Lời nói đầu
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế. Ngành công nghiệp ôtô nớc ta cũng
đang có những biến chuyển và ngày càng ảnh hởng sâu rộng đến các lĩnh vực
sản suất khác. Chịu ảnh hởng của xu thế phân công lao động theo hớng
chuyên môn hoá, ngành công nghiệp ôtô đang có những thay đổi để phù hợp
với xu thế này. Đặc biệt là trong lĩnh vực công nghiệp phụ trợ. Xu thế phân
công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối cùng sẽ
cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều các xí
nghiệp. Với tình hình nh vậy thì mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất
một vài chi tiết, một cụm chi tiết hoặc một cụm kết cấu của chiếc xe.
Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng nh nhu cầu của thị trờng ở n-
ớc ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động
đang là một mảng có nhiều khả năng có thể sản xuất thành công ở nớc ta.
Chính vì thế trong phần thiết kế tốt nghiệp này đợc sự cho phép của thầy hớng
dẫn, em xin chọn đề tài là: thiết kế cụm tổng thành cầu sau cho xe vận tải
(4x2) có trọng lợng toàn bộ 12
ữ
18 tấn. Nội dung thiết kế gồm có:
- Phân tích lựa chọn phơng án thiết kế.
- Tính toán thiết kế truyền lực chính.
- Tính toán thiết kế vi sai.
- Tính toán thiết kế bán trục.
- Tính toán thiết kế dầm cầu.
- Tính toán thiết kế cơ cấu phanh sau.
- Lựa chọn phơng án dẫn động điều khiển phanh.
- Thiết kế công nghệ gia công một chi tiết.
Mục tiêu của đề tài thiết kế cụm tổng thành cầu sau chủ động có thể đáp ứng
tình hình sản xuất, nhu cầu thị trờng trong nớc và thế giới, thoả mãn tính đồng
hóa để có thể đợc sử dụng trên nhiều loại xe có tải trọng khác nhau khi thay
đổi những kích thớc cần thiết.
Trong thời gian học tập và làm đồ án tốt nghiệp em đã đợc chỉ bảo và giúp

đỡ nhiệt tình của các thầy trong bộ môn ôtô đặc biệt là thầy Nguyễn Khắc Trai
đã hớng dẫn tận tình giúp em hoàn thành đồ án này. em xin chân thành cảm ơn
các thầy.

1
Mặc dù bản thân đã có rất nhiều cố gắng. Nhng do kiến thức còn hạn chế,
kinh nghiệm thiết kế không nhiều nên đồ án tốt nghiệp của em không thể
tránh khỏi có những sai sót. Em mong đợc sự chỉ bảo và giúp đỡ của các thầy
để em có thể hoàn thiện hơn phần thiết kế này. Em xin chân thành cảm ơn các
thầy.
Sinh viên thực hiện
Vũ Văn Sơn
Phần I
Giới thiệu chung về cụm tổng thành cầu sau
1. Lựa chọn mục tiêu và đối tợng.
Hiện nay ở nớc ta ô tô tải đang đợc sử dụng ngày càng nhiều. Trong đó một
nhu cầu rất lớn là sử dụng các loại xe tải có trọng lợng tối đa theo tiêu chuẩn
cho phép. Các loại xe này có u điểm rất lớn về mặt sử dụng đó là tận dụng đợc
kích thớc và khối lợng cho phép theo quy định của Bộ giao thông.
Ngành công nghiệp ôtô ở nớc ta hay ở bất kỳ nớc nào trên thế giới muốn
phát triển đợc thì phải có một nền công nghiệp phụ tùng phát triển mạnh, có
thể đáp ứng đợc nhu cầu cho lắp ráp. Tham vọng phát triển nghành công
nghiệp ô tô ở nớc ta sẽ thành công nếu chúng ta biết đi trớc đón đầu, tận dụng
công nghệ của nớc ngoài và đặc biệt là phát triển công nghiệp phụ tùng. Chất
nhận hợp tác có nghĩa là chúng ta đã chấp nhận xu thế phân công lao động
theo hớng chuyên môn hoá, đang la xu thế toàn cầu hiện nay. Với tình hình

2
nh vậy trong thiết kế nói chung chúng ta sẽ gặp phải những vấn đề về tính lắp
lẫn và tính đồng hoá. Nói hẹp trong nghành công nghiệp ôtô đó là các vấn đề

trong thiết kế xe.
Trong thiết kế xe hiện nay một yêu cầu đặt ra đó là làm thế nào để có thể sử
dụng những cụm tổng thành đã đợc thiết kế cho loại xe này có thể sử dụng
trên loại xe khác mà vẫn thoả mãn các tiêu chuẩn kỷ thuật cũng nh các tiêu
chuẩn chung của bộ phận quản lý xe. Để giải quyết vấn đề này trong quá trình
thiết kế sản xuất cũng nh sử dụng sửa chữa xe chúng ta cần phải có một tiêu
chuẩn chung. Hiện nay ở nớc ta đang định hớng và tiến tới sẽ áp dụng tiêu
chuẩn chung Châu âu ECE.
Với nhu cầu sử dụng và tình hình sản xuất trong nớc nh vậy trong phần thiết
kế tốt nghiệp đợc sự giúp đỡ của thầy hớng dẫn em xin chọn đề tài là thiết kế
cụm tổng thành cầu sau cho xe vận tải (4x2) có trọng lợng toàn bộ 12
ữ
18 tấn.
Mục đích thiết kế của em là cụm tổng thành cầu sau chủ động này thoả mãn
tính đồng hoá. Nó không phải chỉ đợc sử dụng cho một loại xe nhất định nào
đó mà nó có thể đợc sử dụng trên các xe có tải trọng khác nhau và chiều dài
khác nhau sao cho tải trọng tối đa tác dụng lên cầu phải nằm trong giới hạn
cho phép theo thiết kế. Cụm tổng thành này đợc thiết kế để lắp trên loại xe tải
đa năng chủ yếu chạy đờng dài Bắc Nam. Loại xe này có u điểm là tận dụng
đợc trọng lợng tối đa cho phép. Trong thiết kế để có thể đảm bảo tính đồng
hoá, một nhu cầu của sản xuất xe hiện nay, đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn chung
châu âu ECE. Các kích thớc của cụm tổng thành sẽ đợc lựa chọn theo tiêu
chuẩn này.
2. Khái niệm cụm tổng thành cầu sau chủ động.
Cụm tổng thành cầu sau chủ động là một cụm kết cấu gồm có truyền lực
chính, cơ cấu vi sai, dầm cầu, bán trục, cơ cấu phanh sau, và truyền lực cạnh
nếu có.
Trên các loại xe tải hiện nay đang sử dụng rất nhiều loại cầu chủ động. Có
thể là một cầu sau chủ động có thể hai cầu sau chủ động hoặc ba cầu sau chủ
động. Trong phần thiết kế tốt nghiệp này em xin phép chỉ đi vào loại một cầu

sau chủ động, cho xe một cầu sau chủ động. Tải trọng tối đa tác dụng lên cầu
sau là 11 tấn.

