Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

LỜI NÓI ĐẦU
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có
những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu ảnh
hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp
ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời gian gần
đây 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 xí nghiệp. Khi
đó 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 như nhu cầu của thị trường ở nước ta
hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong
những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu về cấu
tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được
giao cho thực hiện đồ án “ tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi ”. Trong
thời gian qua, được sự hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Xuân Trường cùng sự tìm tòi của
bản thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu
sót, em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn.

Hưng Yên, ngày 14 tháng 11 năm 2011
Hoàng Văn Công

§å ¸n m«n häc
1


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.....................................................................................................................................

.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................

Hưng yên, ngày….tháng….năm 2011
Giáo viên hướng dẫn

§å ¸n m«n häc
2


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên

MC LC
Lời nói đầu..1

Phần I: Khái quát cầu chủ động. 4
I.cầu chủ động 4
II. Truyền lực chính .. 5
III.Vi sai. 6
IV.Bán trục 7
Phần II: Thiết kế tính toán bán trục8
I.Các số liệu ban đầu.. 8
II. Nội dung thiết kế và tính toán 8
II.1 Thiết kế tính toán truyền lực chính 8
II.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính 8
II.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính .. 9
II.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính 15
II.1.4Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 16
II.1.5 Tính trục và chọn ổ đỡ truyền lực chính. 17
II.2 Tính toán vi sai 19
II.2.1 phân tích kết cấu , chọn sơ đồ vi sai. 19
II.2.2 Tính toán kích thớc bộ vi sai đối xứng 19
II.2.3 Tính bền cho bộ vi sai 22
II.3 Thiết kế tính toán bán trục..
24
a. Các chế ộ tải trọng tính toán
24
b. Tính bền bán trục giảm tải.
26
II.4
Tính toán dầm cầu giảm tải hon ton
27
Tài liệu tham khảo.
32


Đồ án môn học
3


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

PHẦN I. KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
I. Cầu chủ động
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. 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 tiến
hoặc 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.
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.
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 3
cầu chủ động
 Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặp bánh
răng.


§å ¸n m«n häc
4


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

Cấu tạo cầu chủ động
1, 2, 3,4 : Các chi tiết của truyền lực chính
6, 7 : ổ bi đỡ bán trục

8 : Vòng chắn dầu.

5 : Bánh răng vành chậu
9 : Bán trục. 10 :Vỏ cầu.

11 : Bánh răng quả dứa. 12 : Bánh răng bán trục. 13 : Vỏ vi sai.
II.Truyền lực chính
1. Chức năng
 Tăng mômen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động
của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.
 Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
2. Yêu cầu

§å ¸n m«n häc
5


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
Phi cú t s truyn cn thit phự hp vi cht lng kộo v tớnh kinh t nhiờn
liu ca ụtụ.



m bo hiu sut truyn ng phi cao ngay c khi thay i nhit v vn

tc quay.
m bo cng vng tt v lm vic ờm du.
Cú kớch thc nh gn tng khong sỏng gm xe.
3. Phõn loi
a) Truyn lc chớnh n
Truyn lc chớnh n cú cp bỏnh rng cụn truyn mụmen xon theo ng vuụng
gúc, bỏnh rng ch ng hỡnh qu da c ch to lin
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
- TLC bánh răng côn.
- TLC dạng hypoit.
- TLC bánh răng trụ.
- TLC dạng trục vít.
b) Truyn lc chớnh kộp (cú hai cp bỏnh rng)
III.Vi sai
1. Cụng dng ca cm vi sai
Tip tc gim chuyn ng quay ó nhn t hp s hoc t hp phõn phi
To s chờnh lch tc quay gia cỏc bỏnh xe phớa trong v bỏnh xe phớa
ngoi khi xe quay vũng.
Thay i lc chuyn ng quay t hp s theo gúc vuụng v truyn nú n cỏc
bỏnh xe dn ng i vi cỏc xe FR.
2. Yờu cu
Phõn phi momen xon gia cỏc bỏnh xe hay gia cỏc trc theo t l m bo s
dng trng lng bỏm tt
Kớch thc vi sai phi nh gn
Hiu sut truyn ng cao
3. Phõn loi

