Bài giảng thiết kế tính toán ô tô

Trờng đại học s phạm kỹ thuật hng yên Khoa cơ khí động lực @ đề cơng bài giảng : Thiết kế tính toán ô tô (Lu hành nội bộ) G i ả n g v i ê n : T h . s N g u y ễ n V ă n T h ị n h H n g y ê n - 0 6 / 2 0 0 7 Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page2 Mục lục Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ 5 1.1. Nhóm piston. 5 1.1.1. Tính toán sức bền của piston. 5 1.1.1.1. Tính toán sức bền của đỉnh piston 5 1.1.1.2. Tính sức bền đầu piston 7 1.1.1.3. Tính sức bền thân piston. 8 1.1.1.4. Tính sức bền bệ chốt piston 8 1.1.1.5. Tính khe hở lắp ghép 8 1.1.2. Tính toán sức bền cuả chốt piston. 9 1.1.2.1. Tính ứng suất uốn 9 1.1.2.2. ứng suất cắt 10 1.1.2.3. ứng suất tiếp xúc. 10 1.1.2.4. ứng suất biến dạng 11 1.1.3. Tính toán sức bền của xéc măng. 12 1.1.3.1. Tính nghiệm bền xéc măng đẳng áp. 12 1.1.3.2. Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp. 15 1.2. Nhóm thanh truyền 17 1.2.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền 17 1.2.1.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền dày 17 1.2.1.2 Tinh sức bền đầu nhỏ thanh truyền mỏng 18 1.2.2 . Tính sức bền thân thanh truyền. 25 1.2.2.1. Tính tiết diện nhỏ nhất (tiết diện I-I, hình 1.15). 25 1.2.2.2. Tính ở tiết diện trung bình (tiết diện II-II). 25 1.2.2.3. Tính ở tiết diện tính toán. 28 1.2.2.4. Kiểm tra độ ổn định khi uốn dọc 30 1.2.3. Tính sức bền đầu to thanh truyền. 31 1.2.4. Tính sức bền bu lông thanh truyền 33 1.3. Trục khuỷu. 35 1.3.1. Trờng hợp khởi động khi chịu lực P Zmax. . 36 1.3.1.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 37 1.3.1.2. Tính sức bền của má khuỷu 37 1.3.1.3. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 38 1.3.2. Trờng hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Z max 38 1.3.2.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 40 1.3.2.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 40 1.3.2.3. Tính sức bền của má khuỷu 41 1.3.3. Trờng hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất T max 41 1.3.3.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 41 1.3.3.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 42 1.3.3.3. Tính sức bền của má khuỷu 42 Chơng II. Tính toán thiết kế ly hợp 46 2.1. Xác định công trợt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp. 46 2.2. Xác định kích thớc cơ bản, tính công trợt riêng và nhiệt độ của ly hợp 47 2.2.1. Xác định mô men ma sát của ly hợp. 47 2.2.2. Xác định các kính thớc cơ bản của ly hợp. 48 2.2.3. Kiểm tra công trợt riêng 49 2.2.4. Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết 49 Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page3 2.3. Tính toán hệ dẫn động ly hợp 49 2.3.1. Đối với dẫn động cơ khí không có cờng hoá 50 2.3.1.2. Đối với dẫn động cơ khí có cờng hoá 51 2.3.1.3. Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp 51 2.4. Tính toán sức bền của một số chi tiết chính của ly hợp. 52 2.4.1. Đinh tán 52 2.4.2. Moay ơ đĩa bị động. 53 2.4.3. Lò xo ép của ly hợp 54 2.4.4. Lò xo giảm chấn 54 2.4.5. Trục ly hợp. 55 Chơng III. Tính toán thiết kế hộp số có cấp 56 3.1. Chọn các thông số cơ bản 56 3.1.1. Chọn tỷ số truyền. 