3
Phần II
Lựa chọn phơng án thiết kế
1. Lựa chọn phơng án thiết kế cầu chủ động.
Công dụng của cầu chủ động là đỡ toàn bộ phần trọng lợng đợc treo tác
dụng lên cầu, truyền mô men xoắn từ trục các đăng đến các bánh xe chủ động,
tiếp nhận và truyền các lực từ khung xe xuống cũng nh các lực tơng tác của
bánh xe với mặt đờng.
Cầu chủ động gồm các bộ phận nh : Truyền lực chính , vi sai, truyền lực
cạnh, bán trục vỏ cầu. Trong loại dầm cầu cứng vỏ cầu đóng vai trò là dầm
cầu.
1.1 Truyền lực chính.
1.1.1 Công dụng.
Truyền lực chính dùng để tăng mô men và truyền mô men quay từ trục các
đăng đến các bánh xe chủ động của ô tô theo một tỷ số truyền nhất định.
1.1.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính.
- Phải có tỷ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lợng kéo và tính kinh tế
nhiên liệu của ô tô.
- Có kích thớc nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe .
- Có hiệu suất truyền động cao.
- Đảm bảo độ cứng vững tốt, làm việc không ồn, tuổi thọ cao.
- Trọng lợng cầu phải nhỏ để giảm trọng lợng phần không đợc treo.
1.1.3 Yêu cầu riêng của truyền lực chính xe tải có tải trọng tối đa 12
ữ
18
tấn.
Các xe tải có tải trọng tối đa thờng đợc sử dụng trên các cung đờng dài.

Những xe này có vận tốc trung bình lớn, hoạt động liên tục trong một khoảng
thời gian dài chính vì thế ngoài những yêu cầu chung trên, truyền lực chính
phải thoả mãn đợc các yêu cầu đó là:

4
- Đảm bảo đợc tỷ số truyền cần thiết phù hợp với loại xe này
- Truyền đợc mô men xoắn khá lớn.
- Ăn khớp êm không gây ra ồn khi làm việc liên tục trong thời gian dài.
- Độ bền mỏi của bánh răng lớn.
- Có kích thớc nhỏ gọn, tạo đợc khoảng sáng gầm xe và thoả mãn tính ổn định
của ô tô khi chuyển động với vận tốc cao.
1.1.4 Các dạng truyền lực chính có thể áp dụng vào đề tài.
Hình 2.1 Các dạng truyền lực chính đơn.
Trên loại cầu chủ động này ta có thể áp dụng truyền lực chính:
+Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp
+Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp
Trong loại đơn có thể áp dụng :
+ Loại bánh răng côn răng thẳng hình a).
+ Loại bánh răng côn răng xoắn hình b).
+ Loại bánh răng hypoit hình c).
+ Loại trục vít bánh vít hình d).
1.1.5 Tính toán sơ bộ tỷ số truyền TLC.
i
0
: Tỷ số truyền của cầu chủ động i
0
đợc xác định theo lý thuyết ô tô nh sau:
i
0
=

max
.
emax
cao
n
v i
.r
bx
.2.

(2.1)
trong đó:
+ n
emax
: số vòng quay cực đại của động cơ. Theo động cơ của xe
tham khảo ta có n
emax
=2900 (vòng/phút)
+ v
max
: vận tốc lớn nhất của ôtô, theo xe tham khảo v
max
=100(km/h).
+ i
cao
: tỷ số truyền của hệ thống truyền lực tính từ động cơ tới

5
bánh răng chủ động của truyền lực chính, theo xe tham khảo
i

cao
=0,78.

0
2900 / 60
.0,542.2. 7, 74
27,6.0,78
i

= =
1.1.6. Lựa chọn phơng án thiết kế truyền lực chính.
Với những yêu cầu cơ bản nh trên ta thấy rằng có thể áp dụng cặp bánh răng
ăn khớp hypoit hoặc cặp bánh răng ăn khớp côn xoắn cho truyền lực chính của
các xe tải loại này. Tuy nhiên qua xem xét các loại cầu chủ động u nhợc điểm
cũng nh yêu cầu của nó, cũng nh xem xét về mặt tỷ số truyền. Cặp bánh răng
hypoit phù hợp với các xe có tỷ số truyền lớn hơn 6 và nhỏ hơn 10 Chính vì
thế đề tài lựa chọn loại truyền lực chính là loại truyền lực đơn bánh răng
hypoit có bánh răng chủ động đặt lệch so với bánh răng bị động một khoảng
E.
1.2Vi sai .
1.2.1 Công dụng.
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với các vận
tốc khác nhau trong các trờng hợp ô tô quay vòng hoặc ô tô chuyển động trên
đờng gồ ghề không bằng phẳng .
1.2.2Yêu cầu của cụm vi sai.
a) Yêu cầu chung của vi sai:
- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ
đảm bảo sử dụng trọng lợng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thớc vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí.
- Có hiệu suất truyền động cao.

a) Yêu cầu riêng của vi sai trên xe tải có tải trọng 12ữ 18 tấn:
Các xe tải có tải trọng tối đa nằm trong khoảng này hoạt động chủ yếu trên đ-
ờng tốt nên bộ vi sai yêu cầu ma sát trong nhỏ để tăng hiệu suất truyền lực,
kích thớc nhỏ gọn để dễ bố trí.
1.2.3 Các dạng vi sai có thể áp dụng vào đề tài.
Có rất nhiều loại vi sai, để chọn phơng án thiết kế vi sai cho cụm tổng thành
cầu sau xe tải ta xem xét các loại vi sai sau.
- Theo kết cấu gồm có :
+Vi sai với các bánh răng côn.