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:

Đồ án môn học
6


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
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.
IV.Bỏn trc
1. Cụng dng
Dựng ờ truyn mụmen xon t b vi sai n cỏc bỏnh xe ch ng. Trờn cỏc
loi bỏn trc khụng c gim ti hon ton cũn c dung chu cỏc lc t mt ng
tỏc dng lờn bỏnh xe ch ng.
2. Yờu cu
Phi chu c mụ men ln trong khong thi gian di
Bỏn trc phi c cõn bng tt
Vi bỏn trc cu dn hng ch ng phi m bo tớnh ng tc cho cỏc on
trc ca bỏn trc
m bo chớnh xỏc v hỡnh dỏng hỡnh hc v kớch thc
3. Phõn loi bỏn trc
Bỏn trc chu ti hon ton: ta t bờn trong v bờn ngoi, t trc tip lờn

na trc
Bỏn trc gim ti ẵ: trc bờn trong t trờn v vi sai v bờn ngoi t trc
tip lờn na trc
bỏn trc gim ti ắ: ta bờn trong t lờn v vi sai cũn ta bờn ngoi gm
2 bi t trờn dm cu v moay bỏnh xe khụng t trc tip lờn trc.
Bỏn trc gim ti hon ton: ta bờn trong c t trờn v vi sai cũn ta
bờn ngoi gm hai bi t trờn dm cu v moay bỏnh xe khụng t trc
tip lờn trc.

PHN II : THIT K CU CH NG
I. Cỏc s liu ban u

Đồ án môn học
7


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
1. Nhiệm vụ của 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 loại đơn cho xe tải
 Cầu chủ động của ôtô bao gồm: truyền lực chính, vi sai, bán trục, dầm cầu.
Trong phần dưới đây ta đi vào tính toán và thiết kế truyền lực chính, vi sai, bán trục…
2. Các thông số cho trước và thông số tham khảo
a. Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi tính toán thiết kế cầu chủ động gồm:
 Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 7640 (kg)
 Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4900 (kg)
 Mô men cực đại của động cơ: Memax = 220 (Nm), nemax = 1800 (v/p)
 Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 7,6

+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6,4 ; i2 = 3,0; i3 = 1,69 ; i4 = 1,
 Hệ số bám của đường:

=0,8

 Kích thước lốp (B – d): 8,25 -20
 Hiệu suất truyền lực: η = 0,93
b) Thông số tham khảo:các thông số tham khảo của xe SAMCO-ISUZU NPR85KA 24
chỗ ngồi
 Trọng lượng toàn bộ:7000 kg.
 Chiều dài cơ sở:7520 mm.
 Chiều rộng : B=2120 mm.
 Chiều cao : hg=2910 mm
 Công suất lớn nhất tại số vòng quay:96/2800 (KW/v/p).
 Mômen xoắn cực đaị tại số vòng quay:330/2600 (N.m/v/p).
 Hiệu suất truyền lực η t = 0,93 .

II. Nội dung thiết kế và tính toán
2.1
Thiết kế tính toán truyền lực chính
2.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính
 Yêu cầu truyền lực chính:
+ Có tỷ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ôtô
+ Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao

§å ¸n m«n häc
8


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn

+ Đảm bảo khoảng sáng gầm xe cần thiết
+ Làm việc êm dịu, độ cứng vững và độ bền cao
Hiện nay có các loại truyền lực chính loại đơn, kép và 2 cấp. Trong đó truyền lực
chính kép được sử dụng trên ôtô khi cần tỷ số truyền lớn mà một cặp bánh răng côn ở
truyền lực chính đơn không đáp ứng được. Còn truyền lực chính 2 cấp được sử dụng trên
ôtô khi cần tăng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu
các cụm khác, trong đó tỷ số truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển
động trong điều kiện đường xấu, tỷ số truyền cao được sử dụng khi ôtô chạy trên đường
tốt hoặc khi chở non tải nhằm nâng cao tính kinh tế nhiên liệu.
2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính
a . Chọn tải trọng tính toán
Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại
của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1
Mtt = Memax .ih1 = 220.6,4

