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”. Trong thời gian qua, được sự
hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Chí Thanh 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.

Hồ Chí Minh, ngày 11 tháng 12 năm 2016
BÙI QUANG HIỂN


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

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

Hồ Chí Minh, ngày….tháng….năm 2016
Giáo viên hướng dẫn


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 9
II.1.2 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính .. 10
II.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính 15
II.1.4 Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 16
II.1.5 Tính trục và chọn ổ đỡ truyền lực chính. 18
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..
26
2.3.1.1. Khi lc phanh t giỏ tr cc i 27
2.3.1.2.Khi lc ngang i giỏ tr cc i. 28
2.3.1.3. Lc thng ng t giỏ tr cc i 28
2.3.2. Tớnh bn bỏn trc gim ti ẵ .. 29

Tài liệu tham khảo.

30


PHẦN I. KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG

1.

I. Cầu chủ động
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.



3.




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.
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.


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.
1.


II.Truyền lực chính
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.



2.

Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
Yêu cầu

 Phải có tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên
liệu của ôtô.


Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và vận tốc
quay.

 Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu.
 Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe.
3.
a)

Phân loại
Truyền lực chính đơn
Truyền lực chính đơn có cặp bánh răng côn truyền mômen xoắn theo đường
vuông góc, bánh răng chủ động hình quả dứa được chế tạo liền
Trong truyÒn lùc ®¬n ph©n lo¹i theo d¹ng b¸nh r¨ng:
- TLC b¸nh r¨ng c«n.
- TLC d¹ng hypoit.
- TLC b¸nh r¨ng trô.

- TLC d¹ng trôc vÝt.

b)
1.


Truyền lực chính kép (có hai cặp bánh răng)
III.Vi sai
Công dụng của cụm vi sai
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 ngoài
khi xe quay vòng.
 Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến các
bánh xe dẫn động đối với các xe FR.
2.


Yêu cầu
Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử
dụng trọng lượng bám tốt




3.








1.


Kớch thc vi sai phi nh gn
Hiu sut truyn ng cao
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:
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
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

2.





ng tỏc dng lờn bỏnh xe ch ng.
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


3.


trc ca bỏn trc
m bo chớnh xỏc v hỡnh dỏng hỡnh hc v kớch thc
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.


 Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ
tựa bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không
đặt trực tiếp lên trục.


PHẦN II : THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG
I. Các số liệu ban đầu
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
STT

THÔNG SỐ

SỐ LIỆU

1

Công thức bánh xe

4x2

2

Trọng lượng toàn xe

7825

Kg


3

Trọng lượng phân bố lên các cầu
2538
5287

Kg
Kg

29

Kg.m

•
•

Cầu trước
Cầu sau

4

Momen xoắn cực đại Memax

5

Tỷ số truyền của hộp số
•
•
•

•
•
•

6

Số 1
Số 2
Số 3
Số 4
Số 5
Số lùi

Tỷ số truyền lực chính cầu sau

7,44
4,10
2,27
1,47
1,00
7,09
1,93

ĐƠN VỊ


7

Tỷ số truyền lực cạnh


3,9

8

Kích thước lốp

10,0-20

II. Nội dung thiết kế và tính toán
2.1Thiết 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
+ 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 = 290.7,44 (Nm)
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám



ϕ max .Gϕ 2 .rbx

Mtt ≤
Với:

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
Chọn λ = 0,945 ( hệ số biến dạng của lốp tại áp suất cao)
ϕ max
= 0,8
rbx = λro = λ.

d

B+ 
2


.25,4 = 0,945.(10+).25,4=480,06(mm) =0,48(m)

 Thay vào ta có:
Mtt ≤ =269,7(kgm)=2697(Nm)

Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 2157,6 (Nm)
b . Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính
Chọn môđun mặt mút lớn ms =7,5 ( 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 (3.5) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z1 = 6
Z2=i0.z1=1,93.6=11,58 chọn z2=12
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.=31,940
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
a: xoắn phải

b: xoắn trái


 Chiều dài đường sinh:
Le = 0,5ms
Với ms = 7,5=> Le = 0,5.7,5. = 50,31(mm)
 Chiều dài răng


b = 0,3.Le = 0,3.50,31 = 15,1(mm)
Chiu di ng sinh trung bỡnh
Lm = Le 0,5.b = 50,31 0,5.15,1 = 42,76 (mm)
Mụun phỏp tuyn trung bỡnh
mn = ms. (Lm/Le).cos
mn =7,5.(42,76/50,31).cos31,940 = 5,4 (mm)
Đờng kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI:
De2== =(cm)
Chọn de2=250( mm)
Ta có: khoảng dịch chuyển HPI (hình.2.1b)
E0,2.de2=0,2.25=5(cm) Chọn E=50(mm).
Góc nghiêng trung bình đờng xoắn răng bánh chủ động bộ truyền HPI:
=49,950
K=

Ta có hệ số tăng đờng kính bánh răng chủ động:
Chọn K=1,333,230

cos 2
= (1,3 ữ 1,5)
cos 1

Gúc cụn chia:

+ Gúc cụn chia bỏnh nh: 1 = arctg() = arctg() = 27,390
+ Gúc cụn chia bỏnh ln: 2 = 90o 1= 90o 27,39=62,61o
ng kớnh vũng chia ỏy ln: De=ms.Z/cos
+ i vi bỏnh nh: =69,93(mm)
+ i vi bỏnh ln: =107,6(mm)
Bỏn kớnh vũng chia ỏy ln: rc=De/2.
+ i vi bỏnh nh: =34,97(mm)
+ i vi bỏnh ln: =53,8(mm)

i

.


 Bước răng đáy lớn: ts=π.mn
→ ts1=ts2=3,14.5,4=16,97 (mm)
 chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:
ha1 = ( = (1 + 0,682 ).7,5 = 12,62 (mm)
ha2 = ( . = (1 – 0,682).7,5 = 2,39(mm)
 Chiều cao chân răng mặt mút lớn:
hf1 = ( .ms = ( 1 + 0,25 – 0,682).7,5 = 4,26 (mm)
hf2 = ( = (1 + 0,25 + 0,682).7,5 = 14,49 (mm)
Trong đó
 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: Dae=De+2.hi.cosδi
+ đối với bánh nhỏ:
=69,93+2.4,26.cos27,390=77,5(mm)
+ đối với bánh lớn:
=107,6+2.14,49.cos62,610=120,9(mm)
 Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms => c1=c2=0,2.7,5=1,5 (mm)
 Đường kính vòng chân đáy lớn: Di=Dc-2c

- đối với bánh nhỏ: D1=De1-2c = 69,93 – 2.1,5 =66,93(mm)
- đối với bánh lớn: D2=De2-2c = 107,6 – 2.1,5 = 104,6(mm)
+ Góc chân răng
- θf1 = arctg =3,490
- θf2 = arctg =7,670
+ Góc đỉnh răng
θa1 = θf2 = 7,67o


θa2 = θf1 = 3,49o


THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI
THÔNG SỐ

Bánh răng chủ
động

Bánh răng bị
động

Chiều dài đường sinh

Le = 50,31(mm)

Le = 50,31(mm)

Chiều dài đường sinh trung bình

Lm = 42,76 (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= 49,950

β 2 = 33,23o

Số răng

Z1 = 6

Z2 = 12

Độ dịch trục E

E = 50(mm)


E = 50(mm)

Môđun mặt mút lớn

ms = 7,5

ms = 7,5

Môđun trung bình

mn = 5,4(mm)

mn = 5,4(mm)

Đường kính vòng chia trung bình

De1 = 69,93(mm)

De2 = 107,6(mm)

Đường kính vòng chia chân đáy lớn

D1=66,93 (mm)

D2 =104,6(mm)

Đường kính vòng đỉnh đáy lớn

Dae1 = 77,5(mm)


Dae2= 120,9(mm)

Góc côn chia

δ1 = 27,39o

δ2 = 62,61o

Góc đầu răng

θa1 = 7,67o

θa2 = 3,490

Góc chân răng

θf1 = 3,49o

θf2 = 7,670

Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn

ha1= 12,62(mm)

