(Tiểu luận) đồ án thiết kế cầu chủ động ô tô

1.4 Bán trục 1.4.1 Công dụngDùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động.Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dung đểchịu các lực từ mặt đường

MỤC LỤC

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 VIỆN CƠ KH CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc Lập – Tự Do – Hạnh Phúc CƠKH ÔTÔ

-*** -

-Nhiệm vụ đồ án: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG

Ô TÔ Số liệu ban đầu:

- Loại xe, trọng lượng chở : Xe tải

1.1.1 Công dụng

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

chuyển động tiến hoặc 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 xe quay vòng

1.1.2 Yêu cầu

- Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc

- 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 chủ động

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 thông quá 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

chia đến các bán trục 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

- 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

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

1.4 Bán trục

1.4.1 Công dụngDùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động.Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dung đểchịu các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động

1.4.2 Yêu cầ u

cho các đoạn trục của bán trục

2.CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNGĐối 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:

Xe dễ mất lái ở đường trơn trượt, ổ gà, mắc kẹt xuống rãnh,

Bộ truyền động phải qua trục cac-đăng dài, cồng kềnh, tăng trọng lượng xe *Nhưng những nhược điểm đó chấp nhận được so với xe tải.

Bù lại, xe tải có khả năng bám đường tốt khi chỡ hàng, xe tăng tốc tốt hơn Hệ thống bánh trước được giải thoát, làm tốt nhiệm vụ dẫn động.

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

- Được sử dụng rộng rại và phổ biến trên các loại xe tải

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 (được ghép với bánh răng bị động bằng các bulông) có các lỗ để đặt trục của các bánh răng hành tinh Trục của bánh răng hành tinh có thể là dạng đơn, dạng ba trạc hoặc chữ thập tuỳ theo số lượng bánh răng hành tinh của bộ vi sai là hai, ba hoặc bốn Hai bánh răng mặt trời (bánh răng 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 răng hành tinh ở giữa của hai bánh răng mặt trời là lỗ có then hoa để ăn khớp 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 bánh răng bị động của truyền lực chính đến vỏ bộ vi sai Khi ôtô chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, sức cản ở hai bánh xe chủ động là như nhau bán kính lăn của hai bánh xe chủ động là như nhau Khi này các bánh răng hành tinh không quay quanh trục của nó mà chỉ đóng vai trò như một vấu truyền để truyền mômen từ vỏ vi sai đến hai bánh răng mặt trời ở hai phía với cùng mômen và số vòng quay như nhau đến 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 tốc độ góc của hai bánh xe là khác nhau Bánh xe bên trái nằm xa tâm quay vòng nên có tốc độ góc lớn hơn bánh xe bên phải nằm gần tâm quay vòng Thông qua bán trục làm hai bánh răng mặt trời ở phía trái và phía phải cũng có tốc độ góc khác nhau Trong trường hợp cụ thể này 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 răngmặt trời quay với tốc độ góc khác nhau phù hợp vớitốc độ quay khác nhau của các 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

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 moment cực 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 = 0,99Hiệu suất qua cac đăng, chọn: cđ 1

Như vậy, ta có:

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

Mtt ≤Với: r bx - bán kính làm việc trung bình của bánh xe.

Mtt ≤ 0,7 × 38000 × 0,37 = 1867 (Nm)

5,857 × 0,9

Theo điều kiện kéo và điều kiện bám, chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt

= 1166 (Nm) Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính:

Chọn môđun mặt mút lớn m s = 9 (L=

159) 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

z1 - Số răng của bánh răng chủ động

z2 - Số răng của bánh răng bị động

Ta có tỷ số truyền lực chính mới là: i 0 = z 2 /z 1 = 6 Ta

chọn hệ số dịch chỉnh răng ξ và góc ăn khớp α

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) – 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:

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

Đối với bánh nhỏ: D1 = De1 - 2c = 76 – 2×1,8 = 72 (mm)Đối với bánh lớn: D2 = De2 - 2c = 351 – 2×1,8 = 348 (mm)

Chiều dài đường sinh

Chiều dài đường sinh trung bình

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

M tt

M tt

Q1 =cosβP1 (tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)

⇒ Q 1 = 48583.30 ( tg 2 0o sin 9 , 6 9o + sin40o cos 9 , 6 9o )= 44069,9 ( N ) cos4 0

Q2 = cosβP1 (tgα sinδ2 + sinβ.cosδ2)

⇒ Q 2 = 48583.3( tg 2 0o sin80,31o + sin 4 0o cos80,31o )= 29615,47 N ¿ cos4 0 0

P

1

R1 = cos β (tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )

⇒ R 1 =48583.3o ( tg 20o cos 9 , 6 9o− sin 4 0o cos9 , 6 9o)=− 17430,6 ( N ) cos4 0

P

1

R2 = cos β ( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)

⇒ R 2 = 48583.3 ( tg 20o sin80,31o − sin40o cos 80,3 1o )= 15892.35 ( N ) cos4 0o

3.2 Tính toán vi sai

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

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

- Góc côn chia của bánh răng hành tinh:

- Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai

mn =Trong đó:

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

z = zb = 16 răng

M o = M e max i h1 i o η tl => M o = 250×5,016×5,857×0,95 => M o = 6977 (Nm)

Hệ số dạng răng, γ = 0,392

[ σ u ]

