quyenjeremy
Tài xế O-H
PHẦN I: MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
1.1 Cầu chủ động.
1.1.1. Công dụng.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô.
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động.
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 900) đối với trục dọc của bánh xe.
1.1.2. Yêu cầu.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu.
1.1.3. Phân loại.
Theo kết cấu cấu và vị trí đặt của cầu chủ động mà chia ra:
- Cầu chủ động trước.
- Cầu chủ động sau.
Theo số lượng cặp bánh truyền lực chính:
- Một cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
- Hai cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
1.2. Truyền lực chính.
1.2.1. Những yêu cầu cơ bản và phân loại.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô.
Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
- TLC bánh răng côn.
- TLC dạng hypoit.
- TLC bánh răng trụ.
- TLC dạng trục vít.
1.3. Vi sai.
1.3.1. Công dụng.
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
1.3.3. Phân loại.
Theo công dụng chia ra:
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- Vi sai dạng bánh răng nón.
- Vi sai dạng bánh răng trụ.
- Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
- Vi sai đối xứng.
- Vi sai không đối xứng.
1.4. Bán trục.
1.4.1. Công dụng.
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động .
1.4.2. Yêu cầu.
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thước.
1.4.3. Phân loại.
Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
- Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
1.4. Vỏ cầu.
1.4.1. Công dụng của vỏ cầu.
- Đỡ toàn bộ phần được treo tác dụng lên cầu.
- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó có thể hoạt động tốt và lâu dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.
1.4.2. Yêu cầu đối với vỏ cầu.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.
PHẦN 2: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ
2.1. Những số liệu ban đầu.
2.1.1. Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động.
Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ động xe tải
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
2.1.2. Các thông số cho trước
a) Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G= 2260(kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động : G2= 1540 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : (Nm) với nemax =2200 (v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i0= 5,45
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : = 4,35 ; =3,01 ; = 2,09 ; = 1,44
= 1
Hệ số bám của đường : φmax= 0,8
- Kích thước lốp (B-d) : 8,4 – 20
b) Thông số tham khảo : XE TẢI KIA K2700 1,25 TẤN THÙNG TRƯỜNG HẢI
Ø Trọng lượng toàn bộ : 2.985 kg
Ø Khối lượng ô tô không tải : = 1.570 kg
Ø Trọng lượng ô tô phân bố ra cầu sau : = 1791 kg
Ø Chiều dài cơ sở : 2.585 mm
Ø Chiều rộng : B = 1.750 mm
Ø Chiều cao : hg = 1.970 mm
Ø Công suất lớn nhất tại số vòng quay : 83Ps/4.150 (vòng/phút)
Ø Mômen xoắn cực đại tại số vòng quay : 17,5 Kgm/2.400 (vòng/phút)
Ø Tay số : 5 số tiến 1 số lùi
Ø Dung tích thùng nhiên liệu : 60 lít
Ø Bán kính quay vòng nhỏ nhất : 5,3 m
Ø Tốc độ tối đa : 131 km/h
2..2. Thiết kế tính toán truyền lực chính.
2.2.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính.
a) Chọn tải trọng tính toán.
Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Với: - trọng lượng phân lên cầu chủ động.
rbx – bán kính tính toán của bánh xe.
ic- tỷ số truyền lực cạnh.
i0- tỷ số truyền lực chính.
- hệ số bám.
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là (Nm)
b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn ms=11(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa ,ms )
Với mômen tính toán _ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z1=7; Z2=36
Với: Z1- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z2- số răng của bánh răng mặt trời.
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ) và góc ăn khớp ( ).
