TỔNG QUAN
Giới thiệu chung về trục các đăng ô tô tải
Truyền động các đăng là phương pháp truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục không nằm trên cùng một đường thẳng, thường cắt nhau dưới một góc β, góc này có thể thay đổi khi xe di chuyển.
Các trường hợp sử dụng truyền động các đăng:
- Giữa các cụm không thẳng hàng.
- Giữa các cụm đặt xa nhau.
- Giữa các cụm có sự chuyển động tương đối với nhau.
Trên ô tô máy kéo, truyền động các đăng đóng vai trò quan trọng trong việc truyền mô men xoắn từ hộp số hoặc hộp phân phối đến các cầu chủ động Từ các cầu chủ động, mô men xoắn tiếp tục được truyền đến các bánh xe chủ động dẫn hướng hoặc các bánh xe trong hệ thống treo độc lập.
Hình 1.1: Khớp các đăng cơ bản
Ngoài ra, nó còn được sử dụng để truyền tải chuyển động và mô men xoắn giữa các cụm khác nhau trên ô tô, bao gồm trục lái trong hệ thống lái, cơ cấu vào số, bơm thủy lực và cơ cấu tời.
Tuỳ theo công dụng, tính chất động học, kết cấu, … có thể phân loại khớp các đăng thành các loại sau: a Theo công dụng
- Truyền động các đăng chính: nối hộp số hoặc hộp phân phối với truyền lực chính của cầu chủ động (thường có góc lệch β không quá 20)
Dẫn động bơm thuỷ ự l c Dẫn động bánh xe dẫn hướng
C m tr c lái H ụ ụ – ệthống lái Cơ cấu vào s ố
Hình 1.3: Hình nh mả ột số trường h p áp d ng truyợ ụ ền động các đăng
Truyền động các đăng trong cầu chủ động là hệ thống kết nối lực chính với các bánh xe chủ động Các bánh xe chủ động có thể có góc lệch trục β lên đến 40 độ đối với bánh xe dẫn hướng hoặc nhỏ hơn 20 độ đối với bánh xe không dẫn hướng.
- Truyền động các đăng từ hộp số đến các thiết bị phụ có góc lệch trục β không quá 20 b Theo tính chất động học
- Khớp các đăng khác tốc: là khớp các đăng mà trục chủ động và bị động của khớp có vận tốc khác nhau
- Khớp các đăng đồng tốc: là khớp các đăng mà trục chủ động và bị động của khớp có vận tốc bằng nhau c Theo kết cấu
- Khớp các đăng kiểu Veise-Bendix
- Khớp các đăng kiểu Rzeppa.
- Khớp các đăng kiểu Tripod,
Truyền động các đăng phải đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau:
- Đảm bảo đồng đều tốc độ giữa các trục vào và trục ra.
- Hiệu suất truyền động cao, ngay cả khi góc lệch β lớn
- Độ rung, ồn khi làm việc là tối thiểu.
- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và có độ bền cao.
Hiện nay, các đăng ô tô tải được chế tạo chủ yếu từ thép ống C15, C20, C35, C45 với các tính chất cơ học cơ bản sau đây_Bảng 1.1
Dưới đây là hình ảnh thực tế và bản vẽ kích thước tổng thể của một loại trục các đăng lắp trên xe VEAM Motor.
Giới hạn chảy (Sy), Mpa 225 245 315 355
Giới hạn bền (Su), Mpa 370 410 530 600
Hình 1.5: Hình nh thả ực tế các đăng VT650-VEAM Motor Hình 1.4: B n v ả ẽ sơ bộ các đăng chính xe VT650-VEAM Motor
B ng 1.1: Tính chả ất cơ học một số mác thép dùng ch tế ạo các đăng
Tải trọng tác dụng lên trục các đăng ô tô tải
1.2.1 Tải trọng động trong HTTL ô tô
Tải trọng tác dụng lên các chi tiết của hệ thống truyền lực (HTTL) thay đổi liên tục theo điều kiện vận hành Để tính toán các chi tiết trong HTTL, người ta dựa vào giá trị mô men cực đại của động cơ Tuy nhiên, trong quá trình sử dụng, HTTL có thể phải chịu tải trọng lớn hơn mô men cực đại (cộng hưởng) hoặc tải trọng nhỏ nhưng lặp lại theo chu kỳ (dao động) Do đó, khi nghiên cứu về hệ thống truyền lực, cần chú ý đến các chế độ tải trọng nguy hiểm.
Ba dạng tải trọng đặc trưng của HTTL:
- Tải trọng động do dao động mô men xoắn của động cơ đốt trong.
- Tải trọng động do mấp mô mặt đường.
- Tải trọng động do điều kiện vận hành: đóng ly hợp đột ngột khi khởi hành ô tô hoặc khi sang số
Mặc dù biên độ không lớn, tải trọng động do dao động mô men xoắn của động cơ đốt trong tác động liên tục trong suốt thời gian vận hành của ô tô Sự dao động mô men động cơ kéo dài sẽ gây ra hiện tượng mỏi trên các chi tiết của xe.
Khi động cơ hoạt động, lực khí thể từ khí cháy và lực quán tính của các khối lượng chuyển động tạo ra dao động trong hệ thống truyền lực Các lực này có trị số lớn và thay đổi theo chu kỳ, gây ra những tác động va đập với biên độ lớn Mô men của các lực này, được gọi là mô men kích thích, ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền lâu của các chi tiết trong hệ thống truyền lực.
Here is a rewritten paragraph that meets SEO rules:"Hình 1.6 minh họa một ví dụ điển hình về sự thay đổi các thành phần mô men trên trục khuỷu của động cơ 6 xi lanh Đáng chú ý, mô men do lực khí thể (đường số 1 trên hình 1.6) đạt giá trị cực đại tại kỳ nổ, cho thấy vai trò quan trọng của lực khí thể trong quá trình vận hành động cơ."
Mô men quán tính (đường số 2) giúp giảm biên độ mô men tổng trên trục động cơ (đường số 3), tuy nhiên, mô men của động cơ vẫn dao động với biên độ lớn Sự dao động này khi truyền qua hệ thống truyền lực tạo ra tải trọng chu kỳ tác động lên các chi tiết, dẫn đến hiện tượng mỏi.
1.2.3 Tải trọng tác dụng lên trục các đăng
Hình 1.6: Đồ ị th quan h gi a mô men và góc quay c a tr c khu u ệ ữ ủ ụ ỷ
1 Mô men l c khí th ; 2 Mô men lự ể ực quán tính; 3 Mô men t ng.ổ
Hình 1.7: Bố trí trục các đăng
Khớp trượt Thân trục Hộp số
Mô men từ động cơ được truyền qua ly hợp đến hộp số và tiếp theo là trục các đăng Sự dao động của mô men động cơ ảnh hưởng đến trục các đăng, tạo ra tải trọng biến thiên trên trục này.
Với kết cấu đặt biệt bao gồm khớp chữ thập và rãnh trượt then hoa, trong quá trình hoạt động, trục các đăng chịu mô men xoắn là chính
Độ bền mỏi và phương pháp đánh giá
Trong thực tế, các chi tiết máy thường chịu tải trọng không lớn, nhưng khi thay đổi theo chu kỳ, chúng có thể bị phá hủy sau một thời gian dài, thường là hơn 10^6 chu kỳ Hiện tượng này được gọi là phá hủy mỏi Tương tự như các dạng phá hủy khác, phá hủy mỏi bắt nguồn từ vết nứt đầu tiên, thường xuất hiện trên bề mặt, nơi chịu ứng suất kéo lớn nhất, tạo điều kiện thuận lợi cho sự hình thành và phát triển của vết nứt.