6
+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 này mô men xoắn đợc phân phối đều ra hai bán
trục .
+Vi sai không đối xứng mô men xoắn phân phối không đều ra hai bán trục.
1.2.4 Lựa chọn phơng án thiết kế vi sai.
Hiện nay các loại vi sai rất đa dạng về chủng loại các xe hoạt động trong các
điều kiện khác nhau và có yêu cầu khác nhau thì đợc dùng các loại vi sai
khác nhau. Trên loại xe tải tải đa năng tải trọng 12ữ 18 tấn ta dùng loại vi sai
bánh răng côn đối xứng. Vì xe tải loại này là loại xe đa năng hoạt động chủ
yếu trên loại đờng tốt, chỉ cần vi sai là loại có ma sát trong nhỏ. Với kết cấu
gọn nhẹ dễ bố chí và cũng dễ chế tạo phù hợp với khả năng sản xuất ở nớc ta.
1.2.5 Nguyên lý làm việc của vi sai côn đối xứng.
- Khi ô tô chuyển động thẳng mô men xoắn đợc truyền từ bánh răng bị động
của truyền lực chính sang vỏ của hộp vi sai. Trong trờng hợp này sức cản từ
mặt đờng của hai bánh xe chủ động là nh nhau. Bán kính lăn ở hai bánh xe
chủ động là nh nhau. Khi đó các bánh rănng hành tinh không quay quanh trục
của nó mà chỉ đóng vai trò nh các vấu truyền mô men xoắn từ bánh răng vành

chậu đến bánh răng mặt trời ở hai phía với cùng mô men xoắn và số vòng
quay nh nhau.
- Khi ô tô quay vòng hoặc đi trên đờng gồ ghề. Lúc này tốc độ góc của hai
bánh xe khác nhau thông qua hai bán trục làm cho hai bánh răng mặt trời
cũng quay với các tốc độ góc khác nhau. Lúc này các bánh răng vi sai vừa
quay theo vỏ của bộ vi sai vừa quay quanh trục của nó đảm bảo choc ho hai
bánh răng mặt trời quay với vận tốc góc khác nhau, phù hợp với tốc độ góc ở
các bánh xe chủ động.
1.3 Các bán trục.
1.3.1 Công dụng.
Các bán trục dùng để truyền mô men men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe
chủ động. Trên các loại bán trục không đợc giảm tải hoàn toàn bán trục còn đ-
ợc dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đờng tác dụng lên bánh xe chủ động.
1.3.2 Yêu cầu đối với các bán trục.

7
a) Yêu cầu chung của bán trục:
- Phải chịu đợc mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải thẳng nhất là không đợc lệch bi nhất là đối với các xe tải
cở lớn.
- Đối với bán trục của cầu dẫn hớng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc
cho các đoạn trục của bán trục.
- Chính xác hình dáng hình học, kích thớc.
b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe tải 12ữ 18 tấn.
Các bán trục sử dụng cho các xe tải loại này phải chịu mô men xoắn rất lớn,
Vì vậy các bán trục phải đợc chế tạo chính xác về mặt hình học, và phải có các
góc lợn hợp lý để tránh ứng suất tập trung.
1.3.3 Các loại bán trục có thể áp dụng trong đề tài.
Để có thể lựa chọn đợc phơng án thiết kế hợp lý ta xem xét các loại bán trục
sau đây:

+ Bán trục giảm tải hoàn toàn trong trờng hợp này bánh xe có moay ơ đợc lắp
trên hai ổ bi và cả hai ổ bi đợc lắp trên vỏ cầu. Do hai ổ bi đợc bố trí cách nhau
một đoạn nên mô men uốn của các lực tơng tác của các bánh xe với mặt đờng
đều đợc tiếp nhận bởi vỏ cầu. Các bán trục loại này chỉ chủ yếu chịu tác dụng
của mô men xoắn không chịu tác dụng của của các lực tác dụng từ mặt đờng
lên chính, vì thế nó đợc sử dụng rất phổ biến trên các loại xe tải cỡ trung bình
và nhỏ.
Hình 2.2 sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn
+ Bán trục giảm tải 3/4. Loại bán trục này có cách bố trí ổ bi bên ngoài khác
loại trên. Đó là moay ơ lắp với vỏ cầu chỉ thông qua một ổ bi , do vậy trong
quá trình hoạt động khi bi bị mòn bán trục sẽ chịu một phần mô men uốn từ
các lực tác dụng lên bánh xe. Loại bán trục này ít đợc sử dụng.

8


Hình 2.3 Sơ đồ bán trục giảm tải 3/4
1.3.4 Lựa chọn loại bán trục.
Trên các loại xe tải mô men xoắn truyền qua bán trục xuống bánh xe chủ
động thờng rất lớn. Cụm tổng thành trong đề tài là để lắp trên các xe tải có tải
trọng tơng đối lớn 18 tấn. Mô men xoắn truyền qua lớn chính vì thế để tăng
tuổi thọ cho bán trục ta chọn loại bán trục giảm tải hoàn toàn với loại kết cấu
này bán trục trong cụm tổng thành sẽ chỉ phải chịu mô men xoắn từ động cơ
truyền xuống, giúp tăng tuổi thọ cho bán trục.
1.4. Vỏ cầu.
1.4.1 . Công dụng của vỏ cầu.
Đối với xe tải cỡ trung bình và lớn hệ thống treo thờng là hệ thống treo phụ
thuộc với các phần tử đàn hồi là nhíp. Cầu xe là phần khối lợng không đợc
treo. Trong thiết kế cầu xe thờng ta phải cố gắng để phần khối lợng không đợc
treo này là nhỏ đến mức có thể. Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng đợc các yêu

cầu chủ yếu sau:
- Đỡ toàn bộ trọng lợng phần đợc 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 lâu dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt
đờng lên.
1.4.2 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 đợc trọng lợng của xe nhất là xe tải có
trọng lợng lớn tránh gây uốn ảnh hởng đến các kết cấu bên trong.
- Vỏ cầu phải đảm bảo kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.

