Tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe hyundai county

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

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

LỜI NÓI ĐẦU.

Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang cónhững biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất Chịu ảnhhưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệpôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này Đặc biệt là trong thời gian gầnđây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuốicùng 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 mộtcụm kết cấu của chiếc xe

Với công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiệnnay thì phần hệ thống truyền lực xe trong đó cầu chủ động là một trong những phần cóthể thiết kế và có thể sản xuất được trong nước Để có điều kiện tìm hiếu về cấu tạo vànguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được giao thực

hiện đồ án “Tính toán thiết kế Cầu chủ động cho xe Hyundai County” Trong thời gian qua, được sự hướng dẫn chỉ bảo tận tình của thầy Đinh Ngọc Ân cùng với tìm tòi của bản

thân, em đã hoàn thành đồ án này Tuy nhiên trong đồ án không tránh khỏi những thiếusót, em kính mong sự chỉ bảo của Thầy và các bạn giúp đề tài này được hoàn thiện hơn

Em chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày 02 tháng 02 năm 2012 Sinh viên thực hiện:

Vũ Thành Long.

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN.

Hưng Yên, ngày … tháng … năm 2012 Giáo viên hướng dẫn:

Đinh Ngọc Ân

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

MỤC LỤC. LỜI NÓI ĐẦU 1

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN 2

MỤC LỤC 3

PHẦN I KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG 5

1.1 Cầu chủ động 5

1.1.1 Công dụng 5

1.1.2 Yêu cầu 5

1.1.3 Phân loại 5

1.2 Truyền lực chính 6

1.2.1 Công dụng 6

1.2.2 Yêu cầu của truyền lực chính 7

1.2.3 Phân loại 7

1.3 Vi sai 7

1.3.1 Công dụng 7

1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai 7

1.3.3 Phân loại 8

1.4 Bán trục 8

1.4.1 Công dụng 8

1.4.2 Yêu cầu của bán trục 8

1.4.3 Phân loại 8

1.5 Vỏ cầu 9

1.5.1 Công dụng 9

1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu 9

PHẦN 2 THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN XE 10

2.1 Những số liệu ban đầu 10

2.1.1 Nhiệm vụ đồ án thiết kế Cầu chủ động 10

2.1.2 Các thông số cho trước 10

2.2 Nội dung và phương án thiết kế tính toán 11

2.3 Thiết kế tính toán truyền lực chính 11

2.3.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính 11

2.3.2.Chọn tải trọng tính toán 12

2.3.3.Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính 12

2.3.4 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính 16

2.3.5 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 17

2.3.6 Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính 18

2.3.7 Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động 20

3.1 Tính toán vi sai 22

3.1.1 Phân tích kết cấu và chọn sơ đồ vi sai 22

3.1.2 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng 22

3.1.3 Tính toán bền vi sai 25

4.1 Chế độ tải tính toán cho bán trục 29

4.1.1 Các chế độ tải trọng tính toán 29

4.1.2 Tính toán ổ bi đỡ bán trục 31

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

4.1.3 Tính toán cho bán trục giảm tải một nửa 32

4.2 Tính dầm cầu chủ động với bán trục giảm tải một nửa 34

4.2.1 Tính khi có lực kéo cực đại (hình a) 34

4.2.2 Chế độ lực phanh cực đại (hình b) 36

4.2.3 Chế độ lực ngang cực đại 37

4.2.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại 38

KẾT LUẬN 39

TÀI LIỆU THAM KHẢO 40

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

PHẦN I KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG.

1.1 Cầu chủ động.

1.1.1 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 với 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 tiếnhoặc 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.

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: 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 3cầu chủ động

- Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặpbánh răng

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

Cấu tạo Cầu chủ động

1 Truyền lực chính; 2 Bánh răng vành chậu.

3 Vòng bi bán trục; 4 Bulông bánh răng vành chậu ;

- Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực

1.2.2 Yêu cầu của truyền lực chính.

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

- Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ vàvận tốc quay

- Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu

- Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe

- 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 ngoàikhi xe quay vòng

- Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến cácbánh xe dẫn động đối với các xe FR

1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai.

- Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sửdụng trọng lượng bám tốt

- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn

- Hiệu suất truyền động cao

1.3.3 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:

1.4.2 Yêu cầu của bán trục.

- 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

- Bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bê ngoài gồm 2 ổ

bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục

1.5 Vỏ cầu.

1.5.1 Công dụng.

Khoa Cơ khí Động lực

- 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 đờng lên

1.5.2 Yờu cầu đối với vỏ cầu.

Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu đợc trọng lợng của xe

- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong

- Có kích thớc và khối lợng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầmxe

PHẦN 2 THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRấN XE.

2.1 Những số liệu ban đầu.

2.1.1 Nhiệm vụ đồ ỏn thiết kế Cầu chủ động

- Đồ ỏn mụn học thiết kế cầu chủ động ụtụ thực hiện thiết kế và tớnh toỏn Cầu chủ động cho xe Hyundai County.

Khoa Cơ khí Động lực

- Cầu chủ động của xe Hyundai bao gồm: truyền lực chớnh, vi sai, bỏn trục Trong

phần dưới đõy ta đi vào tớnh toỏn và thiết kế truyền lực chớnh, vi sai, bỏn trục

2.1.2 Cỏc thụng số cho trước.

Cỏc thụng số cho trước khi tớnh toỏn thiết kế cầu chủ động gồm:

- Trọng lượng toàn bộ của ụtụ: G = 8550 (kg)

- Trọng lượng phõn bố lờn cầu sau: G2 = 5130 (kg)

- Mụ men cực đại của động cơ: Memax = 310 (Nm), nemax = 1800 - 2000 (v/p)

- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:

+ Tỷ số truyền của truyền lực chớnh: io = 7,46

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khớ: i1 = 7.1; i2 = 4,4; i3 = 2.49 ; i4 = 1,0; i5 = 1.0

- Kớch thước lốp (B – d): 11 - 20

- Hiệu suất truyền lực:   0 , 93

2.2 Nội dung và phương ỏn thiết kế tớnh toỏn.

Nội dung thiết kế và tính toán cầu chủ động gồm các phần:

Khoa Cơ khí Động lực

2.3 Thiết kế tớnh toỏn truyền lực chớnh.

2.3.1 Yờu cầu và kết cấu của truyền lực chớnh.

- Yờu cầu truyền lực chớnh:

+ Cú tỷ số truyền phự hợp với đặc tớnh động lực học của ụtụ

+ Cú tớnh kinh tế nhiờn liệu và hiệu suất truyền lực cao

+ Đảm bảo khoảng sỏng gầm xe cần thiết

+ Làm việc ờm dịu, độ cứng vững và độ bền cao

Hiện nay cú cỏc loại truyền lực chớnh loại đơn, kộp và 2 cấp Trong đú truyền lựcchớnh kộp được sử dụng trờn ụtụ khi cần tỷ số truyền lớn mà một cặp bỏnh răng cụn ởtruyền lực chớnh đơn khụng đỏp ứng được Cũn truyền lực chớnh 2 cấp được sử dụng trờnụtụ khi cần tăng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực mà khụng cần phải thay đổi kết cấucỏc cụm khỏc, trong đú tỷ số truyền thấp của truyền lực chớnh sử dụng khi xe chuyểnđộng trong điều kiện đường xấu, tỷ số truyền cao được sử dụng khi ụtụ chạy trờn đườngtốt hoặc khi chở non tải nhằm nõng cao tớnh kinh tế nhiờn liệu

2.3.2.Chọn tải trọng tớnh toỏn.

 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:

.

.

i i

r G M

c

bx tt

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

0,8.51300.0,506

2781,8( )1.7, 46

2.3.3.Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính.