Vết nứt tế vi trên bề mặt có thể xuất hiện do các yếu tố như rỗ co, bọt khí, tạp chất, xước, và lồi lõm Độ bóng bề mặt của chi tiết rất quan trọng trong việc chống lại sự phá hủy do mỏi Hơn nữa, nứt cũng có thể phát sinh dưới tác động của tải trọng theo chu kỳ, liên quan đến cơ chế phá hủy mỏi.
Tải trọng thay đổi theo chu k ỳ
Vết nứt tế vi trên bề m t ặ
Chi tiết máy yếu đi
Phá hu ỷ khi vết n t ứ quá l n ớ
- Tải trọng thay đổi theo chu kỳ: ứng suất thay đổi từ kéo sang nén và lặp lại
Quá trình phá huỷ chi tiết máy diễn ra do ứng suất thay đổi theo thời gian, bắt đầu từ những vết nứt vi mô Khi số chu trình làm việc tăng, các vết nứt này mở rộng, dẫn đến việc chi tiết máy ngày càng yếu hơn và cuối cùng gây ra gãy hỏng.
- Độ bền mỏi: Tính chất của vật liệu chống lại quá trình phá huỷ vì mỏi.
Độ bền lâu của vật liệu chi tiết là khoảng thời gian mà chúng có thể hoạt động dưới tác động của tải trọng và các yếu tố khác mà không bị hư hỏng Thời gian này được đo bằng giờ hoặc số chu trình ứng suất Trong ngành ô tô, độ bền lâu thường được tính bằng số kilômét (Km) mà vật liệu có thể hoạt động Phá huỷ do mỏi có những đặc điểm riêng biệt, ảnh hưởng đến tuổi thọ và hiệu suất của vật liệu.
Sau một số lớn chu trình ứng suất từ 10^6 đến 10^8, chi tiết máy có nguy cơ bị phá huỷ Đối với thép, nếu chi tiết vẫn còn nguyên vẹn sau khoảng thời gian này, khả năng bị phá huỷ trong tương lai sẽ không xảy ra.
- Sự phá huỷ xảy ra đột ngột, không có co tiết diện: tiết diện phá huỷ bằng tiết diện ban đầu nhưng có hai vùng rõ rệt (Hình 1.8)
▪ Vết nứt tế vi trước đó: bị ô xy hoá
▪ Vết đứt gãy mới: mầu sáng ánh kim
Hình 1.8 V: ết gẫy kim loại khi soi dưới kính hi n viể
Vết gẫy do không đủ ứ s c b n ề
Vết gẫy do không đủ ứ s c b n ề
- Ứng suất bé hơn rất nhiều so với giới hạn bền của vật liệu c Các yếu tố ảnh hưởng đến phá huỷ mỏi
- Bản chất của vật liệu: vật liệu có giới hạn bền Su càng cao thì độ bền mỏi càng tăng
- Trạng thái bề mặt chi tiết: nếu bề mặt chi tiết có độ bóng càng cao, ít thay đổi đột ngột thì càng giảm nguy cơ phá huỷ mỏi
Ứng suất nén dư bề mặt cao hơn sẽ làm tăng độ bền mỏi của vật liệu Để nâng cao ứng suất nén dư bề mặt, có thể áp dụng các phương pháp như phun bi, lăn ép, nhiệt luyện bề mặt và hóa nhiệt luyện.
1.3.2 Đường cong mỏi và giới hạn mỏi a Đường cong m i ỏ Đường cong mỏi thể hiện mối quan hệ giữa ứng suất và số chu kỳ thay đổi ứng suất N của chi tiết máy tới khi hỏng hoàn toàn (Hình 1.9)
Phương trình đường cong mỏi: m N = const
- m: bậc của đường cong mỏi (Với thép, m= 5÷8).
- i: ứng suất mỏi (S’n: độ bền dài hạn)
- Ni: số chu kỳ ứng suất tương ứng i (N0: số chu kỳ cơ sở, tương ứng S’n)
Từ đồ thị ta thấy:
Ứng suất cao làm giảm tuổi thọ của chi tiết máy, và khi ứng suất vượt quá giới hạn mỏi ngắn hạn k, chu kỳ ứng suất sẽ giảm mạnh Giới hạn mỏi ngắn hạn k là giá trị quan trọng của vật liệu.
Khi ứng suất giảm, số chu kỳ gây hỏng do mỏi sẽ tăng lên, cho thấy tính bền lâu của vật liệu Khi ứng suất đạt giá trị =S’ n, đường cong mỏi gần như nằm ngang, cho phép số chu kỳ ứng suất tăng lên rất lớn (N → ) mà không gây gãy hỏng cho chi tiết Giá trị S’ n được gọi là độ bền dài hạn của vật liệu.
Qua nghiên cứu thực nghiệm, các nhà nghiên cứu nhận thấy rằng, đối với thép và gang, đường cong mới có dạng giống nhau và giá trị áp suất ống như trên hình 1.10.
N_S chu k tố ỳ ải gây hư hỏng
Hình 1.10: Đường cong m i thựỏ c nghi m ệ
Dựa trên các thí nghiệm nghiên cứu, các nhà khoa học đã phát triển phương pháp xây dựng đường cong mới trên trục Logarit một cách chính xác Khi vẽ trên hệ trục Logarit, chúng ta thu được đường cong như hình 1.11.
Trên đó tương ứng v i giá tr gi i h n mớ ị ớ ạ ỏi_ Đố ớ ậ ệi v i v t li u thép:
- Sf = S103 = 0,9 Sus 0,72 S u (Sf: Giá trị u t i Nạ 3 ) (1.6)
Kết quả nghiên cứu về độ bền mỏi của gang và thép cho thấy giá trị số chu kỳ thường nằm trong khoảng 10^6 đến 10^8 Nếu chi tiết chế tạo đạt được số chu kỳ này, chúng được coi là không hỏng do mỏi, và đường cong mỏi sẽ nằm ngang sau điểm này Việc đánh giá độ bền mỏi của chi tiết được thực hiện dựa trên đường cong mỏi N-S Từ đường cong mỏi, có thể xác định giới hạn bền mỏi của vật liệu tương ứng với số chu kỳ mỏi.
Trên thực tế, các chi tiết máy thường chịu ảnh hưởng không nhỏ bởi điều kiện thực nghiệm xây dựng đường cong mô hình, vì vậy việc xác định giá trị giới hạn bền của chúng là rất quan trọng.
Snthường r t ph c t p Vì v y, Sấ ứ ạ ậ nđược tính thông qua các h s hi u ch nh và ph ệ ố ệ ỉ ụ thuộc vào từng trường h p ch u tợ ị ải trọng: U n, Kéo-Nén và Xo n (Hình 1.12, [15] ố ắ )
Hình 1.11: Đường cong m i ỏ bi u di n trên h ể ễ ệ ục Logarit tr
Trong trường h p ch u xo n ch yợ ị ắ ủ ếu như trục các đăng nố ừ ội t h p s n c u sau ố đế ầ chủ độ ng của ô tô tải thì [15]:
Sn=S ’ n x CL xCG xCS xCT xCR (1.8) Trong đó: - CL: Hệ ố ảnh hưở s ng c a dạủ ng t i tr ng ả ọ
- CG: Hệ ố ảnh hưở s ng của kích thước
- CS: Hệ ố ể đế ảnh hưở s k n ng của độ nhám b m t (Hình 1.13) ề ặ
- CT: Hệ ố ảnh hưở s ng c a nhiệ ộủ t đ
Hình 1.13: H s nh ệ ố ả hưởng của độ nhám b m t ề ặ
Hình 1.12: Đường cong S-N t ng quát vổ ới các trường h p t i tr ng khác nhau ợ ả ọ
1.3.3 Các phương pháp đánh giá
Các kết quả nghiên cứu thực nghiệm cho thấy hư hỏng do mỏi phụ thuộc vào hai thông số đặc trưng của ứng suất, bao gồm ứng suất trung bình (σm) và biên độ ứng suất (σa) Do đó, các tiêu chuẩn bền vững được xây dựng dựa trên mối quan hệ giữa các ứng suất σa và σm với các giá trị ứng suất giới hạn như giới hạn chảy Sy (Yield strength) và giới hạn bền phá hủy Su.