Chiều cao chân răng mặt đáy lớn

hf1 = 4,26(mm)

Lm =
42,76(mm)


Ha2=2,39(mm)
hf2=14,49(mm)


b

1

b1

2

2.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính
b

Với:

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

+ Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ:
-ADCT: P = => Pt =
δ1

- Với rtb1 = Lm.sin =42,76.sin27,39=19,67 (mm) =0,01967 (m) thay vào ta
có:
P1 = =109689,88(Nm)
+ Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:

P2 = P1.k = P1. = 109689,88. =142594,3(N)


+ Lực dọc trục:
ADCT: Q = .(tgα.cosδi sinβ.cosδi)
Suy ra:
Q1 =.(tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)
=144407,11(N)
Q2 = (tgα. sinδ2 + sinβ.cosδ2)
(tg200. sin62,610 + sin49,950. cos62,610) =115122,472(N)
+ xác định lực hưóng tâm:
R1 = (tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )
=4941,75(N)
R2 = .( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)
=87319,24 (N)
2.1.4 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 Ztd
==25,36
=44,57
-Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:
- ứng suất uốn cho phép, = ( 700 900) MN/m2
Thay số ta có:
=4682,31 MN/m2
=3062,16 MN/m2
Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện
+ Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
σtx = 0,418.


(*)

Với ritd – bán kính bánh răng tương đương và bánh rang bán trục


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
=31,53(mm)
=47,3(mm)
= 85,77(mm)
=147(mm)

=395,9(MN/m2)


= 395,9(MN/m2) < = 15002500 (MN/m2)
=411,4(MN/m2)
2tx = 451,4(MN/m2) < = 15002500 (MN/m2)


1tx

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 : (mm)
=> Chọn d1=66(mm)
b)Tính chính xác đờng kính và định kết cấu trục:

Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
(mm)
=> chọn L=400(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, nhng kết cấu phức tạp. Sơ đồ này đợc áp dụng trong truyền lực chính đơn. Sơ
đồ bố trí ổ đỡ kiểu công xôn thờng đợc áp dụng trong truyền lực chính kép.
Chọn sơ bộ kích thớc ổ đỡ trục :


Từ đờng kính d = 66 mm
chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7311 có dxBxD
là 66x29x120 (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 .
=46,7(mm)
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
Mx=P1.L1 =109689,88.46,7.10-3 =5122,5(N.m)
=4543,65(N.m)
=6847,24(N.m)
Mômen tổng cộng :


Mz =Mtt =2157,6(N.m)

=7097,6(N.m)
 §êng kÝnh trôc t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm :
Vậy ta chọn lại ổ cỡ nhẹ rộng có kí hiệu 7512 có kích thước là : dxBxD là
71x28x110(T262-TTHDĐCK)
=> VËy ®êng kÝnh trôc t¹i æ ®ì ®Çu là 71mm.
2.2

Tính toán vi sai
2.2.1 Phân tích kết cấu, chọn sơ đồ vi sai
Tuỳ thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được
chia

ra vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe. Vi sai giữa các cầu

có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là
vi sai đối xứng.Trong xe cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng.
2.2.2



Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms = 7
Chọn số răng của bánh răng bán trục:
+ Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục
deb = 0,4.De2
Với De2 = 107,6 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
deb = 0,4.107,6 = 43,04 (mm) => chọn deb = 43 (mm)
Số răng của bánh răng bán trục là: =6,14
Chọn zb=7 răng

Chọn zh=4 răng
+ Góc côn chia của bánh răng hành tinh:
δh = 1 = arctg = arctg(4/7) = 29,74o
+ Góc côn chia của bánh răng bán trục:
δb = δ2 = 90o -1=90o – 29,74o =60,26o
2

+ Chiều dài đường sinh côn chia

P


2

R
2

Le = 0,5.ms. = =28,21(mm)

Q
1

+Chiều dài đường sinh trung bình là:
Lm=Le-0,5.b=28,21-0,5.15,1=20,66(mm)