1408 (Nm)

Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám
Mtt ≤
Với:

ϕ max .Gϕ 2 .rbx
i c .i o

rbx – bán kính tính toán của bánh xe
ic - tỷ số truyền lực cạnh
io - tỷ số truyền lực chính

ϕ max - hệ số bám
Trong đó: G 2 = 4900(kg); io = 7,6; ϕ max = 0,8; ic = 1

d

rbx = λro = λ.  B +  .25,4 = 438,05 mm = 0,438 m
2




Thay vào ta có:
0,8.4900..0, 438
Mtt ≤
= 225,9 (kgm)=2259 (Nm)
7,6

§å ¸n m«n häc
9


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 1408 (Nm)
b . Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính
Chọn môđun mặt mút lớn ms =8,44 ( Theo hình3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với
mômen tính toán Mtt – Sách HDTKTT ôtô máy kéo)
 Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z 1 = 6
, Chọn Z2=46
Z1 - Số răng của bánh răng quả dứa
Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu
Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2)
ξ 1 = 0,682

α = 200
Chọn góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) theo công thức kinh nghiệm sau:
β = 25 + 5 i0 = 25 + 5 7, 6 = 38, 780

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,
Hình: Chiều xoắn của răng

§å ¸n m«n häc
10


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
a: xon phi

b: xon trỏi

Chiu di ng sinh:
Le = 0,5ms
Vi ms = 8,44=> Le = 0,5.8,44. 62 + 462 = 195,76(mm)
Chiu di rng
b = 0,3.Le = 0,3.195,76 = 58,72(mm)

Chiu di ng sinh trung bỡnh
Lm = Le 0,5.b = 195,76 0,5.58,72 = 166,40 (mm)
Mụun phỏp tuyn trung bỡnh
mn = ms. (Lm/Le).cos


mn =8,44.(166,4/195.76).cos38,78o = 5,592 (mm)

Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI:
d e 2 = (1,81 ữ 2, 06). 3 M tt = (1,81 ữ 2, 06). 3 1408 = (20, 29 ữ 23, 09)(cm) .

Chọn de2=22 cm.
Ta có: khoảng dịch chuyển HPI (hình.2.1b)
E 0, 2.d e 2 = 0, 2.22 = 4, 4(cm) . Chọn E=4(cm).
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ truyền HPI:
1 25 + 5. i0 + 90.E / d e 2 = 25 + 5. 7, 6 + 90.40 / 220 = 55,150 .

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

cos 2
= (1,3 ữ 1,5) .
cos 1

Chọn K=1,3 cos 2 = 1,3.cos 55,150 2 = 42, 020 .
Gúc cụn chia:
+ Gúc cụn chia bỏnh nh: 1 = arctg( ) = arctg( ) = 7,49
+ Gúc cụn chia bỏnh ln: 2 = 90o 1= 90o 7,49= 82,51o
ng kớnh vũng chia ỏy ln: De=ms.Z/cos i

Đồ án môn học

11


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
+ đối với bánh nhỏ: De1 =
+ đối với bánh lớn: De 2 =


ms .z1
5,529.6
=
=58,05(mm)
cosβ1 cos55,15

ms .z2
5,529.46
=
= 342,35 (mm)
cosβ 2 cos42,020

Bán kính vòng chia đáy lớn: rc=De/2.
De1 58, 05
=
= 29, 03 (mm)
2
2
D
342,35
= 171,18 (mm)
+ đối với bánh lớn: re 2 = e 2 =

2
2

+ đối với bánh nhỏ: re1 =

 Bước răng đáy lớn: ts=π.mn
→ ts1=ts2=3,14.5,592=17,56 (mm)
 chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:
ha1 = (
ha2 = (

= (1 + 0,682 ).8,44 = 14,20 (mm)
.