Các công trình nghiên c ứu trong nướ c
Trong quá trình nghiên cứu, học viên đã tham khảo thêm nhiều công trình khoa học nghiên cứu trong và ngoài nước Một số công trình nghiên cứu trong nước đã được công bố.
V Minh Diũ ễn (2011), “Xây dựng mô hình dao động xoắn hệ thống truyền lực ô tô tải loại trung bình” Luận văn thạc sĩ, ĐHBK Hà Nội
Trần Phúc Hòa (2016), “Nghiên cứu độ bền cụm cầu sau xe tải được chế tạo tại Việt Nam” Luận án Tiến Sĩ, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, 2016
Vũ Văn Nhân (2017) đã thực hiện nghiên cứu về độ bền lâu của dầm cầu trước ô tô tải trong luận văn thạc sĩ tại ĐHBK Hà Nội Đồng thời, Đỗ Giao Tiến (2016) đã nghiên cứu tải trọng động để thiết kế hệ thống truyền lực cho ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam trong luận án tiến sĩ của mình tại ĐHBK Hà Nội.
Phạm Lê Tiến (2011) đã thực hiện nghiên cứu về độ bền mỏi và tuổi thọ mỏi của khung giá chuyển hướng và trục bánh xe đầu máy D19E, áp dụng cho đường sắt Việt Nam Luận án tiến sĩ kỹ thuật này được hoàn thành tại Trường ĐH Giao thông vận tải.
Lê Toàn Thắng (2012) đã thực hiện một nghiên cứu quan trọng về "Mô phỏng và tính toán động lực học hệ thống truyền lực ô tô tải nhỏ thiết kế, chế tạo tại Việt Nam" trong luận văn thạc sĩ của mình tại Đại học Bách Khoa Hà Nội Nghiên cứu này cung cấp cái nhìn sâu sắc về quy trình thiết kế và tối ưu hóa hệ thống truyền lực cho ô tô tải nhỏ, góp phần vào sự phát triển công nghệ ô tô tại Việt Nam.
Vũ Văn Thuyết (2006) đã trình bày trong luận văn thạc sĩ của mình tại ĐHBK Hà Nội về phương pháp xác định các chỉ tiêu ảnh hưởng đến đánh giá bền vững của hệ thống truyền lực ô tô, với mục tiêu cải thiện quy trình sản xuất tại Việt Nam.
Nguyễn Năng Thắng, Đào Trọng Thắng, và Lại Văn Định (2005) đã thực hiện nghiên cứu về dao động xoắn của trục dưới tác động của mô men điều hòa ở nhiều cấp độ Nghiên cứu này được trình bày tại Hội nghị khoa học lần thứ 20 tổ chức bởi Đại Học Bách Khoa Hà Nội.
N i dung lu ộ ận văn
Hiện nay, ô tô sử dụng động cơ 4 kỳ có nhược điểm là mô men xoắn trên trục biên thiên theo chu kỳ với biên độ lớn Để giảm thiểu dao động của động cơ và
Các học viên đã chọn đề tài "Nghiên cứu ảnh hưởng của dao động mô men động cơ đến độ bền lâu của trục các đăng ô tô tải" nhằm xây dựng nền tảng lý thuyết cho phương pháp đánh giá độ bền mỏi Nghiên cứu này sẽ góp phần vào việc phát triển nội địa hóa các linh kiện ô tô, từ đó tăng tỷ lệ nội địa hóa trong nước và khu vực.
Xây dựng phương pháp tính toán đánh giá ảnh hưởng của dao động mô men động cơ đến độ ề b n lâu c a trủ ục các đăng của ô tô t i ả b Đối tượng nghiên c u ứ
Xe VEAM 533603 là dòng xe tải chất lượng cao, được chuyển giao công nghệ từ tập đoàn Maz - Belarus Nhà máy Ô tô VEAM lắp ráp và phân phối xe tại thị trường Việt Nam theo chương trình hợp tác giữa Việt Nam và Belarus Với trọng tải 8300 Kg và tổng trọng lượng toàn bộ lên tới 16500 Kg, xe VEAM 533603 đáp ứng nhu cầu vận chuyển hàng hóa hiệu quả.
Hình 1.15: Hình ảnh xe tải VEAM 533603
Trục các đăng chính của xe 533603 được làm t ừ được làm t thép ừ ống C20 (Steel
20 GOST 1050-88) có đường kính ngoài 102mm d ầy 4mm c Phương pháp nghiên cứu và n i dung cộ ủa luận văn
Luận văn sử ụng phương pháp nghiên cứ d u lý thuy t, n i dung chính c a nghiên ế ộ ủ c u lý thuyứ ết là:
- Tìm hi u t ng quan v ể ổ ề đặc điểm c u tấ ạo và các điều ki n làm vi c c a tr c các ệ ệ ủ ụ đăng ô tô tả ừ đó đềi, t xuất hướng nghiên c u cho luứ ận văn.
- Nghiên cứu cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán bền m i trỏ ục các đăng ô tô t i.ả
- Tính toán b n m i trề ỏ ục các đăng ô tô tải trong điều ki n chuyệ ển động v i ch ớ ế độ làm vi c cệ ủa động cơ chọn trước
Hình 1.16: Thông số chính của các đăng xe tải VEAM 533603
TÍNH TOÁN XÁC ĐỊ NH T I TR NG TRÊN TR Ả Ọ ỤC CÁC ĐĂNG
Phương pháp đánh giá độ ề b n m i ỏ
2.1.1 Tải trọng bi n thiên ế và đường cong m i ỏ a Tải trọng bi n thiên ế Để đánh giá khả năng chịu m i c a v t liỏ ủ ậ ệu, người ta làm thí nghi m trên các ệ m u th vẫ ử ới tải trọng tác động theo chu k d ng sin (Hình 2.1, [15]) ỳ ạ Ứng su t biấ ến thiên được mô t thông qua các thông s ả ố cơ bản sau:
- Ứng su t trung bình: ấ max min m 2
- Vùng biến thiên ng su ứ ất: σr = σmax – σmin (2.2)
- Biên độ ứ ng su ất: max min
- H s ng su ệ ố ứ ất: max min
Hình 2.1: Đồ ị ế th bi n thiên ng su t trên chi ti t ch ấ ế ị ảu t i tr ng bi n thiên ọ ế Ứng suất
+ (2.5) Đố ới v i trường h p t i trợ ả ọng đố ứi x ng qua trục hoành thì σm=0 b Giới hạn m i ỏ
Giớ ại h n b n mề ỏi được tính theo ng su t gi i h n c a v t li u Sứ ấ ớ ạ ủ ậ ệ u V i tr c các ớ ụ đăng, tải tr ng mô men xo n là ch y u thì: ọ ắ ủ ế
Sn=S ’ n x CL xCG xCS xCT xCR (2.6) Trong đó: - CL: H s nh ệ ố ả hưởng c a d ng t i tr ng Ch n Củ ạ ả ọ ọ L=0,58
- CG: H s ệ ố ảnh hưởng của kích thước Ch n Cọ G=0,8
- CS: H s k n ệ ố ể đế ảnh hưởng của độ nhám b m t (Hình 1.13) Cề ặ s=0,7
- CT: H s ệ ố ảnh hưởng c a nhiủ ệ ột đ – ới nhiệ ộ V t đ ≤ 840 o F, CT=1
- CR: H s tin cệ ố ậy –chọn CR=0,753
2.1.2 Phương pháp đánh giá độ ề b n m i ỏ
Cơ sở để tính bền mỏi là biểu đồ ứng suất - biến dạng, trong đó việc xây dựng biểu đồ này dựa trên đường cong mỏi và các đường ngưỡng mỏi Đường cong mỏi có thể được xây dựng bằng cách kết hợp kết quả thực nghiệm và tính toán lý thuyết với các công thức kinh nghiệm.
