ĐỒ ÁN MÔN HỌC TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP XE THAM KHẢO ZIL 164

LỜI NÓI ĐẦUTrong những năm gần đây cùng với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh tế thế giới, nền kinh tế việt nam cũng từng bước phát triển trên con đường CÔNG NGHIỆP HÓA – HIỆN ĐẠI HÓA. Bên cạnh đó kỹ thuật của nước ta cũng từng bước tiến bộ. Trong đó phải nói đến nghành động lực nói chung và sản xuất ô tô nói riêng, chúng ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ô tô nổi tiếng trên thế giới như Nissan, Honda, Toyota…cùng sản xuất và lắp ráp ô tô. Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu, thiết kế tính toán đó là yêu cầu cấp thiết. Có như vậy ngành sản xuất ô tô của ta mới có thương hiệu riêng cho mình trên thị trường quốc tế.Sau khi học xong môn học TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ÔTÔ, chúng em được tổ bộ môn giao làm nhiệm vụ Đồ án môn học. Trong quá trình tính toán để hoàn thành Đồ án môn học chuyên nghành này, bước đầu chúng em đã gặp không ít khó khăn bỡ ngỡ nhưng cùng với sự nỗ lực của bản thân, và sự hướng dẫn hết sức tận tình của thầy giáoNguyễn Đình Điệp, cho nên em cũng đã cố gắng đã hoàn thành xong Đồ án môn hoc Tính toán thiết kế ôtô. Tuy nhiên do là lần đầu tiên chúng em vận dụng lý thuyết đã học, vào tính toán và thiết kế ôtô cụ thể theo thông số cho trước, nên gặp rất nhiều khó khăn và không tránh khỏi những sai sót. Vì vậy chúng em rất mong sự quan tâm, sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy để bản thân chúng em ngày càng được hoàn thiện hơn nữa về kiến thức chuyên môn và khả năng tự nghiên cứu của mình.Qua Đồ án môn học này bản thân em đã có ý thức hơn cho nghề nghiệp của mình, đã dần hình thành cho mình phương pháp học tập và nghiên cứu mới. Cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Đình Điệp đã giúp em sớm hoàn thành tốt Đồ án môn học này.Rất mong được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của thầy và các thầy giáo trong khoa. Em xin chân thành cảm ơn

 Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT VINH KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC ĐỒ ÁN MÔN HỌC TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP XE THAM KHẢO : ZIL 164 Giáo viên hướng dẫn : NGUYỄN ĐÌNH ĐIỆP Sinh Viên Thực Hiện : NGUYỄN ĐOÀN TRUNG Lớp : ĐHLT CNKT Ô TÔ – K1 Vinh tháng 12 năm 2009 SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 1 GVHD: Nguyễn Đình Điệp Trường: ĐHSPKT Vinh  Khoa: CKĐL LỜI NÓI ĐẦU Trong những năm gần đây cùng với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh tế thế giới, nền kinh tế việt nam cũng từng bước phát triển trên con đường CÔNG NGHIỆP HÓA – HIỆN ĐẠI HÓA Bên cạnh đó kỹ thuật của nước ta cũng từng bước tiến bộ Trong đó phải nói đến nghành động lực nói chung và sản xuất ô tô nói riêng, chúng ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ô tô nổi tiếng trên thế giới như Nissan, Honda, Toyota…cùng sản xuất và lắp ráp ô tô Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu, thiết kế tính toán đó là yêu cầu cấp thiết Có như vậy ngành sản xuất ô tô của ta mới có thương hiệu riêng cho mình trên thị trường quốc tế Sau khi học xong môn học TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ÔTÔ, chúng em được tổ bộ môn giao làm nhiệm vụ Đồ án môn học Trong quá trình tính toán để hoàn thành Đồ án môn học chuyên nghành này, bước đầu chúng em đã gặp không ít khó khăn bỡ ngỡ nhưng cùng với sự nỗ lực của bản thân, và sự hướng dẫn hết sức tận tình của thầy giáoNguyễn Đình Điệp, cho nên em cũng