đó: kd : hệ số tải trọng động chọn bằng 1,2.
Bánh răng đảm bảo khả năng chịu đựng độ bền uốn cao, phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu độ bền dài lâu Trong quá trình thiết kế bánh răng vi sai, tính toán ứng suất tiếp xúc là yếu tố quan trọng để đảm bảo độ tin cậy và hiệu suất hoạt động Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng bánh răng vi sai được xác định dựa trên công thức chính xác, giúp tối ưu hoá sự phân phối lực tác dụng và kéo dài tuổi thọ của bánh răng.
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình
50 10 −3 = 43407 N rtdi: bán kính tương đương, i=1;2 r tdi = r x cos δ i
🡪 rtd1 = 62,7 mm, rtd2= 106 mm E: Mô đun đàn hồi của vật liệu bánh răng:
[ σ tx ] ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ tx ] =(1500 ÷ 2500) MN / m 2
Bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc. d Tính toán ứng suất chèn dập và ứng suất cắt:
Khi thiết kế vi sai, cần đảm bảo ứng suất uốn và tiếp xúc trên bề mặt răng để đảm bảo độ bền và truyền lực chính xác Ngoài ra, việc kiểm soát ứng suất chèn và cắt ở các bề mặt bánh răng, trục và vỏ vi sai là rất quan trọng để đảm bảo hoạt động ổn định và tuổi thọ của cơ cấu Những yếu tố này là cơ sở để lựa chọn các kích thước phù hợp, giúp tối ưu hóa hiệu suất và độ bền của hệ thống, như được thể hiện rõ qua các hình vẽ minh họa trong tài liệu.
Sơ đồ tính toán bền trong vi sai côn
* Ứng suất chèn dập σ cd1 sinh ra giữa trục bánh răng hành tinh và lỗ bánh răng hành tinh: σ cd 1 = M vsβ q r 1 d 5 l 1
- Các kích thước được thể hiện trên sơ dồ tính toán bền trong vi sai côn.
- l1: được xác định theo chiều rộng bánh răng b: l 1 =bcosβδ$ cos 37,57 mm
- d5: đường kính trục chữ thập, từ đường kính bánh răng vi sai ta chọn: d5=dvs mm
Vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và lỗ răng hành tinh đảm bảo.
* Ứng suất chèn dập σ cd2 sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai: σ cd 2 = M vsβ q r 2 d 5 l 2
Trong đó: l2: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai Chọn l2 = 15
Vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ chữ thập trên vỏ vi sai đảm bảo.
* Ứng suất chèn dập σ cd3 sinh ra giữa đáy bánh răng hành tinh và võ vi sai do Qvs gây nên: σ cd3 = 4 Q vsβ π (d 1 2 − d 6 2 )
Trong đó ta có các kích thước d1,d6 như hình trên, chọn theo đường kính trục chữ thập và đường kính bánh răng hành tinh: d1` mm ; d6= 22 mm
Vậy độ bền chèn dập giữa đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai được đảm bảo.
* Ứng suất chèn dập σ cd4 sinh ra giữa đáy răng bán trục và vỏ vi sai do Rvs gây ra: σ cd3 = 4,4 R vsβ π (d 3 2 −d 4 2 )
Trong đó các thông số kích thước d3,d4 được chọn theo đường kính ngoài của ống then và đường kính bánh răng bán trục: chọn d3= 100 mm; d4= 40 mm
Vậy độ bền dập sinh ra giữa đáy bánh răng bán trục và vỏ vi sai gây nên được đảm bảo.
* Ứng suất cắt τ trục chữ thập dưới tác dụng của lực vòng Pvs: τ = 4 P vsβ π d 5 2 = 4.6511,05 10 −6 π 0,02 2 ,73 MN / m 2
⇒ τ ,73 MN / m 2