S n = S ’ n x CL xCG xCS xCT xCR
Hình 2.2: Đường cong mỏi theo công thc kinh nghiệm
Trên hình 2.2, đồ ị th đường cong mỏi được xây d ng bự ởi 2 điểm được xác định b ởi:
- Sn_theo công th c 2.6: ứ S n = S ’ n x CL xCG xCS xCT xCR Để ứng d ng l p trình vào tính toán, h c viên mô t ụ ậ ọ ả đường cong m i qua các công ỏ thức:
- Như ta đã biết, phương trình đường cong m i là: ỏ m N=const (2.7)
+ m: bậc của đường cong mỏi
+ N: s chu k ố ỳ thay đổi ứng suất ứng với
- Viết lại phương trình đường cong mỏi: 1 m N 1 = 2 m N 2
L y lôgarít hai v và biấ ế ến đổi ta có: 2 1
− (2.8) Để xác định m, ta gi thi t rả ế ằng đố ới v i các chi tiết máy được làm b ng thép ằ s không h ng do m i sau khi chẽ ỏ ỏ ịu được 10 7 chu k ỳ
L y các c p giá tr tấ ặ ị ại các điểm tương ứng v i s chu k gây m i là 10ớ ố ỳ ỏ 3 và 10 7 : (N1, 1) = (N103, Sf) và (N2, 2) = (N107, Sn)
Như vậy, khi bi t giá tr ng su t ế ị ứ ấ i ta hoàn toàn có th ể xác định được Ni và ngượ ại thông qua điểc l m g c (Nố 0, 0) và h s ệ ố m đã biết. i 0 0 i m
Công thức 2.9 được sử dụng trong lập trình Matlab để xác định chu kỳ gây hư hỏng do mỏi Ni tương ứng với ứng suất tác động σi Để xác định độ bền miễn cơ của các chi tiết chịu suất xoắn biên thiên, học viên phải tính toán theo tiêu chuẩn bền Goodman Theo hình 2.3, mối quan hệ giữa σa và σm được thể hiện theo tiêu chuẩn bền Goodman, giúp xác định độ bền của vật liệu.
Các đường đồng tuỳ thổ được xác định từ điểm (Sf, 0) tới các điểm (0, Sn), (0, Sa1) và (0, Sa2) Những điểm (σmi, σai) trên cùng một đường này đều có cùng chu kỳ gây hỏng do mỏi Các điểm nằm bên trái đường này không hỏng do mỏi sau chu kỳ làm việc tương ứng, trong khi những điểm bên phải đường sẽ hỏng do mỏi sau khi đạt đến chu kỳ làm việc tương ứng Điểm (σm1, σa1) có biên độ dao động σa1 và giá trị trung bình σm1 sẽ có cùng chu kỳ N1 với điểm (0, Sa1) có biên độ dao động Sa1 và giá trị σm1=0 (tải trọng đối xứng) Tương tự, điểm (σm2, σa2) và (0, Sa2) cũng có cùng chu kỳ mỏi N2 Để xác định giá trị Sa1 của điểm (0, Sa1) cùng chu kỳ với điểm (σm1, σa1), ta sử dụng quy tắc đồng dạng như trình bày trong hình 2.3.
Hình 2.3: Đường đồng tuổi thọ
Các đường đồng tuổi thọ
Để xác định chu kỳ gây hại của dạng tài nguyên biến thiên không ảnh hưởng đến xung, ta cần dựa vào đường đồng tuỳ thuộc và đường cong mỏi Việc phối hợp giữa hai đường cong này sẽ giúp chúng ta biểu diễn đồ thị giới hạn mỏi Đồng thời, cần xác định thời gian sử dụng các tay sờ để đảm bảo hiệu quả trong quá trình khai thác tài nguyên.
Trong quá trình vận hành xe, tần suất sử dụng các tay số khác nhau phụ thuộc vào từng loại xe và thói quen của lái xe Các nhà nghiên cứu đã chỉ ra rằng tần suất sử dụng các tay số có sự khác biệt rõ rệt giữa các loại xe, như được thể hiện trong bảng 2.1.
Hình 2.4: Phương pháp xác định số chu kỳ gây hỏng
Dựa trên tỷ lệ thời gian làm việc của tay s (tệ ở ố si, %), cùng với vận tốc xe tương ứng ở tay s i (vố i, m/s), chúng ta có thể tính toán quãng đường vận hành xe (L, m) trong khoảng thời gian ạ ả ờ t.
B ng 2.1: T l ả ỷ ệthời gian làm việc ở các tay số
Vận tốc vận chuyển được xác định dựa trên các thông số như vận tốc góc, tần số quay của hệ thống truyền động và bán kính bánh xe Sau khi xác định được thời gian t, ta có thể tính toán thời gian tờ và xác định thời gian làm việc ở các tay số Quy tắc cộng tác được áp dụng trong quá trình này.
Khi xe vận hành ở các chế độ khác nhau và chịu tác động của tải trọng khác nhau trong thời gian khác nhau, việc xác định độ bền mỏi cần phải xem xét tất cả các hư hại ở các trạng thái khác nhau Sử dụng quy tắc cộng dồn theo phương pháp Palmgren-Miner, chúng ta có thể xác định tổng hư hại do tất cả các mức công suất gây ra một cách chính xác.
Số chu kỳ tác động V1, V2, , Vk tương ứng với các mức ứng suất gây mỏi σ1, σ2, , σk được xác định thông qua thời gian khảo sát liên quan đến quãng đường cơ sở khi xe chạy trên quãng đường này.
- N1, N2, …, Nklà chu kì gây hỏng do mỏi (tương ứng trên đồ S-N) thị
Qua công th c (2.13) ta thứ ấy: hư hỏng xu t hi n khi c=1 và s chu k gây h ng ấ ệ ố ỳ ỏ do mỏi (tuổi thọ ủ c a chi tiết) N được xác định b ng: ằ
Phương pháp đánh giá độ bền mỏi của trục các đăng được thực hiện bằng cách xác định chu kỳ bền mỏi dựa vào đường đồng tuỳ thuộc và đường cong mỏi Sau đó, cần xác định tải trọng gây ra ở các tay khác nhau và áp dụng quy tắc cộng dồn tác động Palmgren – Miner để tính toán độ bền mỏi của trục các đăng.
Mô men xo ắ n c ủa động cơ
Mô men xoắn của động cơ là yếu tố kích thích chính trong hệ thống truyền lực Để mô tả mô men tổng hợp của động cơ Me theo góc quay của trục khuỷu, cần phân tích nó thành các hàm điều hòa ở nhiều cấp độ khác nhau.
Mô men động cơ có thể được mô tả bằng tổng của vô số hàm điều hoà (công thức 2.15) nhờ phân tích Fourier:
- M0: giá trị mô men trung bình
- Mk: biên độ của của cấp điều hoà thứ k và αk là pha tương ứng
- : tần số góc cơ sở – phụ thuộc vào chu kỳ của mô men kích thích của động cơ.
Tần số của các dao động điều hòa phụ thuộc vào chế độ vận hành của động cơ
Để giảm khối lượng tính toán, thường chỉ chọn một chế độ đặc trưng cho việc tính toán Để đánh giá trọng từ động cơ lên hệ thống truyền lực, người ta thường chọn chế độ tính toán khi động cơ đạt mô men xoắn cực đại trên đường đặc tính ngoài Me Việc tính toán mô men của động cơ ở các chế độ làm việc đòi hỏi giải bài toán nhiệt động cơ để xác định quy luật thay đổi mô men xoắn trên trục khuỷu trong một chu trình công tác Các nhà nghiên cứu đã sử dụng phần mềm chuyên dụng và thực nghiệm để xây dựng phương trình mô tả gần đúng mô men động cơ Diesel 6 xi lanh bố trí chữ V.