đã cố gắng đã hoàn thành xong Đồ án môn hoc Tính toán thiết kế ôtô Tuy nhiên do là lần đầu tiên chúng em vận dụng lý thuyết đã học, vào tính toán và thiết kế ôtô cụ thể theo thông số cho trước, nên gặp rất nhiều khó khăn và không tránh khỏi những sai sót Vì vậy chúng em rất mong sự quan tâm, sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy để bản thân chúng em ngày càng được hoàn thiện hơn nữa về kiến thức chuyên môn và khả năng tự nghiên cứu của mình Qua Đồ án môn học này bản thân em đã có ý thức hơn cho nghề nghiệp của mình, đã dần hình thành cho mình phương pháp học tập và nghiên cứu mới Cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Đình Điệp đã giúp em sớm hoàn thành tốt Đồ án môn học này Rất mong được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của thầy và các thầy giáo trong khoa Em xin chân thành cảm ơn! Vinh, ngày 7 tháng 12 năm 2009 Sinh viên thực hiện Nguyễn Đoàn Trung SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 2 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL NHẬN XÉT, ĐÁNH GIÁ ĐỒ ÁN Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Đình Điệp Kết quả đánh giá : Giáo viên chấm : Kết quả đánh giá : SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 3 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh TRƯỜNG ĐHSPKT VINH Khoa: CKĐL CỘNG HOÀ Xà HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Khoa: Cơ khí Động Lực Độc lập- Tự do - Hạnh phúc TÍNH TOÁN BỘ LY HỢP Họ và tên sinh viên: Nguyễn Đoàn Trung Lớp : ĐHLT công nghệ ôtô-K1 I Tên đề tài: Tính toán thiết kế bộ ly hợp ma sát khô II Các số liệu ban đầu: - Loại ly hợp ma sát khô thường đóng kiểu lò xo III - Tự trọng xe: 4000 kg , Trọng lượng toàn tải 8325 kg - Số chỗ ngồi: 03 - Loại động cơ: Xăng - Xe tham khảo: ôtô ZIL 164 Nội dung tính toán: Xác định mômen ma sát của ly hợp Xác định kích thước cơ bản của ly hợp Tính công trượt riêng Tính toán động học và động lực học của hệ thống dẫn động cơ khí Tính sức bền của một số chi tiết IV Đĩa bị động Lò xo ép Các chi tiết của bộ phận giảm chấn Bản vẽ: - Bản vẽ mặt cắt dọc ly hợp : A0 - Bản vẽ chế tạo của ống trượt : A3 Ngày giao đề: Ngày 20 tháng 9 năm 2009 Ngày hoàn thành: TRƯỞNG BỘ MÔN SVTH: Nguyễn Đoàn Trung GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN 4 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Thông số xe zil 164 Các thông số cơ bản - số chỗ ngồi - sức chở (đường nhựa) - trọng lượng thiết kế 3 4000kg 4100 kg 1870kg 2770kg + phân bố cầu trước + phân bố cầu sau - trọng lượng toàn tải(kể cả người) + phân bố cầu trước 8325kg 2160kg 6165kg + phân bố cầu sau - Tốc độ tối đa lượng tiêu hao nhiên liệu tương ứng với một 75km/h 27(lit) tốc độ - công suất cực đại của động cơ - số vòng quay tk ứng với công suất cực đại - Mô men xoắn cực đại của động cơ số vòng quay tk ứng với mômen xoắn cực đại 97 mãlực 2600(v/p) 33(kGm) 1100- của đcơ số 1 số 2 số 3 số 4 số 5 số lùi tỷ số truỳên của truyền lực chính -Kích thước lốp 1400(v/p) 6,24 3,32 1,90 1 0,81 6,70 7,63 9 – 20 2180 +chiều cao H (mm) -Chiều rộng giữa đường tâm 2 bánh trước 1700 -Chiều dài cơ sở (mm) - Chiều dài toàn bộ (mm) - Chiều rộng toàn bộ 4000 6700 2470 SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 5 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh - Chiều rộng giữa đường tâm 2 bánh sau Khoa: CKĐL 1740 NỘI DUNG TÍNH TOÁN I Tính toán các thông số cơ bản của ôtô: I.1 Trọng lượng toàn bộ của ôtô: Ga :Trọng Lượng toàn xe Theo đề Ga =8325 (KG) ( kể cả người) Ga = 8325.9,81= 81668,25 (N) I.2 Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: Bán kính làm việc của bánh xe được xác định theo công thức sau: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 6 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh d rbx = ( B + ).25,4 (mm) 2 Khoa: CKĐL (1-2) Trong đó : B : Chiều rộng lốp d : Đường kính vành Theo đề : Kí hiệu của bánh xe 9 - 20 Ở đây : B=9,00 (inh) =228,6 (mm) d= 20 (inh) =508 (mm) 20 d Thay số vào (1-2) ta được : rbx = ( B + ).25,4 = (9 + ).25, 4 = 482, 6 (mm) 2 2 rbx = 0,4826 (m) I.3 Tỷ số truyền của truyền lực chính io: Xe tham khảo ZIL164 có io =7,63 II Xác định mô men ma sát của ly hợp: Ly hợp phải có khả năng truyền hết mômen xoắn lớn nhất của của động cơ Để đảm bảo yêu cầu truyền hết mô men xoắn lớn nhất của động cơ trong mọi điều kiện thì ta phải có : Mms =Memax.β (1-3) Trong đó : - Mms : mômen ma sát cần thiết của ly hợp [N.m] - Memax :mômen xoắn lớn nhất của động cơ [N.m].Theo đề Memax= 33 (kGm) Memax = 33.9,81 = 323,73 (Nm) - β : hệ số dự trữ của ly hợp Hệ số dự trữ ly hợp β phải đủ lớn ( β > 1) để đảm bảo ly hợp truyền hết mômen xoắn động cơ trong mọi điều kiện làm việc của nó (khi các bề mặt ma sát bị dầu mỡ rơi vào ,khi các lò xo ép bị giảm tính đàn hồi ,khi các tấm ma sát bị mòn , …) Mặt khác hệ số β cũng không được lớn quá vì như thế ly hợp không làm tốt chức năng bảo vệ an toàn cho hệ thống truyền lực khi quá tải SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 7 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Hệ số β được chọn theo thực nghiệm : B¶ng B1-1 : B¶ng chän hÖ sè dù tr÷ ly hîp β Lo¹i xe Xe du lÞch TrÞ sè β 1,35 ÷ 1,75 Xe t¶i, kh¸ch, m¸y kÐo vËn t¶i (kh«ng kÐo 1,60 ÷ 2,25 mooc) ¤ t« t¶i cã mooc (hoÆc tÝnh n¨ng th«ng qua cao) 1,80 ÷ 3,00 M¸y kÐo n«ng nghiÖp kiÓu ly hîp th−êng ®ãng 2,00 ÷ 2,50 Đối với ôtô tải β =1,60÷2,25 Chọn β = 2,0 Thay số vào ta có : Mms =Memax.β =323,73.2,0 =647,46 [N.m] III Xác định các kích thước cơ bản của ly hợp : III.1 Bán kính hình vành khăn của bề mặt ma sát đĩa bị động : a Bán kính ngoài của tấm ma sát ly hợp được xác định : Hình 1: sơ đồ tính toán bán kính trung bình của đĩa ma sát R2 = 3β M e max 3 2.Z ms µ π p 1 − K R ( ) (1-4) Trong đó : SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 8 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL µ :Hệ số ma sát trượt giữa các đôi bề mặt ma sát: µ =0,22÷0,3.Xe làm việc trong điều kiện không nặng nhọc và có tính động lực tốt nên chộn hệ số ma sát theo giới hạn nhỏ Chọn µ =0,30 Zmz : Số đôi bề mặt ma sát ưu tiên chọn một đĩa bị động nên chọn Zmz =2 P : Áp suất pháp tuyến của các bề mặt ma sát Để đảm bảo tuổi thọ cho các tấm ma sát giá trị p cho phép là [p] =1,4.105÷2,5.105 [N/m2 ].Vì ly hợp làm việc trong điều kiện nhẹ nên có thể chộn áp suất theo giới hạn trên: p=1,8.105 [N/m2 ] KR : Hệ số tỷ lệ giữa bán kính trong và ngoài bề mặt ma sát , KR = R1 =0,53÷0,75 R2 Chọn KR =0,55 Thay vào (1-2) ta có : R2 = 3 3β M e max ( 3 2.Z ms µ π p 1 − K R ) = 3 3.647, 46 = 0,15 (m) 2.2.0,3.3,14.1,8.105 1 − 0,533 ( ) R2=150(mm) Suy ra bán kính trong R1 của tấm ma sát là : R1 =R2.0,53=0,15.0,53=0,08 (mm) R1 = 80 (m) Như vậy đường kính ngoài của đĩa ma sát ( đĩa bị động): D2 = 2 R2 = 2.150 = 300 (mm) b chọn số lượng đĩa bị động: ( số đôi bề mặt ma sát) i= β M d 2 2.π Rtb b.