- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động.. Truyền lực chính TLC là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các b
Trang 1Lời nói đầu
Trong giai đoạn hiện nay nghành giao thông vận tải là một lĩnh vực hết sức quan trọng trong nền kinh tế và cuộc sống của chúng ta Nó không những thúc đẩy sự phát triển mạnh mẽ các nghành khác phát triển mà nó còn là phương tiện chính để liên kết các vùng miền trên thế giới và trong nước lại với nhau
Trong thời gian học tập tại trường em được các thầy các cô trực tiếp hướng dẫn tìm hiểu về cấu tạo, những sự cải tiến không ngừng cũng như các hư hỏng của ôtô thường gặp phải
Để có điều kiện hiểu hơn về cấu tạo cũng như những nguyên lý làm việc thực thế của ôtô Trong thời gian vừa qua được sự chỉ đạo của các thầy cô trong khoa cơ khí động lực và trực tiếp là thầy hướng dẫn Em đã được giao đề tài thiết kế và tính
toán cầu chủ động loại đơn trên xe ô tô tải Được sự hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Xuân Trường
và sự cố gắng của bản thân Nay đề tài của em đã hoàn thành nhưng do những hạn chế nhất định nên không thể tránh được thiếu sót Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô đã giúp em hoàn thành đề tài này
Đại học sư phạm kỹ thuật Hưng Yên
Ngày tháng năm 2011
Sinh viên thực hiện.
Lê Thành Long
Trang 2NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
………
………
Trang 3
PHẦN I: MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
1.1 Cầu chủ động.
1.1.1 Công dụng.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 900) đối với trục dọc của bánh xe
1.1.2 Yêu cầu.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu
1.1.3 Phân loại.
Theo kết cấu cấu và vị trí đặt của cầu chủ động mà chia ra:
- Cầu chủ động trước
- Cầu chủ động sau
Theo số lượng cặp bánh truyền lực chính:
- Một cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định
- Hai cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định
1.2 Truyền lực chính.
1.2.1 Những yêu cầu cơ bản và phân loại.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô
Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các
tỷ số truyền đã chọn
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục
Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng)
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
- TLC bánh răng côn
- TLC dạng hypoit
- TLC bánh răng trụ
Trang 4- TLC dạng trục vít.
1.3 Vi sai.
1.3.1 Công dụng.
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng
1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối mômen 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
- Hiệu suất truyền động cao
1.3.3 Phân loại.
Theo công dụng chia ra:
- 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 Bán trục.
1.4.1 Công dụng.
Các bán trục dùng 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 dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động
1.4.2 Yêu cầu.
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài
- Bán trục phải có cân bằng động tốt
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục
Trang 51.4.3 Phân loại.
Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
- Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục
- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục
- Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục
- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ 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
1.4 Vỏ cầu.
1.4.1 Công dụng của vỏ cầu.
- Đỡ toàn bộ 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 và lâu dài
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên
1.4.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe
Trang 6PHẦN 2: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ 2.1 Những số liệu ban đầu.
2.1.1 Nhiệm vụ 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 xe khách 29 chỗ ngồi
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu
2.1.2 Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G= 8550(kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động : G2= 5130 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : M e
max =410 (Nm) với nemax =2100v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i0= 7,62
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : i1= 7,51 i2= 4,4; i3= 2,49; i5= 1,0
- Hệ số bám của đường : φmax= 0,8
- Kích thước lốp (B-d) : 11 – 20
2 2 Thiết kế tính toán truyền lực chính.
2.2.1 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính.
a) Chọn tải trọng tính toán.
Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
M tt=M emax i h1=410 7 ,51≈3079( Nm)
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
M emax .i h 1≤M tt≤
ϕmax.G ϕ 2 .r bx
i c .i0
Với: G ϕ2 - trọng lượng phân lên cầu chủ động
rbx – bán kính tính toán của bánh xe
ic- tỷ số truyền lực cạnh
i0- tỷ số truyền lực chính
ϕmax - hệ số bám
Trang 7⇒1344≤M tt≤
0,8 5130.(11+0,5.20).25,4.10−3
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là M tt=3079
(Nm)
b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn ms=11(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa L0 ,ms
Với mômen tính toán M tt _ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z1=6; Z2=44
Với: Z1- là số răng của bánh răng quả dứa
Z2- số răng của bánh răng mặt trời
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ξ ) và góc ăn khớp ( α )
Theo bảng (3.2) chọn:
ξ1=0 ,535
α=20 o
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( β )
Theo bảng (3.5) chọn: β=25+5√i0=25+5√7 62=38 ,70
-Chọn d e 1=
m s Z1 cos β1=
11 6
cos 46 , 900=101, 6(mm )
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 ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đường sinh
L e=0,5 ms.√Z12+Z22=0,5 11.√62+442≈244 (mm)
- Chiều dài răng:
Trang 8b=0,3.L e=0,3.244=73,2(mm)
- Chiều dài đường sinh trung bình:
L m=L e−0,5.b=244−0,5 73,2=207,4( mm)
- Môđun pháp tuyến trung bình:
m n=m s ( L m/L e).cos β
⇒m n=11.(207 ,4 /244 ) cos38,70=7 , 29(mm)
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:
d e2=(1,81÷2,06).√3M tt .i c=(1,81÷2,06).3√2201.1=(23,54÷26,5)( cm)
Chọn : d e2=25(cm )
Trong đó M tt=3079 (Nm)
i c=1 là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
E≤0,125.d e2=0,125.25=3,125(cm) Chọn E=2(cm) = 30 (mm)
-Chiều rộng bánh răng lớn
chọn b2 =40(mm), b1=46(mm)
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ :
β1≈25+5.√i0+90 E/de 2=25+5.√7,62+90.3/25=49,50
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động: K=
cos β2 cos β1=(1,3÷1,4 )
Chọn K=1,3 ⇒cos β2 =1,3 cos49 , 50=0 , 844 ⇒ β2=32 , 40
Góc côn chia :
Góc côn chia bánh nhỏ
δ1=arctg( Z1
Z2)=arctg (
1
i0)=arctg (
1
7 62)
δ1=7,60
Góc côn chia bánh lớn
δ2 =900−δ1=900−7,60=82 , 40
Đường kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ d1=
m n Z1 cos β1 =
7 , 29 6 cos49 , 50=67 ,35( mm)
Trang 9-Với bánh côn lớn d2=
m n Z2 cos β2 =
7 , 29 46 cos32 , 40=379 , 89(mm)
Đường kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ : d e 1=
m s Z1 cos β1=
11 6
cos 49 ,500=101 ,6 (mm)
-Với bánh lớn : d e 2=
m s Z2 cos β2=
11 44
cos 32, 40≈573 , 24 (mm)
d e 2
d e 1=
573 ,24
101 ,6 =5,6 vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động
i0=Z2
d e 2
d e 1 .k
-Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn :
h a 1=(h¿a
+ξ ).m s=(1+0,535).11=16 ,88(mm)
h a 2=(h¿a
−ξ ).m s=(1−0,535).11=5,11(mm)
-Chiều cao chân răng mặt mút lớn :
h f 1=(h a¿
+c¿
−ξ).m s=(1+0,25−0,535).11=7,865(mm)
h f 2=(h a¿
+c¿
+ξ ).ms=(1+0,25+0,535).11=19,635(mm)
-Trong đó h a
¿
=1
c¿ =0,25
ξ =0,535
-Góc chân răng
θ f 1=arctg (
h f 1
L e )=arctg(
7 , 865
0
θ f 2=arctg (
h f 2
L e )=arctg(
19 , 635
0
-Góc đỉnh răng :
θ a 1=θ f 2=4,40
θ a 2=θ f 1=1,80
Bảng 2.1 Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Bánh răng
Trang 10Chiều dài đường sinh L e=244 (mm) L e=244 (mm)
Chiều dài đường sinh
trung bình
Góc nghiêng trung bình
đường xoắn răng
β1=49 ,50 β2=32 , 40
Đường kính vòng chia
mặt mút lớn
Đường kính vòng chia
trung bình
d1=67 ,35(mm) d2=379 ,89 (mm)
Chiều cao đầu răng mặt
đáy lớn
h f 1=7,865(mm) h a 2=19,635(mm)
Chiều cao chân răng mặt
đáy lớn
h f 1=7,865(mm) h a 2=19,635(mm)
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
- P : lực vòng
- R : lực hướng tâm
- Q : lực dọc trục
-Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
Trang 11
P1=M tt
r tb1=
3079
67 ,35
2 10
−3 =91 , 43(kN )
- L c vòng tác d ng lên bánh l n : ực vòng tác dụng lên bánh lớn : ụng lên bánh lớn : ớn :
P2=P1cos β2
cos β1=91,43
- Lực dọc trục :
cos β1.(tgα sin δ1 +sin β1 cosδ1)
=91 ,43 cos 49, 50.(tg 20
0 sin7,6 0 +sin 49,5 0 cos 7,6 0 )=75 ,85(kN )
⇒Q1=75 ,85(kN )
cos β1.(tg α sin δ2 +sin β2 cosδ2)