= (1 – 0,682).8,44 = 2,68 (mm)

 Chiều cao chân răng mặt mút lớn:
hf1 = (
hf2 = (

.ms = ( 1 + 0,25 – 0,682).8,44 = 4,79 (mm)
= (1 + 0,25 + 0,682).8,44 = 16,31 (mm)

Trong đó

 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: Dae=De+2.hi.cosδi
+ đối với bánh nhỏ:
Dae1 = De1 + 2h1.cos δ1 = 58, 05 + 2.4, 79 cos 7, 49 =67,60(mm)

+ đối với bánh lớn:

Dae 2 = De 2 + 2h2 .cos δ 2 = 342,35+2.16,31.cos82,51=346,60(mm)

 Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms => c1=c2=0,2.8,44=1,688 (mm)
 Đường kính vòng chân đáy lớn: Di=Dc-2c
- đối với bánh nhỏ: D1=De1-2c = 58,05 – 2.1,688 = 54,67(mm)

§å ¸n m«n häc
12


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
- đối với bánh lớn: D2=De2-2c = 342,35 – 2.1,688 = 338,97(mm)
+ Góc chân răng
 hf 1 
 4, 79 
= 1, 40o
÷ = arctg 
÷
 195, 76 
 L e

- θf1 = arctg 

 hf 2 
 16,31 
= 4, 76o
÷ = arctg 
÷
 195, 76 
 L e


- θf2 = arctg 
+ Góc đỉnh răng

θa1 = θf2 = 4,76o
θa2 = θf1 = 1,40o

§å ¸n m«n häc
13


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI
THÔNG SỐ
Chiều dài đường sinh

Le = 195,76(mm)

Chiều dài đường sinh trung bình

Lm = 166 (mm)

Lm = 166(mm)

Góc ăn khớp α

α = 20o

α = 20o


Hệ số dịch chỉnh

ξ 1 = 0,682

ξ 2 =0,682

Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng

β1= 55,15o

β 2 = 42,02o

Số răng

Z1 = 6

Z2 = 46

Độ dịch trục E

E = 40(mm)

E = 40(mm)

Môđun mặt mút lớn

ms = 8,44

ms = 8,44


Môđun trung bình

mn = 5,592(mm)

mn = 5,592(mm)

Đường kính vòng chia trung bình

De1 = 58,05(mm)

De2 = 342,35(mm)

Đường kính vòng chia chân đáy lớn

D1=54,67 (mm)

D2 =338,97(mm)

Đường kính vòng đỉnh đáy lớn

Dae1 = 67,60(mm)

Góc côn chia

δ1 = 7,49o

δ2 = 82,51o

Góc đầu răng


θa1 = 4,76o

θa2 = 1, 4o

Góc chân răng

θf1 = 1,4o

θf2 = 4,76o

Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn

ha1= 14,2(mm)

he2=2,68(mm)

Chiều cao chân răng mặt đáy lớn

hf1 = 4,79(mm)

hf2=16,31(mm)

§å ¸n m«n häc
14

Bánh răng chủ động Bánh răng bị động
Le = 195,76(mm)

Dae2= 346,60(mm)



Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
2.1.3

Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính

Q
1

P
2

R
1

P
1

Q

P

b1

2

N

R


P
1

b2

b1

b2

e

2

P

N

P
2

Với:

P - Lực vòng
R - Lực hướng tâm
Q - Lực dọc trục

+ Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ:
-ADCT: P =

=> Pt =


- Với rtb1 = Lm.sin δ1 =166,4.sin7,49=21,69 (mm) =0,02169 (m) thay vào ta có:
P1 =

1408
1408
=
= 64915 (Nm)
rtb1
0, 02169

+ Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:
P2 = P1.k = P1.