Với α là pha cơ sở ọ, g i là v n t c góc c a tr c khu u Công thậ ố ủ ụ ỷ ức mô men trên được viết lại theo th i gian thờ ực:
Sử dụng công cụ Matlab Simulink để mô phỏng công thức 2.16 với sơ đồ khối như hình 2.5, chúng ta thu được biểu đồ mô men động cơ trong quá trình khảo sát.
Trong đó: - Phầ ửn t M0: Giá trị mô men Mem
Hình 2.5: Sơ đồkhối mô phỏng mô men động cơ M e t (s)
Hình 2.6: Biểu đồ mô men động cơ M e
Mô men động cơ Giá trị trung bình
Mô ph ng h ỏ ệ th ố ng truy ề n l ự c ô tô t ả i
T biừ ểu đồ trên ta thấy, mô men động cơ dao động với biên độ khá l n và giá tr max ớ ị
2564 Nm cao hơn nhiều so v i giá tr mô men trung bình 880 Nmớ ị
2.3 Mô phỏng h th ng truyệ ố ền lực ô tô tải
HTTL là một bộ phận quan trọng của ô tô, đóng vai trò kết nối các bộ phận khác trên xe Tác động lên HTTL được xác định bởi các kích động trong quá trình chuyển động của ô tô và các thông số động lực học liên quan Để xác định được tác động lên HTTL trong các trường hợp cụ thể, cần xây dựng sơ đồ mô tả hoạt động của hệ thống và thiết lập các phương trình thể hiện các quá trình vật lý xảy ra trong hệ thống Việc này giúp mô phỏng hoạt động của hệ thống một cách chính xác.
Hiện nay, có nhiều phương pháp mô phỏng hệ thống truyền tải lực (HTTL), mỗi phương pháp đều có ưu nhược điểm riêng và được sử dụng tùy theo từng trường hợp cụ thể Để nghiên cứu các chế độ tác động lên HTTL, phương pháp mô phỏng HTTL bằng sơ đồ dao động xoắn là phương pháp thích hợp nhất.
Do các chi tiết trong hệ thống truyền lực (HTTL) có tính quán tính và tính đàn hồi, mô men bi n ế thiên gây ra hiện tượng dao động xo n Để tính mô men trên trục các đăng, cần thực hiện mô phỏng HTTL với đầy đủ các tính chất của nó Sơ đồ tính toán trên trục các đăng được thể hiện trong hình 2.6.
Hình 2.7: Sơ đồ mô ph ng HTTL ỏ
+ Me: Mô men xo n cắ ủa động cơ, xác định theo đặc tính ngoài của động cơ. + M: Mô men c n chuyả ển động quy d n v ẫ ềtrục các đăng.
+ M: Mô men c n do lả ực cản không khí quy d n v ẫ ềtrục các đăng.
+ I1: Mô men quán tính của động cơ và phần ch ng c a ly hủ độ ủ ợp.
+ I2: Mô men quán tính đĩa bị độ ng c a ly h p ủ ợ
+ I3: Mô men quán tính ph n còn lầ ại của HTTL.
+ I4: Mô men quán tính của các bánh xe chủ độ ng
+ I5: Mô men quán tính của bánh đà tương đương thay cho khối lượng chuy n ể động t nh ti n c a ô tô ị ế ủ
+ C1: Khớp ma sát mô t ly h p ả ợ
+ C2: Khớp ma sát mô t kh ả ả năng bám đường c a bánh xe chủ độủ ng (M) + ih: Tỷ ố s truy n c a hộề ủ p s ố
+ e23, r23: Độ đàn hồi, hệ ố ả s c n c a các chi ti t c a h p s và tủ ế ủ ộ ố ục các đăng. + e34,r34: Độ đàn hồi, hệ ố ả s c n c a các bán tr c ủ ụ
Sơ đồ g m bao gồm 5 khối lượng quán tính, liên kết với nhau qua các khớp ma sát (C1, C2) hoặc các khâu đàn hồi (eij) có khả năng tích tụ năng lượng do ảnh hưởng của ma sát vật liệu (rủi ro ij) Các khối lượng này thực hiện chuyển động quay với các góc quay tương ứng là i.
2.3.2 H ệ phương trình toán học mô t hoả ạ ột đ ng c a h ủ ệthống
S dử ụng phương pháp tách vật, đặt các mô men và xét cân b ng cằ ủa hệ Ta có:
- Chuyển động c a các khủ ối lượng I1 và I2 được mô t bả ằng các phương trình sau:
Trong đó, M23 là mô men trên khâu liên k t các khế ối lượng I2 và I3 Khi ly hợp không trượt ( 1 = 2 ), các phương trình trên có thể ế ọ vi t g n thành:
- Khối lượng quán tính I3 n m trên tr c th c p c a h p s ằ ụ ứ ấ ủ ộ ố được mô t bả ởi phương trình:
Trong đó, M34 là mô men trên khâu liên k t các khế ối lượng I3 và I4
+ N u ế M 34 M , bánh xe ch ủ động không trượt ( 4 = 5 ), nên phương trình chuyển động có d ng: ạ
Khi N u ế M 34 lớn hơn hoặc bằng M , bánh xe chủ động sẽ trượt quay, dẫn đến mô men truyền qua khớp trượt để ớ t i khối lượng I5 được coi là bằng Mằ Trong trường hợp này, phương trình chuyển động của các khối lượng quán tính 4 và 5 sẽ được diễn đạt như sau:
- Mô men bám quy d n v ẫ ềtrục các đăng M:
+ là hệ ố bám tương ứ s ng v i chuyớ ển động trên mặt đường c ng, khô ráo ứ + G là trọng lượng bám của ô tô (N)
+ r0 là bán kính lăn của bánh xe trong điều kiện không trượt (m)
+ i0 là tỷ ố s truyền c a truy n l c chính ủ ề ự
- Các mô men trên các khâu liên k t Mế 23 và M34 bao gồm mô men đàn hồi Mije và mô men c n Mả ijr do n i ma sát cộ ủa vật liệu:
- Mô men cản lăn Mtác động lên khối lượng I4được tính theo công thức:
Với là hệ ố ản lăn, G s c alà trọng lượng toàn b c a ô tô (N) ộ ủ
- Mô men do l c cự ản không khí tác động lên khối lượng quán tính I5 được tính như sau:
- Mô men của động cơ Međược tính theo công thức (2.26)
Khi ô tô hoạt động bình thường, ly hợp và bánh xe không xảy ra hiện tượng trượt Hệ thống này được mô tả bởi các phương trình 2.18a, 2.19, 2.20, 2.22, 2.23, 2.24 và 2.25 Để thuận tiện cho việc giải bài toán, các phương trình trên sẽ được viết lại theo dạng phù hợp.
Trong các công th c trên:ứ i = i , Mô men M của đường được tính theo công thức (2.26), còn mô M được tính theo công thức (2.27) với 5=4
Sử dụng công cụ Matlab Simulink để biểu diễn các hệ phương trình toán học (2.28, 2.29, 2.30, 2.31, 2.33) mô tả hoạt động của hệ thống, với giả thiết bỏ qua hệ số cản do nội ma sát Bài toán được đơn giản hóa bằng cách xét trường hợp xe đang chuyển động đều Từ sơ đồ khối mô phỏng này, chúng ta có thể thay đổi các thông số tay số trong từng trường hợp để phân tích hiệu quả hoạt động của hệ thống.
- tay số khác nhau) ta sẽ được các thông số đầu ra cần thiết để tính toán, khảo sát.
Hình 2.8: Mô hình mô ph ng HTTL ỏ
Bảng 2.2 diễn giải ý nghia các khối mô phỏng sử dụng trong mô hình mô phỏng.