= 550 (MN/m 2 ) - ứng suất uốn cho phép

b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh λ - hệ số kích thước

12 Chiều cao đầu răng đáy lớn

Le mm

0,5ms

de mm ms.zi

Tải trọng tính toán cho bán trục và dầm cầu đợc xác định theo 3 chế độ:

- 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

Hình 3.5.a Sơ đồ lực tác dụng

lên ôtô khi có lực dọc max

Moment tớnh theo điều kiện bỏm :

Hình 3.5.b Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi trợt ngang

- Phản lực Zbx tác dụng lên bánh xe được xác định theo trạng thái cầu

sau chủ động với ký hiệu Pbx2

Trong đó:

G 2 : 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:

- Pk là lực kéo tiếp tuyến

Trường hợp truyền lực kéo cực đại

2 p G

2 0,7.0 9 38000 = ¿ 11970 ¿ N

Y= 0, Pk = 0Khi ôtô bị trượt ngang hoàn toàn

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

(3.3)Trong đó:

Zk = 0, Zp = 0Tính theo tải trọng động tác dụng

Khi ôtô chuyển động trên đường ghồ ghề thì tải trọng thẳng

4.1 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền

lực chính - Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:

Tra bảng 3-18 _ [2] ta có:

[ u] - ứng suất uốn cho phép

Ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng trong truyền lực chính là thép 35XM được

tôi cải thiện có độ cứng 241HB, ta có: [ u ] = 0,8[ ch ] = 0,8×800 = 640 (MN/m2)

Ứng suất uốn của bánh răng chủ động và bị động trong truyền

lực chính thỏa điều kiện bền

- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xỳc của bỏnh răng chủ động và bị động trong

truyền lực chớnh thỏa điều kiện bền

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 lực chính đơn Sơ đồ bố trí ổ đỡ kiểu công xôn thờng đợc

áp dụng trong truyền lực chính kép

Hình 4.2: Sơ đồ trục truyền lực chính.4.3 Tính toán then hoa đầu trục

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

l = 75 mm : chiều dài làm việc của then

h = 2,2 mm : chiều cao then

Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục

Mtt = 0,5.Me max.(1 + kσ).ih1.io.ηt

M tt = 0,5×250×(1 + 0,2)×5,016×5,857×0,95 = 4186 (Nm)

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

cac đăng, truyền lực chớnh, bộ vi sai tới bỏn trục

Giỏ trị Mtt bị hạn chế bởi điều kiện bỏm:

- Tớnh bền bỏnh răng theo ứng suất uốn

Lực vũng tỏc dụng lờn bỏnh răng hành tinh

Lực dọc trục Q

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

Rvs = 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 hành tinh q có trong vi sai

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

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

rtd1 = 44,7 (mm); rtd2 = 89,5 (mm)

Đối với thộp 40XH đó được tụi, ta cú:

[ tx] = 2,8[ ch] = 2,8ì1400 = 3920 (MN/m2)Thay các giá trị vào (4.4), ta đợc:

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 = 2.4.2Q c2 ≤( 10 ữ 20 ) MN / m2

π (d −d )

(4.5)Trong đú: Qc =

σd =

2 × 4 × 5862

0 2)=3.9<≤ 4 ÷ 10 (10 ÷ 20) MN/m2

3,14 ×( 68.4 − 3

Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai

thỏa điều kiện bền

Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục

(4.6)Với: q = 2

rb1 = 76 (mm) – bán kính vòng chia đáy lớn của bánh răng bán trục

Ứng 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

r1 = 0,0415 m; r2 = 0,144 m

d1 = 0,03 m

l1 = b.cos= 24,1.10-3×cos26,60 = 0,021 m Chọn l 2 = 20 mm: là chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ visai

Tra bảng 7.13_[4], ta có: [ ] = 100 MN/m2Thay 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 d1 = 30 mm thỏa các điều kiện bền

4.5 Tính toán bền bán trục

Bán trục được bố trí trong dầm cầu để truyền mômen xoắn từ

truyền lực chính đến các bánh xe chủ động

Vật liệu dùng làm bán trục cầu phải chịu được mômen xoắn và mômen uốn

lớn, liên tục trong thời gian dài Vì vậy ta phải sử dụng thép hợp kim C25CrMn có

ứng suất uốn xoắn tổng hợp cho phép là:

Với bán trục giảm tải hoàn toàn khi làm việc chịu tác dụng của

mômen xoắn và mômen uốn từ bánh xe

Chế độ lực kéo cực đại:

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: Mpkmax - Mômen uốn do Pkmax trong mặt phẳng ngang

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

Mz - Mômen xoắn uốn do Zbx tạo ra trong mặt phẳngthẳng đứng, Mz = Zbx 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.

Bán trục thỏa điều kiện bền uốn ở chế độ lực thẳng đứng cực đại.-4.6 Tính toán bền dầm cầu (với bán trục giảm tải hoàn toàn)

- Ta chọn vật liệu để chế tạo dầm cầu là dụng thép C25 có ứng

suất uốn xoắn tổng hợp cho phép là:

Chế độ lực kéo cực đại :

- Phản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu, với:

Mđ = Zbx.l =

- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: Mn = Pkmax.l

- Dầm cầu chịu xoắn: Mx = Pkmax.rbx

- Mô men tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:

thông số tham khảo ta chọn: l = 300 (mm) = 0,3 (m)

Thay giá trị của l vào ta được các giá trị mômen ở vị trí nguy

Dầm cầu đảm bảo được độ bền ở chế độ lực

kéo cực đại Chế độ lực phanh cực đại

- Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng: (4.9)