= 64915.

cos42, 020
=75262 (N)
cos55,150

+ Lực dọc trục:
ADCT: Q =
Suy ra:

§å ¸n m«n häc
15

.(tgα.cosδi

sinβ.cosδi)



Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Q1 =
⇒ Q1 =

64915
(tg 20o.sin 7, 49o + sin 38, 78o.cos 7, 49 o ) = 55661( N )
cos 38, 780

Q2 =
Q2 =

.(tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)

(tgα. sinδ2 + sinβ.cosδ2)
64915
(tg 20o.sin 82,51o + sin 38, 78o.cos82,51o ) = 36848( N )
cos 38, 780

+ xác định lực hưóng tâm:
R1 =

R1 =

(tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )

64915
.(tg 20o.cos 7, 79o − sin 38, 78o.cos 7, 49o ) = −21682( N )
o

cos 38, 78

R2 =

R2 =
2.1.4

.( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)

64915
.(tg 20o.sin 82,51o − sin 38, 78o.cos82,51o ) = 23251( N )
o
cos 38, 78

Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
+ Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:
σu =
Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Z td
Z1td =

z1
6
=
= 32, 43
3
0
cos δ1.cos β1 cos 7, 49 .cos3 55,150

Z 2td =


z2
46
=
= 860, 65
3
0
cos δ 2 .cos β 2 cos 82,51 .cos3 42, 020

-Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:
γ 1 = 0, 476
γ 2 = 0,517
- ứng suất uốn cho phép,

= ( 700

900) MN/m2

Thay số ta có:
σ 1u =

64915
= 488, 6 MN/m2
0,85.58, 72.10−3.5,592.10−3. 0, 476

§å ¸n m«n häc
16


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
2u =


75262
= 521,57 MN/m2
0,85.58, 72.103.5,592.103. 0,517

Ta thy 1u v 2u tho món iu kin
+ Kim tra bỏnh rng theo ng sut tip xỳc:

tx = 0,418.

(*)

Vi ritd bỏn kớnh bỏnh rng tng ng, i = 1,2
ritd =
E = 21,5.105 (N/m2) mụ un n hi ca vt liu
= (1500-2500) MN/m2- ng sut tip xỳc cho phộp
Ta cú r1td =

58, 05
= 89, 65 (mm)
2.cos 55,150.cos7, 490
2

r2td =

tx = 0, 418.






1tx

tx = 0, 418.



342,35
= 2379, 27 (mm)
2.cos 42, 020.cos82,510
2

64915.106.2,15.105

1
1


.
+
= 1223(MN/m2)
3
3 ữ
58, 72.10 .cos20 .sin 20 89, 65.10
2379, 27.10
3

0

0


= 1223(MN/m2) <

= 1500

2500 (MN/m2)

75262.106.2,15.105

1
1


.
+
= 1317(MN/m2)
3
3 ữ
58, 72.10 .cos20 .sin 20 89, 65.10
2379, 27.10
3

0

2tx = 1317(MN/m2) <

0

= 1500


2500 (MN/m2)

Vy iu kin tip xỳc tho món
2.1.5 Tớnh trc v chn ca truyn lc chớnh
a) Chọn sơ bộ đờng kính trục :
áp dụng : d1 (9 ữ 10). 3 M e max = (9 ữ 10). 3 220 = (54,33 ữ 60,37) (mm)
=> Chọn d1 = 55(mm)
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục:
Phân tích kết cấu trục :

Đồ án môn học
17


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
L=

d
55
=
= 343, 75 ữ 305,56
0,16 ữ 0,18 0,16 ữ 0,18

=> chọn L = 320(mm)

Hình 2.3: 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, nh ng 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.
Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục :
Từ đờng kính d = 55 mm chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7311 có dxBxD là
55x29x120 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_TTHDĐCK)
L1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đờng kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ .
L1 =

b2
B
50
29
.cos 1 + + 10 = .cos 7, 490 +
+ 10 = 49, 29(mm)
2
2
2
2

Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M u = M x2 + M y2
M x = P1.L1 = 64915.0, 04929 = 3199, 66( N .m)
M y = Q1.