56 3.1.2. Chọn khoảng cách trục (A). 56 3.1.3. Chọn mô đun pháp tuyến của các bánh răng hộp số m n 57 3.1.4. Chọn số răng của bánh răng. 57 3.2. Tính toán sức bền hộp số 58 3.2.1 . Chế độ tải trọng tính toán 58 3.2.2. Tính toán bánh răng hộp số 59 3.2.2.1. Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn. 59 3.2.2.2. Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc. 60 3.2.3. Tính toán trục hộp số 61 3.2.3.1. Chon sơ bộ các kích thớc các trục hộp số. 61 3.2.3.2. Tính toán hộp số 61 3.2.4. Chọn ổ bi đỡ trục hộp số. 62 Chơng 4: Tính toán thiết kế Cầu chủ động 64 4.1. Tính toán thiết kế truyền lực chính. 64 4.1.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính 64 4.1.2. Xác định các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn xoắn. 64 4.1.3. Xác định lực tác dụng lên cặp bánh răng của bộ truyền hypôít. 66 4.1.4. Tính v kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 67 4.1.4.1. Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn. 67 4.1.4.2. Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: 68 4.2. Tính bền vi sai. 68 4.2.1. Vi sai bánh răng côn 68 4.2.1.1. Tính bền bánh răng côn vi sai 68 4.2.1.2. Tính chèn dập ở các mặt tiếp xúc bánh răng với trục và vỏ vi sai 69 4.2.2. Tính bền vi sai cam. 69 Chơng 5: tính toán thiết kế hệ thống treo 71 5.1. Tính toán bộ phận đàn hồi 71 5.1.1. Độ cứng của hệ thống treo. 71 5.1.2. Hệ số cản giảm chấn K : 71 5.1.3. Tính toán bộ phận đàn hồi 72 5.1.3.1. Nhíp lá 72 5.1.3.2. Lò xo trụ 74 5.1.3.3. Thanh xoắn 74 5.2. Tính toán bộ phận giảm chấn. 75 5.2.1. Xác định kích thớc cơ bản của giảm chấn 75 5.2.2. Xác định kích thớc các lỗ van giảm chấn: 77 5.2.3. Xác định lỗ van giảm tải. 78 Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page4 Chơng 6: tính toán thiết kế hệ thống phanh 79 6.1. Xác định mômen phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh. 79 6.2. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh. 79 6.2.1. Cơ cấu phanh guốc. 79 6.2.1.1. Xác định góc là góc tạo bởi lực hớng tâm N với trục X-X. 79 6.2.1.2. Xác định bán kính điểm đặt lực: 80 6.2.1.3. Kiểm tra hiện tợng tự xiết khi phanh 83 6.2.2. Phanh đĩa 83 6.2.3. Xác định kích thớc của má phanh. 85 6.2.3.1. Phanh guốc. 85 6.2.3.2. Phanh đĩa 86 6.2.4. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh 87 6.2.5. Tính toán dẫn động phanh 87 6.2.5.1. Dẫn động phanh bằng chất lỏng 87 6.2.5.2. Dẫn động phanh bằng khí. 91 Chơng 7: tính toán thiết kế hệ thống lái 94 7.1. Xác định các lực và mô men cản quay vòng tác động lên bánh lái. 94 7.1.1. Xác định mômen cản quay vòng 94 7.1.1.1. Mômen cản M 1. 94 7.1.1.2. Mômen cản M 2 do sự trợt lê của bánh xe trên mặt đờng. 94 7.1.1.3. Xác định lực cực đại tác dụng lên bánh lái. 95 7.2. Tính bền trục lái. 95 7.3. Tính toán sức bền cơ cấu lái 96 7.3.1. Tính toán cơ cấu lái theo độ bền uốn. 96 7.3.2. Tính bền cơ cấu lái theo tiếp xúc. 96 7.4. Tính bền đòn quay đứng 97 7.5. Tính toán sức bền các đòn dẫn động. 98 7.5.1. Tính đòn kéo dọc 98 7.5.2. Tính bền đòn kéo ngang 99 7.6. Tính bền khớp cầu (Rôtuyn). 