=91 , 43
cos 49 50.(tg20
0.sin 82 ,40 +sin32 4 0 cos82 , 40 )=43 , 44 (kN )
⇒Q2=43 , 44(kN )
-Lực hướng tâm:
Trang 12
R1=91,43 cos49,5 o .(tg20
o.cos7,6o−sin 49,5o.cos 7,o)=−39,55(kN )
R2=91,42 cos 49,5 o .(tg20
o sin 82,4 o−sin 32,4o cos82,40)=29 ,17(kN )
2.2.3 : Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :
σ u=
p
0,85.b m n y≤[σ u]
Với: y- hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Ztđ
Z 1 td=Z1
cos δ1 cos 3β1=
6 cos7,5 0 cos 349 ,5 o≈22 , 09
Z 2 td=Z2
cos δ2 cos 3β2=
44
cos 82 ,5 o.cos 332 , 4 o≈552 , 72
Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có: y1 =0 ,392 ; y2=0 , 517
[σ u] - ứng suất uốn cho phép, [σ u] ¿ (700÷900) (MN/m2)
⇒σ 1u=91,43.103
2
)
⇒σ 2u=91,43.103
2
)
Vậy thoả mãn
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
σ tx=0,418.√b.cosα sin α p.E .(
1
r 1td+
1
r 2 td)≤[σ tx]
Với: ritđ- bánh răng tương đương, i=1;2 và r itd=
r tb
cos 2β cos δ
[σ tx] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ tx] = ( 1500÷2500 ) (MN/m2)
E = 2,15 105(MN /m2) là môđun đàn hồi của vật liệu
r 1td=67,35
2.cos238,70.cos7,60=55,78(mm)
r 2 td=379,89
2.cos232,4 o cos 82, 4 o=2421,36(mm)
⇒σ 1tx=0 ,418√91,43 10−3.2 ,15.105
76,5 10−3.cos200.sin 200 .(
1
55 ,78 10−3+
1
2 )
Trang 13⇒σ 2tx=0, 418√84 , 97 10−3.2 ,15.105
76 ,5 10−3.cos200.sin 200.(
1
55 ,78 10−3+
1
2 )
⇒σ 21tx=1577 ,48 (MN /m2)<[σ 1 tx]=1500÷2500( MN /m2)
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
2.2.4 Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
2.2.4.1 Tính trục của bộ truyền lực chính :
a) Chọn sơ bộ đường kính trục :
- áp dụng : d1 ≈(9÷10 ).3√M e max=( 9÷10).√3410=66,48÷74 ,28
Chọn d1 =70(mm)
b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
L= d
70
L=365(mm)
Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 70 mm ⇒ chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxBxD là 70x33x140 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001)
L1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ
Trang 14L1=
b
2.cos δ1 +B
73 , 2
0
+ 33
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M u=√M2x+M2y
M y=Q1.d1
M u=√4052,32+1022=4053( N m )
Mômen tổng cộng :
M td=√M u2+M z2.0.75
M td=√40532+30792.0.75=4851( N m)
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm :
d=
3
√ M td
0,2.[σ]=
3
√48510,2 85 106=65 8 10
−3 (m) =64 , 1(mm )<dsb=70( mm) Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 70mm
2.2.4.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
C=Q.h0,3
Q=Q1 =75, 85 103(N )
n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô =50 km/h
h là tổng thời gian làm việc của ổ bi
h=
S
V tb Trong đó V tb =50 km/h
S=50.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe
⇒C=75,85.103.10000,3=602( KN )
Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7613 ổ đường kính d = 70mm
2.3 Tính toán vi sai :
2.3.1 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng :
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Trang 15Chọn số răng của bánh răng bán trục : Z =Z b=22 răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh : Z h=11 răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh :
δ h=δ1=arctg
Z1
11
22=26 , 56
0
Góc côn chia của bánh răng trục :
δ b=δ2=900−26 , 560=63 , 440
Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục :
d e2=0,4 D2
Trong đó D2 = 573,2 MM là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
d e2=0,4.573 ,2=229,28(mm)⇒ chọn d e2=230(mm )
Chiều dài đường sinh côn chia :
0,5. . 22 0,5.11. 112 222 135,2( )
2 1
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai
m n=√ 3 (1+k σ) Mo
[σ u] z q L0.(1−λ3 ) π y
Trong đó k σ=0,2 là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Z =Z b=22 răng
M o=M emax.i h1 .i pt .i o .η tl ⇒M o=310 7,1.7,46.0,93=15270( Nm)
Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3-18 sách TKCTM)
[σ u] - Ứng suất uốn cho phép, [σ u] =550 MN/m2
b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh;
b=0,3.L0=0,3.135,2=40,56 (mm)
λ - hệ số kích thước, λ=1−
b
L0=1−
40 ,56
⇒m n=√550 10 6.22.4.135 ,2.103.(1+0,2).15270−3 (1−0,7 3 ).3,14 0,392=0 ,0032( m)=3,22(mm)