d1
55
R1 L1 = 55661. .103 ( 21682 ) .0, 04929 = 2599( N .m)
2
2


M u = 3199, 662 + 2599 2 = 4122( N .m)

Mômen tổng cộng :
M td = M u2 + M z2 .0.75
M z = M tt = 1408( N .m)
M td = 41222 + 14082.0.75 = 4298,57( N .m)

Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm :

Đồ án môn học
18


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
d=

3

M td
=
0,1.[ ]

3

4298,57.103
59,9(mm) > d sb = 55(mm)
0,1.200.

Vy ta chn li c nh rng cú kớ hiu 7512 cú kớch thc l : dxBxD l
60x28x110(T262-TTHDCK)

=> Vậy đờng kính trục tại ổ đỡ đầu l 60mm.
2.2 Tớnh toỏn vi sai
2.2.1 Phõn tớch kt cu, chn s vi sai
Tu thuc vo v trớ lp t b vi sai trong h thng truyn lc m vi sai c chia
ra vi sai gia cỏc cu v vi sai gia cỏc bỏnh xe. Vi sai gia cỏc cu cú th l vi sai i
xng hoc vi sai khụng xng, cũn vi sai gia cỏc bỏnh xe l vi sai i xng.Trong xe
cn tớnh toỏn ta chn loi vi sai i xng.
Tớnh toỏn kớch thc b vi sai i xng
Chn s bỏnh rng hnh tinh q = 4
Chn s b mụ un ca cỏc bỏnh rng vi sai theo kinh nghim l ms = 7
Chn s rng ca bỏnh rng bỏn trc:
+ ng kớnh vũng chia ỏy ln bỏnh rng bỏn trc
deb = 0,4.De2
Vi De2 = 342,35 mm l ng kớnh vũng chia ỏy ln bỏnh rng vnh chu

deb = 0,4.342,35 = 136,94 (mm) => chn deb = 136 (mm)

2.2.2

S rng ca bỏnh rng bỏn trc l: zb =

d eb 136
=
= 19,43
ms
7

Chn zb=20 rng
Chn zh=10 rng
+ Gúc cụn chia ca bỏnh rng hnh tinh:

h =

1

= arctg(10/20) = 26,57o

= arctg

+ Gúc cụn chia ca bỏnh rng bỏn trc:
b = 2 = 90o -

1

=90o 25,56o =64,43o

+ Chiu di ng sinh cụn chia
Le = 0,5.ms.

Đồ án môn học
19

= 0,5.7. 102 + 202 =78,26(mm)


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
+Chiều dài đường sinh trung bình là:
Lm=Le-0,5.b=78,26-0,5.23,48=66,52(mm)
+ Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai
mn =


3.(1 + kσ ).M o
[σ u ].z.q.Le (1 − λ 3 ).π . y

Trong đó:
kσ = 0,2 - Hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Z = Zb = 20răng
Mo = Memax.ih1.ipt.io.ηtl => Mo = 220.6,4.1.7,6.0,93
=> Mo = 9951,74(Nm)
hệ số dạng răng, γ = 0,392 (bảng 3-18 TKCTM)
= 550 (MN/m2) - ứng suất uốn cho phép
b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh
b = 0,3.Lo = 0,3.78,26= 23,48(mm)
λ - hệ số kích thước
λ=1-



mn =

23, 48
= 0, 7
78, 26

3.(1 + 0, 2).9951, 74
= 0,00359(m)=3,59(mm)
550.10 .20.4.78, 26.10−3.(1 − 0, 73 ).3,14.0,392