Chọn môđun mặt mút lớn ms =8 (Theo hình 3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với mômen tính toán Mtt – Sánh Hướng dẫn tính toán thiết kế ôtô máy kéo)

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.

Chiều xoắn của răng

a Xoắn phải b Xoắn trái

Khoa Cơ khí Động lực

 Chiều dài đờng sinh:

2 2 1

5 ,

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI

Đường kính vòng chia trung bình D1’ = 61,13 (mm) D2’ = 327,29(mm)

2.3.5 Tớnh toỏn kiểm tra bền bỏnh răng truyền lực chớnh.

 Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn:

n u

y m b

p



.

45

742,5cos cos cos82,37 cos 39,65

Z Z

Z Z

r r b

E p

.

418

,

0

2 1

 Với: ritđ- bánh răng tơng đơng, i=1;2 và



 cos cos 2

tb itd

r

r 

td- ứng suất tiếp xúc cho phép, td= (1500  2500) (MN/m2)

Khoa Cơ khí Động lực

1 2 102,09( )

cos cos

tb td

 Vậy thoả mãn điều kiện tiếp xúc

 Vật liệu chế tạo bánh răng TLC là thép hợp kim chất lợng cao nh:

15MnNi2TiA, 20CrMnNi…bánh răng đợc thấm cacbon đạt độ sâu 1  , 5 1 , 5 (mm) và tôitrong dầu, đạt độ cứng bề mặt 59  65HRC Độ cứng lõi chân răng là HRC là (26 35)

đảm bảo độ đàn hồi chống va đập và có độ bền uốn cao

 ở truyền lực chính đơn sử dụng loại ổ bi 1 dãy hớng kính và bi côn chịu tải lớn

 Có thể chọn sơ bộ kích thớc cơ bản của truyền lực chính trung tâm

 Từ đờng kính d= 65 mm Tra bảng P2.11 trang 260 (Tính toán hệ dẫn động cơ khítập 1-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.NXBGD-2001)

 Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxBxD là 65x33x140 mm

 Với: D- đờng kính ngoài ổ bi

d- đờng kính trong ổ bi

B- bề rộng ổ bi

Khoa Cơ khí Động lực

 L1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánhrăng nhỏ

0 2

Chọn d =70 mm vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 70 (mm)

Từ đờng kính d =70 mm Tra bảng P2.11 trang 261 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập1-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.NXBGD-2001)

Khoa Cơ khí Động lực

r o- bán kính vòng chia, ro = 30,57 mm

o- góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến,   21 , 5o

 - góc nghiêng của đờng răng,  38,66o

Hình dáng trục thiết kế phải đảm bảo các yêu cầu:

 Đảm bảo độ bền, kích thớc trục phải bằng hoặc lớn hơn kích thớc đã tính.Kết cấutrục đơn giản và tránh đợc ứng suất tập trung

 Rễ dàng lắp ráp các chi tiết lên trục

 Với: V tb - vận tốc trung bình của ôtô (Km/h), V tb  50km/h

S - quãng đờng chạy của ôtô giữa 2 lần đại tu, ôtô du lịch: S = 100.000 (Km)

 Tra bảng P2.11 trang 262 tínhtoán thiết kế hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn kí hiệu 7315 ổ đờng kính d

=70 mm

0,35 0,3

100000

2000( )50

Khoa Cơ khí Động lực

3.1 Tớnh toỏn vi sai.

3.1.1 Phõn tớch kết cấu và chọn sơ đồ vi sai.

Tuỳ thuộc vào vị trớ lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia

ra vi sai giữa cỏc cầu và vi sai giữa cỏc bỏnh xe Vi sai giữa cỏc cầu cú thể là vi sai đốixứng hoặc vi sai khụng đố xứng, cũn vi sai giữa cỏc bỏnh xe là vi sai đối xứng.Trong xecần tớnh toỏn ta chọn loại vi sai đối xứng

3.1.2 Tớnh toỏn kớch thước bộ vi sai đối xứng.

 Chọn số bánh răng hành tinh q=4

 Chọn sơ bộ mụđun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms =8,44

 Chọn số răng của bánh răng bán trục :

 Đờng kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục:

deb = 0,4.de2 = 197,31 mm trong đó d2 = 493,27 mm là đờng kính vòng chia đáy lớnbánh răng vành chậu Chọn de2=197 mm

 Góc côn chia của bánh răng bán trục : 2  900  1  63 , 440

e u

o o n

.)