9
- Có kích thớc và khối lợng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảng
sáng gầm xe.
1.4.3 Các loại vỏ cầu có thể sử dụng cho cụm tổng thành.
- Vỏ cầu liền là loại vỏ cầu thờng đợc sản xuất bằng phơng pháp đúc sau
đó gia công các bề mặt lắp ghép.
- Vỏ cầu rời là loại vỏ cầu đợc lắp ghép từ các tấm rời bằng phơng pháp
hàn.
1.4.4 Lựa chọn loại vỏ cầu.
Trong cụm tổng thành cầu sau cho xe tải đa năng có trọng lợng toàn bộ tơng
đối lớn 18 tấn, xe hoạt động chủ yếu trên đờng dài mặt đờng tốt, tải trọng
động nhỏ và ít xuất hiện , chính vì thế đề tài bố trí loại vỏ cầu hàn, phơng pháp
chế tạo cũng đơn giản mà lại đáp ứng đợc các yêu cầu đặt ra đối với vỏ cầu.
2. Lựa chọn phơng án thiết kế hệ thống phanh.
2.1 Công dụng của hệ thống phanh chính.
Hệ thống phanh có những nhiệm vụ chính sau đây:
- Giảm tốc độ chuyển động của xe.
- Dừng hẳn xe.

- Giữ ô tô đứng yên ở một độ dốc nhất định.
2.2 Yêu cầu chung của hệ thống phanh.
Hệ thống phanh đợc coi là hệ thống an toàn chuyển động nó phải đảm bảo các
yêu cầu sau:
- Có hiệu quả phanh cao.
- Phanh êm dịu và đảm bảo ổn định của ô tô khi phanh.
- Dẫn động phanh phải có độ nhậy cao.
- Phanh điều khiển nhẹ nhàng.
- Phân bố mô men phanh hợp lý giữa các bánh xe để tận dụng tối đa lực
bám ở các bánh xe. Đồng thời không xảy ra hiện tợng trợt lết khi phanh.
- Không có hiện tợng tự xiết.
- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt.
- Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao và ổn định trong điều
kiện sử dụng.
- Lực phanh trên các bánh xe tỷ lệ thuận với lực tác dụng lên bàn đạp.
- Có khả năng giữ ô tô đứng trên dốc trong thời gian dài.
2.3 Lựa chọn phơng án thiết kế cơ cấu phanh.

10
2.3.1 Yêu cầu chung của cơ cấu phanh.
- Cơ cấu phanh thiết kế phải đảm bảo tạo ra đợc mô men phanh thích hợp đủ
để đáp ứng các trờng hợp phanh khác nhau.
- Đảm bảo về độ bền
- Dễ điều chỉnh và sửa chữa.
Hình 2.4 Sơ đồ lựa chọn phơng án thiết kế cơ cấu phanh
2.3.2 Yêu cầu riêng của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành cầu sau xe
tải trọng lợng tối đa 12
ữ
18 tấn .
Cơ cấu phanh dùng trên các loại xe này cần tạo ra đợc một mô men phanh

lớn vì trọng lợng của xe lớn. Ngoài ra phải đảm bảo thoát nhiệt tốt vì quá
trình phanh sinh ra nhiệt có thể làm giảm tuổi thọ của cơ cấu phanh và ảnh h-
ởng đến hệ số ma sát.
3.3.3 Các dạng cơ cấu phanh có thể áp dụng trên cụm tổng thành cầu sau
xe tải trọng lợng tối đa 12
ữ
18 tấn.
Các cơ cấu phanh hiện nay đang đợc sử dụng trên ôtô gồm có các loại sau
- Cơ cấu phanh guốc.
- Cơ cấu phanh đĩa.
- Cơ cấu phanh dãi
Trên xe tải cỡ trung bình và lớn có thể sử dụng các loại cơ cấu phanh
- Cơ cấu phanh guốc dẫn động thủy lực.
- Cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén.
- Cơ cấu phanh guốc dẫn động khí nén.
2.3.4 Lựa chọn phơng án thiết kế cơ cấu phanh.
Dựa theo yêu cầu của cơ cấu phanh dùng trên cụm tổng thành này ta thấy
rằng cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực không thích hợp vì yêu cầu lực bàn

11
đạp lớn. Cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén thích hợp
hơn ở chổ giải quyết đợc vấn đề lực bàn đạp, giúp ngời lái điều khiển nhẹ
nhàng. Trong đề tài cơ cấu phanh loại này cũng thích hợp hơn loại cơ cấu
phanh guốc dẫn động khí nén vì nó đáp ứng tính đồng hoá. Chính vì thế đề tài
sẽ áp dụng loại cơ cấu phanh guốc dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén. Các
cơ cấu phanh loại này hiện nay cũng đang đợc sử dụng phổ biến trên các xe có
tải trọng tơng đơng.
2.4 Lựa chọn phơng án thiết kế dẫn động điều khiển phanh.
2.4.1 Yêu cầu chung của dẫn động điều khiển phanh.
- Hệ thống dẫn động điều khiển phanh phải sinh ra đợc lực điều khiển tác

dụng vào guốc phanh đủ để sinh ra mô men phanh cần thiết trên cơ cấu phanh
khi phanh.
- Giúp ngời lái có thể điều khiển nhẹ nhàng.
- Đảm bảo tính chép hình tạo cảm giác cho ngời lái
- Có độ an toàn và tin cậy cao.
- Dễ điều chỉnh và sữa chữa khi hỏng hóc.
2.4.2 Yêu cầu riêng của dẫn động điều khiển phanh dùng trên xe tải có tải
trọng tối đa 12
ữ
18 tấn.
Trên các loại xe tải loại này vì tải trọng tối đa của xe khá lớn nên yêu cầu cơ
bản nhất là phải tạo ra đợc lực điều khiển khá lớn để sinh ra đợc mô men
phanh thích hợp. Chính vì vậy nếu trong hệ thống dẫn động sử dụng thuỷ lực
thì áp suất trong hệ thống khá lớn áp suất tối đa sinh ra là: 23MPa. Các đờng
ống, xylanh cũng nh các chổ nối phải đợc chế tạo chịu đợc áp suất lớn này.
2.4.3 Các phơng án dẫn động phanh.
Ngày nay trên ôtô có tải ngời ta có thể sử dụng các phơng pháp dẫn động sau
đây:
+ Phanh dẫn động thuỷ lực.
+ Phanh dẫn động khí nén.
+ Phanh dẫn động thuỷ khí.
2.2.4 Lựa chọn dẫn động điều khiển phanh.
Mỗi loại hệ thống phanh phù hợp với một loại xe có tải trọng nhất định. Trên
các loại xe con thờng bố trí hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực có trợ lực chân