§å ¸n m«n häc
20


=1–

6


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI
TT
1

THÔNG SỐ
Bánh răng hành tinh

KH

ĐV

q

2

Số răng

Z

3

Tỷ số truyền

i


4

Môđun pháp vòng

ms

mm

Công thức tính

Hành tinh

Bán trục

Chọn

4

4

10

20

i = Zb/Zh

2

2


Chọn theo kinh nghiệm

7

7

6

6

ngoài
5

Môđun pháp tuyến
bánh răng

mn

mm

Lm
mn=ms L0

6

Nửa góc côn chia

δ


độ

arctg(Zh/Zb)

26,57

63,43

7

Hệ số dịch chỉnh

ξ

mm

Chọn

0,23

0,23

8

Chiều dài đường

Lo

mm


0,5m Z12 + Z 22

78,26

78,26

de

mm

mZi

70

140

sinh
9

Đường kính vòng
chia đáy lớn

10

Góc ăn khớp

α

độ


Chọn

20

20

11

Đường kính vòng chia
trung bình

d

mm

d = mn.Z

60

120

12

Chiều cao đầu răng
đáy lớn

8,75

5,25


§å ¸n m«n häc
21

mm

ha = ms.(ha*
ha = 1; c = 0,25


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
2.2.3 Tớnh bn cho b vi sai
*. Chn ch ti trng tớnh toỏn
+ Mụmen ln nht t ng c truyn n bỏn trc
Mtt = 0,5.Memax.(1 + k).ih1.io


Mtt = 0,5.220.(1 + 0,2).6,4.7,6 = 6420,48(Nm)

+ Giỏ tr Mtt b hn ch bi iu kin bỏm:
M tt

0,5. max .G2 .rbx 0,5.0,8.4900..0, 438
=
=858,48(Nm)
ic
1

+ Lc vũng tỏc dng lờn bỏnh rng hnh tinh
Pvs =


0, 6.M tt 0, 6.858, 48
=
=
70 3 3679N
q.r1
4. .10
2

+ Lc dc trc Q
Qvs = Pvs.tg.sin =3679.tg20o.sin26,57o = 599 (N)
+ Lc hng kớnh
Rvs = Pvs.tg = 3679.tg20o = 1339(N)
- Tính bền bánh rng theo ng sut un, ng sut tiếp xúc.
* Tớnh bền bánh rng vi sai theo ng sut un:

Vi: [ u ] - ng sut un cho phép, [ u ] =(1000 ữ 2000) (MN/m2)
-

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 visai và chia cho số bánh răng hành tinh q
có trong vi sai

u =

24.P.kd .h
[u ]
b
2
2
b.ts .(1

sin )
2r1

trong đó: P - lực vòng tính theo Mtt.
ts - bớc răng trên mặt bên tính ở đáy lớn của hình côn chia.ts=.mn=18,84
b - chiều dài răng theo đờng sinh chia của hình côn chia.
kđ - hệ số tải trọng động( kđ = 1ữ1,5 ). Chọn kđ =1 .

Đồ án môn học
22


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên

24.3, 679.103.1.8, 75.103
u =
23, 48
23, 48.103.18, 482.106 (1
sin 26,57 0 ) 2
2.35
u = 133.37 MN / m 2
Vậy ta có : u < [ u ] = 1000 ( MN/m2 )
- ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc tính theo công thức:
1
P.E
1
.
+
b. sin . cos rtd 1 rtd 2


tx = 0,418.





Trong đó:
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 3679 N.
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.105 (N/m2)
rtd 1 , rtd 2 : bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục, xác định
theo công thức:
rtd =

rx
(rx: bán kính trung bình bánh răng côn)
cos

Thay các giá trị vào ta đợc:
rtd1=33,54 (mm); rtd2=67,08(mm).
tx = 0, 418.