99 7.6.1. Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu. 99 7.6.2. Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt 100 7.7. Tính toán trợ lực lái 100 7.7.1. Tính các phần tử của bộ trợ lực. 100 7.7.2. Tính toán xilanh trợ lực. 100 Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page5 Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ. 1.1. Nhóm piston. 1.1.1. Tính toán sức bền của piston. 1.1.1.1. Tính toán sức bền của đỉnh piston. Đỉnh piston vừa chịu tải trọng cơ học (lực khí thể) vừa chịu tải trọng nhiệt nên trạng thái biến dạng phức tạp. Vì vậy để đơn giản hóa ngời ta thờng tính trạng thái ứng suất gần đúng theo những giả thiết nhất định. a. Công thức Back. Công thức tính nghiệm bền đỉnh piston của Back dựa trên các giả thiết sau: - Coi đỉnh piston là một đĩa trong có chiều dày đồng đều, đặt tự do trên gối đỡ hình trụ. - p suất khí thể p z phân bố đều. Sơ đồ tính toán nh trên hình (1.1). Hình 1.1. Sơ đồ tính bền đỉnh piston. Lực khí thể P z = p z .F p và phản lực của nó uốn đỉnh piston trên tiết diện x-x. Trên nửa đỉnh piston có các lực sau đây tác dụng: - Lực khí thể : z z p D P . 4 . 2 1 2 2 (MN) Lực này tác dụng trên trọng tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn. y 1 = D . 3 2 - Phản lực của 2 z P phân bố trên nửa đờng tròn bán kính. y 2 = i D Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page6 Do đó mô men uốn đỉnh là: M u = ) 3 2 ( 2 )( 2 12 D D P yy P i zz Coi D D i thì: M u = P z . 3 24 1 6 iz i DP D ( MN m) Mô đun chống uốn của tiết diện x-x là: W U = 6 2 i D (m 3 ) Do đó ứng suất uốn đỉnh piston là: 2 2 4 . i zu D P (MN/m 2 ) (1-1) ứng suất uốn cho phép nh sau: - Đối với piston nhôm, đỉnh không có gân tăng bền: 2520 u MN/m 2 - Đối với piston nhôm, đỉnh có gân tăng bền: 18025 u MN/m 2 - Đối với piston gang đỉnh không có gân: 4540 u MN/m 2 - Đối với piston gang đỉnh có gân: 20090 u MN/m 2 b. Công thức Orơlin. Công thức Orơlin dựa trên giả thiết coi đỉnh piston là một đĩa tròn có chiều dày đồng nhất bị ngàm cứng trong vành đai đầu piston. Sơ đồ tính giới thiệu trên hình (1.2). Giả thiết này tơng đối sát thực tế của loại đỉnh mỏng có làm mát đỉnh ( <0,08D) và loại không làm mát đỉnh ( <0,2D). Hình 1. 2. Đỉnh piston bị ngàm trong vành đai Khi chịu áp suất P z phân bố đều trên đỉnh, ứng suất pháp tuyến hớng kính lớn nhất ở vùng nối tiếp giữa đầu đỉnh tính theo công thức sau: zx P r 2 2 4 3 MN/m 2 (1-2) Trong đó: - hệ số sét đến tính đàn hồi của ngàm, thờng có thể lấy =1. Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page7 ứng suất pháp tuyến phơng tiếp tuyến cuả phân bố ở vùng nối tiếp giữa đầu và đỉnh đợc tính theo công thức sau: zyx P r 2 2 4 3 MN/m 2 (1-3) Trong đó: - hệ số poát xông, đối với gang = 0,3, đối với nhôm = 0,26. r - Khoảng cách từ tâm đỉnh đến mép ngàm cố định. ở tâm đỉnh ta có: yx z P r 2 2 )1( 8 3 MN/m 2 (1-4) ứng suất ở tâm đỉnh nhỏ hơn ở mép ngàm do đó sau này chỉ cần tính nghiệm bền ở vùng mép ngàm. ứng suất cho phép : - Đối với gang = 60 MN/m 2 - Đối với nhôm = 60 MN/m 2 1.1.1.2. Tính sức bền đầu piston. Hình 1. 3. Kích thớc các phần của piston Tiết diện I-I trên hình (1.3) là tiết diện suy yếu nhất của đầu piston (tiết diện này cắt ngang qua rãnh xéc măng dầu). Tiết diện này chịu kéo bởi phần khối lợng m I-I phía trên nó và chịu nén bởi lực khí thể trong quá trình cháy và giản nở. - ứng suất kéo: II II II z k F jm F P max . MN/m 2 (1-5) ứng suất kéo cho phép: 2 /;10 mMN k - ứng suất nén: IIII z u F D P F P 4 2 max MN/m 2 (1- 6) ứng suất nén cho phép: + Đối với gang n = 40 MN/m 2 Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page8 + Đối với nhôm n = 25 MN/m 2 1.1.1.3. Tính sức bền thân piston. áp suất nén của thân piston lên vách xylanh kiểm nghiệm theo công thức sau: th th lD N K . max MN/m 2 (1-7) Trong đó: N max - Lực ngang cực đại. l th - Chiều dài của thân piston. p suất nén cho phép: - Động cơ cao tốc thân piston ngắn : th k = 0,6 -1,2 MN/m 2 - Động cơ thấp thân piston dài : th k = 0,15 - 0,6 MN/m 2 1.1.1.4. Tính sức bền bệ chốt piston. Cũng tính áp suất nén để đảm bảo điều kiện bôi trơn. p suất nén trên bệ chốt : 1 2 ld P K ch z b MN/m 2 (1-8) Trong đó: d ch - đờng kính chốt piston. l 1 - chiều dài của bệ tiếp xúc với chốt. p suất cho phép : - Đối với chốt lắp tự do, piston nhôm: b K =20 - 30 MN/m 2 - Chốt lắp tự do, piston gang: b K =35 MN/m 2 1.1.1.5. Tính khe hở lắp ghép. Khe hở lắp ghép thờng xác định theo thực nghiệm về trạng thái nhiệt độ của piston. Nói chung khe hở liên quan rất lớn đến khả năng truyền dẫn nhiệt qua vách xylanh. Nếu coi nhiệt độ trung bình của xylanh là 100 0 C thì khe hở lắp ráp piston phải lựa chọn sao cho nhiệt độ của phần đỉnh của piston không vợt quá 400 0 C với động cơ diezel và không vợt quá 300 0 C với động cơ xăng. Khe hở nóng khi piston ở trạng thái làm việc xác định the o công thức kinh nghiệm sau đây: D '' (1-9) Trong đó: ' - khe hở tơng đối của piston. - ở phần đỉnh ' d = 0,0020 0,0025. - ở phần thân ' d = 0,0019 0,0015. D - đờng kính xylanh (mm). Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page9 Trị số khe hở nóng ' phải bằng hiệu của đờng kính xylanh ở trạng thái làm việc trừ đi kích thớc của piston ở trạng thái làm việc. Do đó : pppxlxl tDtD 11 ' (1-10) Trong đó : pxl , - hệ số dãn nở chiều dài của vật liệu làm xylanh và piston. pxl tt , - nhiệt độ tăng của xylanh và piston. D p - đờng kính danh nghĩa của xylanh. Từ (1-9) và (1-10) ta rút ra công thức tính đờng kính piston: D p = pp xlxl t Dt 1 1 (1-11) 1.1.2. Tính toán sức bền cuả chốt piston. 1.1.2.1. Tính ứng suất uốn. Ta coi chốt piston nh một dầm đợc đặt tự do trên hai gối tựa, lực tác dụng phân bố theo các giả thiết nh trên sơ đồ hình (1. 4 a, b, c). Hình1.4. Sơ đồ trạng thái phụ tải của chốt piston Để tính toán đơn giản ngời ta có thể tính theo sơ đồ (a) và (c) cũng đợc. Nếu lực phân bố nh hình (1.4 a), mô men uốn do lực P z gây ra trên tiết diện chính giữa hai gối tâm bằng: 42 1 . 2 d z u l P M (MN-m) Do đó ứng suất uốn chốt : 42 1 12,0 43 d cp z u u u l d P W M (MN/m 2 ) (1-12) Trong đó: W u - Mô đum chống uốn của chốt. Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page10 cp o d d - hệ số độ rỗng chốt. 43 44 1,0. 32 ld d dd W cp cp ocp u d cp đờng kính chốt piston (m). d o đờng kính trong của chốt (m). l khoảng cách giữa hai gối đỡ (m). l d chiều dài đầu nhỏ thanh truyền (m). Nếu coi lực tác dụng phân bố nh hình (1.4.c) thì mô men uốn chốt lúc này bằng: 1 3 2 2422 l P l l P M z d cp z u Lực P z /2 tác dụng trên trọng tâm cuả tam giác lực cách đầu mút chốt piston một khoảng bằng 1 . 3 2 l (l 1 chiều dài làm việc của bệ chốt). Với giả thiết l cp 3.l 1 thì ứng suất uốn chốt piston trong trờng hợp này là: 42 1 12,1 5,12 cp dcpz u u u d lllP W M (MN/m 2 ) (1-13) 1.1.2.2. ứng suất cắt. Chốt chịu cắt trên tiết diện I-I và II-II hình (1.4). ứng suất cắt tính theo công thức sau : cp z c F P 2 (MN/m 2 ) (1-14) ứng suất uốn và cắt giới thiệu trên bảng 1. Bảng1. ứng suất cho phép. Vật liệu chế tạo chốt u MPa c MPa Thép các bon 60-120 50-60 Thép hợp kim 150-250 50-70 Thép hợp kim cao cấp 350-450 70-90 1.1.2.3. ứng suất tiếp xúc. Tính ứng suất tiếp xúc của chốt trên đầu nhỏ thanh truyền để kiểm tra điều kiện bôi trơn của chốt. ứng suất tiếp xúc tính theo công thức sau : cpd z d dl P K (MN/m 2 ) (1-15) ứng suất cho phép: - Đối với chốt lắp động: d K = 20-35 MN/m 2 [...]... bỏ qua ảnh hưởng của lực quán tính, nghĩa là P P z và khi đó cũng không cần tính toán thân thanh truyền Hình 1.16 Sơ đồ tính ở tiết diện tính toán Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page28 1.2.2.3 Tính ở tiết diện tính toán Tại tiết diện tính, ta xét ứng suất tổng do nén và uốn ngang Trước hết, ta hãy xét lực quán tính vận động lắc của thân thanh truyền gây ra uốn ngang (hình 1.16)... kính tính nhỏ nhất tại tiết diện trung bình Hệ số ổn định dọc: n= Pth Pz (1- 67) Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page30 Trị số của n nằm trong khoảng 2,5 5 Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực 1.2.3 Tính sức bền đầu to thanh truyền Do kết cấu đầu to có tiết diện thay đổi phức tạp, nên tính toán mang tính chất gần đúng Lực tính toán là hợp lực của lực quán tính. .. cơ ô tô máy kéo: u 2 = (300 350) MN/m2 - Đối với động cơ cường hoá: ứng suất lắp ghép bao giờ cũng lớn hơn áp suất công tác u2 > u1 Khi gia công xéc măng chịu ứng suất lớn nhất, được gọi là ứng suất gia công: u3 u3 = u1 (1-26) Trong đó: - hệ số ứng suất Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page14 = 1,25 1,3 Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực 1.1.3.2 Tính. .. đường kính trung bình đầu nhỏ: dtb = 2 ; (m) J : mô men quán tính tiết diện dọc đầu nhỏ: ld S 3 J= 12 Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page24 Trong đó: Pjnp : Lực quán tính của khối lượng nhóm piston.(MN) E: mô đun đàn hồi của vật liệu thanh truyền.(MN/m2) Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực Đối với động cơ ô tô máy kéo, khe hở lắp ghép giữa chốt piston và bạc... Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Z max 3 Trường hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất Tmax Tiến hnh tính toán các trường hợp trên như sau: Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page36 1.3.1 Trường hợp khởi động khi chịu lực PZmax Tính toán trường hơp khởi động l tính toán gần đúng với giả thiết: khuỷu trục ở vị trí điểm chết trên ( 0 ) ... đường thẳng biến dạng kéo của bu lông với: tg = Cb = Eb Fb lb Và đường biến dạng nén của đầu to với : tg = Cd = E d Fd ld Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page33 Trong đó: Cb, Cd: Độ cứng của bu lông và của đầu to Eb, Ed: Mô đun đàn hồi của bu lông và của đầu to Fb, Fd: tiết diện biến dạng của bu lông và của đầu to lb, ld: chiều dài biến dạng của bu lông và của đầu to Trên cơ sở quy... (1 - 75) ứng suất tổng: 2 = k 4 x 2 ; MN/m2 (1 -76) ứng suất cho phép như sau: Bu lông thép cacbon: = 80 120 MN/m2 Bu lông thép hợp kim: = 120 180 MN/m2 Bu lông thép hợp kim cao cấp: = 180 250 MN/m2 Hệ số an toàn đầu nhỏ tính theo công thức: a a m Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page34 na = Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực a max min... hạn: 2,5 5 1.3 Trục khuỷu Ta tính trục khuỷu theo phương pháp phân đoặn Khi tính toán theo phương pháp ny ta chia trục khuỷu ra lm nhiều đọan mỗi đoạn ứng với mỗi khuỷu, chiều di mỗi đọan bằng khoảng cách giữa hai tâm điểm của ổ trục v coi mỗi đọan như một dầm tĩnh dịch đặt trên hai gối tựa Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page35 Hình 1.20 Sơ đồ tính toán sức bền trục khuỷu Trường... thường nằm trong khoảng 2,5 3 Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page25 1.2.2.2 Tính ở tiết diện trung bình (tiết diện II-II) Tính ở tiết diện trung bình, thân thanh truyền chịu ứng suất kéo, nén, uốn dọc Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực Hình 1.15 Sơ đồ tính toán thân thanh truyền - ứng suất kéo do lực quán tính của khối lượng nhóm piston và khối lượng thanh... được mô men uốn lớn nhất như sau: 1 9 3 mt R 2 l2 Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page29 Mumax = Trường ĐH Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên Khoa Cơ khí Động lực Trong đó: mt : là khối lượng ứng với một đơn vị chiều dài thanh truyền: Nếu đặt: q= mtR 2 và Pjt = ql/2 Ta có: Mumax = 2 Pjt l 9 3 (1 - 62) Thông thường với kết cấu cơ cấu khuỷu trục thanh truyền ngày nay thì lực quán tính lắc . Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page4 Chơng 6: tính toán thiết kế hệ thống phanh 79 6.1. Xác định mômen phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh. 79 6.2. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page2 Mục lục Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ 5 1.1. Nhóm piston. 5 1.1.1. Tính toán sức bền của piston. 5 1.1.1.1. Tính toán sức. Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô Page5 Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ. 1.1. Nhóm piston. 1.1.1. Tính toán sức bền của piston. 1.1.1.1. Tính toán sức bền của