Theo bảng (3.2) chọn:
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( )
Theo bảng (3.5) chọn:
-Chọn
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đường sinh
- Chiều dài răng:
- Chiều dài đường sinh trung bình:
- Môđun pháp tuyến trung bình:
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:
Chọn :
Trong đó (Nm)
là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
. Chọn E=2 (cm) = 20 (mm)
-Chiều rộng bánh răng lớn
chọn
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ :
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động:
Chọn K=1,3
Góc côn chia :
Góc côn chia bánh nhỏ
Góc côn chia bánh lớn
Đường kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ
-Với bánh côn lớn
Đường kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ :
-Với bánh lớn :
vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động
-Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn :
-Chiều cao chân răng mặt mút lớn :
-Trong đó =1
=0,25
=0,51
-Góc chân răng
-Góc đỉnh răng :
Bảng 2.1 .Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Bánh răng
Thông số
Chủ động
Bị động
Chiều dài đường sinh
Chiều dài đường sinh trung bình
Góc ăn khớp
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng
Số răng
Z1=7
Z2=36
Bề rộng bánh răng
Độ dịch trục E
E = 20(mm)
E = 20(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn
ms=11
ms=11
Môđun pháp trung bình
Đường kính vòng chia mặt mút lớn
Đường kính vòng chia trung bình
Góc côn chia
Góc đầu răng
Góc chân răng
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn
c) Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính :
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính .
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
- P : lực vòng
- R : lực hướng tâm
- Q : lực dọc trục
Ø Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
-Với = .sin
Ø Lực chiều trục :
- Với - là góc đỉnh nón : i=1;2
= = 25298,87 (N)
=>
=> = =26340,24 (N)
=> = =14834,51 (N)
Ø Lực hướng tâm :
R= (tanα.cos ± sin .sin )
d) Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính .
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :
Với: y- hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Ztđ
Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có:
- ứng suất uốn cho phép, (MN/m2)
Vậy thoả mãn.
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
Với: ritđ- bánh răng tương đương, i=1;2. và
- ứng suất tiếp xúc cho phép, = ( ) (MN/m2)
E = 2,15 . là môđun đàn hồi của vật liệu
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn .
2.2.4. Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
2.2.4.1 . Tính trục của bộ truyền lực chính :
a) Chọn sơ bộ đường kính trục :
- áp dụng :
Chọn
b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 55 mm chọn ổ đũa côn ký hiệu 7311 có dxBxD là 55x29x128 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001)
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ .
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
Mômen tổng cộng :
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm :
Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 55mm.
2.2.4.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô =50 km/h
h là tổng thời gian làm việc của ổ bi
Trong đó =50 km/h
S=100.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe .
Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7611 ổ đường kính d = 55mm
2.3. Tính toán vi sai :
2.3.1 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng :
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn sơ bộ modun của bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là = 11
Chọn số răng của bánh răng bán trục : răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh : răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh :
Góc côn chia của bánh răng trục :
Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục :
Trong đó = 446 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
chọn
Chiều dài đường sinh côn chia :
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai
Trong đó là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng .
răng
Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3-18 sách TKCTM)
- Ứng suất uốn cho phép, =550 MN/m2
b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh;
(mm)
- hệ số kích thước,
STT
Thông số
Kí hiệu
Đơn vị
Công thức tính
Kết quả
Bánh răng hành tinh
Bán răng bán trục
1
Bánh răng hành tinh
q
4
2
Số răng
11
22
3
Tỉ số truyền
i
2
2
4
Môđun pháp vòng ngoài
mm
11
11
5
Môđun pháp trung bình
mm
14
14
6
Nửa góc côn chia
độ
7
Hệ số dich chỉnh
mm
0,23
0,23
8
Chiều dài đường sinh
mm
135,2
135,2
9
đường kính vòng chia đáy lớn
mm
70
140
10
Góc ăn khớp
độ
20
20
11
đường kính vong chia trung bình
d
mm
154
308
12
Chiều cao đầu răng đáy lớn
mm
13,5
8,5
13
Chiều cao chân răng đáy lớn
mm
16,2
11,2
14
Góc đầu răng
độ
3,6
8,1
15
Góc chân răng
độ
8,1
3,6
2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
2.3.2.1. Chọn chế độ tải trọng tính toán :
. Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
(N.m)
+ Giá trị bị hạn chế bởi điều kiện bám:
(N.m)
Vậy
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :
Lực dọc trục Q :
Lực hướng kính :
2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn :
ứng suất uốn :
Với: - Ứng suất uốn cho phép, =(1000 2000) (MN/m2)
y- hệ số dạng răng, tra bảng 3-18 (TKCTM) y1=0,338; y2=0,392
mtb- môđun pháp tuyến trung bình,
Z = 11 là số răng
K- hệ số tải trọng
Xác định K: Với các bánh răng có độ cứng HB<350 và làm việc với tải trọng không đổi nên KH=1. Tra bảng 3-13 (TLCTM) tìm được hệ số tải trọng động, Kđ=1,5
VẬy hệ số tải trọng: K=1.1,5=1,5
N- Công suẤt cỦa bỘ truyỀn, chỌn N= 70 mãlực ở 4000 v/p
b- ChiỀu dài răng
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ.