Stt Tên gọi Hình ảnh Mô tả
01 Clock Cung cấp véc tơ thời gian
02 Constant Tạo hằng số không phụ thuộc thời gian
03 Sum Cộng hoặc trừ tín hiệu đầu vào
04 Gain Khuếch đại tín hiệu đầu vào
06 Fcn Định nghĩa hàm theo người dùng
07 Display Hiển thị giá trị mô phỏng
08 Scope Hiển thị tín hiệu của quá trình mô phỏng dưới dạng đồ thị
09 To Workspace Gửi số liệu tới môi trường
B ng 2.2: Di n gi i các khả ễ ả ối cơ bản trong mô hình mô ph ng ỏ
Bảng 2.3 diễn giải một số khối trên mô hình mô phỏng để quan sát đáp ứng cũng như xuất dữ liệu để khảo sát.
Trong chương 2, học viên đã trình bày phương pháp đánh giá độ bền mỏi của trục các đăng và mô hình mô phỏng HTTL Việc chạy mô phỏng sẽ cung cấp các dữ liệu cần thiết cho quá trình tính toán.
Stt Thông số khảo sát Khối quan sát Ghi chú
03 Mô men động cơ Nm
04 Mô men các đăng Nm
05 Ứng suất xoắn trên mặt cắt ngang trục các đăng Mpa
B ng 2.3: Di n gi i các khả ễ ả ối quan sát đáp ng
TÍNH TOÁN ĐỘ Ề B N M I TRÊN TR Ỏ ỤC CÁC ĐĂNG
Các thông s ố tính toán
a Thông số cơ bản xe VEAM 533603 (4 x 2R)
Thông số Đơn vị Giá trị
1 Thông số về khối lượng
1.1 Khối lượng hàng chuyên chở kg 8300
1.2 Khối lượng toàn bộ kg 16500
2.1 Nhà sản suất, kiểu loại YaMZ 236NE2 E-30
2.2 Loại nhiên liệu, số kì, số xi lanh, cách bố trí, kiểu làm mát
Diesel, 4 kì, 6 xi lanh, chữ V, làm mát bằng nước
2.3 Dung tích xi lanh cm 3 11150
2.5 Đường kính xi lanh x hành trình piston mm x mm 130 x 140
2.6 Công suất lớn nhất kW/vg/ph 159/2100
2.7 Mô men xoắn lớn nhất Nm/vg/ph 882/1300
3.1 Tỉ số truyền các số (8 số) ih1=7,30; ih2=4,86; ih3=3,50 ih4=2,48; ih5=2,09; ih6=1,39 ih7=1,00; ih8=0,71; i0 ,46
4.1 Kiểu loại Các đăng không đồng tốc
4.2 Đường kính ngoài / Chiều dày mm 102/4
4.3 Vậ ệt li u Steel 20 GOST 1050- 88
B ng 3.1: Thông s k ả ố ỹthuật xe VEAM 533603 b Vật liệu trục các đăng tính toán
V t liậ ệu các đăng sử d ng trên xe VEAM-533606 là thép các bon k t c u Steel ụ ế ấ
20 GOST 1050-88 (mác thép theo TCVN là C20) có các thông s theo b ng 3.2 ố ả và b ng 3.3 ả
Giới hạn bền (Su) Ứng suất cắt Mô đun đàn hồi
245 410 600 210 7850 c Thông số ử ụ s d ng trong mô hình mô ph ng ỏ
Các s ố liệu tính toán đượ ấc l y theo bảng 3.1, trong đó: Меmax = 882Nm; Gа 165000N; Sa= 5,9 m 2 , rb = 0,51 m; = 0,02; φ = 0,8
Mụ men quỏn tớnh (kgãm 2 ) H s ệ ố đàn hồi
Hàm lượng của các nguyên tố, %
Phot-pho Lưu huỳnh Crom Niken
B ng 3.2ả : Hàm lượng các nguyên t _Thép C20 ố
B ng 3.3: Mả ột sốchỉ tiêu cơ tính_Thép C20
B ng 3.4: Thông s s d ng tính toán trong mô hình mô ph ng ả ố ử ụ ỏ
Xác đị nh mô men và ứ ng su ấ t xo n trên tr ắ ục các đăng
Chạy mô phỏng Matlab-Simulink với các số liệu trên, tương ứng với từng chế độ tính toán (giá trị mô men trung bình Mị 0 trong công thức 2.16) và thay đổi tần số truyền tín hiệu về hộp số (ih) cho phép chúng ta nhận được đồ thị biến thiên mô men xoắn và biến thiên công suất Để có dữ liệu so sánh, học viên khảo sát 3 chế độ làm việc cữ động cơ.
- Chế độ b: Me 0,9 M emax= 800 Nm
- Chế độ c: Me =0,82 Memax = 723 Nm
Giá trị M0 công thở ức 2.16 đạt 882 Nm Tại tay s 1, với iố h=7,30, mô men trên trục các đăng do mô men kích thích gây ra có giá trị rất nhỏ.
K t qu (Hình 3.1) cho th y, mô men xoế ả ấ ắn dao động xung quanh giá tr trung bình ị
Mô men xoắn trên trục các đăng có giá trị cực đại là 6683 Nm và cực tiểu là 6197 Nm, với sự biến thiên tương tự như mô men xoắn (Hình 3.2) Ứng suất trên trục dao động xung quanh giá trị trung bình là 110,9 MPa, trong đó giá trị cực đại đạt 115,1 MPa và giá trị cực tiểu là 106,7 MPa.
Hình 3.1: Biến thiên mô men trên trục các đăng ở tay s 1 ố t (s)
M (Nm) b Tay s 2, iố h=4,86 Ở tay s 2 cho th y, mô men xoố ấ ắn dao động xung quanh giá tr trung bình ị
M = Nm với giá trị ự c c đại là 4564 Nm, cực tiểu là 4010 Nm (Hình 3.3)
Theo quy luật biến thiên của mô men, ngẫu suất trên trục các đăng dao động mạnh hơn tay số 1 Giá trị trung bình của ngẫu suất là 73,85 MPa, với giá trị cực đại đạt 78,59 MPa và giá trị cực tiểu là 69,04 MPa.
Hình 3.3: Biến thiên mô men trên trục các đăng ở tay số 2 t (s)
Hình 3.2: Biến thiên ng su t trên tr ấ ục các đăng ởtay số 1 t (s)
Hình 3.4: Biến thiên ng su t trên tr ấ ục các đăng ở tay số 2 t (s)
Thay t s truy n iỷ ố ề h=ih3 và ch y mô phạ ỏng, ta thu được biểu đồ bi n thiên mô men ế và ng su t trên trứ ấ ục các đăng: Hình 3.5 và Hình 3.6
Các giá tr ịtrung bình M 23 087 Nm và m= 53,16 Mpa d Tay s 4, iố h=2,48
Hình 3.5: Biến thiên mô men trên trục các đăng ở tay số 3 t (s)
Hình 3.6: Biến thiên ng su t trên tr ấ ục các đăng ở tay số 3 t (s)
Hình 3.7: Biến thiên mô men trên trục các đăng ở tay số 4 t (s)
K t qu mô phế ả ỏng thu được th hi n trên hình 3.8 và 3.9 Giá tr trung bình ể ệ ị thu được: M 23 =2189 Nm , m= 37,69 Mpa
Giá trị mô men và công suất trên trục các đăng được xác định cho tất cả các tay s còn lại Kết quả khảo sát cho thấy khi xe chạy ở tốc độ cao (tốc độ truyền càng thấp - tỷ lệ về tốc độ quay càng cao), giá trị mô men xoắn và công suất trung bình tác động lên trục các đăng giảm, nhưng biên độ dao động lại tăng.