12
không, cơ cấu phanh trớc là phanh đĩa còn cơ cấu phanh sau là phanh guốc
loại đối xứng trục vì cơ cấu phanh phía trớc yêu cầu mô men phanh lớn hơn,
loại phanh đĩa phù hợp với yêu cầu này. Trên các loại xe tải có tải trọng trung
bình và lớn hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực hoặc khí nén hoặc thuỷ khí, cơ

cấu phanh guốc đợc sử dụng rộng rãi vì đáp ứng đợc yêu cầu mô men phanh
lớn để có thể phanh đợc xe có trọng lợng lớn.
Trên các loại xe tải có tải trọng lớn nhất nằm trong khoảng từ 12 đến 18 tấn
phơng án dẫn động thuỷ lực trợ lực chân không không hợp lý vì cần lực điều
khiển khá lớn. Trợ lực chân không không đủ để đáp nhu cầu lực này. Phơng án
dẫn động khí nén cũng không kinh tế vì hệ thống dẫn động khí nén cồng kềnh,
tiêu tốn công suất lớn. Chính vì thế trên các loại xe này ngời ta thờng sử dụng
phơng án dẫn động thuỷ lực điều khiển khí nén. Với hệ thống phanh lựa chọn
nh vậy sẽ đáp ứng đợc nhu cầu mô men phanh lớn và có độ bền lâu. Phần
thuỷ lực có áp suất trong các đờng ống lớn đợc rút ngắn và bố trí gọn. Dới đây
đề tài xin chọn một sơ đồ dẫn động cho hệ thống phanh có thể sử dụng cho
các loại xe dùng cụm tổng thành trên, dựa trên cơ sở hệ thống phanh của xe
hino.
a) Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống dẫn động điều khiển phanh.
Khí nén đợc tạo ra bởi máy nén khí 21 chia làm hai đờng vào hai ngăn khác
nhau của bình chứa khí 13 hai ngăn này sẽ cung cấp khí cho các van tổng hợp
phía trớc và phía sau. Trên hai nhánh này đờng khí đợc tách ra một phần để đa
vào máy sấy nóng 10, đợc biểu diễn bằng các đờng nét đứt nh trên hình. Quá
trình sấy nóng và điều khiển áp suất vào bình chứa đợc điều khiển bởi các van
kiểm tra 11 và van điều khiển áp suất 17. Đồng hồ 3 dùng để đo áp suất trong
các ngăn của bình chứa khí. Hai ngăn của bình chứa đợc ngăn cánh nhau bởi
van an toàn 16. Khi cần phanh bằng động cơ công tắc điện từ 20 sẽ bật làm
cho xy lanh 18 hoạt động điều khiển việc xả khí thực hiện việc phanh bằng
động cơ. Khi ngời lái đạp phanh tức là điều khiển tổng van 2 cho cả hai van ra
phanh trớc vas au mở, không khí sẽ từ các ngăn khác nhau của bình chứa khí
qua tổng van đến các xy lanh tổng hợp tác dụng vào pistông khí của xy lanh
tổng hợp thực hiện quá trình phanh. Khi lợng dầu

13
Hình 2.5 Sơ đồ hệ thống dẫn động điều khiển cơ cấu phanh

1. Công tắ cbáo dừng xe ; 2.Tổng van; 3.Đồng hồ đo áp suất; 4.Bánh xe trớc;
5. Công tắc cảnh báo hệ thống hết tác dụng; 6. Xy lanh tổng hợp;
7. Bình dầu; 8 Công tắc báo mức dầu; 9.Bánh xe sau ; 10. Máy sấy khí; 11;
12. Van kiểm tra; 13Bình khí cầu sau; 14. Ngăn lắng hơi nớc; 15. Ngăn chứa
khí ra cầu trớc ; 16. Van an toàn; 17. Van điều chỉnh áp suất;18. Xy
lanh điều chỉnh sự phanh bằng khí xả; 19. Đèn cảnh báo xả khí; 20.
Van diện từ; 21. Máy nén khí;
trong hệ thống thuỷ lực vì một lý do nào đó mà ít đi thì dầu sẽ từ bình dầu 7
thông qua xy lanh tổng hợp đi vào hệ thống và ngợc lại. 1 là các công tắc
cảnh báo hệ thống khí nén không còn hiệu lực. 5 là công tắc cảnh báo hệ
thống thuỷ lực không còn hiệu lực. Khi dầu trong bình dầu 7 cạn công tắc 8
sẽ bật để cảnh báo cho ngời lái. Khi ngời lái nhả phanh dầu trong các xy lanh
công tác sẽ theo đờng cũ trở về xy lanh tổng hợp. Tại trạng thái dầu sẽ đợc bù
thêm từ bình chứa 7 hoặc hồi bớt về bình chứa 7 thông qua van bù dầu tại xy
lanh tổng hợp. Không khí từ xy lanh tổng hợp theo đờng ống cũ trở về trơ về
van phân phối và từ đây thoát ra ngoài khí trời thông qua các van xả của van
phân phối.
b) Bình chứa khí nén

14
Bình cha khí nén chế tạo bằng cách hàn thép lá, bên ngoài và bên trong có
sơn để chống rỉ. Các bình chứa đợc đặt ở vị trí thấp nhất của hệ thống phanh
để nớc có thể ngng tụ lại, nhờ có van đặt ở dói đáy bình mà nớc ngng có thể
thoát ra ngoài. trên xe, hệ thống phanh chính có 1 bình chứa khí nén đơc chia
ra làm hai ngăn, mối ngăn chứa có thẻ tích là 35 lít. Dự trữ khí nén đảm bảo
phanh đợc 8 lần sau khi máy nén khí ngừng làm việc.
c) Van phân phối khí.
Van phân phối khí dùng để đóng mở hệ thống phanh( cung cấp khí nén hoặc
ngừng cung cấp) theo yêu cầu của ngời lái.
Van phân phối khí là bộ phận rất quan trọng của truyền động phanh bằng khí,

nó bảo đảm độ nhạy của truyền động, điều khiển phanh dễ dàng , đảm bảo
tính chép hình và xả khí ra ngoài kết thúc quá trình phanh.
Hiện nay trên các loại xe tải ngời ta dùng loại van phân phối loại pít tông sử
dụng trong dẫn động khí nén hai dòng, một dòng ra xy lanh tổng hợp của cơ
cấu phanh cầu trớc, một dòng ra xy lanh tổng hợp của cơ cấu phanh cầu sau.
*) Cấu tạo và nguyên lý làm việc của van phân phối kép.
+ Khi cha phanh lò xo 5 và 14 giữ cho van của ngăn trên và ngăn dới đóng
của nạp nên khí từ bình chứa tới các cửa A, C bị chặn lại và thờng trực ở đó.
+ Khi phanh bàn đạp phanh quay quanh chốt cố định ép con lăn 22 tỳ lên
cốc ép 20 làm cốc ép đi xuống. Khi đã khắc phục xong khe hở tự do giữa cốc
ép và bích chặn 17 thì bích chặn ép phần tử đàn hồi 14 tỳ vào pít tông tuỳ
động 15 làm pít tông đi xuống. Khi đế van xả (nằm trên pít tông tuỳ động) đi

