Bài giảng thiết kế tính toán ô tô

Khi động cơ làm việc đầu nhỏ thanh truyền chịu các lực tác dụng sau: - Lực quán tính của nhóm piston.. Các lực trên gây ra ứng suất: uốn, kéo, nén tác dụng trên đầu nhỏ thanh truyền.. Nế

Khoa cơ khí động lực -@ -

Mục lục

Chương 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 Trường hợp khởi động khi chịu lực PZmax. 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 Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax 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 Trường hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất Tmax 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

Chương II Tính toán thiết kế ly hợp 46

2.1 Xác định công trượt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp 46

2.2 Xác định kích thước cơ bản, tính công trượt 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 thước cơ bản của ly hợp 48

2.2.3 Kiểm tra công trượt riêng 49

2.2.4 Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết 49

2.3 Tính toán hệ dẫn động ly hợp 49

2.3.1 Đối với dẫn động cơ khí không có cường hoá 50

2.3.1.2 Đối với dẫn động cơ khí có cường 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

Chương 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 mn 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 thước 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

Chương 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 và 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

Chương 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 thước cơ bản của giảm chấn 75

5.2.2 Xác định kích thước các lỗ van giảm chấn: 77

5.2.3 Xác định lỗ van giảm tải 78

Chương 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 hướng 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 tượng tự xiết khi phanh 83

6.2.2 Phanh đĩa 83

6.2.3 Xác định kích thước 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

Chương 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 M1. 94

7.1.1.2 Mômen cản M2 do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường 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

Chương 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 người ta thường 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

Lực khí thể Pz= pz.Fp và phản lực của nó uốn đỉnh piston trên tiết diện x-x

Trên nửa đỉnh piston có các lực sau đây tác dụng:

.2

12

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 đường tròn bán kính…

y2 =



i D

D D P y y

D

P (MN/m2) (1-1) ứng suất uốn cho phép như sau:

- Đối với piston nhôm, đỉnh không có gân tăng bền:

Hình 1 2 Đỉnh piston bị ngàm trong vành đai

Khi chịu áp suất Pz phân bố đều trên đỉnh, ứng suất pháp tuyến hướng kính lớn nhất ở vùng nối tiếp giữa đầu đỉnh tính theo công thức sau:

ứng suất pháp tuyến phương tiếp tuyến cuả phân bố ở vùng nối tiếp giữa đầu và đỉnh

được tính theo công thức sau:

yx r P z

2 2

- 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: x  y r2 P z

2

)1(8

I I I I

z k

F

j m F

I

z u

F

D P F

+ Đối với nhôm  n = 25 MN/m21.1.1.3 Tính sức bền thân piston

áp suất nén của thân piston lên vách xylanh kiểm nghiệm theo công thức sau:

th th

l D

N K

max

 MN/m2 (1-7) Trong đó:

Nmax- Lực ngang cực đại

lth - Chiều dài của thân piston

2d l

P K

ch

z

b  MN/m2 (1-8) Trong đó:

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 tương đối của piston

Trị số khe hở nóng '

 phải bằng hiệu của đường kính xylanh ở trạng thái làm việc trừ

đi kích thước của piston ở trạng thái làm việc

Do đó : ' D1xlt xlD p1pt p (1-10) Trong đó :

 , - nhiệt độ tăng của xylanh và piston

Dp - đường kính danh nghĩa của xylanh

Từ (1-9) và (1-10) ta rút ra công thức tính đường kính piston:

Dp =  

 p p

xl xl

t

D t

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 như một dầm được đặt tự do trên hai gối tựa, lực tác dụng phân bố theo các giả thiết như 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 người ta có thể tính theo sơ đồ (a) và (c) cũng được

Nếu lực phân bố như hình (1.4 a), mô men uốn do lực Pz gây ra trên tiết diện chính giữa hai gối tâm bằng:

1.2

d z

u

l P

11

2,

d cp

z u

u u

l d

P W

M



 (MN/m2) (1-12) Trong đó:

cp

o cp u

dcp – đường kính chốt piston (m)

do – đường kính trong của chốt (m)

l – khoảng cách giữa hai gối đỡ (m)

ld – chiều dài đầu nhỏ thanh truyền (m)