Kết quảthể ệ hi n trên b ng 3.5 ả
Khi đó, giá trị M0 = 800 Nm
Tay số 1 st 2 nd 3 rt 4 th 5 th 6 th 7 th 8 th ih 7.30 4.86 3.50 2.48 2.09 1.39 1.00 0.71
B ng 3.5 Mô men và ng su t trên trả : ấ ục các đăngởchế độ a Hình 3.8: Biến thiên ng su t trên tr ấ ục các đăng ở tay số 4 t (s)
Với cách làm tương tự ụ m c 3.2.1 ta có các giá tr mô men và ng suị ứ ất tương ứng thu được trên b ng 3.6 ả
Tay số 1 st 2 nd 3 rt 4 th 5 th 6 th 7 th 8 th ih 7,30 4,86 3,50 2,48 2,09 1,39 1,00 0,71
Hình 3.10: Biến thiên ng su t trên tr ấ ục các đăng ở tay số 1b t (s)
Hình 3.9: Biến thiên mô men trên trục các đăng ởtay số 1b t (s)
B ng 3.6 Mô men và ng su t trên trả : ấ ục các đăngởchế độ b
Khi đó, giá trị M0 = 723 Nm S ốliệu thu được th hi n trên b ng 3.7 ể ệ ả
Các s u trong các bốliệ ảng 3.5, 3.6, 3.7 đượ ử ụng đểc s d tính b n m i tr c các ề ỏ ụ đăng ở các trường h p kh o sát ợ ả
Ki ể m tra b n xo n tr ề ắ ục các đăng
Trục các đăng được tính b n theo xo n ề ắ Ứng su t xoấ ắn dưới tác d ng c a mô men ụ ủ tính toán Mtvà mô men động cực đại Mj:
+ Wx là mô men ch ng xo n cố ắ ủa tiết diện trục:
Thông số các đăng (bảng 3.1): D2mm, dmm => WxX,07x10 -6 m 3
- Tính bền theo mô men tính toán
Mt là mô men tính theo t s truy n cỷ ố ề ủa hộp s : ố
Tay số 1 st 2 nd 3 rt 4 th 5 th 6 th 7 th 8 th ih 7,30 4,86 3,50 2,48 2,09 1,39 1,00 0,71
B ng 3.7 Mô men và ng su t trên trả : ấ ục các đăngởchế độ c
- Tính bền theo mô men động cực đại
Mô men động cực đại (Mj) được xác định khi ch y mô ph ng matlab - simulink ạ ỏ ở tay s 1-iố h=7,30 cho ta Mj = 6683 Nm (B ng 3.5) ả
Như vậy, và max ≤ 250 Mpa trục các đăng đang xét thỏa mãn điều ki n b n xo n ệ ề ắ
Tính b ề n m ỏ i tr ục các đăng
Cơ sở để tính b n mề ỏi là đường cong m i, theo các công thỏ ức đã trình bày ở ụ m c 2.3.2_a ta có:
- Giá trị ới hạ gi n mỏi Sntính theo công thức (2.6) tại 10 7 ,
- Điểm đầu của đồ có th thị ể được xác định ng v i s chu kì tứ ớ ố ải tác động là 10 3 thông qua công thức: Sf =S103 = 0,9 Sus 0,72 S u = 0,72*410 = 295 (Mpa)
- V i Sớ 10 3 = Sf = 295 Mpa và S10 7 = Sn P Mpa, tính bậc đường cong m i (m) theo ỏ công th c ứ
1 2 log log log10 log10 5.1891 log log log 295 log50
- S u tính toán t i các chu k c biốliệ ạ ỳ đặ ệt được th hiể ện trên đồ S-N t i các giá thị ạ trị Ni: 10 4 ,10 5 ,10 6 (Hình 3.12)
Trong quá trình phân tích lôgarít, khi biện giá trị trừ suất gây ra đồ thị ớ trụ, người ta xác định được số chu kỳ gây hỏng tương ứng Để tính toán, ta sử dụng công thức 3.1 nhằm xác định số chu kỳ gây hỏng hoặc ngược lại.
3.4.2 Thời gian s d ng các tay s ử ụ ố
Tay số Vận tốc Thời gian sử dụng Quãng đường
B ng 3.8 Phân b ả : ốthời gian làm việc ở các tay s ố
Hình 3.11: Đường cong mỏ ối đ i vớ ậi v t liệu C20
Thời gian làm việc của các tay số phụ thuộc vào loại xe và điều kiện sử dụng Đối với ô tô VEAM 533603, có 8 tay số, thời gian sử dụng ở các tay số được xác định theo bảng 2.1 và công thức tính toán 2.12 Kết quả cho thấy thời gian sử dụng các tay số trong trường hợp động cơ làm việc ở chế độ mô men xoắn cực đại (MM) trên quãng đường cơ sở 10.000 m được trình bày trong bảng 3.8.
3.4.3 Tính bền trục các đăng trong trường h p a ợ
Dữ liệu từ bảng 3.5 cho thấy hiệu ứng suất và tần số ổn định, kết hợp với thời gian khảo sát theo bảng 3.8, cung cấp thông tin quan trọng về sự tương quan giữa các yếu tố Bảng tổng hợp số liệu tính toán trong trường hợp động cơ hoạt động ở chế độ mô men cực đại Memax = 882 Nm theo bảng 3.9 cũng đóng vai trò quan trọng trong việc phân tích hiệu suất của động cơ.
(Mpa) m(Mpa) a(Mpa) ni Ni
Ứng suất xoắn là yếu tố quan trọng trong việc đánh giá khả năng chịu lực của các tay s Khi ứng suất xoắn nhỏ hơn 50 Mpa, khả năng hỏng hóc do mỏi của các đăng khi vận hành xe sẽ không xảy ra Điều này cho thấy rằng ứng suất xoắn cần phải thấp hơn giá trị độ bền dài hạn của vật liệu để đảm bảo an toàn và độ bền cho các tay s.
- Tính tổng hư hại theo quy tắc cộng tác d ng Palmgren ụ –Miner
T i các tay s 1ạ ố st , 2 nd và 3 rd có xu t hi n chu kấ ệ ỳ gây h ng do m i, ta có t ng ỏ ỏ ổ hư hại do t t c các m c ng su t gây h ng các tay s này là: ấ ả ứ ứ ấ ỏ ở ố
B ng 3.9 B ng tính s ả : ả ốchu kỳ gây hư hỏng a
- S ốchu kỳ gây h ng do mỏ ỏi: 1 1 6 0,11 10 5
Trong trường hợp động cơ hoạt động ổn định với công suất tối đa M = 882 Nm tại số vòng tua nN00 vg/ph, độ bền mỏi của bìa trục các đăng được xác định là S = 110 x 10^3 km.
3.4.4 Tính bền mỏi trục các đăng ở ứ m c Me=0,9 Memax t qu tính toán v i mô men M=0,9M
Tương tự như trên, kế ả ớ emax0 Nm được t ng h p trong b ng 3.9 ổ ợ ả
Khi giá trị mô men động cơ đạt 90% với Memax = 800 Nm tại vòng tua nạp 4000 vg/ph, độ bền mỏi của trục các đăng được xác định là S = 180 x 10^3 km.
B ng 3.10: B ng tính s ả ả ốchu kỳ gây hư hỏng b
3.4.5 Tính bền mỏi trục các đăng ở ứ m c Me=0,82 Memax
Khi khảo sát mô men Mở e=0,82Memaxr3 Nm ta có s u t ng h p b ng 3.9 ốliệ ổ ợ ở ả
Khi giá trị mô men động cơ đạt 82% với Memax = 723 Nm tại vòng tua nạn 4000 vg/ph, độ bền của trục các đăng được tính toán là S = 366 x 10^3 km.
- K t qu tính toán d a trên gi ế ả ự ảthiết tr c các ụ đăng luôn chịu m t mộ ức mô men đã định_C th : ụ ể
+ Khi động cơ đạt giá tr Mị emax = 882 Nm b n m i 111 x 10độ ề ỏ 3 km
+ Kh o sát giá tr 0,9 Mả ở ị emax = 800 Nm b n m i 180 x 10độ ề ỏ 3 km
+ Kh o sát giá tr 0,82 Mả ở ị emax = 723 Nm b n m i 366 x 10độ ề ỏ 3 km cho th y tu i th c a chi ti t ph thu c r t nhiấ ổ ọ ủ ế ụ ộ ấ ều vào điều ki n s d ng v n hành ệ ử ụ – ậ của xe.
B ng 3.11: B ng tính s chu k ả ả ố ỳ gây hư hỏng c
Kết luận, việc đánh giá độ bền mỏi và tuổi thọ của các chi tiết trong hệ thống truyền lực của ô tô về khả năng chịu tải và ứng suất đang là một thách thức lớn đối với các nhà thiết kế Thông thường, để thực hiện điều này, người ta phải dựa trên một số lượng rất lớn các số liệu thực nghiệm Lựa chọn phương pháp nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm là cần thiết để thu thập và phân tích các nội dung liên quan.
- Luận văn đã nghiên cứu phương pháp đánh giá bền m i và trình bày mỏ ột phương pháp đánh giá độ ề b n m i c a trỏ ủ ục các đăng.
- Sử dụng phần mềm Matlab Simulink mô phỏng hệ thống truyền lực, từ đó xuất - ra dữ liệu để đánh giá dộ bền mỏi các đăng
- Đánh giá độ bền mỏi của trục các đăng ở chế độ mô men cực đại và ở chế độ mô men 0,9 Memax và 0,82 Memax
Kết quả đánh giá độ bền mỏi của trục các đăng cho thấy khi động cơ hoạt động ở chế độ emax = 882 Nm, mô men xoắn đạt 111 x 10^3 Nm Ở chế độ emax = 800 Nm, mô men xoắn là 180 x 10^3 Nm, và ở chế độ emax = 723 Nm, mô men xoắn đạt 366 x 10^3 Nm Đây chỉ là những kết quả bước đầu, thể hiện khả năng giải bài toán mô men xoắn bằng phần mềm máy tính Nếu được tiếp tục nghiên cứu và hoàn thiện, phương pháp này có thể được áp dụng để đánh giá tuổi thọ của các chi tiết trong hệ thống truyền lực của ô tô, với chi phí về thời gian và tài chính thấp hơn so với việc thực hiện các thí nghiệm thực tế để thu thập số liệu.
1 V Minh Di n (2011), ũ ễ “Xây dựng mô hình dao động xoắn hệ thống truyền lực ô tô tải loại trung bình” Luận văn thạc sĩ, ĐHBK Hà Nội
2 Trần Phúc Hòa (2016), “Nghiên cứu độ bền cụm cầu sau xe tải được chế tạo tại Việt Nam” Luận án Tiến Sĩ, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, 2016
3 Vũ Văn Nhân (2017), “Nghiên cứu đánh giá độ bền lâu của dầm cầu trước ô tô tải” Luận văn thạc sĩ, ĐHBK Hà Nội
4 Đỗ Giao Tiến (2016), “Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam” Luận án tiến sĩ, ĐHBK Hà Nội
5 Phạm Lê Tiến (2011) “Nghiên cứu đánh giá độ bền mỏi và tuổi thọ mỏi của , khung giá chuyển hướng và trục bánh xe đầu máy D19E vận dụng trên đường sắt Việt Nam” Luận án tiến sĩ kỹ thuật, Trường ĐH Giao thông vận tải.
6 Lê Toàn Thắng (2012), “Mô phỏng và tính toán động lực học hệ thống truyền lực ô tô tải nhỏ thiết kế, chế tạo tại Việt Nam” Luận văn thạc sĩ, ĐHBK Hà Nội
7 V ũ Văn Thuyết (2006), “Xây dựng phương pháp xác định c c ch t i tr ng á ế độ ả ọ ph c v ụ ụcho việ đác nh gi b n HTTL c a ô tô t i s n xuá độ ề ủ ả ả ất tại VN” Luận văn thạc sĩ, ĐHBK Hà Nội
8 Nguyễn Năng Thắng, Đào Trọng Thắng, Lại Văn Định (2005) “Khảo sát dao , động xoắn của trục dưới tác dụng tổng hợp của mô men điều hòa các cấp” Hội nghị khoa học lần thứ 20 - Đại Học Bách Khoa Hà Nội
9 Vũ Tuấn Đạt (2015) “Dự báo tuổi thọ độ bền mỏi cho khung ô tô tải CL, - KC9650D2” Tạp chí khoa học & Công Nghệ trường Đại học công nghiệp Hà Nội, số 27, 04/2015
II TÀI LIỆU NƯỚC NGOÀI
10 R Budynas, and K.J Nisbett, “Shigley's Mechanical Engineering Design”, 9th Edition, McGraw-Hill, New York, 2013
11 Aparajita P Ray, Dr R R Arakerimath: “Design Analysis and Shape Optimization of Front Axle of Automotive Truck” International Journal of Engineering and Management Research (IJEMR) ICRAME-2015 Page Number: 54-58
12 Giancarlo Genta, Lorenzo Morello, The Automotive Chassis Engineering Principles, Vol 1: Components Design, Vol 2: System Design Springer, 2009
13 Harald Naunheimer, Bernd Bertsche, Joachim Ryborz, Wolfgang №vak:
“Automotive Transmissions, Fundamentals, Selection, Design and Application” Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1994, 2011
14.Reza N Jazar, Vehicle Dynamics: Theory and Applications Springer, 2008
15 ROBERT C JUVINALL , KURT M MARSHEK : “Fundamentals of Machine Component Design” Fifth Edition (2012), John Wiley & Sons, Inc
16.А.И.Гришкевич: Автомобиля: Конструкция, конструирование и расчёт Трансмиссия Минск, Вышєйшая школа, 1985
PHỤ Ụ L C: Thông s ố chương trình Matlab-Simulink clear all
%I TINH MO MEN DONG CO
Mem=0.882; % KN.m nem00; % v/ph; 1300_tai momen max tren duong dac tinh ngoai Omg0=nem*pi/30;
I573.7;% Kg.m2 e23=6.74e-5;%e-5; rad/Nm e34=1.58e-5;% rad/Nm r23.83;% Nm.s/rad r34s.92;% Nm.s/rad
Sa=5.9;% m2 rb=0.51;% m; Lop: 11.00R20 phi=0.8;% He so bam kxi=0.02;% He so can lan ih1=7.30; ih2=4.86; ih3=3.50; ih4=2.48; ih5=2.09; ih6=1.39; ih7=1.00; ih8=0.71; ihr.46; i0=5.33;
Mkxi=(kxi*Ga*rb)/i0; ih=ih1; %THAY DOI TAY SO !
Mt=Mem*1000*ih; % Momen tinh toan-theo ty so truyen ih
%II TINH MOMEN CHONG XOAN CAC DANG
Wx=pi*(Dcd^4-dcd^4)/(16*Dcd);%m3
Cl=0.58; %Tai trong xoan thuan tuy.
Cs=0.7; %Thep can nong_Trang 323; 1 Ksi= 6.9 Mpa_The-Fundamentals-of- Machine-Component
Cr=0.753; %(99,9%)_Trang 325_The-Fundamentals-of-Machine-Component- Design-by-Juvinall and Marshek - -
SuA0;%Mpa Gioi han ben THEP C20
Sy$5;%Mpa Gioi han chay C20
Sn=round(Sni*Cl*Cg*Cs*Ct*Cr);
Sf=round(0.9*0.8*Su); m=(log(1e7)-log(1e3))/(log(Sf)-log(Sn));%Tinh bac cua duong cong moi
%IV KIEM TRA CAC DIEM DAC BIET
S104=exp(log(power(Sf,m)*1e3/1e4)/m);%Tinh ung suat tai N04
S105=exp(log(power(Sf,m)*1e3/1e5)/m);%Tinh ung suat tai N05
S106=exp(log(power(Sf,m)*1e3/1e6)/m);%Tinh ung suat tai N06