15
Hình 2.6 Van phân phối dẫn động hai dòng
1.Van xả khí; 2. Thân van số 2; 3. Lò xo hồi vị đế van số 2; 4.Pít tông số 2; 5.
Vòng hãm đế van số 1 1; 6. Lò xo hồi vị số 1i; 7. Tre bụi; 8.Bàn đạp phanh; 9.
Con lăn; 10. Chốt tỳ; 11. Cốc tỳ; 12.Vít điều chỉnh; 13.Nắp van ; 14. Mặt bích
tỳ; 15.Thân van số 1; 16. Pít tong tuỳ động số 1; 17. Lò xo; 18. Đế van số 1;
19,20. Lò xo; 21. Đế van số 2; 22.Đế đỡ van xả khí
A,C: Cửa vào(từ bình khí tới); B,D: Cửa ra(tới các xy lanh thuỷ khí).

16
hết khe hở giữa nó và nắp van thì van xả đóng lại và van nạp trên bắt đầu mở.
Khi này ở ngăn trên khí nén đi từ cửa A qua van nạp ngăn trên cửa thông sang
cửa B để dẫn đến các bầu khí xy lanh chính. Đồng thời với quá trình này do ở
cửa B có một lỗ thông với xy lanh của pistong số1 áp suất do khí này sinh ra
cùng với lực đẩy của lò xo số 2 sẽ tạo ra tính chép hình gây cảm giác nặng cho
ngời lái. Đồng thời E đợc thông với khoang F (phía trên pít tông lớn 4) nên
một dòng khí có áp suất sẽ tác dụng lên mặt trên của pít tông lớn 4 làm nó đẩy

pít tông nhỏ đi xuống. Khi khe hở giữa đế van xả và nắp van đợc khắc phục thì
van nạp dới bắt đầu đợc mở ra. Khí nén từ cửa C thông qua van nạp ngăn dói
thông qua cửa D để dẫn tới bầu khí của các xy lanh chính. Nh vậy cơ cấu cơ
khí trực tiếp điều khiển van nạp của ngăn trên còn van nạp ngăn dới là do khí
nén điều khiển sau khi van nạp ngăn trên đã mở. Nh vậy có nghĩa là dòng nối
với ngăn trên sẽ có tác dụng trớc so với dòng nối với ngăn dới. vì vậy dòng nối
với ngăn trên đợc dẫn tới dòng truyền động cơ cấu phanh cầu sau nhằm mục
đích giữ ổn định cho ô tô khi phanh.
+ Khi rà phanh tức là giữ phanh ở một vị trí nhất định thì độ gia tăng áp suất ở
khoang B không còn nữa, trong khi đó áp suất ở khoang A tiếp tục tăng sẽ làm
phá vỡ trạng thái cân bằng đẩy pistong nhỏ đI lên đóng kín cửa van nạp số 1.
Quá trình cũng xảy ra tơng tự đối với van nạp số 2 . Khi trang thái cân bằng
mới đã đợc xác lập thì hai van xả và hai van nạp đều đóng.
+ Khi thôi phanh dói tác dụng của lò xo hồi vị cốc ép 20, bích chặn 17, pít
tông tuỳ động 15 sẽ đi lên. Van nạp trên đợc đóng lại và van xả trên mở ra.
Khí nén từ bình chứa ngừng cung cấp còn khí nén từ các bầu phanh sẽ từ cửa B
qua cửa xả theo đờng thoát xả ra ngoài. Còn khoang dới do khoang F mất áp
suất nên pít tông lớn 4 và pít tông nhỏ bị lò xo 5 đẩy về vị trí phía trên. Van
nạp ngăn dới đợc đống lại và van xả ngăn dói đợc mở ra, ngắt khí nén từ bình
chứa và thoát khí nén từ bầu khí xy lanh chính theo đờng thoát ra ngoài.
d) Xy lanh tổng hợp .
*) Nhiệm vụ, cấu tạo.
Nhiệm vụ chính của xy lanh tổng hợp là : Biến áp suất khí thể thành áp suất
chất lỏng của dầu . Sơ đồ và cấu tạo của cụm chi tiết đợc cho nh hình vẽ dới
đây.
*) Sơ đồ và nguyên lý hoạt động.

17
- Khi đạp phanh áp suất khí từ van phân khối theo đờng ống vào trong xy
lanh khí đẩy pistong khí số 2 chuyển động sang phải mang theo cần đẩy số 15

qua chốt 14 cũng chuyển động qua phải. Khi đã khắc phục hết khe hở giữa
chốt và cốc, cốc 13 sẽ chuyển động qua phải bịt kín lỗ bù dầu và tỳ vào
pistong số 10 làm nó cũng chuyển động qua phải. Lúc này dầu từ xy lanh tổng
hợp sẽ đợc đa vào các xy lanh bánh xe thực hiện quá trình phanh. Đồng thời
với quá trình đó không khí trong ngăn sau của pistong khí sẽ qua van xả 5 ra
ngoài .
8
6
7
16
15
14
10
9
5
4
32
1
11
12
13
Hình 2.7 Xy lanh tổng hợp
Vòng làm kín pistong; 2. Pistong khí ; 3. Lò xo hồi vị; 4.Xy lanh khí; 5.Thân
van xả; 6. Van bù dầu; 7. Lọc khí; 8.Vít xả E; 9. Xy lanh phanh chính; 10.
Pistong xy lanh phanh chính; 11. Đệm làm kín pistong; 12.Công tắc cảnh
báo mòn; 13.Cốc ép; 14.Chốt; 15. Cần đẩy; 16.Đai ốc;
- Khi đang đạp phanh mà dừng lại độ gia tăng áp suất ở ngăn trớc của xy lanh
khí không còn nữa Lực hồi vị của lò xo sẽ tạo ra trạng thái cân bằng với
áp suất ngăn trớc của xy lanh khí. khe hở bù dầu đóng.
- Khi thôi đạp phanh .