(thoả mãn)
2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :
Trong đó P = = 1233,81 (N)
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2,15.105 (N/m2)
Vậy thoả mãn .
2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai :
Sơ đồ tính toán :
Hình 2.4 . Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai
. ứng suất chèn dập dưới tác dụng của lực
trong đó
= 287,89 N.m
.q = 4
. m
là đường kinh chốt bánh răng hành tinh
2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục :
.ứng suất chèn dập :
Trong đó q = 4
là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục
chọn = 160(mm)
vậy đủ bền .
2.3.2.6 : Tính chất bánh răng hành tinh
Trong đó q = 4
m ;
l1: được xác định theo chiều rộng bánh răng b
vậy thoả mãn .
Ứng suất chèn dập sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai:
(l2: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai)
Ta chọn l2=20 (mm)
Thay các giá trị vào ta có:
(thoả mãn)
Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ vỏ vi sai được đảm bảo.
2.4 Thiết kế tính toán bán trục
2.4.1. Chế độ tải trọng tính toán :
Mômen tính toán được xác định theo điều kiện bám và kéo :
Chọn
Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau:
phản lực thẳng đứng tác dụng từ đường lên bánh xe
phản lực ngang của mặt đường tác dụng lên bánh xe trái,phải
lực kéo tiếp tuyến
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau
là lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi ô tô chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại
Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau
là hệ số phân bố tải trọng lên khi phanh
2.4.1.1 Xác định phản lực tiếp tuyến từ bánh xe :
Trường hợp truyền lực kéo cực đại :
Trường hợp truyền lực phanh cực đại
Khi ô tô trượt ngang hoàn toàn :
Trong đó:
Trường hợp lực cực đại :
là hệ số tải trọng động
Coi
2.4.2 : Tính bền trục giảm tải 1/2
2.4.2.1 : Chế độ lực kéo cực đại :
- chọn vật liệu làm bán trục là thép hợp kim C25Mn có ứng suất tổng hợp là 750
-chọn sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn là : d = 45 ( mm )
-chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là : 135mm = 0,135 m
-ứng suất uốn đầu trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục :
-ứng suất xoắn tổng hợp :
Với: Mu=
Mx= Pkmax.rbx= 4558,4.0,42 = 1914,53(Nm) . thay số ta có:
(thỏa mãn)
2.4.2.2 : Chế độ lực phanh cực đại :
-ứng suất uốn:
Vậy thỏa mãn.
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
-ứng suất uốn bán trục :
Vậy thỏa mãn.
2.4.2.4 : Chế độ ngang cực đại :
Vậy bán trục đảm bảo bền.
2.4.3 : Chọn ổ đỡ bán trục :
Phản lực
Trong đó Z và X là phản lực thẳng đứng và lực dọc xác định
b = 0,135 m
a = 0,66 m là khoảng cách giữa 2 ổ bi
Xác định phản lực R’ khi phanh :
Khi ô tô trượt ngang :
Vậy tải trọng tính toán R’ = 15448,3 (N)
Hệ số khả năng làm việc :
Trong đó n=50 km/h
h=2000(h)
Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn ký hiệu 7607
2.5. Tính toán dầm cầu với bán trục giảm tải 1/2
2.5.1 Chế độ lực kéo cực đại :
- Phản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu,với :
Mđ= Zbx.l =
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: Mn= Pkmax.l
- Dầm cầu chịu xoắn : Mx= Pkmax.rbx
- Mômen tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:
Trong đó l là khoảng cách từ moay ơ bánh xe đến điểm đặt nhíp,ta chọn :
l = 300 (mm) = 0,3(m)
Thay giá trị l vào được các giá trị mômen ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt nhíp (giảm sóc)
Mđ = = .0,287.0,3= 662,97(Nm)
Mn = Pkmax.l = 4558,4.0,3 = 1367,52 (Nm)
Mx = Pmax.rbx =4558,4.0,42 = 1914,53 (Nm)
Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên cầu là :
= (Nm)
Ứng suất tổng hợp là: (N/m2)
= 125 (MN/m2)
Vậy dầm cầu đảm bảo được độ bền.
2.5.2 Chế độ lực phanh cực đại :
- Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
Mômen uốn trong mặt phẳng ngang :
Mômen xoắn ( từ đoạn vị trí phanh đến tâm bắt nhíp )
Mômen tổng hợp là:
=
Ứng suất tổng hợp là :
(thỏa mãn)
2.5.3 Chế độ lực ngang đại :
Sơ đồ tác dụng lên dầm cầu chủ động ở chế độ lực ngang cực đại
Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm xác định như sau:
- Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)
- Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt (II-II):
Ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
< (tho¶ m·n)
4.3.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại ( hình 4.4 )
- Phản lực thẳng đứng của đường:
- Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng :
- Ứng suất tại mặt cắt nguy hiểm:
(thỏa mãn)
Vậy độ bền uốn được đảm bảo.
Tµi liÖu tham kh¶o
1. Híng dÉn ®å ¸n m«n häc : “ThiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n « t« - m¸y kÐo” tËp 1. NXB §HQG TPHCM – 2005. T¸c gi¶: NguyÔn H÷u Hêng – Ph¹m Xu©n Mai – Ng« Xu©n Ng¸t.
2. Gi¸o tr×nh “ThiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n « t« - m¸y kÐo”. NXB §HQGHN – 1978. T¸c gi¶ : NguyÔn H÷u CÈn –Tr¬ng Minh ChÊp – D¬ng §×nh KhuyÕn – TrÇn Khang.
3. ThiÕt kÕ CTM. NXB GD. T¸c gi¶: NguyÔn Träng HiÖp – NguyÔn V¨n LÉm.
4. Lª C«ng Dìng (chñ biªn) - VËt liÖu häc - NXB KH&KT - 1997.
Môc lôc
PhÇn I : M« t¶ kh¸i qu¸t chung vÒ cÇu chñ ®éng..........................................................2
1.1 ) CÇu chñ ®éng .......................................................................................................2
1.2 ) TruyÒn lùc chÝnh ..................................................................................................3
1.3 ) Vi sai ....................................................................................................................4
1.4 ) Vá ........................................................................................................................5
PhÇn II : ThiÕt kÕ cÇu chñ ®éng ...................................................................................6
2.1 ) C¸c sè liÖu ban ®Çu ..............................................................................................6
2.2.1) ThiÕt kÕ tÝnh to¸n cÇu chñ ®éng .........................................................................7
2.2.2.) Chän th«ng sè kÜ thuËt c¬ b¶n cña truyÒn lùc chÝnh .........................................7
2.2.3) TÝnh to¸n bÒn cña b¸nh r¨ng truyÒn lùc chÝnh..................................................13
2.2.4 ) TÝnh æ ®ì trôc ..................................................................................................14
2.3 ) TÝnh vi sai ..........................................................................................................15
2.3.1 ) tÝnh kÝch thíc vi sai ®èi xøng ........................................................................16
2.3.2 ) TÝnh to¸n bÒn cho bé vi sai...............................................................................18
2.4 ) ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc ..................................................................................21
2.4.2 ) TÝnh bÒn b¸n trôc gi¶m t¶i ...............................................................................22
2.4.3 ) Chän æ ®ì b¸n trôc ..........................................................................................23
Tµi liÖu tham kh¶o
1.1 Cầu chủ động.
1.1.1. Công dụng.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô.
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động.
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 900) đối với trục dọc của bánh xe.
1.1.2. Yêu cầu.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu.
1.1.3. Phân loại.
Theo kết cấu cấu và vị trí đặt của cầu chủ động mà chia ra:
- Cầu chủ động trước.
- Cầu chủ động sau.
Theo số lượng cặp bánh truyền lực chính:
- Một cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
- Hai cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
1.2. Truyền lực chính.
1.2.1. Những yêu cầu cơ bản và phân loại.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô.
Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).
Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
- TLC bánh răng côn.
- TLC dạng hypoit.
- TLC bánh răng trụ.
- TLC dạng trục vít.
1.3. Vi sai.
1.3.1. Công dụng.
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
1.3.2. Yêu cầu của cụm vi sai.
- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
1.3.3. Phân loại.
Theo công dụng chia ra:
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- Vi sai dạng bánh răng nón.
- Vi sai dạng bánh răng trụ.
- Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
- Vi sai đối xứng.
- Vi sai không đối xứng.
1.4. Bán trục.
1.4.1. Công dụng.
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động .
1.4.2. Yêu cầu.
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thước.
1.4.3. Phân loại.
Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
- Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
- Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
- Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
1.4. Vỏ cầu.
1.4.1. Công dụng của vỏ cầu.
- Đỡ toàn bộ phần được treo tác dụng lên cầu.
- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó có thể hoạt động tốt và lâu dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.
1.4.2. Yêu cầu đối với vỏ cầu.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.
PHẦN 2: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ
2.1. Những số liệu ban đầu.
2.1.1. Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động.
Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ động xe tải
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
2.1.2. Các thông số cho trước
a) Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G= 2260(kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động : G2= 1540 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : (Nm) với nemax =2200 (v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i0= 5,45
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : = 4,35 ; =3,01 ; = 2,09 ; = 1,44
= 1
Hệ số bám của đường : φmax= 0,8
- Kích thước lốp (B-d) : 8,4 – 20
b) Thông số tham khảo : XE TẢI KIA K2700 1,25 TẤN THÙNG TRƯỜNG HẢI
Ø Trọng lượng toàn bộ : 2.985 kg
Ø Khối lượng ô tô không tải : = 1.570 kg
Ø Trọng lượng ô tô phân bố ra cầu sau : = 1791 kg
Ø Chiều dài cơ sở : 2.585 mm
Ø Chiều rộng : B = 1.750 mm
Ø Chiều cao : hg = 1.970 mm
Ø Công suất lớn nhất tại số vòng quay : 83Ps/4.150 (vòng/phút)
Ø Mômen xoắn cực đại tại số vòng quay : 17,5 Kgm/2.400 (vòng/phút)
Ø Tay số : 5 số tiến 1 số lùi
Ø Dung tích thùng nhiên liệu : 60 lít
Ø Bán kính quay vòng nhỏ nhất : 5,3 m
Ø Tốc độ tối đa : 131 km/h
2..2. Thiết kế tính toán truyền lực chính.
2.2.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính.
a) Chọn tải trọng tính toán.
Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Với: - trọng lượng phân lên cầu chủ động.
rbx – bán kính tính toán của bánh xe.
ic- tỷ số truyền lực cạnh.
i0- tỷ số truyền lực chính.
- hệ số bám.
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là (Nm)
b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn ms=11(Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa ,ms )
Với mômen tính toán _ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z1=7; Z2=36
Với: Z1- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z2- số răng của bánh răng mặt trời.
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ) và góc ăn khớp ( ).
Theo bảng (3.2) chọn:
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( )
Theo bảng (3.5) chọn:
-Chọn
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 2.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đường sinh
- Chiều dài răng:
- Chiều dài đường sinh trung bình:
- Môđun pháp tuyến trung bình:
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:
Chọn :
Trong đó (Nm)
là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
. Chọn E=2 (cm) = 20 (mm)
-Chiều rộng bánh răng lớn
chọn
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ :
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động:
Chọn K=1,3
Góc côn chia :
Góc côn chia bánh nhỏ
Góc côn chia bánh lớn
Đường kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ
-Với bánh côn lớn
Đường kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ :
-Với bánh lớn :
vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động
-Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn :
-Chiều cao chân răng mặt mút lớn :
-Trong đó =1
=0,25
=0,51
-Góc chân răng
-Góc đỉnh răng :
Bảng 2.1 .Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Bánh răng
Thông số
Chủ động
Bị động
Chiều dài đường sinh
Chiều dài đường sinh trung bình
Góc ăn khớp
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng
Số răng
Z1=7
Z2=36
Bề rộng bánh răng
Độ dịch trục E
E = 20(mm)
E = 20(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn
ms=11
ms=11
Môđun pháp trung bình
Đường kính vòng chia mặt mút lớn
Đường kính vòng chia trung bình
Góc côn chia
Góc đầu răng
Góc chân răng
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn
c) Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính :
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính .
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
- P : lực vòng
- R : lực hướng tâm
- Q : lực dọc trục
Ø Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
-Với = .sin
Ø Lực chiều trục :
- Với - là góc đỉnh nón : i=1;2
= = 25298,87 (N)
=>
=> = =26340,24 (N)
=> = =14834,51 (N)
Ø Lực hướng tâm :
R= (tanα.cos ± sin .sin )
d) Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính .
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :
Với: y- hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Ztđ
Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có:
- ứng suất uốn cho phép, (MN/m2)
Vậy thoả mãn.
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
Với: ritđ- bánh răng tương đương, i=1;2. và
- ứng suất tiếp xúc cho phép, = ( ) (MN/m2)
E = 2,15 . là môđun đàn hồi của vật liệu
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn .
2.2.4. Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
2.2.4.1 . Tính trục của bộ truyền lực chính :
a) Chọn sơ bộ đường kính trục :
- áp dụng :
Chọn
b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 55 mm chọn ổ đũa côn ký hiệu 7311 có dxBxD là 55x29x128 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001)
là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ .
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
Mômen tổng cộng :
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm :
Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 55mm.
2.2.4.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô =50 km/h
h là tổng thời gian làm việc của ổ bi
Trong đó =50 km/h
S=100.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe .
Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7611 ổ đường kính d = 55mm
2.3. Tính toán vi sai :
2.3.1 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng :
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn sơ bộ modun của bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là = 11
Chọn số răng của bánh răng bán trục : răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh : răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh :
Góc côn chia của bánh răng trục :
Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục :
Trong đó = 446 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
chọn
Chiều dài đường sinh côn chia :
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai
Trong đó là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng .
răng
Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3-18 sách TKCTM)
- Ứng suất uốn cho phép, =550 MN/m2
b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh;
(mm)
- hệ số kích thước,
STT
Thông số
Kí hiệu
Đơn vị
Công thức tính
Kết quả
Bánh răng hành tinh
Bán răng bán trục
1
Bánh răng hành tinh
q
4
2
Số răng
11
22
3
Tỉ số truyền
i
2
2
4
Môđun pháp vòng ngoài
mm
11
11
5
Môđun pháp trung bình
mm
14
14
6
Nửa góc côn chia
độ
7
Hệ số dich chỉnh
mm
0,23
0,23
8
Chiều dài đường sinh
mm
135,2
135,2
9
đường kính vòng chia đáy lớn
mm
70
140
10
Góc ăn khớp
độ
20
20
11
đường kính vong chia trung bình
d
mm
154
308
12
Chiều cao đầu răng đáy lớn
mm
13,5
8,5
13
Chiều cao chân răng đáy lớn
mm
16,2
11,2
14
Góc đầu răng
độ
3,6
8,1
15
Góc chân răng
độ
8,1
3,6
2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
2.3.2.1. Chọn chế độ tải trọng tính toán :
. Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
(N.m)
+ Giá trị bị hạn chế bởi điều kiện bám:
(N.m)
Vậy
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :
Lực dọc trục Q :
Lực hướng kính :
2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn :
ứng suất uốn :
Với: - Ứng suất uốn cho phép, =(1000 2000) (MN/m2)
y- hệ số dạng răng, tra bảng 3-18 (TKCTM) y1=0,338; y2=0,392
mtb- môđun pháp tuyến trung bình,
Z = 11 là số răng
K- hệ số tải trọng
Xác định K: Với các bánh răng có độ cứng HB<350 và làm việc với tải trọng không đổi nên KH=1. Tra bảng 3-13 (TLCTM) tìm được hệ số tải trọng động, Kđ=1,5
VẬy hệ số tải trọng: K=1.1,5=1,5
N- Công suẤt cỦa bỘ truyỀn, chỌn N= 70 mãlực ở 4000 v/p
b- ChiỀu dài răng
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ.
(thoả mãn)
2.3.2.3 : Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn tiếp xúc :
Trong đó P = = 1233,81 (N)
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, lấy E = 2,15.105 (N/m2)
Vậy thoả mãn .
2.3.2.4 Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng hành tinh và vỏ vi sai :
Sơ đồ tính toán :
Hình 2.4 . Sơ đồ tính toán ứng suất chèn dập của bánh răng vi sai
. ứng suất chèn dập dưới tác dụng của lực
trong đó
= 287,89 N.m
.q = 4
. m
là đường kinh chốt bánh răng hành tinh
2.3.2.5: Tính ứng suất chèn dập của mặt đáy bánh răng bán trục :
.ứng suất chèn dập :
Trong đó q = 4
là bán kính vòng chia trung bình của bán răng bán trục
chọn = 160(mm)
vậy đủ bền .
2.3.2.6 : Tính chất bánh răng hành tinh
Trong đó q = 4
m ;
l1: được xác định theo chiều rộng bánh răng b
vậy thoả mãn .
Ứng suất chèn dập sinh ra giữa trục chữ thập và vỏ vi sai:
(l2: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập trên vỏ vi sai)
Ta chọn l2=20 (mm)
Thay các giá trị vào ta có:
(thoả mãn)
Như vậy độ bền chèn dập giữa trục chữ thập và bệ đỡ vỏ vi sai được đảm bảo.
2.4 Thiết kế tính toán bán trục
2.4.1. Chế độ tải trọng tính toán :
Mômen tính toán được xác định theo điều kiện bám và kéo :
Chọn
Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau:
phản lực thẳng đứng tác dụng từ đường lên bánh xe
phản lực ngang của mặt đường tác dụng lên bánh xe trái,phải
lực kéo tiếp tuyến
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau
là lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau
là hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau khi ô tô chịu lực kéo tiếp tuyến cực đại
Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau
là hệ số phân bố tải trọng lên khi phanh
2.4.1.1 Xác định phản lực tiếp tuyến từ bánh xe :
Trường hợp truyền lực kéo cực đại :
Trường hợp truyền lực phanh cực đại
Khi ô tô trượt ngang hoàn toàn :
Trong đó:
Trường hợp lực cực đại :
là hệ số tải trọng động
Coi
2.4.2 : Tính bền trục giảm tải 1/2
2.4.2.1 : Chế độ lực kéo cực đại :
- chọn vật liệu làm bán trục là thép hợp kim C25Mn có ứng suất tổng hợp là 750
-chọn sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn là : d = 45 ( mm )
-chọn khoảng cách từ tâm bánh xe tới tâm ổ đỡ đầu tiên là : 135mm = 0,135 m
-ứng suất uốn đầu trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục :
-ứng suất xoắn tổng hợp :
Với: Mu=
Mx= Pkmax.rbx= 4558,4.0,42 = 1914,53(Nm) . thay số ta có:
(thỏa mãn)
2.4.2.2 : Chế độ lực phanh cực đại :
-ứng suất uốn:
Vậy thỏa mãn.
2.4.2.3 : Chế độ lực ngang cực đại :
-ứng suất uốn bán trục :
Vậy thỏa mãn.
2.4.2.4 : Chế độ ngang cực đại :
Vậy bán trục đảm bảo bền.
2.4.3 : Chọn ổ đỡ bán trục :
Phản lực
Trong đó Z và X là phản lực thẳng đứng và lực dọc xác định
b = 0,135 m
a = 0,66 m là khoảng cách giữa 2 ổ bi
Xác định phản lực R’ khi phanh :
Khi ô tô trượt ngang :
Vậy tải trọng tính toán R’ = 15448,3 (N)
Hệ số khả năng làm việc :
Trong đó n=50 km/h
h=2000(h)
Tra bảng P2-11 tính toán hệ dẫn động cơ khí chọn ổ đũa côn ký hiệu 7607
2.5. Tính toán dầm cầu với bán trục giảm tải 1/2
2.5.1 Chế độ lực kéo cực đại :
- Phản lực Zbx gây uốn trong mặt phẳng thẳng đứng của dầm cầu,với :
Mđ= Zbx.l =
- Dầm cầu chịu uốn trong mặt phẳng ngang: Mn= Pkmax.l
- Dầm cầu chịu xoắn : Mx= Pkmax.rbx
- Mômen tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm của dầm cầu ở tâm lắp nhíp:
Trong đó l là khoảng cách từ moay ơ bánh xe đến điểm đặt nhíp,ta chọn :
l = 300 (mm) = 0,3(m)
Thay giá trị l vào được các giá trị mômen ở vị trí nguy hiểm nhất là điểm đặt nhíp (giảm sóc)
Mđ = = .0,287.0,3= 662,97(Nm)
Mn = Pkmax.l = 4558,4.0,3 = 1367,52 (Nm)
Mx = Pmax.rbx =4558,4.0,42 = 1914,53 (Nm)
Mômen tổng hợp uốn và xoắn tác dụng lên cầu là :
= (Nm)
Ứng suất tổng hợp là: (N/m2)
= 125 (MN/m2)
Vậy dầm cầu đảm bảo được độ bền.
2.5.2 Chế độ lực phanh cực đại :
- Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng:
Mômen uốn trong mặt phẳng ngang :
Mômen xoắn ( từ đoạn vị trí phanh đến tâm bắt nhíp )
Mômen tổng hợp là:
=
Ứng suất tổng hợp là :
(thỏa mãn)
2.5.3 Chế độ lực ngang đại :
Sơ đồ tác dụng lên dầm cầu chủ động ở chế độ lực ngang cực đại
Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt nguy hiểm xác định như sau:
- Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt (I-I)
- Mômen uốn tổng hợp tại mặt cắt (II-II):
Ứng suất cắt tại mặt cắt nguy hiểm:
< (tho¶ m·n)
4.3.4 Chế độ lực thẳng đứng cực đại ( hình 4.4 )
- Phản lực thẳng đứng của đường:
- Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng :
- Ứng suất tại mặt cắt nguy hiểm:
(thỏa mãn)
Vậy độ bền uốn được đảm bảo.
Tµi liÖu tham kh¶o
1. Híng dÉn ®å ¸n m«n häc : “ThiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n « t« - m¸y kÐo” tËp 1. NXB §HQG TPHCM – 2005. T¸c gi¶: NguyÔn H÷u Hêng – Ph¹m Xu©n Mai – Ng« Xu©n Ng¸t.
2. Gi¸o tr×nh “ThiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n « t« - m¸y kÐo”. NXB §HQGHN – 1978. T¸c gi¶ : NguyÔn H÷u CÈn –Tr¬ng Minh ChÊp – D¬ng §×nh KhuyÕn – TrÇn Khang.
3. ThiÕt kÕ CTM. NXB GD. T¸c gi¶: NguyÔn Träng HiÖp – NguyÔn V¨n LÉm.
4. Lª C«ng Dìng (chñ biªn) - VËt liÖu häc - NXB KH&KT - 1997.
Môc lôc
PhÇn I : M« t¶ kh¸i qu¸t chung vÒ cÇu chñ ®éng..........................................................2
1.1 ) CÇu chñ ®éng .......................................................................................................2
1.2 ) TruyÒn lùc chÝnh ..................................................................................................3
1.3 ) Vi sai ....................................................................................................................4
1.4 ) Vá ........................................................................................................................5
PhÇn II : ThiÕt kÕ cÇu chñ ®éng ...................................................................................6
2.1 ) C¸c sè liÖu ban ®Çu ..............................................................................................6
2.2.1) ThiÕt kÕ tÝnh to¸n cÇu chñ ®éng .........................................................................7
2.2.2.) Chän th«ng sè kÜ thuËt c¬ b¶n cña truyÒn lùc chÝnh .........................................7
2.2.3) TÝnh to¸n bÒn cña b¸nh r¨ng truyÒn lùc chÝnh..................................................13
2.2.4 ) TÝnh æ ®ì trôc ..................................................................................................14
2.3 ) TÝnh vi sai ..........................................................................................................15
2.3.1 ) tÝnh kÝch thíc vi sai ®èi xøng ........................................................................16
2.3.2 ) TÝnh to¸n bÒn cho bé vi sai...............................................................................18
2.4 ) ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc ..................................................................................21
2.4.2 ) TÝnh bÒn b¸n trôc gi¶m t¶i ...............................................................................22
2.4.3 ) Chän æ ®ì b¸n trôc ..........................................................................................23
Tµi liÖu tham kh¶o
