Đồ án thiết kế cầu chủ động ô tô

Trên cácloại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặtđường tác dụng lên bánh xe chủ động.. Hai bánh răng mặt trời bánhrăng bán trục được lắp đặt để có

MỤC LỤC

  

1 PHÂN TÍCH ĐIỀU KIỆN LÀM VIỆC VÀ YÊU CẦU

CỦA CẦU CHỦ ĐỘNG

1.1 Cầu chủ động

1.2 Truyền lực chính

1.3 Vi sai

1.4 Bán trục

2 CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

2.1 Phương án cho vi sai

2.2 Phương án cho truyền lực chính

2.3 Phương án cho bán trục

3 TÍNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRUYỀN LỰC CHÍNH CẦU CHỦ ĐỘNG

3.1 Tính toán truyền lực chính

3.2 Tính toán vi sai

3.3 Tính toán bán trục

4 TÍNH BỀN CẦU CHỦ ĐỘNG

4.1 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính

4.2 Tính trục và chọn ổ trục của truyền lực chính

4.3 Tính toán then đầu trục truyền lực chính

4.4 Tính bền bộ vi sai

4.5 Tính bền bán trục

4.6 Tính bền dầm cầu

5 THÁO LẮP, ĐIỀU CHỈNH, BẢO DƯỠNG VÀ SỬA CHỮA CẦU CHỦ ĐỘNG

TÀI LIỆU THAM KHẢO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VÂN TI CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

-*** - 

-Nhiệm vụ đồ án: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG Ô TÔ

Số liệu ban đầu:

- Loại xe, trọng lượng chở : Xe tải

- Trọng lượng xe đầy tải (kg):5500

- Phân bố trọng lượng lên cầu chủ động khi đầy tải (kg): 3800

1.1.1 Công dụng

- Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực

- Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiếnhoặc lùi

- Tăng tỷ số truyền để tăng mômen xoắn, tăng lực kéo của bánh xe chủ động

- Cho phép các bánh xe chủ động trái và phải quay với vận tốc khác nhau khi xequay 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: đơn, kép.

- Theo vị trí của cầu chủ động trên xe: cầu trước chủ động, cầu sau chủ động

- Theo số lượng cầu bố trí trên xe: 1 cầu chủ động, 2 cầu chủ động, nhiều cầu chủđộng

Hình 1.1: Sơ đồ đặt vị trí cầu ô tôa) Động cơ đặt trước, cầu chủ động đặt sau, sử dụng nhiều ở ô tô tải cỡ nhỏ

 b) Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động, dùng cho ô tô con, ô tô khách cỡ trung.c) Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động bố trí nhỏ gọn, dùng cho ô tô du lịch cỡ nhỏ

d) Động cơ đặt trước, hai cầu chủ động, dành cho ô tô thể thao, ô tô có độ thôngquá cao, ô tô hoạt động ở điều kiện không đường xá

e) Động cơ đặt trước, hai cầu sau chủ động, dành cho ô tô tải trung bình và ô tô tảinặng.

f) Động cơ đặt trước, tất cả cầu đều chủ động, dành cho ô tô quân sự, ô tô tải có độthông qua cao, ô tô tải hoạt động trong điều kiện không có đường xá

1.2 Truyền lực chính1.2.1 Công dụngTăng momen xoắn và truyền momen xoắn qua cơ cấu phân chia đến các bántrục đặt dưới một góc nào đó (thường là 900)

1.2.2 Yêu cầu

- Phải có tỉ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ô tô

- Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao

- Đảm bảo độ cứng vững và làm việc êm dịu

- Cho ô tô khoảng sáng làm việc cần thiết

- Làm việc êm dịu

- Vỏ, gối tựa và trục của truyền lực chính có độ cứng vững cao

1.2.3 Phân loạia) Truyền lực chính đơn:

Hình 1.2: Sơ đồ truyền lực chính đơn

a TLC b¸nh r¨ng c«n xoắn

Hình 1.3: Sơ đồ truyền lực chính képa) Truyền lực chính trung tâm.

 b) Truyền lực chính bên

1.3 Vi sai1.3.1 Công dụngĐảm bảo cho các bánh xe chủ động quay với tốc độ góc khác nhau khi ô tôquay vòng hoặc khi di chuyển trên đường không bằng phẳng

1.3.2 Yêu cầuPhân 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.

1.3.3 Phân loạiTheo đặt tính phân phối moment xoắn:

Hình 1.4: Phân loại vi sai theo đặc tính phân phối moment

a) Vi sai đối xứng

 b) Vi sai không đối xứng

1.4 Bán trục1.4.1 Công dụngDùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động Trên cácloại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặtđường tác dụng lên bánh xe chủ động

1.4.2 Yêu cầ u

- 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 đoạntrục của bán trục

  - Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học về kích thước

2.CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

Đối với xe tải, ta chọn cầu chủ động đặt phía sau

*Tuy xe có cầu chủ động đặt phía sau có vài nhược điểm như:

*Nhưng những nhược điểm đó chấp nhận được so với xe tải

2.1 Phương án cho vi sai Trong đồ án này ta chọn loại vi sai bánh răng côn đối xứng

Lý do:  - Kết cấu đơn giản

Hình 2.1.1: Sơ đồ vi sai đối xứng đặt giữa cầu chủ động.

1 – bánh răng bị động của truyền lực chính

2 – bánh răng chủ động của truyền lực chính

vi sai và cũng được gối trên vỏ bằng hai ổ đỡ Vỏ bộ vi sai (đượcghép với bánh răng bị động bằng các bulông) có các lỗ để đặt trụccủa các bánh răng hành tinh Trục của bánh răng hành tinh có thể làdạng đơn, dạng ba trạc hoặc chữ thập tuỳ theo số lượng bánh răng hànhtinh của bộ vi sai là hai, ba hoặc bốn Hai bánh răng mặt trời (bánhrăng bán trục) được lắp đặt để có thể quay tương đối trong vỏ vi sai.Hai bánh răng mặt trời ăn khớp thường xuyên với các bánh rănghành tinh ở giữa của hai bánh răng mặt trời là lỗ có then hoa để ănkhớp với then hoa của hai bán trục

 Hình 2.1.2 - Sơ đồ cấu tạo của truyền lực chính và bộ vi sai Nguyên lý làm việc:

- Khi ôtô chuyển động thẳng (hình 2.1.2.a)Mômen từ trục các đăng truyền tới trục chủ động sang bánhrăng bị động của truyền lực chính đến vỏ bộ vi sai Khi ôtô chuyểnđộng thẳng trên đường bằng phẳng, sức cản ở hai bánh xe chủ độnglà như nhau bán kính lăn của hai bánh xe chủ động là như nhau Khi nàycác bánh răng hành tinh không quay quanh trục của nó mà chỉ đóngvai trò như một vấu truyền để truyền mômen từ vỏ vi sai đến hai bánhrăng mặt trời ở hai phía với cùng mômen và số vòng quay như nhauđến hai bánh xe chủ động

- Khi ôtô quay vòng (hình 2.1.2.b)Giả sử ôtô dang chuyển động quay vòng sang phải, lúc này tốcđộ góc của hai bánh xe là khác nhau Bánh xe bên trái nằm xa tâmquay vòng nên có tốc độ góc lớn hơn bánh xe bên phải nằm gần tâmquay vòng Thông qua bán trục làm hai bánh răng mặt trời ở phía tráivà phía phải cũng có tốc độ góc khác nhau Trong trường hợp cụ thểnày bánh răng mặt trời bên trái quay nhanh hơn bánh răng mặt trời bên phải Lúc này các bánh răng vệ tinh vừa quay theo vỏ bộ vi sai

vừa quay quanh trục của nó bảo đảm cho hai bánh răng mặt trời quayvới tốc độ góc khác nhau phù hợp với tốc độ quay khác nhau củacác bánh xe chủ động

2.2Truyền lực chính: chọn loại đơn dạng bánh răng cơn hypoit

 Hình 2.7 Sơ đồ truyền lực chính bánh răng cơn dạng hypoit 

2.3 Phương án bán trụcBán trục ta chọn loại bán trục giảm tải hồn tồn, là loại bán trục chỉ chịumoment xoắn và khơng phải chịu các lực khác tác dụng lên nĩ

Lý do: đây là xe tải cĩ tải trọng khá lớn nên chọn kiểu kết cấu này để bán trụcchỉ cĩ nhiệm vụ truyền moment xoắn tới các bánh xe, giúp giảm tải lực tác dụnglên bán trục, nhằm tăng độ bền cho bán trục

Hình 2.3: Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn.

3 TNH TOÁN THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

3.1 Thiết Kế Tính Toán Truyền Lực Chính

3.1.1 Xác đ ịnh các thông số cơ bản của truyền lực chính

- Chọn tải trọng tính toán:

Với ô tô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo momentcực đại của động cơ khi xe chuyển động ở tay số 1:

Mtt = Memax  i1  ηt1= 250x 5,016 x 0,93≈ 1166 (Nm)Hiệu suất truyền lực ηt bao gồm hiệu suất của:

 Hiệu suất qua ly hợp, chọn: lh  1

 Hiệu suất qua 2 bộ bánh răng trụ trong hộp số ở tay số 1, chọn:   br  = 0,98

 Hiệu suất qua 3 cặp ổ lăn trong hộp số ở tay số 1, chọn: ol = 0,99

 Hiệu suất qua cac đăng, chọn:  cđ  1 Như vậy, ta có:

 Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi moment bám

Chọn số răng của truyền lực chính:

Ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: z1 = 6

 z 2 = i 0  z 1 = 6 , 83 6 = 40 , 98

chọn  z2 = 36

 z2= 41

 z2 - Số răng của bánh răng bị động

để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáylớn 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 chủđộng là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng) – hình 3.1.b

Thông số hình học của cặp bánh răng côn trong truyền lực chính: (hình 3.2)

Hình 3.1 Thông số hình học bánh răng côn.

- Chiều dài đường sinh:

- Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ truyền HPI:

- Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động:  K =

cos  β2cos  β1=( 1,3 ữ 1,5 )

- Đường kính vòng chân đáy lớn: Di= Dc- 2c

Đường kính vòng chia chân đáy lớn D1= 72 (mm) D2 = 348 (mm)

Hình 3.4: Sơ đồ thiết kế vi saiTính toán kích thước bộ vi sai bánh răng côn đối xứng.

- Chọn số bánh răng hành tinh q = 2

- Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai là ms = 9

- Chọn số răng của bánh răng bán trục:

- Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục

- Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai

mn =Trong đó:

k σ = 0,2 - Hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng

= 550 (MN/m2) - ứng suất uốn cho phép

 b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh

12 Chiều cao đầurăng đỏy lớn mm ha = ms.(ha ± ξ ¿

3.3 Tớnh toỏn bỏn trục

- Khi ôtô chuyển động thẳng chịu lực dọc cực đại Pmax

- Khi ôtô bị trợt ngang, hoàn toàn chịu lực bên cực đại Ymax

- Khi ôtô có tải trọng động thẳng đứng tác dụng lớn nhất Zmax

- Phản lực Z bx tác dụng lên bánh xe được xác định theo trạng thái cầu sau chủđộng với ký hiệu P bx2.

 Trong đó:

G2: Trọng lượng tĩnh của ôtô đặt lên cầu sau tác dụng lên mặt đường

Ta có G2= 38000 (N)

 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau:

- Z1,Z2 là phản lực thẳng đứng tác dụng từ đường lên bánh xe trái và phải

- Y1,Y2là phản lực ngang của mặt đường tác dụng lên bánh xe trái và phải

- Pk  là lực kéo tiếp tuyến

  Trường hợp truyền lực kéo cực đại

Trên đường thẳng : Z bx =G2 m 2  p

2 =38000.1.1

2 = 20900 NXuống dốc : Z bx =G2 m 2  p

2 =38000.0,9

2 = 17100 NTrên đường thẳng : P =φmax m2 p G2

2 = 14630 NXuống dốc : Pφmax m2 p G2

Lực bên Yk  tác dụng lên bánh xe khi bị trượt ngang hoàn toàn.

Trong đó:

- Tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau G2= 38000 (N)

- Chiều cao trọng tâm của xe , chọn hg= 1500 (mm)

- Chiều rộng cơ sở của xe, chọn B = 1400 (mm).= L-a

- Hệ số bám ngang,Thay số vào (3.3) ta được:

4.1 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính

- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:

σu = 0,85. Pb m

n γ  ≤ [σ u] (4.1)Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Ztd

 [ u] - ứng suất uốn cho phép.

Ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng trong truyền lực chính là thép 35XM đượctôi cải thiện có độ cứng 241HB, ta có: [ u] = 0,8[ ch] = 0,8×800 = 640 (MN/m2)Thay số vào (4.1), ta có:

- Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục:

Khoảng cách giữa hai gối đỡ : 100 mm 

 Hinh 4.1: Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động Trên trục bánh răng chủ động đợc bố trí theo kiểu công xôn (a) hoặc bố trí

ổ đỡ ở hai phía kiểu bố trí ổ đỡ theo sơ đồ (b) đảm bảo bộ truyền có độ cứng

vững cao hơn, nhng kết cấu phức tạp Sơ đồ này đợc áp dụng trong truyền lựcchính đơn Sơ đồ bố trí ổ đỡ kiểu công xôn thờng đợc áp dụng trong truyềnlực chính kép.

=> Vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu là : 30 mm

 Hình 4.2: Sơ đồ trục truyền lực chính.

4.3 Tính toán then hoa đầu trục

- Tính toán theo bảng 9.3_[2]

Với : T = 263882 (N.mm) : momen xoắn trên trục

  l = 75 mm : chiều dài làm việc của then

Với: ηt – hiệu suất truyền lực từ động qua ly hợp, hộp số, cac đăng, truyền

- Tớnh bền bỏnh răng theo ứng suất uốn

Lực vũng tỏc dụng lờn bỏnh răng hành tinh

Qvs = Pvs.tgα.sinδ = 33047ìtg20oìsin26,6o = 5385 (N)Lực hướng kớnh

R vs = Pvs.tgα = 33047ìtg20o = 12028 (N)

- Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc

Tớnh bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn:

Ứng suất uốn của bánh răng vi sai đợc tính theo sự phân bố mômen về một bên bán trục cực đại là 0,6 của mômen trên vỏ vi sai và chia cho số bánh răng hànhtinh q có trong vi sai

(4.3)Trong đó: P - lực vòng tính theo Mtt

ts - bớc răng trên mặt bên tính ở đáy lớn của hình côn chia

Với: [σ u]- ứng suất uốn cho phép, [σ u]=(1000 2000) (MN/m2)

 Bộ vi sai thỏa món điều kiện bền ứng suất uốn.

E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.105 (N/m2)

rtd1,rtd2: bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục, xác định theo công thức:

  σ  tx = 0,418.√   33047 ì 2.105ì 1 0−6

24,1.1 0−3ì sin200ì cos 200ì(   1

44,7.1 0−3+   1

89,5.10−3) = 2236 (MN/m2)Vỡ: tx = 1379,4 (MN/m2) < [ tx] = 3920 (MN/m2)

 Bộ vi sai thỏa món điều kiện bền ứng suất tiếp xỳc

- Tớnh ứng suất chốn dập của mặt đỏy bỏnh răng hành tinh và vỏ vi sai

Ứng suất chốn dập khi chịu tỏc dụng của lực Q :

δ d=  2 4 Qc

π  ( d22− d12)≤(10ữ20) MN /m

2

(4.5)Trong đú: Qc = 

Qc = 6046,92.16,5 10−3.4

5468

2 ì 2 ì 76

2 ì 1 0−3ì tg20oìsin26,6o = 5862 (N)Với: Mtt =5468 Nm và q = 2

r 3 = 76.10-3 m

d2 = de1 – 2.(0,2.ms) = 72 – 2.(0,2.9) = 68.4 (mm)

d1 = 30 (mm) là đường kớnh chốt bỏnh hành tinhThay giỏ trị vào (4.5), cú được:

σd = 2×4×58623,14 ×(68.4 − 3 02)=3.9<≤4÷10 (10 ÷ 20) MN/m2Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai thỏa điều kiệnbền.

Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục

(4.6)Với: q = 2

 r  b1 = 76 (mm) – bán kính vòng chia đáy lớn của bánh răng bán trục

=>Thay giá trị vào (4.6), ta có:

σd =   2×61793,14 ×(144 ❑ 2 − 76 ❑ 2)=0,26< (4÷  10)  MN/m2Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục thỏa 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:

(4.7)Trong đó: q = 2

r 1= 0,0415 m; r 2= 0,144 m

d1= 0,03 m

l1= b.cos  = 24,1.10-3×cos26,60 = 0,021 mChọn l2= 20 mm: là chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ visai

Tra bảng 7.13_[4], ta có: [ ] = 100 MN/m2 Thay giá trị vào (4.7), ta có:

Ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:

- Tính ứng suất cắt chốt bánh răng hành tinh:

Với: - ứng suất cắt cho phép của thép

Trong đó r = 144 mm là bán kính vòng chia độ lớn bánh răng bán trục.Chốt bánh răng hành tinh d 1= 30 mm thỏa các điều kiện bền

4.5 Tính toán bền bán trụcBán trục được bố trí trong dầm cầu để truyền mômen xoắn từ truyền lực chínhđến các bánh xe chủ động

Vật liệu dùng làm bán trục cầu phải chịu được mômen xoắn và mômen uốnlớn, liên tục trong thời gian dài Vì vậy ta phải sử dụng thép hợp kim C25CrMn cóứng suất uốn xoắn tổng hợp cho phép là:

Với bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chịu tác dụng của mômen xoắn vàmômen uốn từ bánh xe

- Chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là b = 120 (mm)

d- đường kính bán trục tại tiết diện tính toán.theo thông số xe ta chọn d= 60 mm

- Ứng suất uốn bán trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục xác định theo công thức :

   Bán trục thỏa điều kiện bền uốn ở chế độ lực kéo cực đại

Với: M pkmax- Mômen uốn do Pkmax trong mặt phẳng ngang

M pkmax= Pkmax.b = 11910×120.10-3 = 1429,2 (Nm)

Mz- Mômen xoắn uốn do Z bx tạo ra trong mặt phẳng thẳng đứng,

Mz = Z bx.b = 28500×120.10-3 = 3420 (Nm)d- đường kính bán trục tại tiết diện tính toán

Theo thông số xe ta chọn d = 60 mm

Với: Mu - mô men uốn tổng hợp,

Mx - mô men xoắn :

Thay già trị vào (4.8) Bán trục thỏa điều kiện bền uốn xoắn tổng hợp ở chế độ lực kéo cực đại