Nếu coi lực tác dụng phân bố như hình (1.4.c) thì mô men uốn chốt lúc này bằng:

P l l P

l (l1 chiều dài làm việc của bệ chốt)

Với giả thiết lcp 3.l1 thì ứng suất uốn chốt piston trong trường hợp này là:

 

 4

2 1

12,1

5,12

z u

u u

d

l l l P W

z d

d l

P

K  (MN/m2) (1-15)

ứng suất cho phép:

- Đối với chốt lắp động: K d= 20-35 MN/m2

Hình 1.5 ứng suất biến dạng trên tiết diện ngang chốt piston

Để tính toán ông đã giả thiết lực tác dụng phân bố theo quy luật parapol có số mũ 2,5 -

3 trên phương dọc đường tâm và phân bố theo quy luật hình sin theo phương hướng kính như sơ đồ hình (1.6)

Hình 1.6 Quy luật phân bố lực tác dụng trên chốt piston

Do lực tác dụng, chốt piston bị biến dạng thành hình ô van như sơ đồ hình (1.7)

Hình1.7 Biến dạng cuả chốt piston

Nên độ biến dạng trên tiết diện ngang chốt được tính theo công thức sau:

k

El

P d

cp z

3 max

1

109,0

k - hệ số hiệu chỉnh

k =  3

4 , 0 15 5

P

cp cp

1219,0

P

cp cp

12174,0

P

cp cp

12119,0

P

cp cp

121174,0

2

Thông thường ứng suất ở điểm 2 và điểm 4 có trị số lớn hơn ứng suất các điểm có trị

số tương ứng ở mặt ngoài Điều đó giải thích được hiện tượng dạn nứt mặt trong của chốt piston

Đối với các loại chốt piston có hệ số độ rỗng  = 0,4 - 0,8, ứng suất biến dạng cực đại cho phép max nằm trong phạm vi (60 - 170 MN/m2)

1.1.3 Tính toán sức bền của xéc măng

Tính toán kiểm nghiệm bền của xéc măng dựa trên giả thiết coi xéc măng là một thanh cong, lực phân bố trên mặt làm việc tuỳ thuộc vào kiểu xéc măng đẳng áp hay không đẳng áp 1.1.3.1 Tính nghiệm bền xéc măng đẳng áp

Khi lắp vào xylanh, xécmăng luôn luôn chịu ứng suất uốn, áp suất trên mặt công tác giả thiết phân bố đều như hình (1.8) Xéc măng có tiết diện hình chữ nhật, chiều dày t, chiều cao h Khi lắp vào xylanh, đường kính ngoài là D, đường kính trung bình là D0

D0 = D – t = 2r0

Để tính mô men uốn xéc măng ở tiết diện B-B, ta xét phân tố d của xéc măng, phân

tố này chịu lực tác dụng bằng:

6 / 1

1 2

/ 1

ht D

t phD 

ứng suất công tác cho phép trong phạm vi sau:

- Đối với động cơ cường hoá:  1= (200  300) MN/m2

- Đối với động cơ ô tô máy kéo:  1= (300  400) MN/m2

áp suất bình quân của xéc măng khi lắp vào xy lanh có thể tính theo công thức kinh

A- độ mở miệng ở trạng thái tự do

f0- khe hở miệng ở trạng thái lắp ghép

Thông thường để đảm bảo khả năng bao kín áp suất trung bình phải nằm trong giới hạn 0,1 – 0,2 MN/m2 Từ (1-22) và (1-23) ta rút ra:

t

f E

- Đối với động cơ cường hoá:  2 = (300 350) MN/m2

- Đối với động cơ ô tô máy kéo:  2 = (300 350) MN/m2

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

 = 1,25 – 1,3

(1-27) Trong đó:

H1=

m gC

2

+m Trong đó:

g- là hệ số gia công: g =1,25

Cm- Hệ số áp suất vùng miệng (vùng 200 hai bên miệng xéc măng)

Trị số Cm thay đổi theo tỷ số pmax/ptb và pmin/ptb thông kế trong bảng 2

t D t

D gmC t

A

m

(1-28)

Trong đó:

- Hệ số phụ thuộc vào quy luật phân bố áp suất:   0,196

Tỷ số A/t thường nằm trong phạm vi 2,5  4

- Áp suất trung bình của xéc măng không đẳng áp tính theo công thức sau:

Ptb =

3

1 3

425 , 0

D

t

A E

t

D D

3 1 4

t

D t

D m t

A E

Xéc măng, dù đẳng áp hay không đẳng áp, khi lắp ghép phải lựa chọn khe hở lắp ráp Các khe hở này phần lớn đều dựa vào các số liệu thực nghiệm Khi thiết kế, có thể tham khảo các số liệu kinh nghiệm sau đây

- Khe hở mặt đáy xéc măng với rãnh:

 Đối với xéc măng dầu: 2 = 0,5 – 1,5 mm

- Khe hở miệng xéc măng ở trạng thái lắp ghép f0 có thể xác định theo các công thức kinh nghiệm sau đây:

 Đối với xéc măng khí thứ nhất: f0= 0,005D (mm)

 Đối với xéc măng khí thứ 2: f0 = 0,004D (mm)

 Đối với xéc măng khí thứ 3: f0 = 0,003D (mm)

 Đối với xéc măng dầu: f0 = (0,001 + 0,002).D (mm)

1.2 Nhóm thanh truyền

1.2.1 Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền

1.2.1.1 Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền dày

Khi động cơ làm việc đầu nhỏ thanh truyền chịu các lực tác dụng sau:

- Lực quán tính của nhóm piston

- Lực khí thể

- Lực do biến dạng gây ra

- Ngoài ra khi lắp ghép bạc lót, đầu nhỏ thanh truyền còn chịu thêm ứng suất phụ do lắp ghép bạc lót có độ dôi gây nên

Các lực trên gây ra ứng suất: uốn, kéo, nén tác dụng trên đầu nhỏ thanh truyền

Tính toán đầu nhỏ thanh truyền thường tính ở chế độ công suất lớn nhất Nếu động cơ

có bộ điều tốc hoặc bộ hạn chế tốc độ vòng quay thì tính toán ở chế độ này cũng là tính toán

ở chế độ số vòng quay giới hạn lớn nhất của động cơ Nếu không có bộ phận giới hạn số vòng quay (hoặc bộ điều tốc) thì số vòng quay lớn nhất nmax của động cơ có thể vượt quá số vòng quay ở chế độ công suất lớn nhất ne=25%  30% tức là:

> 1,5 (Hình1.10)

Hình 1.10- Sơ đồ tính toán đầu nhỏ thanh truyền

Trong đó:

d2, d1, - đường kính ngoài và đường kính trong của đầu nhỏ

- ứng suất kéo do lực quán tính Pj của khối lượng nhóm piston ứng với số vòng quay lớn nhất tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền:

s l

P F

P

d

j x j k

.22

max max

2 1 2 2

d d

d d P

P - áp suất phân bố đều trên mặt trong của đầu nhỏ thanh truyền bằng:

1.2.1.2 Tính sức bền đầu nhỏ thanh truyền mỏng

a Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu kéo

Tính trên giả thiết sau: Coi đầu nhỏ là một dầm cong được ngàm hai đầu, vị trí ngàm

là chỗ chuyển tiếp giữa đầu nhỏ và thân (tiết diện c - c) ứng với góc  bằng

1 2

1

0 arccos 290

r2 - bán kính ngoài đầu nhỏ

1

 - bán kính góc lượn nối đầu nhỏ với thân

H - chiều rộng của thân chỗ nối với đầu nhỏ

- Khi lắp bạc lót vào đầu nhỏ, bạc lót và đầu nhỏ đều biến dạng

Mô men uốn Mj và lực kéo Nj ở tiết diện bất kỳ trên cung AA - BB:

MA = Pj  ( 0 , 00033   0 , 0297 ) ; MNm

NA = Pj ( 0 , 572  0 , 0008  ) ; MN (1–36 ) Giá trị của trong hai biểu thức trên tính theo độ

- Lực tác dụng trên dầm cong có bán kính cong bằng bán kính trung bình của đầu nhỏlà lực phân bố có giá trị là:

Trên cơ sở giả thiết nêu trên, ta xây dựng sơ đồ tính toán và biểu thị ở hình (1.11)

Hình 1.11 Sơ đồ lực tác dụng khi đầu nhỏ thanh truyền chịu kéo

Dựa vào sơ đồ đó, ta có thể xác định các đại lượng mô men uốn và lực kéo tại tiết diện bất kì của dầm cong Dầm cong bao gồm hai cung: cung có lực phân bố (( x  900)) và cung có lực phân bố ( x  900)

- Khi ( x  900) ta có :

Lực kéo: Nj = NAcosx+0,5Pj (1 cosx) (1-38)

- Khi ( x  90 0 ) ta có :

Mô men uốn : Mj = MA + NA(1- cosx) - 0,5(sinx - cosx)

Lực kéo: Nj = NAcosx+ 0,5Pj (sinx cosx) (1- 39)

Từ các biểu thức (1 -38 ) và (1- 39 ), ta thấy Mj và Nj trên cung BC ( 0

90



x

 ) có giá trị lớn hơn, tiết diện nguy hiểm là tiết diện ngàm C – C

Như vậy mô men uốn và lực kéo tại tiết diện ngàm C – C bằng :

Mjc = MA + NA (1- cos ) - 0,5Pj..(sin cos )

Njc = NAcos + 0,5PJ(sin cos )

Khi không ép bạc lót đầu nhỏ, ta có:

ứng suất trên mặt ngoài là:

s l

N s s

s M

d J jc

ng

.

1 ] ) 2 (

6 2

N s s

s M

d J jc

tr

.

1 ] ) 2 (

6 2

Hệ sốphụ thuộc vào độ cứng của các chi tiết mối ghép (bạc lót và đầu nhỏ) và được xác định bằng biểu thức:

b b d d

d d

F E F E

F E





 (1 – 42 ) Trong đó:

Ed , Fd : mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo thanh truyền và bạc lót

Eb , Fb : tiết diện dọc của đầu nhỏ thanh truyền và bạc lót

N s s

s M

d J j

nj

1 ] )

2 (

6 2

N s s

s M

d J j

nj

1 ] )

2 (

6 2

Hình 1.12 ứng suất trên mặt trong và mặt ngoài của đầu

nhỏ thanh truyền khi chịu kéo

Nếu giá trị Mj , NJ được tính ở mọi tiết diện bất kỳ nào của đầu nhỏ, ta xẽ tính toán

được ứng suất tại các tiết diện đó biết được quy luật phân bố ứng suất trên mặt ngoài và mặt trong của đầu nhỏ (hình 1.12)

b Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu nén

Lực nén tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền là hợp lực của lực khí thể và lực quán tính của khối lượng piston

P = Pkt + Pjp = pz Fp + Mnp.R 2

 (1 +) (1 - 43) Theo Kinaxotsvili, lực P gây ra phân bố trên đầu nhỏ theo quy luật đường cong cosinuyt (hình 1.13)

q =



 cos P

2 

(1 - 44)

Ta cũng coi đầu nhỏ như một dầm cong như đã nói ở phần trên và do tính chất đối xứng ta cắt bỏ đi một nửa tiết diện A – A

Hình 1.13 Sơ đồ tác dụng lực trên đầu nhỏ thanh truyền

Mô men uốn và lực pháp tuyến (lực kéo) trên cung AB (x  90 0) là:

ứng suất tổng gây ra trong đầu nhỏ khi chịu nén là:

Trên mặt ngoài :

S l

N s s

s M

y Z z

nz

2

1])

2(

62

N s s

s M

y z z

tz

2

1])

2(

62

Hình 1.14 ứng suất trên đầu nhỏ thanh truyền kho chịu nén

Từ biểu đồ đó, ta thấy ứng suất lớn nhất tại ngàm (tiết diện C – C ) tức là tại vị trí

d d

d d

E

d d

d d

2 2 1 2

1 2 2

2 1 2 2

1 ; MN/m2 (1 - 48)

Trong đó:

d2: Là đường kính ngoài của đầu nhỏ (mm)

db: Đường kính trong của bạc lót (mm)

Ett , Eb : mô đun đàn hồi của vật liệu thanh truyền và bạc lót

ứng suất bên ngoài mặt đầu nhỏ :

1 1 2

2 1

2

d d

d P

n





  ; MN/m2 (1 – 49 ) ứng suất trên mặt trong:

2

1 1 2

2 1 2 1

d d

d d P

d Hệ số an toàn của đầu nhỏ thanh truyền

Do ứng suất trên đầu nhỏ thanh truyền thay đổi theo chu trình không đối xứng Vì vậy

Hệ số an toàn trong khoảng 2,5 – 5

e Độ biến dạng của đầu nhỏ thanh truyền

Độ biến dạng  được xác định theo biểu thức nghiệm sau đây

10

)90( 

 (1 – 52 ) Trong đó:

dtb: đường kính trung bình đầu nhỏ: dtb = 2; (m)

J : mô men quán tính tiết diện dọc đầu nhỏ: J =

Pjnp : Lực quán tính của khối lượng nhóm piston.(MN)

E: mô đun đàn hồi của vật liệu thanh truyền.(MN/m2)

Đối với động cơ ô tô máy kéo, khe hở lắp ghép giữa chốt piston và bạc lót thường trong khoảng 0,04 – 0,06 mm, nên yêu cầu   0 , 02  0 , 03mm.

Tiết diện trung bình chịu nén và uốn dọc cũng do các lực trên

Tiết diện tính toán chịu nén và uốn ngang do lực quán tính vận động lắc của thanh truyền

Tính toán thường được tiến hành ở chế độ công suất lớn nhất

Ngoài việc tính toán trên còn phải kiểm tra độ ổn định khi uốn dọc của thân thanh truyền

1.2.2.1 Tính tiết diện nhỏ nhất (tiết diện I-I, hình 1.15)

ứng suất kéo do lực quán tính của nhóm piston và khối lượng đầu nhỏ thanh truyền

được xác định theo biểu thức sau đây

Pjd = (Mnp + Mdn)R2(1 + ) ; NM

ở đây :

Mnp ; Mdn là khối lượng của nhóm piston và khối lượng của đầu nhỏ

Hệ số an toàn bền ở tiết diện nhỏ nhất

)(

)(

2 1

k n k

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

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 truyền nằm phía trên tiết diện trung bình ứng suất kéo được xác định theo biểu thức sau :

tb

jtb K

Mtb : khối lượng của thanh truyền nằm phía trên tiết diện trung bình Ftb

ứng suất nén và uốn dọc do lực tổng P của lực khí thể và lực quán tính chuyển động tịnh tiến, được xác định theo công thức Nave – Răngkin

   P

EJ m

L F

2

2 0

mi

L C F

P i

m

L F

P

tb y

ở đây:

M1: khối lượng của thanh truyền quy về đầu nhỏ (kg)

PZ : áp suất lớn nhất của chu trình ở chế độ công suất lớn nhất (MN/m2)

Ftb: Tiết diện trung bình của thân thanh truyền

J: mô men quán tính của tiết diện thân thanh truyền

Đối với trục x – x ta có:

Jx =

12

3 3

bh

BH 

m4

Đối với trục y- y ta có:

Jy =

12

)()

(H h B3 h Bb 3

; m4

i : là bán kính quán tính của tiết diện

Đối với trục x-x ta có: Ix =

tb

x

F J

Đối với trục y – y ta có: Iy =

tb

y F j

Trong đó:

:

y

 giới hạn đàn hồi của vật liệu

L0: Chiều dài biến dạng của thân thanh truyền khi chịu uốn dọc

m : Hệ số xét đến ngàm chịu lực của thân thanh truyền khi uốn dọc:

khi uốn trong mặt phẳng lắc của thanh truyền (uốn quanh x-x )ta có:

F

P i

l C F

P

.)1

y

tb y tb

F

P i

l C F

l C

 (1– 60 ) Khi thiết kế cố gắng đảm bảo sức đồng đều nên :

kx  ky  1,10 – 1,15

ứng suất cho phép của thân thanh truyền như sau:

- Đối với thanh truyền thép cac bon : 80 – 120 MN/m2

- Đối với thanh truyền thép hợp kim : 120 – 180 MN/m2

2 1

k x k

x ax

)(

2 1

k x k

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)

Hình 1.16 Sơ đồ tính ở tiết diện tính toán

Lùc qu¸n tÝnh l¾c cña mét ph©n tè th©n thanh truyÒn c¸ch t©m l¾c (t©m ®Çu nhá ) mét kho¶ng x xÏ lµ:

2 2

)sin1

(

sin)

1(

3

l F dx x F dPx u u

Thay P vµo vµ ta rót ra:

Nh­ vËy, ta thÊy quy luËt ph©n bè lùc qu¸n tÝnh theo quy luËt tam gi¸c v× lùc ph©n tè

tû lÖ bËc nhÊt víi x Do dã, lùc qu¸n tÝnh l¾c P g©y ra hai ph¶n lùc gèi ®Çu nhá vµ gèi ®Çu to lµ:

M« men uèn t¹i tiÕt diÖn c¹nh ®Çu nhá mét kho¶ng x sÏ lµ:

Mumax =

39

1

mt R 2

 l2

2P jt l

(1 - 62) Thông thường với kết cấu cơ cấu khuỷu trục thanh truyền ngày nay thì lực quán tính lắc đạt giá trị lớn nhất khi bán kính khuỷu vuông góc với đường tâm thanh truyền

Ptt: Lực gây ra nén thanh truyền ở vị trí tính toán    = 900

Ptt =

 cos



P

Ftt: Tiết diện tính toán cách đầu nhỏ một khoảng bằng 0,577l

Wu: Mô men chống uốn của tiết diện tính toán

ứng suất tổng này không vượt quá 20 – 30 MN/m2 Vì vậy, ở các động cơ tốc độ chậm

và trung bình cũng không cần tính toán Thông thường, chỉ tính cho động cơ có số vòng quay vượt quá 2000 v/f

1.2.2.4 Kiểm tra độ ổn định khi uốn dọc

Độ uốn dọc khi uốn dọc của thân thanh truyền trong động cơ đốt trong thường được tính theo công thức của Tetmaierơ như sau:

Lực tới hạn của thanh truyền thép các bon:

Pth = Ftb (3350 – 6,2

i

l

) (1- 65) Lực tới hạn thanh truyền thép hợp kim

Pth = Ftb (4700 – 23

i

l

) (1- 66) Trong đó:

i: là bán kính tính nhỏ nhất tại tiết diện trung bình

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

M, M2, Mn tương ứng là khối lượng vận động tịnh tiến, khối lượng đầu to, khối lượng nắp đầu to (kg)

Tính sức bền đầu to thanh truyền theo phương pháp của Kinaxotsvili với các giả thiết sau:

 Đầu to coi như một khối nguyên, không xét đến mối ghép

 Tiết diện ngang đầu to coi như không đổi bằng tiết diện giữa của nắp

 Khi lắp căng bạc lót đầu to với đầu to thì bạc lót và đầu to đồng thời cũng biến dạng như nhau Do đó, mô men tác dụng tỷ lệ với mô men quán tính của tiết diện, còn lực tác dụng tỷ lệ với diện tích tiết diện

 Coi đầu to như một dầm cong tiết diện không đổi, ngàm một đầu ở tiết diện B -B ứng với góc0, thông thường 0= 400 Dầm ngàm một đầu đó có được do cắt bỏ một nửa của

đầu to và thay thế sự ảnh hưởng của nó bằng giá trị mô men uốn Ma và lực pháp tuyến NAtại tiết diện cắt bỏ (A-A) Dầm có bán kính cong bằng một nửa khoảng cách giữa 2 đường tâm lỗ lắp ghép bu lông thanh truyền

 Lực phân bố trên dầm cong của đâu to (gây ra lực Pđ) theo quy luật đường côsnnuýt

C: khoảng cách giữa 2 đường tâm lỗ bu lông

: góc lệch so với đường tâm thanh truyền

Mô men uốn và lực pháp tuyến thay thế tại tiết diện A-A được tính theo biểu thức sau:

Hình 1.18 Sơ đồ tính toán đầu to thanh truyền

Như vậy, theo giả thiết thứ 3 ta có thể xác định mô men uốn và lực pháp tuyến tại tiết diện A-A như sau:

M = MA

b d

j

J J

J



=

d b d

J J

C P

1

N = NA

d b

j

F F

F



=

d b d

F F

C P

b u

F

F J

J W

C

1 F

003 , 0 522 , 0

1 2

00083 , 0 0127 , 0

Wu: mô đun chống uốn của tiết diện A-A của nắp đầu to

Fb, Fd: diện tích tiết diện bạc lót và nắp đầu to tại A-A

Thông thường 0= 400 khi đó biểu thức tính ứng suất tổng sẽ là:

F J

J W

C

d

F

4 , 0

1

023 ,

(1- 69)

ứng suất cho phép như sau:

Thanh truyền thép các bon:   = 60 – 100 MN/m2

Thanh truyền thép hợp kim:   = 150 – 200 MN/m2

Thanh truyền thép hợp kim cao cấp:   = 200 – 300 MN/m2

Ngoài ra để đảm bảo điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn, cần phải kiểm tra độ biến dạng đường kính của đầu to thanh truyền dưới tác dụng của lực Pd

Độ biến dạng đường kính  xác định theo công thức thực nghiệm sau đây:

d

J J

C P

 ; Cm (1 -70)

Độ biến dạng  không được vượt quá một nửa khe hở giữa bạc lót và cổ chốt, tức là:

  = 0,06 – 0,1 mm

1.2.4 Tính sức bền bu lông thanh truyền

Lực tác dụng lên bu lông thanh truyền bao gồm :

Lực sinh ra do lực tác dụng trên đầu to khi làm việc:

Lực xiết bu lông khi lắp ghép Px Lực xiết Px phải đảm bảo trong quá trình làm việc mối ghép vẫn chặt, nhưng không lớn quá vì lớn quá sẽ gây ra biến dạng dẻo của bu lông Theo kinh nghiệm thì:

Px = (2 - 4).Pb

Vì là mối ghép bu lông nên bu lông biến dạng kéo đầu to bị biến dạng nén và cả 2

đồng thời đều bị biến dạng, nên dựa vào quy luật biến dạng của mối ghép ren do bôbarưcôp

đề ra năm 1911, ta có thể tính toán và thiết lập quan hệ biến dạng của bu lông và đầu to thanh truyền như biểu thị trên hình vẽ:

Theo định luật húc lực tỷ lệ với biến dạng, ta có thể vẽ được đường thẳng biến dạng kéo của bu lông với: tg = Cb =

b

b b

l

F E

Và đường biến dạng nén của đầu to với :

tg = Cd =

d

d d

l

F E

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 luật biến dạng nén của đầu to và biến dạng kéo của bu lông một cách

đồng thời, nên khi làm việc bu lông thanh truyền không chịu toàn bộ lực Pb mà chỉ chịu một phần của nó đặc trưng vào hệ số biến dạng x

Thông thường, kết cấu thanh truyền có Fd/Fb=3 – 5 nên x = 0,15 – 0,25

Do đó lực tác dụng lên bu lông sẽ là:

Pb1 = px+xPb= (2 - 4)Pb + (0,15 – 0,25)Pb=(2,15 – 4,25)Pb

Hình 1.19 Biến thiên của lực tác dụng lên bu lông thanh truyền khi làm việc

Như vậy, ứng suất kéo của bu lông khi làm việc:

Mx = Px

2

tb

d ; MNm (1 - 74) Trong đó: : hệ số ma sát:= 0,1

db: đường kính trung bình của ren

Wx: mô đun chống xoắn của tiết diện; Wx = 0,2d0

Do đó: x =

2 0

4,

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:

na =

m a

a  







Trong đó :

b

b a

F

xP

22

x a m

b x b b b

x

F

P F

xP P F

xP F

P

2

25,815,42

22

Ta tính trục khuỷu theo phương pháp phân đoặn

Khi tính toán theo phương pháp này ta chia trục khuỷu ra làm nhiều đọan mỗi đoạn ứng với mỗi khuỷu, chiều dài mỗi đọan bằng khoảng cách giữa hai tâm điểm của ổ trục và coi mỗi đọan như một dầm tĩnh dịch đặt trên hai gối tựa

Hình 1.20 Sơ đồ tính toán sức bền trục khuỷu

Ký hiệu các lực trên sơ đồ nhu sau:

T và Z – lực tiếp tuyến và lực pháp tuyến tác dụng lên ch ốt khuỷu xác định theo đồ thị

)cos( 

)sin( 

Fp – Diện tích đỉnh piston

Pr1 – lực quán tính ly tâm của má khuỷu

C1 – lực quán tính ly tâm của chốt khuỷu

C2 – lực quán tính ly tâm của khối lượng quy dẫn về tâm đầu to thanh truyền

Pr2 – lực quán tính ly tâm của đối trọng

Z’, Z’’ – phản lực tiếp tuyến các gối trục bên trái và bên phải

T’, T’’ – phản lực tiếp tuyến trên các gối trục bên trái và bên phải

Như vậy lực tác dụng tại điểm giữa của các chốt khuỷu trên phương pháp tuyến là

Z0 = Z-(C1+C2), MN

M’K – mômen xoắn tác dụng trên các trục bên trái ( cổ phía trước ) Mô men này do

các lực tiếp tuyến của các khuỷu nằm phía trước tính toán Nếu khuỷu đang tính là khuỷu

M’’K – mô men xoắn tác dụng lên cổ trục bên phải ( cổ phía sau) Mô men này do các

lực tiếp tuyến từ khuỷu thứ nhất cho đến khuỷu thứ i sinh ra Do đó:

M’’K= T R M K TR

i  

b, h – chiều dày và chiều rộng của má hình chữ nhật

ứng suất lớn nhất phát sinh trong trục khuỷu có thể xảy ra trong bốn trường hợp chịu

tải sau đây:

1 Trường hợp khởi động khi chịu lực Pzmax

2 Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax

3 Trường hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất Tmax

Tiến hành tính toán các trường hợp trên như sau:

1.3.1 Trường hợp khởi động khi chịu lực PZmax.

Tính toán trường hơp khởi động là tính toán gần đúng với giả thiết: khuỷu trục ở vị trí

điểm chết trên (  0)

Do số vòng quay khi khởi động của động cơ nhỏ nên ta có thể bỏ qua ảnh hưởng của lực quán tính Do vậy lúc này lực tác dụng chỉ còn lại lực do áp suất lớn nhất của khí thể trong xilanh Pzmax

Sơ đồ tính toán trường hợp khởi giới thiệu ở hình 1.21 dưới đây

Hình 1.21 Lực tác dụng trên trục khuỷu khi khởi động

l

l Z

l Z

M u

u  

 , MN/m2 ( 1-77) Trong đó:

Wu - mô đun chống uốn của tiết diện ngang của chốt khuỷu

Đối với chốt đặc: Wu 0 , 1d ch3 , m3

Đối với chốt rỗng: Wu=

ch

ch ch

dch và ch là đường kính ngoài và đường kính trong của chốt khuỷu tính theo m

1.3.1.2 Tính sức bền của má khuỷu

b Z

2



 MN/m2 (1 - 79) ứng suất tổng cộng:  u n MN/m2 (1 - 80) 1.3.1.3 Tính sức bền của cổ trục khuỷu

ứng suất uốn cổ trục khuỷu:

uW

1.3.2 Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax

Lực tác dụng Zmax xác định theo công thức sau:

mch – khối lượng của chốt khuỷu, Kg

C2 - là lực quán tính ly tâm của khối lượng thanh truyền quy về tâm chốt khuỷu

C2 = 2

2R

m , MN

Do đó : Z0 = Pzmax - R 2M1  m chm2

Hình 1.22 Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên trục khuỷu khi chịu lựcZ max

Phản lực tác dụng trên các gối trục được xác định theo công thức sau:

   

O

l

b b l P c c l P l Z

Xác định khuỷu chịu lực (T i1) max

29 , 0

r r

u u

d d

c P a P l Z M

4 4 2 1

u

32

.

' '

 , MN/m2 (1- 85)

Trong đó: c=c’=c’’ (coi khuỷu hoàn toàn đối xứng)

- ứng suất xoắn chốt khuỷu:

K 1

W

M K i K

WK - là mô đun chống xoắn của chốt khuỷu WK=2Wu

1.3.2.2 Tính sức bền của cổ trục khuỷu

- ứng suất uốn cổ trục (cổ trục rỗng):

4 4 u

/

;

32

' '

d d

b Z M

c

c c

u u

/

;

16 W

'

m MN

d d

R T M

c

c c

i K