µ [q ] i= ⇒ M ms 2πR µ [ q ]( R2 − R1 ) 2 tb Trong đó: b- bề rộng tấm ma sát gắn trên đĩa bị động được tính theo b = R2- R1 = 150 – 80 = 70 (mm) = 0,070 (m) SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 9 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL [q]- áp lực riêng cho phép trên bề mặt ma sát, tính theo KG/cm2 hoặc KN/m2 Tra bảng thông số chọn: [ q] = 200 (KN/m2 ) Rtb: bán kính ma sát trung bình 3 2 R2 − R13 2 0,153 − 0, 083 = = 0,11855 [m] Rtb = 2 3 R2 − R12 3 0,152 − 0, 082 Thay các thông số vào ta có: i= 2, 0.323, 73 = 1, 745744 2.π (11,855.10− 2 ) 2 0,3.(15 − 8).10 −2.2.105 Từ đó ta chọn i = 2 tương ứng với 1 đĩa bị động Tra bảng thông số đối với ly hợp ta thấy: §êng kÝnh ngoµi ®Üa bÞ ®éng M«men xo¾n Memax 250 ÷ 325 HÖ sè tr- Sè lîng ît ®Üa bÞ ®éng β 330 2,0 Sè lîng ®ßn më 1 Sè lîng Lo¹i lß xo «t« Ðp 3 12 Xe t¶i Số liệu kích thước cơ bản là phù hợp III.2 Diện tích và bán kính trung bình của hình vành khăn tấm ma sát: Diện tích hình vành khăn tấm ma sát S[m2 ] được xác định theo công thức : S=π.(R22 –R12)=3,14.(0,152 -0,082 )=0,0505 [m2 ] Bán kính trung bình của hình vành khăn tấm ma sát : 3 2 R2 − R13 2 0,153 − 0, 083 = = 0,11855 [m] Rtb = 2 3 R2 − R12 3 0,152 − 0, 082 III.3 Chiều dày tấm ma sát: Theo tài liệu chiều dày tấm ma sát đối với xe tải và xe khách δ ms có giá trị trong khoẳng δ ms = 3 ÷ 5 (mm), ta chọn δ ms = 5 (mm) SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 10 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL = 44,88 [kg/cm2 ] Ứng suất cho phép với vật liệu nêu trên là: [τ c ] =100 [kg/cm2 ] [ σ d ] =250 [kg/cm2 ] V.2 Tính toán Moay-ơ đĩa bị động :  Chiều dài moay-ơ Được chọn tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa bị động,moay-ơ được lắp với xương đĩa bị động bằng đinh tán và ghép với trục bằng then hoa h Tính toán moay-ơ ta tính toán theo ứng suất cắt và dập trên then hoa d D dtb Do trục ly hợp cũng là trục sơ cấp của hộp số ,nên đường kính ngoài trục ly hợp D được tính theo trục sơ cấp hộp số được tính sơ bộ bằng công thức sau: D = k d ( M e max ) 3 1 (1-16) Trong đó : kd là hệ số kinh nghiệm k d = chọn k d =5,0 Memax =323,73 [N.m]: mômen cực đại của động cơ Ta có : 1 D = 5, 0 ( 323,73) 3 = 34,33 [mm] Chọn D=35 [mm] Với D =34 [mm] ta tra bảng (7-26) sách thiết kế chi tiết máy ta có các thông số khác của then hoa như sau: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 21 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Sử dụng then hoa có răng hình chữ nhật chịu tải trọng trung bình -Đường kính trong : d= 28[mm] -Chiều rộng của răng : b=6 [mm] -Số răng là :Z=10 Chiều dài moay-ơ được xác định bằng công thức sau :L=1,4D=1,4.35=49[mm] Khi làm việc then hoa của moay-ơ chịu ứng suất chèn dập và cắt và được kiểm nghiệm theo công thức sau: 4.M e max ≤ [τ c ] Z1 Z 2 L.b.( D + d ) -Ứng suất cắt: τc = -Ứng suất chèn dập : σ cd = 8.M e max ≤ [σ cd ] Z1 Z 2 L.( D 2 − d 2 ) (1-17) (1-18) Trong đó : Memax :Mô men cực đại của động cơ Memax =323,73[N.m] Z1 :Số lượng moay-ơ riêng biệt ,với ly hợp một đĩa bị động thì Z1=1 Z2 :Số then hoa của moay-ơ Z2 =10 L : Chiều dài moay-ơ L=49[mm]=0,049[m] D : Đường kính ngoài của then hoa D=35[mm]=0,035[m] d : Đường kính trong của then hoa d=28[mm] = 0,028[m] b : Chiều rộng then hoa b =6 [mm]=0,006[m] Lần lượt thay số vào công thức (1-17) và (1-18) ta có: τc = 4.323, 73 = 6991253, 644 [N/m2 ] 1.10.0, 049.0, 006.