3679.2.105.106
1
1


=872,88(MN/m2)
.
+
3

0
0
3
3 ữ
23, 48.10 .sin 20 .cos 20 33,54.10
67, 08.10

Ta có: tx = 872,88( MN m 2 ) < [ tx ] = 2500( MN m 2 ) (thỏa mãn)
Nh vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc.
*. Tớnh ng sut chốn dp ca mt ỏy bỏnh rng hnh tinh v v vi sai
* ng sut chốn dp khi chu tỏc dng ca lc Q

ADCT:

d =

2.4.Qc
10 ữ 20 MN / m 2
2
2
( d 2 d1 )

Trong ú: Qc =

Vi

Mtt
tg .sin 1
2.r3.q


Qc = . tg20o.sin26,57o = 582,34 (N)
Mtt = 858,48 Nm v q = 4
r3 = 30.10-3 m
d2 = de1 2.(0,2.ms) = 70 2.(0,2.7) = 67,2 (mm)
d1 = 26 (mm) l ng kớnh cht bỏnh hnh tinh
2.4.582,34

Suy ra d = 3,14. 67, 22 262 = 0,39 < 10 ữ 20 (MN/m2).(tha món)
(
)
*. ng sut chốn dp ca mt ỏy bỏnh rng bỏn trc

Đồ án môn học
23


Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
ADCT: δ d =

q.Qn
≤ 4 ÷ 10 MN / m 2
2
2
π (r2 − r1 )

Với: q = 4

rb1 = 35 –bán kính vòng chia đáy lớn của bánh răng bán trục
r2 =70 (mm)
Qn = . tgα.cosδ1 = . tg20o.cos26,57o = 1164(N)

2.1164

 Thay số ta có σd = 3,14. 702 − 302 = 0,19 (MN/m2)
(
)
 σd < 4

10 (MN/m2) thoả mãn 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:
σ d1 =

M tt
q.r1.d1.l1

 Trong đó:
-q=4
-r1=30.10-3 m , r2=70.10-3 m
-d1=26.10-3 m
-l1=b.cos δ 1 =23,48.10-3. cos26,57=0,021m
-Chọn l2=20 mm:là chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai
σ d1 =

M tt
858, 48.
=
= 13,1MN / m 2 MN/m2<[ σ d 1 ]=50 MN/m2
−3
q.r1.d1.l1 4.30.10 .26.10 −3.0, 021


 Tính ứng suất chèn dập của chốt bánh răng hành tinh trên vỏ vi sai:
σd2 =

M tt
858, 48
=
= 5,90 MN / m 2 <50 MN/m2
−3
−3
−3
q.r2 .d1.l2 4.70.10 .26.10 .20.10

 Ứng suất cắt chốt bánh răng hành tinh:
τc =

4.M tt
4.858, 48
=
= 20, 09 MN / m 2 <50 MN/m2
−3
−3
−3
r.b.q.d1 4.70.10 .23, 48.10 .26.10

-Trong đó r =70mm là bán kính vòng chia độ lớn bánh răng bán trục.
-Vậy chốt bánh răng hành tinh d1=26 mm đủ bền.

2.3 Thiết kế tính toán bán trục
Bán trục được bố trí trong dầm cầu để truyền mômen xoắn từ truyền lực chính đến

các bánh xe chủ động.

§å ¸n m«n häc
24


Khoa Cơ Khí Động Lực - Trờng Đại Học SPKT Hng Yên
a.Cỏc ch ti trng tớnh toỏn
Ta chọn bán trục giảm tải hon ton


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.

Hình 2.8a. Sơ đồ lực tác dụng
lên ôtô khi có lực dọc max

Hình 2.8b. Sơ đồ lực tác dụng
lên ôtô khi trợt ngang.

Khi ụtụ chuyn ng thng tớnh theo trng hp tng tc ln nht.
Phn lc Zbx tỏc dng lờn bỏnh xe c xỏc nh theo trng thỏi cu sau ch ng
vi ký hiu Pbx2.
Z bx = Z bx 2 =

m2 k .G2
2


Trong ú:
- m2k: H s thay i trng lng lờn cu sau khi cú lc kộo tip tuyn ln nht,
chn m2k= 1,387

Đồ án môn học
25