Không khí từ khoang trớc của xy lanh khí theo đờng cũ trở về van phân phối.
Lò xo hồi vị 3 đẩy pistong số 2 thông qua cần đẩy 15 chốt 14 , cốc 13 kéo
pistong thuỷ lực 10 qua trái. Dầu từ các xy lanh bánh xe theo các đờng ống cũ
trở về xy lanh tổng hợp. Tại vị trí cuối cùng khi khí đã đợc xả hết sẽ xuất hiện

18
khe hở bù dầu giữa cốc 13 và pistong số 10. Tại trạng thái này dầu sẽ đợc bù
thêm hoặc thoát bớt ra qua van bù dầu số 6.
Khi má phanh mòn quá giá trị cho phép, khe hở giữa má phanh và trống phanh
lớn sẽ làm cho khoảng dịch chuyển của pistong 2 lớn chạm vào thanh đẩy của
công tắc điện từ 12 công tắc này bật báo cho ngời lái biết cần phải thay má
phanh.
3. Tính tất yếu phải áp dụng tiêu chuẩn chung châu âu ECE
trong thiết kế các cụm tổng thành .
Đất nớc ta đang trong giai đoạn phát triển kinh tế rất nhanh. Nhu cầu về lu
thông hàng hoá cũng ngày càng lớn. Trong đó nhu cầu về lu thông hàng hoá
bằng xe tải chiếm một tỷ trọng không nhỏ. Các xe tải có trọng tải lớn đang
chiếm u thế về giá cả và thời gian. Bởi vì trong một khoảng thời gian loại xe
lớn có thể vận chuyển đợc một khối lợng hàng hoá lớn, rút ngắn thời gian cho
quá trình lu thông hàng hoá.
Ô tô đợc sử dụng ở nớc ta hiện nay rất đa dạng về chủng loại. Phần lớn các
xe cũ còn đợc sử dụng có nguồn gốc Đông Âu, các loại ô tô con thì phần lớn
có nguồn gốc Tây Âu hoặc Nhật Bản. Các loại xe tải lớn và xe khách thì rất
nhiều có xuất xứ từ Hàn Quốc và một số lợng lớn các xe đợc sản xuất trong n-
ớc. Mỗi loại xe ở mỗi quốc gia này lại đợc sản xuất tuân theo một tiêu chuẩn
nhất định. Với tình hình đa dạng về mặt kiểu dáng và tiêu chuẩn nh vậy sẽ gây
ra không ít khó khăn cho công tác quản lý phơng tiện cũng nh quá trình sửa
chữa, bảo dỡng xe. Dẫn đến một nhu cầu phải có một tiêu chuẩn chung trong
thiết kế, sản xuất xe ô tô ở nớc ta.
Xu thế chung hiện nay trên thế giới cũng nh trong nớc ngành công nghiệp ô tô

đang đi dần vào chuyên môn hoá. Ngày càng xuất hiện nhiều công ty, xí
nghiệp chỉ sản xuất một chi tiết hoặc một nhóm chi tiết, một kết cấu hoặc một
cụm tổng thành của ô tô và kéo theo đó là xuất hiện những chiếc ô tô là sản
phẩm chung của rất nhiều công ty, xí nghiệp. Thậm chí của nhiều quốc gia.
Một vấn đề đặt gia đó là làm thế nào để đảm bảo tính đồng hoá của các cụm
tổng thành này hay nói cách khác làm thế nào để chiếc xe có thể hoạt động
tốt, đảm bảo các yêu cầu kỷ thuật khi nó đợc chắp vá nh vây. Giải pháp của
vấn đề chính là đặt gia một quy định, một tiêu chuẩn chung, tiêu chuẩn này sẽ
áp chế cho tất cả các quá trình thiết kế, sản xuất xe của các công ty, xí nghiệp
và các cá nhân thuộc các quốc gia công nhận nó.

19
Cùng với việc chịu ảnh hởng của nhiều quốc gia sản xuất xe lớn trên thế giới
là việc phải áp dụng cùng một lúc nhiều tiêu chuẩn trong thiết kế, sản xuất
cũng nh sử dụng. Dẫn tới những vớng mắc và đặc biệt là mất tính thống nhất.
Để giải quyết vấn đề đấy hiện nay ở nớc ta đang có xu hớng và tiến tới sẽ sử
dụng một loại tiêu chuẩn thống nhất đó là tiêu chuẩn chung Châu âu ECE.
Trong giới hạn đồ án tốt nghiệp đề tài sẽ áp dụng tiêu chuẩn này ở mức tuân
theo các tiêu chuẩn về kích thớc, khối lợng. Với loại xe hai cầu có thể sử dụng
cụm tổng thành cầu sau chủ động này có tổng tải trọng không vợt quá 18 tấn.
Trong đó tải trọng đặt lên cầu sau không quá 11 tấn. Loại xe. Kích thớc lớn
nhất cho phép đối với các xe này là: Dài tối đa không quá 12m, cao không quá
4m, rộng không quá 2,25m. Với mong muốn cố gắng để thoả mãn tính đồng
hoá. Các thông số kỹ thuật ban đầu khác đề tài xin đợc chọn theo các loại xe
tham khảo có tuân theo tiêu chuẩn ECE.
Phần III
Thiết Kế Tính Toán Cầu Chủ Động
1. Thiết kế truyền lực chính.
Để đáp ứng đợc tỷ số truyền i
0

phù hợp với cầu chủ động của các loại xe tải
12ữ 18 tấn ta sẽ sử dụng loại truyền lực chính đơn bánh răng hypoit.
Hình 3.1. Sơ đồ truyền lực chính
Các ổ bi đỡ trục của bánh răng chủ động đợc bố trí theo kiểu công xôn, để
tăng cứng ta bố trí thêm ổ bi đũa ở đầu trục.