1.(

)

1.(

 y=0,429 là hệ số dạng răng của bánh răng vi sai và bán trục

 tl là hiệu suất của hệ thống truyền lực

 k o là hệ số khoá vi sai

 Vi sai bánh răng côn loại thường k o  0 , 05  0 , 20

 Vi sai tăng ma sát trong k o  0  , 2 0 , 7

 Chọn k0=0,2

 Z- số răng của bánh răng bán trục

 Chọn số răng bánh răng hành tinh, Z1=Zh=11 (răng)

 Chọn số răng của bánh răng bán trục, Z2=Zb=22 (răng)

 q- số bánh răng hành tinh Đối với xe du lịch thường chọn q=4;

 - hệ số kích thước, 1 1 103,7931,14 0,7

e

b L

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI

TT THÔNG SỐ KH ĐV Công thức tính Hành tinh Bán trục

Víi k0 là hệ số gài vi sai:

 Lo¹i h·m víi ma sát trong bÐ K0=0-0,2

 Lo¹i h·m víi ma sát trong t¨ng K0=0,2-0,7

0,6.9851,688

31834,38( ) 2.46, 42.10

vs vs



85 , 0

10 1 ,

Z

Khoa Cơ khí Động lực

 N- Cụng suất của động cơ =70 mó lực ở 4000 v/p

 b- Chiều dài răng

* Tớnh bền bỏnh răng vi sai theo ứng suất tiếp xỳc

 ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc tính theo công thức:

1 1 cos sin

.

418

,

0

td td tx

r r b

E P







 Trong đó:

 P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 31834,38 N

 E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.15.105 (N/m2)

 r td1 ,r td2: bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục,Xác định theo công thức:

cos

x td

 Nh vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

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

 Khi thiết vi sai, ngoài việc cần đảm bảo ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc ở bề mặtrăng ta còn phải đảm bảo ứng suất chèn và cắt ở các bề mặt bánh răng, trục và vỏ vi sai Đó là cơ sở để chọn các kích thớc còn lại của vi sai

 Ứng suất chốn dập dưới tỏc dụng của lực Qc :

Khoa C¬ khÝ §éng lùc

2 2

1

2

2

/2010)(

sin

2 tg r

* Ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục:

 C«ng thøc tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục:

2 2

1

2 2

/104)(

m MN r

.r d l q

27,03 /

Khoa Cơ khí Động lực

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

 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

a Sơ đồ lực tác dụng b Sơ đồ lực tác dụng

lên ôtô khi có lực dọc max lên ôtô khi trợt ngang.

 Khi ôtô chuyển động thẳng tính theo trờng hợp tăng tốc lớn nhất

 Phản lực Zbx tác dụng lên bánh xe đợc xác định theo trạng thái cầu sau chủ động với

ký hiệu Pbx2

2

. 22 2

G m Z

bx

 Trong đó:

 m2k: Hệ số thay đổi trọng lợng lên cầu sau khi có lực kéo tiếp tuyến lớn nhất

 G2: Trọng lợng tĩnh của ôtô đặt lên cầu sau tác dụng lên mặt đờng, ta có G2=5130(kG)=51300(N)

 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau:

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

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

 Pk là lực kéo tiếp tuyến

 m2k là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại

m2k=1+

bx

h e

r G L

hg i i M

.

2

0 1 max

=1,46