(0, 035 + 0, 028) =71,26 [kg/cm2 ] σ cd = 8.323, 73 = 11985006, 25 [N/m2 ] 2 2 1.10.0, 049 ( 0, 035 − 0, 028 ) =122,17 [kg/cm2 ] Vật liệu chế tạo moay-ơ thường là thép 40 ,40X Ứng suất cho phép là: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 22 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL [τ ] = 100 kg/cm2 [τ ] = 200 c cd kg/cm2 So sánh kết quả tính được với ứng suất cho phép ta thấy moay-ơ làm việc đảm bảo bền  Tính toán đinh tán nối moay-ơ với xương đĩa bị động: Đinh tán nối moay-ơ với xương đĩa bị động được làm bằng thép có đường kính d=(6÷10)mm Đồi với xe tải chọn d=8 (mm) Đường kính mũ đinh tán được tính theo công thức sau: Ddm =(1,6÷1,75).d ,chọn Ddm =1,6.d=1,6.8=12,8[mm] Đinh tán được bố trí một dãy với bán kính là r = 80 [mm] ,số lượng đinh tán chọn n=12 (đinh) Lực tác dụng lên đinh tán được xác định theo công thức sau: F= 2.M e max 2.323, 73 = = 8093, 25 [N] D 0, 080 Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và ứng suất dập : -Ứng suất cắt của đinh tán : τc = F 8093, 25 = = 13417507, 04 [N/m2 ] π d 2 3,14.0, 0082 n 12 4 4 =136,77 [KG/cm2 ] -Ứng suất dập của đinh tán ở vòng ngoài là: σd = F 8093, 25 = = 56203125 [N/m2 ] n l.d 12.0, 0015.0, 008 =572,9 [KG/cm2] Trong đó: F : Lực tác dụng lên đinh tán F=8093,25 [N] n : Số đinh tán n=12 [đinh ] SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 23 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL d : Đường kính đinh tán d=8[mm] l : Chiều dài chèn dập của đinh tán chọn l=1,5[mm] Trị số ứng suất cho phép : [τ d ] = 800 KG/cm2 [τ c ] = 300 KG/cm2 Ta thấy : τ c < [τ c ] và τ d < [τ d ] nên đinh tán đảm bảo bền VI Lò xo ép VI.1.Thông số cơ bản và nghiệm bền của cơ cấu ép: Ly hợp sát khô thường dùng các lò xo xoắn hình trụ, lò xo xoắn côn hoặc lò xo dạng đĩa Đối với loại này ta chọn lò xo dây xoắn dạng hình trụ bố trí xung quanh làm kết cấu ly hợp đơn giản hơn, tin cậy và giể điều khiển lò xo xoắn hình trụ thường chế tạo bằng théo Silic 60C, 60 C2 A hoặc làm bằng thép Mangan 65 hay thép Cacbon 85 có ứng suất cho phép [τ] = 650 – 850 MN/m2 theo phân tích ở trên ta chọn loại lò xo xoắn hình trụ, loại lò xo này thường được dùng trên các loại xe có mô men xoắn lớn số lượng lò xo thường được chọn theo đường kính ngoài của đĩa bị động theo thông số tính toán và dựa vào bảng tham khảo ta chọn được số lượng lò xo ép là Z= 12 VI.2 Lưc ép cần thiết của một lò xo Flx ( N ) khi làm việc Flx = k F Z lx Trong đó: F - Lực ép cần thiết của ly hợp F= β M e max M ms 647, 46 = = = 9102,5 N µ Rtb Z ms µ.Rtb Z ms 0,30.11,855.10 −2.2 k – Hệ số tính đến sự giãn, sự nới lõng của lò xo k = 1.05 – 1.08 Ta chọn k = 1,05 Zlx – Số lò xo sử dụng để tạo ra lực ép đối với xe tải z ta chọn z = 12 Thay các thông số đã lựa chọn và tính toán vào công thứ trên ta có SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 24 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Flx = Khoa: CKĐL 1, 05.9102,5 = 796 N = 81,14 KG 12 Ta có Flx = 81,14 KG phù hợp với điều kiện về giớ hạn lực ép lò xo VI.3 Độ cứng của một lò xo Clx ( N/m) Độ cứng của lò xo Clx được xác định theo điều kiện tối thiểu của hệ số dự trử ly hợp βmin khi tấm ma sát bị mòn đến giới hạn bị thay thế C lx = Flx β (1 − min ) Lm β Trong đó: β - Hệ số dự rử ly hợp β = 2,0 βmin – Hệ số dự trữ khi tấm ma sát mòn đến giới hạn phải thay thế βmin = ( 0,8 - 0,85 ) β Ta chọn βmin = 0,8 β Lm -Lượng mòn tổng cộng cho phép của tấm ma sát ( m) Lm= 0,25 δms Zms Với: - δms chiều giày của một tấm ma sát Xe tải δms = ( 3,5 – 6) mm chọn δms =5 mm ⇒ Lm = 0,25 5 2 = 2,5 mm = 2,5.10-3 m Thay các thông số đã lựa chọn và tính toán vào công thứ trên ta có Clx = 796 0,8.2, 0 (1 − ) = 63680 N / m = 636,8 N / cm = 64, 49 KG / cm 2, 5.10 −3 2, 0 VI.4 Lực lớn nhất tác dụng lên 1 lò xo Flxmax (N) Lực lớn nhất tác dụng lên một lò xo tính bằng công thức Flx max = Flx + Clx λm Trong đó: Clx - Độ cứng của lò xo λm - Độ biến dạng thêm của lò xo khi mở ly hợp bằng độ dịch chuyển của đĩa ép khi mở ly hợp λm = δ m Z ms + δ dh SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 25 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Với: δm – Khe hở hoàn toàn giữa các đôi bề mặt ma sát δdh – Độ dịch chuyển thêm cần thiết của đĩa ép do độ đàn hồi của đĩa bị động Khi tính toán có thể lấy: δdh = 0,25 ÷ 1mm Chọn δdh = 0,5 mm Zms = 2, δm = ( 0,75 ÷ 1 ) mm Chọn δm = 0,85 mm −3 ⇒ λm = 0,85.2 + 0,5 = 2, 2mm = 2, 2.10 m Flx max = 796 + 63680.2, 2.10−3 = 936, 09 N Thay số : VI.5.Kích thước hình học của lò xo Đường kính dây lò xo d ( m) và đường kính trung bình D xác định từ công thức tính ứng suất còn số vòng làm việc tính theo Clx trong bảng tham khảo a Đường kính giây lò xo d (m) và đường kính trung bình: Được xác định từ công thức tính ứng suất τ [N/m2 ] τ= 8kD Flxmax ≤ [τ ] π d 3 d≥ Suy ra: 8k  D  Flxmax π [τ ]  d ÷   Trong đó: d: Đường kính dây lò xo (m) D: Đường kính trung bình của lò xo (m) [τ ] : Ứng suất tiếp cho phép của lò xo [τ ] = 5000 – 7000 KG/cm2 ( 500 MN/m2 – 700 MN/m2) Ta chọn [τ ] = 600.106 N/m2 k: Hệ số tăng ứng suất tiếp do lò xo bị xoắn khi chịu tải, được chọn theo tỷ số D/d 3 D theo bảng: d 4 SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 5 6 7 26 8 9 10 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh k 1,58 1,40 1,31 1,25 Khoa: CKĐL 1,21 1,18 1,16 1,14 D Từ bảng trên ta chọn: = 4 và k= 1,31 d Thay số vào ta có: d≥ 8.1, 40 4.936, 09 = 0, 0043669 π 700.106 chọn d = 4,5 [mm] = 0,0045 [m] suy ra đường kính trung bình của lò xo: D= kd d với : kd = ⇒ D d D = 4 4,5 = 18 [mm] b Số vòng làm việc của lò xo Số vòng làm việc của lò xo nlx được tính theo công thức xác định Clx như sau: Từ công thức C lx = G.d 4 8 D 3 nlx Với G : Modun đàn hồi vật liệu làm lò xo G = 0,81 1011 N/m2 nlx: số vòng làm việc của lò xo ⇒ nlx = Gd 4 0,81.1011.(4,5.10−3 ) 4 = = 11,1 8 D 3 Clx 8.(18.10−3 )3 63680 Chọn số vòng bằng 11 c Chiều dài tối thiểu của lò xo Lmin (mm) Được xác định khi lò xo chịu tải lớn nhất Elxmax với khe hở tối thiểu giữa các vòng lò xo là 1mm Lmin = (nlx − 1)(d + 1) + (1,5 ÷ 2)d + 2 Trong đó: (nlx – 1) : Số bước lò xo d : Đường kính dây lò xo SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 27 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL (1,5 ÷ 2): Số vòng không làm việc chọn 2 2 : Khe hở giữa các vòng tỳ với vòng lò xo Thay số: Lmin = (11 − 1)(4,5 + 1) + (1,5 ÷ 2).4,5 + 2 = (63, 75 ÷ 67) mm chọn Lmin= 67 (mm) với số vòng tỳ bằng 2 d Chiều dài tự do của lò xo Lmax được xác định khi không chụ tải Lmax = Lmin + λmax Trong đó: λmax – Độ biến dạng lớn nhất của lò xo khi chịu lực lớn nhất Flxmax λmax = Flx max 936, 09 = = 0, 015m = 15 (mm) Clx 63680 ⇒ Lmax = 67 + 15 = 84 (mm) e Chiều dài làm việc của lò xo Llx được xác định khi lò xo chịu lực ép Flx Llx = Lmax − λlv Trong đó : λlv : Độ biến dạng lò xo khi chịu lực ép λlv = ⇒ Flx 796 = = 0, 0125m = 12,5 Clx 63680 (mm) Llx = 84 − 12,5 = 71,5mm f Tính lò xo theo ứng suất cắt τ= 8.Flx D.k ≤ [τ ] π d 3 Trong đó: τ - Ứng suất sinh ra khi lò xo làm việc ứng với trường hợp mở ly hợp k – Hệ số tập trung ứng suất với D = 4 thì k = 1,40 d Thay số: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 28 GVHD: Nguyễn Đình Điệp Trường: ĐHSPKT Vinh  Khoa: CKĐL 8.796.18.10−3.1, 40 τ= = 560,55.106 N / m 2 < [ τ ] = 700.106 N / m 2 −3 3 3,14.(4,5.10 ) Ứng suất sinh ra lớn thoả mãn điều kiện cho phép VII Lò xo giảm chấn Các lò xo giảm chấn được đặt ở đĩa bị động để tránh sự cộng hưởng ở tần số cao của dao động xoắn do sự thay đổi momen của đông cơ và hệ thống truyền lực đảm bảo truyền momen một cách êm dịu từ đĩa bị động sang may ơ trục ly hợp Mômen cực đại có khả năng ép lò xo giảm chấn được M max = Gb ϕ rb i0 ih1 i p1 Trong đó: ip1 - Tỷ số truyền hộp số phụ tay số thấp, đối với loại xe này không sử dụng hộp số phụ nên trong công thức trên không xét giá trị này Gb – Phần trọng lượng của ô tô tác dụng lên cầu chủ động Gb = 6165 KG = 60478,65 N ϕ - Hệ só bám của đường, với đường tốt lấy ϕ = 0,8 rb - Bán kính làm việc của bánh xe rb = 0,4826 m io - Tỷ số truyền lực truyền lực chính io = 7,63 ih1 -Tỷ số truyền hộp số ở tay số 1 ih1= 6,24 Thay các thông số trên vào công thức ta có M max = 60478, 65.0,8.0, 4826 = 490, 42 N m 1.7, 63.6, 24 Momen quay mà giảm chấn có thể truyền được bằng tổng momen quay của các lực lò xo giảm chấn và momen ma sát M max = M 1 + M 2 = P1 R1 Z1 + P2 R2 Z 2 Trong đó: M1 - Momen quay của lực lò xo giảm chấn dùng dập tắt giao SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 29 GVHD: Nguyễn Đình Điệp Trường: ĐHSPKT Vinh  Khoa: CKĐL động cộng hưởng ở tần số cao M2 - Momen ma sát dùng để dập tắt dao động cộng hưởng ở tần số cao P1 - Lực ép của 1 lò xo giảm chấn R1 - Bán kính đặt lò xo thường theo đường kính ngoài của may ơ Z1 - Số lượng lò xo giảm chấn đặ trên may ơ P2 - Lực tác dụng trên vòng ma sát R2 - Bán kính trung bình đặt cacbs vòng ma sát Z2 - Số lượng vòng ma sát ( Số đôi bề mặt ma sát) Thường chọn M2 = 0,25% Mmax - Khi chưa truyền momen quay, thanh tựa nối các đĩa có khe hở λ1, λ2 tới các mặt bên của thành may ơ (HV) λ1: Khe hở đặc trưng cho biến dạng giới hạn của lò xo khi truyền momen từ động cơ λ2 : Khe hở đặc trưng cho biến dạng giới hạn của lò xo khi truyền momen từ bánh xe - Xác định độ cứng của lò xo tối thiểu theo công thức S = 17,4.R12 k Z1 Trong đó: Z1 - Số lượng lò xo giảm chấn đặt trên may ơ chọn Z1 = 8 ứng với bán kính trung bình tiếp tuyến với các lò xo R1 - bán kính trung bình của vị trí đặt các lò xo giảm chấn chọn R1 = 60 mm k – Độ cứng của lò xo Để tính k ta chọn sơ bộ lò xo như sau: - Đường kính dây lò xo d = 3 mm - Số vòng 3 – 4 vòng ta chọn n = 4 vòng - Đường kính trung bình D = 14 – 19 mm chọn D = 16 mm SVTH: Nguyễn Đoàn Trung GVHD: Nguyễn Đình Điệp 30  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Suy ra độ cứng lò xo được tính theo bảng như sau: G.d 4 k= 8.D 3 n Với G : Modun đàn hồi vật liệu làm lò xo G = 0,81 1011 N/m2 G.d 4 0,81.1011.(3.10−3 ) 4 k= = = 50056, 45 N / m 8.D 3 n 8.(16.10 −3 )3 4 Thay các thông số vào công thức tính S ta có: S = 17, 4.(60.10−3 ) 2 50056, 45.8.10−3 = 25, 08 N / m - Các cửa sổ đặt lò xo may ơ có kích thước chiều dài là A phải nhỏ hơn chiều dài tự do lò xo một ít A = ( 25 - 27) Ta chọn A = 25 m Lò xo luôn ở trạng thái căng ban đầu - Đường kính thanh tựa chọn d = ( 10 - 12) mm đặt trong kích thước lỗ được xác định theo khe hở λ1, λ2 chọn d = (2,5 – 4)mm chọn d = 3mm - Ứng suất xoắn của lò xo xác định theo công thức: τ= 8.P1 D k ≤ [τ ] π d Với các thông số: d = 3 mm, D = 16mm, k = 5, n = 6 vòng P1: Lực tác dụng cực đại lên một lò xo P1 = M max − M msgc Z g R1 Trong đó: R1 = 80mm Zg =8 Số lượng lò xo giảm chấn Mmsgc – Momen ma sát giảm chấn thường chọn Mmsgc = 0,25.Mmax P= 1 M max − M msgc Z g R1 SVTH: Nguyễn Đoàn Trung = 0, 75M max 0, 75.490, 42 = = 574, 7 N Z g R1 8.0, 08 31 GVHD: Nguyễn Đình Điệp Trường: ĐHSPKT Vinh  Khoa: CKĐL λ.G.d 4 Số vòng làm việc của lò xo n0 = 1,6.P1 D 3 Với λ Độ biến dạng của lò xo giảm chấn từ vị trí chưa làm việc λ = 3mm 3.0,81.1011.(3.10−3 ) 4 n0 = = 5, 22 1, 6.574, 7.(16.10−3 )3 Chọn n0 = 6vòng Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất ta có 8.P D 8.547, 7.16.10 −3 1 τ= k = 5 = 413, 2.106 N / m 2 = 4212 KG / cm 2 −3 3 π d 3,14.(3.10 ) Với [τ] = (6500 ÷ 8000)KG/cm2 So sánh kết quả tính được với giá trị ứng suất cho phép ta thấy lò xo thoả mãn điều kiện bền - Chiều dài làm việc của lò xo được tính theo công thức L1 = n0.d = 6.3 = 18 mm - Chiều dài của lò xo trạng thái tự do L2 = l1 + λ + 0,5.d = 18 + 3 + 0,5.3 = 22,5 mm VIII Tính toán thiết kế dẫn dộng ly hợp VIII.1 Tính toán dẫn động ly hợp: VIII.1.1 Sơ đồ tính toán dẫn động ly hợp: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 32 GVHD: Nguyễn Đình Điệp Trường: ĐHSPKT Vinh  Khoa: CKĐL Pbd s Pmax f a e d b  c Hình 5: dẫn động ly hợp Theo xe tham khảo ta có bảng sau: Kích thước dẫn động a (mm) 400 b c d e 110 160 70 90 f 40 VIII.1.2.Xác định hành trình của bàn đạp ly hợp: -Hành trình tự do của bàn đạp: Để khắc phục khe hở giữa đầu đòn mở và bạc mở, được xác định bằng công thức sau: So = δ0 inm ibd + ibd [mm] -Hành trình làm việc của bàn đạp ly hợp: Slv = λm idm inm ibd [mm] -Hành trình toàn bộ của bàn đạp ly hợp: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 33 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL S bd = S o + S lv [mm] Sbd = λm idm inm ibd + δ 0 inm ibd + ibd Trong đó: -λm: Độ biến dạng thêm của lò xo khi mở ly hợp λm=2,1[mm] -ibđ: Tỷ số truyền bàn đạp ibđ = a/b = 400/110 = 3,6 -idm: Tỷ số truyền đòn mở idm = e/f = 90/40 = 2,25 -inm: Tỷ số truyền nạng mở inm = c/d = 160/70 = 2,28 -δo: Khe hở giữa đầu tì đòn mở và bạc mở δo = 2 ÷ 3[mm] chọn δo = 3[mm] Thay các thông số đã biết vào các công thức (1-30), (1-31), (1-32) ta có: So = δ0 inm ibd + ibd = 3.2, 28.3, 6 + 3, 6 = 28, 22 [ mm ] Slv = λm idm inm ibd = 2,1.2,25.2,28.3,6 = 38,78mm] S bd = S o + S lv = 28,22 + 38,78 = 67 [mm] VIII.1.3 Lực cần thiết của người lái tác dụng lên bàn đạp để mở ly hợp là: Fbd ≥ Fm [N] idk η dk Trong đó: -idk: Tỷ số truyền dẫn động idk = ibd.inm.idm = 3,6.2,25.2,28= 18,468 -Fm: Lực cần thiết để mở ly hợp,được xác định bằng công thức sau: Fm = Flx + Clx,λm.zlx [N] Với : -Flx: Lực ép cần thiết của một lò xo khi mở ly hợp Flx = 796[N] -Clx: Độ cứng của lò xo.Clx = 63680[N/m] -λm: Độ biết dạng thêm của lò xo khi mở ly hợp λm = 2,1[mm] -zlx: Số lượng lò xo ép zlx = 12 SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 34 GVHD: Nguyễn Đình Điệp  Trường: ĐHSPKT Vinh Khoa: CKĐL Thay số vào công thức (1-33) và (1-34) ta có: Fm = 796 + 63680.0,0021.12 = 2400,73[N] Fbd ≥ 2400, 736 = 144, 4 [N] 18, 468.0,9 So với giá trị cần thiết đối với xe tải là [Fbđ ] = 250 [N] thì thoả mãn Như vậy chúng ta không cần phải trợ lực cho hệ thống dẫn động ly hợp TÀI LIỆU THAM KHẢO: 1 Hưóng dẫn thiết kế ly hợp của Trường Đại Học Bách Khoa Đà Nẳng Tác giả: Th.s: Lê Văn Tụy 2 Kết cấu và tính toán động cơ đốt trong T1,T2: SVTH: Nguyễn Đoàn Trung 35 GVHD: Nguyễn Đình Điệp ... thiết kế tính tốn yêu cầu cấp thiết Có ngành sản xuất ô tô ta có thương hiệu riêng cho thị trường quốc tế Sau học xong mơn học TÍNH TỐN THIẾT KẾ ƠTƠ, chúng em tổ môn giao làm nhiệm vụ Đồ án môn. .. trọng xe: 4000 kg , Trọng lượng toàn tải 8325 kg - Số chỗ ngồi: 03 - Loại động cơ: Xăng - Xe tham khảo: ôtô ZIL 164 Nội dung tính tốn: Xác định mơmen ma sát ly hợp Xác định kích thước ly hợp Tính. .. phép xe :Lr ≤800 [KJ/m2 ] So sánh kết tính đựơc với giới hạn cho phép công trượt riêng ta nhận thấy chênh lệch không đáng kể mà ly hợp thiết kế đạt yêu cầu tuổi thọ IV.6 Nhiệt sinh trượt ly hợp