20
Hình 3.2 Sơ đồ bố trí ổ bi đỡ trục bánh răng chủ động
1.1. Chế độ tải tính toán.
cầu chủ động trong thiết kế cụm tổng thành phải thoả mãn tính đồng hoá do
vậy tải tính toán cho truyền lực chính đợc tính từ bám lên.
Mômen tính theo bám:
M
tt
= M

max
.
0
1
i
=G
i
.

max
.r
bx
.
0

1
i
. (2.1)
Trong đó các thông số chọn theo xe tham khảo :
- G
i
: trọng lợng tĩnh tính cho cầu sau trờng hợp chịu tải tối đa.
G
i
=110000(N).
-

max
: hệ số bám cực đại.

max
lấy bằng 0,75
- r
bx
: bán kính làm việc của bánh xe:
r
bx
=

.r
0
. (3.3)
trong đó :
r
0

=
4,25
2






+
d
H
(3.4
Theo kí hiệu của lốp ta có: Với loại lốp ký hiệu 12.00R-20-16PR
H = 12(inch).
d = 20(inch).
hệ số biến dạng lốp:

= 0,969.

).(542,0)(5424,25
2
20
12969,0 mmmr
bx
==







+=
r
bx
= 0,542 (m).
- i
0
: tỷ số truyền của cầu chủ động, i
0
đợc xác định theo lý thuyết ô tô
nh đã tính toán ở trên i
0
=7,44.
Thay các giá trị trên vào công thức (2.1) ta đợc:

21
M
tt
= 110000.0,78.0,542/7,74= 5853 (Nm).
Trong đó chế độ tải trọng tính cho độ bền lâu là:
tb
tt
M
=(0,5-0,6)M
tt

chọn
tb
tt

M
=0,6M
tt
=3512 (Nm).
1.2. Tính các thông số hình học của truyền lực chính.
- Chọn số răng bánh răng chủ động Z
1
: Lựa chọn theo tỷ số truyền
i
0
= 7,66 lựa chọn Z
1
= 6 răng.
- Chọn số răng của bánh răng bị động Z
2
.
Z
2
= Z
1
.i
0
=7,64.6 = 45,84 .
Chọn Z
2
= 46 răng.
- Tỷ số truyền chính xác i
0
=
66,7

6
46
1
2
==
Z
Z
. (2.3)
- Đờng kính vòng chia bánh răng lớn nhỏ nhất cho phép.
d
2
đợc chọn theo mô men tác dụng lên bánh răng.
d
2
=(1,81-2,06)
0
.
tt
M i
(cm) (2.4)
d
2
=368 (mm).
- Chiều rộng vành răng bánh răng lớn.
Lấy gần đúng b
2
= 0,155.d
2
=0,155.368 =57 (mm).
Giá trị lớn nhất cho phép b

2

2
0
2
0
2
1
187,0
i
i
d
+

(2.5)
b
2

39,69
(mm).
Lựa chọn b
2
= 60 (mm).
- Độ dịch trục của bánh răng nhỏ.
E
5,42340.125,015,0
2
== d
(mm).
Chọn E = 36 (mm).

- Chọn chiều xoắn bánh răng nhỏ.
Chiều xoắn bánh răng nhỏ đợc chọn sao cho không gây ra bó kẹt khi cặp bánh
răng làm việc. Chính vì thế nếu nhìn từ hớng động cơ xuống thì chiều xoắn
của răng BR nhỏ là chiều xoắn trái còn chiều xoắn BR lớn phải là xoắn phải.
- Góc xoắn bánh răng nhỏ.

22
Sơ bộ chọn
1
=45
0
50
0
.
Chọn
1
=45
0
.
- Hệ số chiều cao làm việc của răng chọn sơ bộ theo số răng của bánh
răng nhỏ
p
= 0,875 .
- Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở tiết diện pháp tuyến chọn theo Z
1

n

.


n

= 0,78.
- Bán kính đầu dao cắt chọn theo d
2
.
Khi d
2
> 300 r
c
= 228,6 (mm).
- Tổng góc ăn khớp pháp tuyến ở cả hai phía răng
t

.
Đối với ô tô tải chọn
t

= 45
0
.
Việc tính toán các thông số hình học của bộ truyền hypốit tơng đối dài, dới
đây em xin đợc trình bày bảng kết quả tính toán cho bộ truyền lực chính của
cụm kết cấu cầu chủ động. Phần tính toán cụ thể em xin đợc trình bầy trong
phần phụ lục.
Bảng 1.Các thông số hình học của bộ truyền lực chính hypôit.
TT
Tên thông số
ký
hiệu

đơn
vị
Kết quả
chủ động bị động
1 Số răng Z 6 46
2 Tỷ số truyền i
01
7,66

23
3 Hớng xoắn của răng m
n
Trái Phải
4 Mô đun mặt đầu m
s
8
5 Nửa góc côn chia

độ 13
0
10 86
0
46
6 Góc xoắn răng

độ 45 31
0
30
7 Góc ăn khớp danh nghĩa điểm
giữa răng

n


độ 22
0
30

22
0
30

8 chiều rộng bánh răng b mm 62 60
9 Chiều dài tạo bởi hình côn chia L mm 184,36
10 Đờng kính vòng chia đáy lớn D
c
mm 67 368
12 Bán kính vòng chia đáy lớn r mm 33,5 184
13 Bớc răng đáy lớn t
s
mm 24,79 24,79
14 Đờng kính vòng đỉnh đáy lớn D
e
mm 76,8 368,2
15 Khe hở chân răng đáylớn c mm 1,285
16 Chiều cao đầu răng đáy lớn h
e
mm 1 1,5
17 Chiều cao răng đáy lớn h mm 15,06 15,06
18 Đk vòng chân răng đáylớn D
i

mm 153,72 568,52
19 Bk vòng chia trung bình r
x
mm 23,98 152,4
1.3. Tính bền bánh răng theo uốn và tiếp xúc.
Việc tính bền cho bánh cho truyền lực chính chỉ cần tính cho bánh răng
nhỏ, tức là tính cho bánh răng chủ động. Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánh
răng nh trên hình dới đây.

24
H×nh 3.3 S¬ ®å lùc cña truyÒn lùc chÝnh
1.3.1 TÝnh c¸c lùc t¸c dông.
H×nh 3.4 S¬ ®å tÝnh lùc trªn c¸c b¸nh r¨ng TLC
* TÝnh lùc vßng.
P
1
= P
2
=
1
tt
M
r
=3512/ 0,0335 =104829 (N).
* TÝnh lùc híng trôc.
Q
1
=
)cos.
cos

sin
(
11
1
11
δβ
β
δα
tg
tg
P +
Thay sè Q
1
= 110601 (N)

25