R

+ 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

1

Trong đó:
Q

kσ = 0,2 - Hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Z = Zb = 7răng
Mo = Memax.ih1.ipt.io.ηtl => Mo = 290.7,44.1.1,93.0,93

1

P
e

=> Mo = 3872,67(Nm)
hệ số dạng răng, γ = 0,338 (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.Le = 0,3.28,21= 8,46(mm)
λ - hệ số kích thước
λ = 1 - = 1 – = 0,7



mn = = 6,78.10-3(m) =6,78(mm)
Đường kính vòng chia đáy lớn

Dei =ms.Zi
Deb = ms.Zb = 7.7 = 49 (mm)
Deh = ms.Zh = 7.4 = 28 (mm)

1

N

P
2

P

P




Đường kính vòng chia trung bình
Di = mn.Zi
Db = mn.Zb = 6,78.7 = 47,46 (mm)
Dh = mn.Zh = 6,78.4 = 27,12 (mm)


BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN VI SAI
T
T

THÔNG SỐ


1

Bánh răng hành
tinh

KH

ĐV

q

Công thức tính
Chọn

Hành tinh Bán trục
4

4

4

7

i = Zb/Zh

1,75

1,75

Chọn theo kinh

nghiệm

7

7

6,78

6,78

2

Số răng

Z

3

Tỷ số truyền

i

4

Môđun pháp vòng

ms

mm


Môđun pháp tuyến
bánh răng

mn

mm

6

Nửa góc côn chia

δ

độ

arctg(Zh/Zb)

29,74

60,26

7

Hệ số dịch chỉnh

ξ

mm

Chọn


0,682

0,682

8

Chiều dài đường

Le

mm

28,21

28,21

ngoài
5

mn=ms

0,5ms

sinh
9

Đường kính vòng

Lm

L0

Z12 + Z 22

de

mm

Ms.Zi

28

49

chia đáy lớn
10

Góc ăn khớp

α

độ

Chọn

20

20

11


Đường kính vòng
chia trung bình

d

mm

d = mn.Z

27,12

47,46

mm

ha = ms.(ha*

3,97

13,5

12 Chiều cao đầu răng
đáy lớn

2.2.3

Tính bền cho bộ vi sai

ha = 1; c = 0,25



*. 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 = 0,5.290.(1 + 0,2).7,44.1,93 = 2498,5(Nm)
+ Giỏ tr Mtt b hn ch bi iu kin bỏm:
= 2550,77(Nm)
Trong ú G =g.m; (g =9,8)
+ Lc vũng tỏc dng lờn bỏnh rng hnh tinh
= 10931,87 (N)
+ Lc dc trc Q
Qvs = Pvs.tg.sin =10931,87.tg20o.sin27,39o = 1830,46 (N)
+ Lc hng kớnh
Rvs = Pvs.tg = 10931,87.tg20o = 3978,87(N)
- Tính bền bánh rng theo ng sut un, ng sut tiếp xúc.
* Tớnh bền bánh rng vi sai theo ng sut un:

[ u ]

[ u ]

ữ

Vi:
- ng sut un cho phép,
=(1000 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=21,99


b - chiều dài răng theo đờng sinh chia của hình côn chia.
kđ - hệ số tải trọng động( kđ = 1ữ1,5 ). Chọn kđ =1 .
= 175812164,2 (N/m2) = 175,8 (MN/m2)
Vậy ta có : u < [ u ] = 1000 ( MN/m2 )
- ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc tính theo công thức:
tx = 0,418.

1
P.E
1
.
+

b. sin . cos rtd1 rtd 2





Trong đó:
P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P = Pvs = 10931,87 N.
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2.105 (N/m2)
rtd1 , rtd 2

: bán kính tơng đơng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục, xác
định theo công thức:
rtd =

rx
cos

(rx: bán kính trung bình bánh răng côn)
Thay các giá trị vào ta đợc:
rtd1=19,7 (mm); rtd2=58,7(mm).
= 2310,13(MN/m2)

[ tx ] = 2500( MN

m2 )

Ta có: <
(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:

Vy bỏnh rang hnh tinh m bo bn ng sut chốn dp
- ng sut ct: