MỤC LỤC ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP TÍNH TOÁN KẾT CẤU CẦU CHỦ ĐỘNG XE 3,5 TẤN

LỜI MỞ ĐẦU.. 3

CHƯƠNG 1. 4

TỔNG QUAN VỀ CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG.. 4

1. 1. Công dụng, phân loại, yêu cầu. 4

1.1.1  Công dụng. 4

1. 1.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính. 4
2. 1.3 Phân loại truyền lực chính. 4

1.2. Cấu tạo chung của cầu chủ động.5

1.3.Cầu chủ động đơn. 6

1.4.Cầu chủ động kép. 8

1.5. Nguyên lý hoạt động.9

1.6. Các biên dạng răng bánh răng của truyền lực chính. 9

1.6. 1.  Bánh răng nón răng thẳng. 9

1.6.2. Bánh răng nón răng cong. 10

1.6.3. Bánh răng hypoit10

1.6. 4. Trục vít bánh vít11

1.7. Bộ vi sai.11

1.8  Các bán trục.17

1.8.1 Công dụng. 17

1. 8.2 Yêu cầu đối với các bán trục. 17
2. 8.3 Phân loại bán trục. 17

1.9. Vỏ cầu.18

1.9.1  Công dụng của vỏ cầu. 18

1. 9.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu.19
2. 9.3 Phân loại vỏ cầu.19

CHƯƠNG 2. 20

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN XE TẢI. 20

2. 1. Giới thiệu về xe tham khảo xe THACO OLLIN 350. 20

2.2. Các thông số kỹ thuật của xe tham khảo thể hiện dưới bảng sau. 20

2. 3. Tính toán bộ truyền lực chính hypoid. 22
3. 3.1 Tính toán tỉ số truyền truyền lực chính. 22
4. 3.2 Tính toán chế độ tải trọng. 22
5. 3.3 Tính chọn kích thước truyền lực chính. 23

2.3.4 Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính. 27

2. 3.5 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn. 27
3. 3.6 Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc. 28
4. 4. Tính toán vi sai29
5. 4.1 Xác định kích thước vi sai29
6. 4.2 Tính bền vi sai.30
7. 5. Tính toán bán trục và dầm cầu. 33
8. 5.1 Tính toán bán trục. 33
9. 5.2 Tính toán dầm cầu. 35

CHƯƠNG 3. 41

KHAI THÁC KỸ THUẬT CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG.. 41

3.1. Chú ý trong quá trình kiểm tra – sửa chữa. 41

3.2. Những dụng cụ trang thiết bị để kiểm tra - sửa chữa. 42

3.3. Những hư hỏng thường gặp của cầu chủ động. 43

3.4. Những phương pháp chuẩn đoán hư hỏng. 43

3.4.1 Chẩn đoán hoạt động của cầu  khi không có thiết bị43

3.4.2.  Chẩn đoán dùng dụng cụ đo đơn giản hoặc thiết bị chẩn đoán trên xe. 45

3.5. Quy trình tháo kiểm tra sửa chữa. 46

3.5.1 Tháo trên xe xuống. 46

3.5.2 Tháo rời các chi tiết49

3.6. Quy trình lắp ráp. 55

3.7.  Quy trình kiểm tra-sửa chữa. 61

KẾT LUẬN.. 65

TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 66

LỜI MỞ ĐẦU                                                  

Ngày nay, ngành công nghiệp ô tô trên thế giới đã phát triển ở một trình độ rất cao. Nó ứng dụng thành tựu của rất nhiều nghành khoa học kỹ thuật khác nhau như: Vật liệu, điện tử, công nghệ thông tin... nhằm phục vụ một cách tốt nhất cho nhu cầu đời sống ngày càng cao của con người.

Ở nước ta hiện nay, thị trường ô tô đang sôi động với nhiều doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp ô tô. Trong số các doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài, đa số các doanh nghiệp tham gia sản xuất lắp ráp xe du lịch, còn các doanh nghiệp tham gia vào sản xuất lắp ráp xe tải chiếm số lượng rất nhỏ. Sản lượng của các doanh nghiệp trong nước và doanh nghiệp có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài chỉ chiếm hơn 20%, còn lại gần 80% là nhập các xe đã qua sử dụng của các nước như: Hàn Quốc, Nhật Bản, Đức, Nga, Trung Quốc ... Nhiều doanh nghiệp đã nhập sắtxi về và thiết kế chế tạo thành xe ô tô dùng trong các lĩnh vực khác nhau đặc biệt là chở hàng hoá. Điều đó đã đáp ứng được phần nào nhu cầu về xe tải trong khi nền công nghiệp ô tô của nước ta chưa đáp ứng được.

Hiện nay, VN đã gia nhập WTO. Vấn đề đặt ra là khi hàng rào thuế quan bị phá bỏ, các sản phẩm trong nước phải có đủ khả năng cạnh tranh với các sản phẩm của nước ngoài. Mặt khác vấn đề nội địa hoá đã và đang được chính phủ hết sức quan tâm. Để có được khả năng cạnh tranh và tăng tỷ lệ nội địa hoá của các sẩn phẩm ở trong nước, việc áp dụng các kĩ thuật, khoa học công nghệ tiên tiến chính là một trong những biện phát hiệu quả và nhanh chóng nhất.

Chính vì vậy em đã được nhận đề tài: “Tính toán thiết kế cụm cầu chủ động xe 3,5 tấn”. Em biết cầu sau là một bộ phận quan trọng và rất phức tạp, đặc biệt do ngày nay hệ thống giao thông tốt, xe hiện đại có vận tốc chuyển động ngày càng cao cho nên việc đi sâu nghiên cứu để hoàn thiện sự làm việc của cầu chủ động nhằm đảm bảo tính năng động lực học cho sự chuyển động của ô tô là ngày càng cấp thiết.

      Trong phần tính toán và thiết kế này em dựa chủ yếu vào số liệu của xe tải  THACO OLLIN 350, các tài liệu tham khảo và hướng dẫn tính toán thiết kế. Do lần đầu làm quen với thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp em còn có những mảng kiến thức em chưa được nắm vững nên mặc dù em đã cố gắng tham khảo tài liệu có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em củng cố thêm kiến thức và hiểu sâu hơn, nắm vững kiến thức mà em đã học hỏi được.                                                                      

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy

1. Chu Văn Huỳnhđã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

CHƯƠNG 1

TỔNG QUAN VỀ CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG

1. 1. Công dụng, phân loại, yêu cầu

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 ôtô theo một tỷ số truyền nhất định, đồng thời có thể chuyển hướng truyền mô men.

1. 1.2 Yêu cầu chung của truyền lực chính

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

- Có kích thước 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 lượng cầu phải nhỏ để giảm trọng lượng phần không được treo.

1. 1.3 Phân loại truyền lực chính

- Theo số lượng bánh răng truyền lực chính có hai dạng:

            +  Loại đơn gồm một cặp bánh răng ăn khớp.

            +  Loại kép gồm hai cặp bánh răng ăn khớp.

- Truyền lực đơn lại có thể phân loại theo dạng bánh răng:

+  Loại bánh răng côn răng thẳng.

+  Loại bánh răng côn răng xoắn.

+  Loại bánh răng hypoit.

            +  Loại trục vít bánh vít.

Hình 1.1:  Các dạng truyền lực chính đơn.

a, Truyền lực chính bánh răng côn            b, Truyền lực chính Hypoid

c, Truyền lực chính bánh răng trụd, Truyền lực chính trục vít bánh vít

- Truyền lực kép có thể được phân thanh hai loại:

+ Truyền lực trung tâm với cả hai cặp bánh răng được bố trí trong cùng một cụm nằm giữa hai bánh xe chủ động.

+ Truyền lực chính kép bố trí không tập trung với cặp bánh răng thứ hai được bố trí tại các dẫn động tới các bánh xe chủ động.

- Theo số cấp số có thể phân truyền lực chính thành:

+ Truyền lực chính một cấp (chỉ có một tỉ số truyền duy nhất)

+ Truyền lực chính hai cấp (có hai cấp số được điều khiển bởi người lái).

1.2. Cấu tạo chung của cầu chủ động.

Hình 1.2 : Cấu tạo cầu chủ động.

1, 2, 3, 4. Các chi tiết của truyền lực chính                     5. Bánh răng vành chậu

6, 7. ổ bi đỡ bán trục           8. Vòng chắn dầu.                9. Bán trục.               

10. Vỏ cầu.                            11. Bánh răng quả dứa.      12. Bánh răng bán trục.

13. Vỏ vi sai.

1.3.Cầu chủ động đơn

Truyền lực chính loại đơn thường dùng cho các xe du lịch và xe tải cỡ nhỏ yêu cầu tỉ số truyền thấp từ 2-4.

Hình 1.3: Cầu chủ động đơn

1. Bánh răng vành chậu; 2. Bánh răng quả dứa; 3. Bánh răng bộ vi sai;

4. Bán trục;         6, Trục bánh răng quả dứa;,7. Các vòng bi côn;

8. Vỏ cầu

b. Truyền lưc chính kép

Đối với các xe tải có công suất lớn, để có đủ mômen xoắn và lực kéo cho hai bánh xe chủ động, đồng thời đảm bảo độ bền cơ học của các bánh răng, truyền lực chính thường có hai cặp bánh răng. Ngoài cặp bánh răng côn, truyền lực chính còn có thêm bánh răng trụ răng nghiêng. Tỷ số truyền của truyền lực chính kép khoảng 4 -r- 12.

Cấu tạo:

Bánh răng quả dứa (2) chế tạo liền với trục chủ động. Trục và bánh răng quả dứa đặt trong một vỏ riêng (7) lắp với vỏ cầu bằng bulông, ở giữa có đệm điều chỉnh. Ket cấu lắp ghép trục bánh răng với vỏ tương tự như ở bộ truyền lực chính đơn. Bánh răng vành chậu (1) lắp chặt với trục trung gian bằng đinh tán và luôn ăn khớp với bánh răng quả dứa (2). Trục trung gian chế tạo liền với bánh răng trụ trung gian nhỏ (3).    

Cầu chủ động đơn  có cặp bánh răng côn truyền mômen xoắn theo đường vuông góc, bánh răng chủ động hình quả dứa được chế tạo liền trục. Phía đỉnh răng của trục có dạng hình trục để lắp ổ bi 5, ổ bi này nằm trên gối đỡ bên trong của vỏ hộp cầu sau. Phía sau chân răng có lắp ổ bi 3, ổ bi này nằm trên gối đỡ của nắp vỏ hộp.

Trên trục có rãnh then hoa 2 để lắp với mặt bích của trục các đăng. Phần cuối của trục có các đường ren để bắt đai ốc hãm mặt bích các đăng.

Bánh răng chủ động và bánh răng bị động luân ăn khớp với nhau hình thành bộ truyền lực chính loại đơn.

Cặp bánh răng của truyền lực chính có hai loại: loại bánh răng côn xoắn và loại bánh răng hypoit. Sự khác nhau giữa 2 loại bộ truyền này là ở bộ truyền hypoit trục bánh răng chủ động được đặt lệch tâm một khoảng e so với tâm trục bị động nhằm thỏa mãn mục đích:

-         Nâng hạ trọng tâm cầu xe để tăng tính năng thông qua chướng ngại vật hoặc hạ thấp trọng tâm toàn xe.

-         Nâng cao độ bền, tăng độ êm cho bộ truyền lực chính.

1.4.Cầu chủ động kép

Hình 1.5: Cầu chủ động kép

1. Bánh răng vành chậu; 2. Bánh răng quả dứa; 3. Bánh răng trụ trung gian nhỏ;

4. Bánh răng trung gian lớn; 5, 9 vòng bi;    6. trục bánh răng quả dứa;

7. Vỏ lắp bánh răng quả dứa và trục trung gian;     8. Bán tục; 10. vỏ cầu.

Trục trung gian quay trơn trên vòng bi côn đặt trên vỏ cầu, phía ngoài có nắp và đệm điều chỉnh. Bánh răng trung gian lớn lắp với vỏ vi sai bằng các bulông.

Trên các xe tải có công suất lớn, để đủ mômen và đảm bảo độ bền cơ học của các bánh răng, truyền lực chính thường có 2 cặp bánh răng. Ngoài cặp bánh răng côn truyền lực còn có thêm một cặp bánh răng trụ, thường là bánh răng xiên để nâng cao tỷ số truyền lực. Cấu tạo truyền lực chính kép được trình bày trên hình vẽ:

Bánh răng quả dứa được chế tạo liền với trục chủ động, trục và bánh răng quả dứa được lắp với vỏ cầu bằng bulông, ở giữa có đệm điều chỉnh. Bánh răng vành chậu luôn ăn khớp với bánh răng quả dứa và lắp chặt với trục trung gian bằng đinh tán. Trục trung gian chế tạo liền với bánh răng trụ trung gian nhỏ. Đây là bánh răng bị động của cặp truyền động trung gian. Trục trung gian quay trơn trên hai vòng bi côn đặt trên vỏ cầu, phía ngoài có nắp và đệm điều chỉnh.

Bánh răng trung gian lớn lắp với vỏ bộ vi sai bằng các bulông. Khi bánh răng quả dứa nhận truyền động từ trục các đăng, mômen quay được truyền tới bánh răng vành chậu, bánh răng trung gian nhỏ, bánh răng trung gian lớn và vỏ bộ vi sai.

1.5. Nguyên lý hoạt động.

Nguyên lý hoạt động của bộ truyền lực chính loại đơn và kép hoàn toàn giống nhau:

-         Đối với bộ truyền lực đơn thì khi bánh răng chủ động 1 quay làm cho bánh răng bị động 2 quay theo và cả bộ vi sai quay.

-         Đối với bộ truyền lực kép thì bánh răng vành chậu 2 quay làm cho bánh răng trụ 3 quay cùng với tốc độ góc như nhau vì 2 bánh răng này được lắp cứng trên cùng một trục. Bánh răng trụ 3 ăn khớp với bánh răng trụ 4, bánh răng trụ 4 quay làm cho cả bộ vi sai quay theo.

1.6. Các biên dạng răng bánh răng của truyền lực chính

1.6. 1.  Bánh răng nón răng thẳng

Hình 1.7: Bánh răng nón răng thẳng

Ưu điểm: Dễ chế tạo.

Nhược điểm: Ăn khớp không êm và nhất là chạy ở tốc độ cao rất ồn, khả năng chịu tải kém. Hiện nay loại này rất ít dùng.

1.6.2. Bánh răng nón răng cong

Hình 1.8: Bánh răng nón răng cong

          - Ưu điểm: Tăng được tỷ số truyền mà không cần tăng kách thước của bánh răng bị động. Vì số lượng răng của bánh răng nón răng thẳng Z₁9 nếu không sẽ không đảm bảo ăn khớp điều đặng, còn đối với bánh răng nón răng cong Z₁ có thể nhỏ hơn 5. Vì  mà Z₁ nhỏ thì i₀ tăng lên mà không cần tăng Z₂. Do đó giảm được kích thước chung của cầu xe đồng thời tăng được khoảng sáng gầm xe, giảm được trọng lượng phần không treo.

           - Răng cong làm việc êm dịu với răng thẳng vì khi làm việc các răng ăn khớp từ từ, chiều dài ăn khớp lớn, số răng tham gia ăn khớp nhiều, do đó tuổi thọ bánh răng tăng. Điều này rất quan trọng đối với ôtô du lịch và ôtô chở khách.

           - Độ êm dịu càng tăng khi khi góc xoắn  của răng càng tăng. Do đó ở ôtô du lịch góc xoắn  của răng thường lớn hơn ôtô chở khách và ôtô chở hàng.

          - Nhược điểm: Lực chiều dọc trục lớn.

1.6.3. Bánh răng hypoit

Hình 1.9: Bánh răng hypoit

   - Hai đường trục của hai bánh răng ăn khớp không gặp nhau tại một điểm mà có độ dịch trục e nào đó.

    - Loại truyền động này có kích thước nhỏ gọn hơn, truyền động êm hơn răng cong, chạy ở tốc độ cao không ồn, có thể đặt thấp thùng xe hơn. Vì vậy, tốc độ chuyển động trung bình của xe được tăng lên, điều này có ý nghĩa quan trọng đối với ôtô du lịch và ôtô chở khách.

1.6. 4. Trục vít bánh vít

Hình 1.10: Trục vít bánh vít

  - Ưu điểm:

+ Có tỷ số truyền i₀ lớn mà kích thước lại nhỏ, do đó trọng lượng bé.

+ Làm việc êm dịu.

+ Cho phép đặt vi sai ở giữa cầu sau, do đó có thể làm cho cầu sau đối xứng và tháo lắp dễ dàng.

+ Khi đặt trục vít phía dưới sẽ hạ thấp được sàn xe cho nên giảm được trọng tâm h_g, do đó xe sẽ chuyển động ổn định hơn và có thể  tăng được tốc độ vận chuyển trung bình.

+ Nếu đặt trục vít lên trên bánh vít thì bôi trơn kém tuy góc nghiêng trục cardan có giả

 - Khuyết điểm:

+ Hiệu suất thấp (nếu lắp không chính xác thì trục vít chóng mòn).

+ Chế tạo bộ bánh vít phức tạp và phải dùng kim loại màu nên giá thành cao, điều chỉnh khó khăn khi bị mòn.

1.7. Bộ vi sai.

Nhiệm vụ chính của bộ vi sai:

-Tiếp tục giảm chuyển động quay đã nhận từ hộp số hoặc hộp phân phối để tăng mômen quay truyền tới các bán trục.

-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.

-Bộ vi sai được chia làm 2 loại: loại sử dụng cho các xe FF và loại sử dụng cho các xe FR.

• Bộ vi sai của loại xe FF.

Bộ vi sai dùng trong các xe FF có động cơ lắp ngang được gắn liền với hộp truyền lực. Người ta lắp cụm vi sai ở giữa vỏ hộp số ngang và vỏ hộp truyền lực. Sơ đồ cấu tạo được trình bày trên hình vẽ.

Hình 1.11: Bộ vi sai của loại xe FF

1. Bánh răng vi sai.         2. Bánh răng bán trục.        3. Then           4. Đệm điều chỉnh.

5. Bánh răng lớn.             6. Vỏ hộp vi sai.                    7. Vỏ hộp số ngang.

8. Cụm vi sai.                 9. Vòng bi bán trục.    10. Vòng lăn ngoài của vòng bi bán trục.       11. Vỏ hộp truyền lực.   12. Trục thứ cấp.              13. Bánh răng quả dứa.

Bánh răng lớn là loại bánh răng xoắn, bánh răng này được kết hợp với hộp vi sai và lắp trên vỏ hộp số ngang qua hai vòng bi bán trục. Bán trục ăn khớp với then hoa trong của bánh răng bán trục.

Thường có hai bánh răng vi sai để dẫn động, nhưng ở các bộ vi sai dùng cho động cơ có công suất cao thường dùng bốn bánh răng vi sai để dẫn động.

Truyền lực chính và bộ vi sai được lắp liền thành một cụm được đặt trực tiếp trong vỏ hộp vi sai và được lắp vào hộp cầu sau, thân xe hoặc khung xe. Các bánh răng hành tinh được gắn trên trục chúng luôn quay cùng với vỏ vi sai và ăn khớp với hai bánh răng bán trục.

Khớp nối các đăng của trục các đăng được lắp cố định vào mặt bích nối làm quay bánh răng quả dứa được nối với bích này.

Bánh răng quả dứa được lắp trong vỏ hộp vi sai trên 2 ổ lăn côn. Người ta lắp bánh răng vành chậu liền với vỏ hộp vi sai vào giá đỡ vi sai qua hai vòng bi bán trục.

Các bánh răng bán trục được lắp vào bán trục bằng rãnh then.

Hình 1.12:  Bộ vi sai của xe FR

1. Bích nối.                                   2. Vòng đệm điều chỉnh.              3. Bánh răng quả dứa.

4. Đai ốc điều chỉnh.                   5. Bán trục sau.                            6. Bánh răng vi sai.

7. Hộp bán trục cầu sau.                        8. Vòng bi bán trục.                     9. Vỏ hộp vi sai.

10. Bánh răng bán trục.             11. Bánh răng vành chậu.         12. Ổ lăn côn.

13. Trục bánh răng vi sai.

• Bộ vi sai của loại xe FR.
• Nguyên lý hoạt động của bộ vi sai.

Khi xe chạy thẳng: một lực cản đều nhau tác động lên cả hai bánh xe bên phải và bên trái vì vậy bánh răng vành chậu, bánh răng vi sai và bánh răng bán trục đều quay như một khối liền để truyền lực dẫn động đến cả hai bánh xe.

Khi xe chạy trên đường vòng: các bánh răng hành tinh vẫn kéo hai bánh răng bán trục quay cùng vỏ vi sai. Trong trường hợp này, lực cản lăn của bánh xe trong lớn hơn bánh xe ngoài, do đó lực tác động lên các bánh răng hành tinh không cân bằng, chúng vừa quay quanh trục của nó vừa quay quanh đường tâm trục của bánh răng bán trục. Điều này tạo nên sự sai lệch tốc độ quay giữa bánh xe bên trong và bánh xe bên ngoài, tốc độ bánh xe trong giảm đi bao nhiêu thì tốc độ bánh xe ngoài tăng lên bấy nhiêu. Với đặc tính truyền động này, bộ vi sai luôn tự động điều chỉnh tốc độ của hai bánh xe chủ động khác nhau khi quay vòng để tránh hai bánh xe bị lết trượt.

Hình 1.13 :  Hoạt động của bộ vi sai

a. Khi xe chạy thẳng.      b. Khi xe quay vòng.                        c. Khi bị sa lầy.

n₁:  tốc độ quay của bán trục bên trái.                        n₂: tốc độ quay của bán trục bên trái.

Khi xe bị sa lầy: bộ vi sai hoạt động tương tự như khi xe chuyển động trên đường vòng. Bánh xe trên đất khô sẽ đứng yên, bánh xe bị sa lầy quay trượt với tốc độ gấp đôi vỏ vi sai, như vậy khi xe không tiến được để thoát khỏi sa lầy. Để cải tiến tình trạng này người ta sử dụng cơ cấu khóa vi sai hoặc dùng bộ vi sai hạn chế trượt LSD (vi sai ma sát trong cao).

a)     Bộ vi sai hạn chế trượt LSD (Vi sai ma sát trong cao).

Bộ vi sai hạn chế trượt LSD là cơ cấu hạn chế bộ vi sai khi một trong các bánh xe bắt đầu trượt để tạo ra một lực dẫn động phù hợp lên các bánh xe kia để làm cho xe chạy êm. Có nhiều loại LSD có cấu tạo khác nhau như: LSD nối khớp thủy lực, LSD loại nhiều đĩa.

• LSD nối khớp thủy lực.

Khớp nối thủy lực là một loại khớp (ly hợp) thủy lực truyền mômen quay bằng sức cản nhớt của dầu. Nó sử dụng sức cản nhớt này để hạn chế sự trượt vi sai.

LSD nối khớp thủy lực được sử dụng như một cơ cấu hạn chế vi sai ở bộ vi sai

 

Hình 1.14 :   LSD nối khớp thủy lực.

Trung tâm của các xe 4WD và một số LSD nối khớp thủy lực

được sử dụng ở các bộ vi sai của các kiểu FF và FR.

• LSD loại nhiều đĩa ma sát.

Cấu tạo có 2 loại: loại khóa ma sát đơn, loại khóa ma sát kép.

Bộ vi sai khóa ma sát kép:bộ vi sai sử dụngkhóa ly hợp nhiều đĩa làm khớp ma sát đơn có các đĩa răng ngoài liên kết với vỏ vi sai, các đĩa răng trong liên kết với bánh răng bán trục. Các đĩa được lắp ghép xen kẽ giữa đĩa răng ngoài và đĩa răng trong, bị ép bởi lò xo đĩa đặt nằm cạnh vỏ vi sai.

Khi có sự quay tương đối giữa vỏ và bánh răng bán trục sẽ xuất hiện lực ma sát giữa các đĩa, nhờ vậy bộ ly hợp này có tác dụng khóa vi sai trong một giới hạn nhất định.

Với bộ vi sai này, khi đi trên đường có chênh lệch về hệ số bám lớn, khả năng động lực học của các bánh xe tốt hơn.

• Bộ vi sai khóa ma sát kép :

Cấu tạo và nguyên lý làm việc của loại này tương tự như loại khóa đơn, nhưng trên xe có bố trí hai khóa đối xứng. Do tính đối xứng của kết cấu nên tải trọng tác dụng vào hai bán trục và bánh răng bán trục đồng đều, kết cấu bớt cồng kềnh.

   Bên cạnh 2 bộ vi sai hạn chế trượt trên ngày này người ta còn sử dụng nhiều loại bộ vi sai hạn chế trượt khác như: LSD cảm nhận mômen quay, LSD cảm biến mômen kiểu bánh răng xoắn.

 LSD cảm nhận mômen quay: Lực hạn chế vi sai được tạo ra từ ma sát cạnh răng giữa các bánh răng bên trong bộ vi sai và ma sát giữa vỏ hộp vi sai, các vòng đệm chặn và các bánh răng bán trục.

 LSD cảm biến mômen kiểu bánh răng xoắn: Độ hạn chế trượt được thực hiện chủ yếu nhờ lực ma sát được tạo ra giữa các đỉnh răng của bánh răng hành tinh và được tạo ra giữa mặt đầu của bánh răng bán trục và vòng đệm chặn.

b)     Cơ cấu khóa vi sai.

Do kết cấu dùng các bộ truyền ma sát LSD thường có giá thành cao, vì vậy để đơn giản hơn người ta sử dụng cơ cấu khóa vi sai để khóa vi sai trong thời gian ngắn khi xe bị sa lầy. Người ta thường khóa cứng 2 bộ phận của bộ vi sai lại với nhau. Sơ đồ nguyên lý được trình bày trên hình vẽ.

Khi khóa vi sai được gài theo chiều mũi tên cơ cấu này sẽ cài cứng một bánh răng bán trục của vi sai với vỏ bộ vi sai. Nó sẽ hình thành một khớp cứng và quay cùng tốc độ với bánh răng vành chậu. Bánh răng hành tinh phía đối diện lúc này cũng quay theo làm cho hai bánh xe chủ động quay cùng tốc độ như nhau. Như vậy xe thoát khỏi sa lầy một cách dễ dàng.

Khi nối cứng 2 bán trục lại, gây nên quá tải cho các kết cấu nối cứng và các bán trục đồng thời rất khó điều khiển vành tay lái. Vì vậy sử dụng khóa vi sai chỉ nên dùng dùng trong một thời gian ngắn, khi vượt qua quãng đường xấu phải mở cơ cấu khóa vi sai tránh quá tải lâu dài.

1.8  Các bán trục.

1. 8.1 Công dụng

Các bán trục dùng để truyền mô men xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn bán trục còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động.

1. 8.2 Yêu cầu đối với các bán trục

a) Yêu cầu chung của bán trục:

+ Phải chịu được mô men xoắn lớn trong khoảng thời gian lâu dài.

Bán trục phải thẳng, không được lệch nhất là đối với các xe có khả năng cơ động.

+ Đối với bán trục của cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tâm cho các đoạn trục của bán trục.

+ Chính xác hình dáng hình học, kích thước.

b) Yêu cầu riêng của bán trục sử dụng trên xe có khả năng cơ động.

Các bán trục sử dụng cho các xe loại này phải chịu mô men xoắn lớn, vì vậy các bán trục phải được chế tạo chính xác về mặt hình học, và phải có các góc lượn hợp lý để tránh ứng suất tập trung.

1. 8.3 Phân loại bán trục

            + Bán trục giảm tải hoàn toàn (hình 1.6): bánh xe có moay ơ được lắp trên 2 ổ bi, cả hai ổ này đều lắp trên vỏ cầu. Do hai ổ bi được bố trí cách nhau một đoạn, nên các mô men uốn của các lực tương tác giứa bánh xe và mặt đường ( Z,Y, X) đều được tiếp nhận bởi vỏ cầu.Bán trục dạng này được gọi lầ bán trục giảm tải hoàn toàn, nó không chịu uốn mà chỉ chịu duy nhất là mô men xoắn. Loại này được sử dụng trên các loại ô tô tải.

                                    1, 4 Ổ bi                                             2. Vỏ cầu

                                    3 Bán trục                                          5. Bánh xe

Hình 1.18: Sơ đồ bán trục giảm tải hoàn toàn

+ Bán trục giảm tải 3/4 (hình 1.7): Loại bán trục này khác với bán trục giảm tải hoàn toàn ở chỗ moay ơ chỉ có một ổ bi. Bởi vậy bán trục sẽ phải chịu một phần mô men uốn từ các lực tác dụng lên bánh xe. Dạng bán trục này thường ít được sử dụng.

1,4 Ổ bi                                  2. Vỏ cầu

3. Bán trục                             5. Bánh xe

                                Hình 1.19: Sơ đồ bán trục giảm tải 3/ 4

+ Bán trục giảm tải 1/2 (hình 1.8):  Đầu ngoài của bán trục được đỡ bởi 1 ổ bi nằm trong vỏ cầ chủ động. Trong trường hợp này, moay ơ được trực tiếp bắt lên bán trục. Kết cấu dạng này cũng có thể không có moay ơ mà tang trống đươc bắt trực tiếp lên mặt bích ở đuôi của bán trục. Với cách bố trí như vậy, bán trục phải chịu toàn bộ mô men uốn của các lực tương tác giữa bánh xe với mặt đường. Bán trục dạng này được sử dụng hầu hết trên các loại ô tô con do kết cấu đơn giản.

1,4 Ổ bi                                  2. Vỏ cầu

3. Bán trục                             5. Bánh xe

Hình 1.20: Sơ đồ bán trục giảm tải 1/ 2

1. 9. Vỏ cầu.
2. 9.1  Công dụng của vỏ cầu

   Đối với xe có khả năng cơ động hệ thống treo thường là hệ thống treo phụ thuộc. Cầu xe là phần khối lượng không được treo. Trong thiết kế cầu xe thường ta phải cố gắng để phần khối lượng không được treo này là nhỏ đến mức có thể. Tuy nhiên vỏ cầu phải đáp ứng được các yêu cầu chủ yếu sau:

     -  Đỡ toàn bộ trọng lượng 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 trong thời gian dài.

     -  Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.

1. 9.2 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 được trọng lượng của xe, tránh gẫy uốn ảnh hưởng đến các kết cấu bên trong.

     -  Vỏ cầu phải đảm bảo kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.

     -  Có kích thước và khối lượng nhỏ để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.

1. 9.3 Phân loại vỏ cầu.

     -  Vỏ cầu liền là loại vỏ cầu thường được sản xuất bằng phương pháp đúc sau đó gia công các bề mặt lắp ghép.

     -  Vỏ cầu rời là loại được lắp ghép từ các tấm rời bằng phương pháp hàn.

CHƯƠNG 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN XE TẢI

2. 1. Giới thiệu về xe tham khảo xe THACO OLLIN 350

Hình 2.1:Xxe Thaco Ollin 350

2.2. Các thông số kỹ thuật của xe tham khảo thể hiện dưới bảng sau

	Các thông số	Giá trị
ĐỘNG CƠ	- Công suất lớn nhất/ tốc độ quay ( kW/vòng/phút) - Mô men lớn nhất/ tốc độ quay ( kW/vòng/phút)	109/3200   300/ 2200
TẢI TRỌNG	- Trọng lượng bản thân   (N) - Trọng tải                       (N) - Trọng lượng toàn bộ     (N)	3640 3450 7285
	Phân bố tải trọng - Không tải:         + Cầu trước              (N)         + Cầu sau                 (N) - Đầy tải:         + Cầu trước              (N)         + Cầu sau                 (N)	1090 2550   22850 50000
	- Tốc độ lớn nhất         (km/h)	75
KÍCH THƯỚC	- Chiều dài toàn bộ         (mm) - Chiều rộng toàn bộ       (mm) - Chiều cao toàn bộ        (mm)	5990 2190 2570
	- Chiều dài cơ sở            (mm) - Vết bánh xe trước/sau - Khoảng sáng gầm xe    (mm)	3400 1720/1640 240
HỘP SỐ	- Tỷ số truyền cao nhất (số  1) - Tỷ số truyền thấp nhất - Tỷ số truyền số lùi	11,4 1.00 11,94
CẦU CHỦ ĐỘNG	- Truyền lực chính   - Vi sai     - Truyền  lực cạnh	Bánh răng côn Hypoid   Bánh răng côn răng thẳng, Truyền lực hành tinh
LỐP XE	- Kiểu lốp     + Lốp trước     + Lốp sau - Áp suất lốp trước/sau  (kG/cm2)	8.25 -  20 8.25 - 20

2. 3. Tính toán bộ truyền lực chính hypoid
3. 3.1 Tính toán tỉ số truyền truyền lực chính

Theo tài liệu [3] – tr (123) từ công thức đảm bảo vận tốc lớn nhất của xe ta tính được tỉ số truyền của truyền lực chính:     

Trong đó:       

• r₀ Bán kính bánh xe, với xe có kí hiệu lốp 8,25-20

Theo [3] ta có:   

 (mm)

• r_bx  Bán kính thực của bánh xe: hệ số biến dạng của lốp:           

 chọn ,    

• n_emax Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất: động cơ diesel chọn tỉ số giữa vòng quay động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ô tô và công suất lớn nhất của động cơ

                          (vg/phút)    

• v_maxVận tốc lớn nhất khi toàn tải  :

Thay số ta có tỉ số truyền của truyền lực chính:

                                   

2. 3.2 Tính toán chế độ tải trọng

Tính toán chế độ tải trọng được lựa chọn từ hai chế độ đó là:

- Tính theo mô men lớn nhất của động cơ:

Trong đó:            

• i_h1 tỉ số truyền hộp số ở số truyền 1: i_h1=11,4
•   hiệu suất của hệ thống truyền lực:

- Tính toán theo khả năng bám, chế độ này dùng để kiểm tra bền và so sánh bền các chi tiết theo khả năng bám:

Trong đó:            

• G₂=50000 (N) tải trọng phân bố ra cầu sau
• =0.9 hệ số bám cực đại    

Chọn chế độ tính toán theo khả năng bám:

                              M­_tt==2799 (Nm)

2. 3.3 Tính chọn kích thước truyền lực chính

            Yêu cầu cặp bánh răng truyền lực chính phải đảm bảo độ dẻo do đó ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim trung bình: 15HM (Có độ sâu thấm Cacbon là 0,91,8 mm), có độ cứng HRC=60 và có các giá trị ứng suất cho phép là [s_tx]= 3500 (MN/m²) và .

            Chọn số răng theo i₀,với xe tải 3 tấn ta chọn số răng của bánh răng chủ động là 6 răng.

            Do đó: Z₂= Z₁.i_0­= 6.6,93 = 41.5  chọn Z₂=41 răng

Ta tính lại i₀:    

- Chọn góc xoắn b cho cặp bánh răng của xe tính toán: Với xe tính toán thì góc xoắn của bánh răng chủ động của truyền lực chính là: b₁=40^o¸42^o, chọn 42^o.

Tính chọn L: Dựa theo M_tt ta tính được:         

Tính môđun pháp tuyến bánh răng:       

Ta quy chuẩn môđun pháp tuyến về dãy tiêu chuẩn, do đó chọn: m_n=7

+ Tính môđun mặt đầu:  

+ Chiều rộng răng: Chọn b=0,3.L =0,3.210,93 =63.297  Chọn b₁=63.3 (mm) ,b₂=58(mm)

+ Nửa góc chia côn:  nên

+ Tính góc xoắn răngb₂:

+ Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng a_n: Với ôtô thì: .

+ Hệ số dịch chỉnh chọn: x₁=+0,682 (mm).

                                                x₂= -0,682 (mm)

+ Đường kính vòng chia đáy lớn: D_c=m_s.Z         

+ Bán kính vòng chia đáy lớn: r_c=D_c/2.

+ Bước răng đáy lớn: t_s=p.m_n

                             ® t_s1=t_s2=3,14.7=21,98 (mm)

+ Chiều cao răng đáy lớn: h=2,25.m_s

                                     ® h₁=h₂=2,25.9,42=21,187 (mm)

+ Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: D_e=D_i+2.h_i.cosd_i       

Kiểm tra điều kiện khoảng sáng gầm xe: 

+ Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.m_s

                                         ® c₁=c₂=0,2.9,42=1,884 (mm)

+ Chiều cao đầu răng đáy lớn:

                                                  h_e=m_s+x.m_s

                                            ®h_e1=9,42- 0,6.9,42=2,994(mm)

                                                   ®h_e2=9,42+0,6.9,42=15,072(mm)

+ Bán kính vòngchia trung bình: r_x=r_i-0,5.b.sind_i

+ Đường kính vòng chân đáy lớn: D_i=D_c-2c

+ Độ lệch tâm e:    

+ Đường kính vòng chân răng đáy nhỏ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn:

Bảng thông số Truyền lực chính

	Tên thông số	ký hiệu	đơn vị	Kết quả
				chủ động	bị động
1	Số răng	Z		6	41
2	Tỷ số truyền	i0		6,83
3	Hướng xoắn của răng			Trái	Phải
4	Mô đun pháp tuyến	mn		7,000
5	Mô đun mặt đầu	ms		9,42
6	Nửa góc côn chia	độ	11.5o	78.5o
7	Góc xoắn răng	độ	42o	27,49o
8	Hệ số dịch chỉnh	x	mm	-0,682	0,682
9	Góc ăn khớp danh nghĩa điểm	độ	20o	20o
10	Chiều rộng bánh răng	b	mm	63.3	58
11	Chiều dài tạo bởi hình côn chia	L	mm	210.93	210.93

 

12	Độ lệch tâm	E	mm	38
13	Đường kính vòng chia đáy lớn	Dc	mm	56,5	386.22
14	Bán kính vòng chia đáy lớn	rc	mm	28,25	193.11
15	Bước răng đáy lớn	ts	mm	21,98	21,98
16	Đường kính vòng đỉnh đáy lớn	De	mm	98,06	394,67
17	Khe hở chân răng đáy lớn	c	mm	1,884
18	Chiều cao đầu răng đáy lớn	he	mm	2,994	15,838
19	Chiều cao răng đáy lớn	h	mm	21,187	21,187
20	Chiều dày răng ở đáy lớn trên vòng chia	S	mm	7,037	14,943
21	Đk vòng chân răng đáy lớn	Di	mm	35,7	382
22	Đk vòng chân răng đáy nhỏ	di	mm	33,4	359,54
23	Bk vòng chia trung bình	rx	mm	21,94	150,56

2. 
   3.4 Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính

            Việc tính bền cho truyền lực chính chỉ cần tính cho bánh răng nhỏ, tức là chỉ tính cho bánh răng chủ động. Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánh răng như trên hình dưới đây.

+ Lực vòng trên các bánh răng chủ động và bị động:        

+ Lực chiều trục Q:     

+ Lực hướng kính R:      

2. 3.5 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn

Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, theo [2] - (6-13) ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng chủ động được tính theo công thức sau: 

Bánh răng của truyền lực chính được chế tạo từ thép cácbon hợp kim trung bình 15HM có độ sâu thấm các bon là: (0,9:1,8mm), độ cứng HRC = 60.

• b: Chiều dài răng theo đường sinh.
• t: Bước răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia.
• d: Nửa góc côn chia.
• b: Góc xoắn răng.
• y: y= 0.452 hệ số dạng răng, tra theo số răng tương đương

                    K_d hệ số tải trọng động ( K_d=1 1.5) chọn K_d=1,2

                ® Điều kiện bền theo uốn được thỏa mãn.

2. 3.6 Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc

• P: Công suất tính theo chế độ tải trọng trung bình.
• E: Môđun đàn hồi của vật liệu, E=21,5.10¹⁰ (N/m²).
• r_td1, r_td2: bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bị động.
• b:Chiều dài răng theo đường sinh.
• a: Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng.

              s_tx<[s_tx] ® Điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc được thỏa mãn.

........

Quy trình kiểm tra-sửa chữa

*Kiểm tra cụm vi sai

+Dùng đồng hồ so kiểm tra độ dơ của trục vi sai và bánh răng

Hình 3.2: Đo độ đảo trục vi sai

Đặt hộp vi sai lên SST

Đặt đồng hồ đo lên, gá đặt chắc chắn

Dùng tay rung lắc bánh răng vi sai

Đọc giá trị  đo trên đồng hồ

-Độ dơ tiêu chuẩn:

0.1 mm (0.004 in.)

Nếu độ dơ vượt quá giá trị lớn nhất, hãy thay trục vi sai.

+Dùng đồng hồ so đo độ đảo của  bánh răng vi sai

Hình 3.3: Đo độ đảo bánh răng vi sai

Đặt hộp vi sai lên SST

Đặt đồng hồ đo lên, gá đặt chắc chắn

Dùng tay quay  bánh răng vi sai

Đọc giá trị  đo trên đồng hồ

-Độ đảo tiêu chuẩn:

0.12-0,2 mm

Nếu độ đảo vượt quá giá trị lớn nhất, hãy thay bánh răng vi sai.

+Kiểm tra tróc rỗ, nứt trên bánh răng vi sai

Quan sát bánh răng vi sai, nếu có hiện tượng nứt, hoặc tróc rỗ bề mặt thì ta tiến hành thay thế bánh răng vi sai

Chú ý thay đúng hãng, đúng đời xe, đúng thông số kỹ thuật.

*Kiểm tra bánh răng vành chậu

+Kiểm tra độ đảo bánh răng vành chậu

Hình 3.4: Kiểm tra độ đảo bánh răng vành chậu

Đặt bánh răng vành chậu lên SST

Đặt đồng hồ đo lên, gá đặt chắc chắn

Dùng tay quay  bánh răng vành chậu

Đọc giá trị  đo trên đồng hồ

-Độ đảo tiêu chuẩn:

0.12-0,2 mm

Nếu độ đảo vượt quá giá trị lớn nhất, hãy thay bánh răng vành chậu.

+Dùng đồng hồ đo mô-men để đo tải trọng ban đầu của khe hở ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu

Hình 3.5: Đo mô-men để đo tải trọng ban đầu của khe hở ăn khớp giữa bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu

Đặt bánh răng vành chậu lên SST

Đặt đồng hồ đo mô men lên, gá đặt chắc chắn

Dùng tay quay  bánh răng vành chậu

Đọc giá trị  đo trên đồng hồ

Nếu Tải trọng ban đầu (bắt đầu quay)

Vòng bi mới: 24  kgf.cm

Vòng bi dùng lại: 20,8 kgf.cm

•Kiểm tra tải trọng ban đầu tổng cộng

-Dùng đồng hồ đo mô-men để đo tải trọng ban đầu tổng cộng.

-Tải trọng ban đầu tổng cộng (khi bắt đầu quay) = Tải trọng ban đầu của bánh răng quả dứa + 4kg đến 6 kg.cm tải trọng ban đầu của vòng bi bán trục

•Kiểm tra khe hở ăn khớp của bánh răng vành chậu

-Dùng đồng hồ so đo khe hở ăn khớp bánh răng vành chậu

+ Khe hở ăn khớp 0.12 – 0.2 mm độ đảo vượt quá giá trị lớn nhất, hãy thay bánh răng vành chậu.

+Kiểm tra nứt, cháy rỗ bề mặt bánh răng vành chậu, quả rứa, bán trục

Dùng mắt quan sát xem bánh răng quả dứa, bánh răng vành chậu và bánh răng bán trục có bị nứt hay sứt mẻ không

Kiểm tra sự cháy rỗ trên bề mặt các răng

Kiểm tra sự đồng đều của các răng

Kiểm tra  mòn hỏng của các răng bằng đồng hồ so

Nếu bề mặt răng mòn quá hoặc cháy rỗ nhiều, nứt vỡ thì ta tiến hành thay thế các cặp bánh răng đúng tiêu chuẩn, đúng hãng sản xuất và đúng đời xe.

*Kiểm tra vết ăn  khớp bánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu

-      Bôi chì đỏ lên trên bánh răng vành chậu.

Hình 3.6: Bôi chì đỏ lên trên bánh răng vành chậu

Lắp bánh răng và bánh răng quả dứa vào vỏ cầu

Tiến hành quay thử để kiểm tra vết ăn khớp

+Vết ăn khớp tiêu chuẩn

Hình 3.7: Vết ăn khớp tiêu chuẩn

+ Vết ăn khớp trong

Hình 3.8: Vết ăn khớp trong

Nếu thấy vết ăn khớp trong ta tiến hành điều chỉnh như trong hình bằng các giảm vòng đệm bánh răng quả dứa và tăng vòng đệm bánh răng vành chậu

+Vết ăn khớp ngoài

Hình 3.9: Vết ăn khớp ngoài

Nếu thấy vết ăn khớp ngoài ta tiến hành điều chỉnh như trong hình bằng các tăng vòng đệm bánh răng quả dứa và giảm vòng đệm bánh răng vành chậu

KẾT LUẬN

Sau khi được giao đề tài tốt nghiệp là:  Tính toán thiết kế cụm cầu chủ động xe 3,5 tấn. Em đã bắt tay ngay vào công việc tính toán thiết kế.Được sự hướng dẫn, chỉ bảo  tận tình của Thầy giáo Ths. Chu Văn Huỳnh  cùng các thầy giáo trong bộ môn cơ khí, em đã hoàn thành bản đồ án tốt nghiệp này.

Trong thời gian làm đồ án mặc dù em đã cố gắng tìm hiểu thêm trong sách và trong thực tế xong do hạn chế về trình độ và thời gian nên trong đồ án này em còn nhiều thiếu sót trong tính toán và lựa chọn phương án, hơn nữa còn một số vấn đề mà em chưa thể đi sâu vào chi tiết được mà em chỉ dùng những thông số tham khảo của xe thực tế nên đồ án tốt nghiệp của em còn nhiều hạn chế. Em mong nhận được sự giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè đồng nghiệp để bản đồ án của em được hoàn thiện hơn nữa. Qua đồ án tốt nghiệp này đã giúp em một lần nữa làm quen về thiết kế tính toán trên ôtô, giúp em hiểu sâu hơn về cụm cầu chủ động và nguyên lí hoạt động của các bộ phận trong hệ thống. Ngoài ra qua đề tài này con giúp em tăng khả năng nghiên cứu và đọc tài liệu...

 Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo Ths. Chu Văn Huỳnh  cùng toàn thể các thầy giáo trong bộ môn cơ khí TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GTVTđã tạo điều kiện thuận lợi cho em hoàn thành bản đồ án tốt nghiệp này.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]Dương Đình Khuyến (1995).Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ô tô máy kéo

[2]PGS.TS Nguyễn Trọng Hoan (2007)Thiết kế tính toán ô tô

[3]Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái,Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng (1998).Lý thuyết ô tô máy kéo

[4]Nguyễn Văn Vượng, Bùi Trọng Lựu (2004).Bài tập sức bền vật liệu

[5]An Hiệp – Trần Vĩnh Hưng (1999).Dung sai và đo lường cơ khí

[6]Trịnh Chất – Lê Văn Uyển (2000).Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

[7]Vũ Đức Lập - Phạm Đình Vị (1995)Cấu tạo ôtô quân sự

[8]Các tài liệu sử dụng của xe Thaco Olline 350.