tính toán và kiểm nghiệm hộp số ly hợp trục hộp số và các đăng

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH ™™™ Khoa: Động lực Mơn: TÍNH TỐN KẾT CẤU ĐỘNG CƠ Tiểu luận: TÍNH TỐN VÀ KIỂM NGHIỆM HỘP SỐ-LY HỢP-TRỤC HỘP SỐ VÀ CÁC ĐĂNG GVHD:Trần Anh Sơn SVTH:Nguyễn văn Mạnh MSSV:12158581 Thông số động huyndai country Model County ( Standar-Delux-Luxury-Limousine) Khung gầm (Base Chassi): Hyundai County Long Body Nguồn gốc, xuất xứ: Nhập 100% từ HYUNDAI Hàn Quốc Số chổ ngồi / Seat Capacity Kích thước tổng thể / Overall dimensions LIMOUSINE Hyundai Hyundai 29 Chiều dài/overall length (mm) - SL 7.085 - 7.590 Chiều rộng/overall width (mm) - SL 2.035 Chiều rộng/overall height (mm) - SL 2.755 Độ dài sở / Wheel Base (mm) Tốc độ tối đa / Max Speed (Km/h) Trọng lượng thân / Curb Vehicle Weight (Kg) Vệt bánh xe / Wheel Tread Fr-Rr (mm) Khoảng sáng gầm xe / Min.Ground Clearance (mm) Bán kính quay vòng tối thiểu / Min Turning Radius (m) Khả vượt dốc / Max Gradeability Động Model D4DD - Phun nhiên liệu điện tử hệ / Engine Moden D4DD - The New CRDi (Common Rail Direct injection) Công suất động / Max Power\Torque (PS/rpm) Dung tích động / Displacement (cc) 4.085 111 4160 1.705 x 1.495 195 7.4 0.45 D4DD - CRDi 140/2.800 3.907 Tiêu chuẩn khí thải / Emission level EURO-III Số xy lanh / Number of Cylinder 04 In line Đường Kính, hành trình piston / Bore, Stroke (mm) 104 x 115 Momen xoắn lớn / Max Torque (Kg.m\rpm) 38/1.600 Tỷ số nén / Compression ratio 17:05:01 Hộp số: Số tiến - Số lùi / Transmission: Forword - Reverse Hyundai Bình ắc quy 12VOLTS-80AH Nhập bảo hành GS (thương hiệu Nhật) Thân xe: linh kiện 100% hãng Hyundai / Body: Genuine part impoted from Hyundai Motor Công thức bánh xe: x , Lốp xe Tube Less MAXXIS 7.00R16-12PR, 12 lớp bố thép nhập hãng Thunder-GS Hyundai Maxxis Yêu cầu: - chọn thơng số xe tính tốn thiết kế, kiểm nghiệm bền đĩa ma sát Tính tốn thiết kế cấu điều khiển ly hợp thuỷ lực chọn sơ đồ động học , tính tốn chọn tỉ số chuyền hộp số cấp có số OD - tính tốn kiểm nghiệm bền bánh răng, trục hộp số - tính tốn thiết kế kiểm nghiệm bền trục đăng Xác định tỉ số truyền số thấp – tỉ số truyền số cao 1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp ih1 xác định theo điều kiện sau: ih1 ≥ G.rbx Ψ max M e max i0 η tl Trong đó: - G trọng lượng toàn xe: 41600(N) - Hệ số cản lớn đường: ψmax = f cos α + sin α Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn 20%, số cản lăn lớn (đường đất cát) f = 0.2 [1] ψmax = 0.2.cos11018' + sin11018' = 0.39 - Bán kính làm việc bánh xe chủ động: ( 195/75R16) r0 = (195.0,75) + 16 25,4 = 349,45(mm) rbx − λ r0 = 0,945.349.45 = 330, 23 (mm) chọn λ = 0,945 - Momen xoắn cực đại động cơ: Memax = 380(N/m) - ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực Do xe thiết kế xe tải khách 29 chỗ vi sai cấp nên chọn ηtl = 0.89 - tỉ số truyền lực chính: i0 i0 = π rbx ne max 30.ihn Vmax Trong đó: ne max = λ nN với: nN = 3200 v/p, λ = (động diesel) ⇒ ne max = 3200 (v/p) - ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn = 0,825 - Chọn vmax = 111km/h ≈ 30.38(m/s) để tính toán π 330,23.3200.10− ⇒ i0 = = 4,35 30.0,825.30,83 G.rbx Ψ max 41600.0,39.330,23.10− ⇒ ih1 ≥ = = 3.64 M e max i0 η tl 380.4,35.0,89 Kiểm tra theo điều kiện kéo điều kiện bám: - Hệ số bám: ϕ = 0, ÷ 0,8[2] chọn ϕ = 0, 75 M i i η pΨ ≤ pk ≤ pϕ hay G.Ψ max ≤ e max h1 tl ≤ Gϕ rbx ⇔ G.rbx Ψ max G.rbx ϕ ≤ ih1 ≤ M e max i0 η tl M e max i0 η tl 41600.0,75.330,23.10− ⇔ 3,64 ≤ ih1 ≤ =7 380.4,35.0,89 Do xe tải khách 29 chỗ nên chọn ih1= 5,85 1.2 Xác định tỉ số truyền số lại Vì hộp số dọc cấp có OD với số IV số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tính cơng bội q: q= ih1 5,85 =4 = 1,63 ihn 0,825 t a t ính đ ợc t ỷ s ố truy ền c ác tay s ố c òn l ại: s ố 2: ih = ih1 = 3,88 q ih1 = 2, 20 q2 s ố 3: ih3 = s ố 4: ih = s ố OD: ihOD = ih1 = 0,825 q s ố l ùi: ir = (0,8 ÷ 1,3)ih1 iR = 0,8.ih1 = 4,48 > ih = 3,88 Xác định kích thước hợp số : 2.1 Bánh hợp số : a) Chọn khoảng cách trục Khoảng cách trục chọn theo công thức kinh nghiệm sau: Α = C M e max = 213 380 = 152,10 ( mm ) Ở đây: Memax momen xoắn cực đại động (Nm) C hệ số kinh nghiệm: - Đối với xe dùng động diezel: C = 20 ÷ 21, ta chọn C = 21 chon A=160 mm b) chọn mơđuyn pháp tuyến bánh mn = (0,032 ÷ 0,040).A mn = 4,8 ÷ 5,6 theo tiêu chuẩn ta chọn m = c) xác định số bánh z'2 z'3 z'1 z'R z'OD za TTC z''R A TSC TTG zR z2 z3 z1 zOD z'a Sơ đồ tính tốn số bánh hộp số trục A khoảng cách trục Za, Z´a số cặp ăn khớp Z1, Z2,….số bánh trục trung gian Z´1, Z´2,… số bánh trục thứ cấp Khoảng cách A tính sau: Α= mn ( za + za' ) cos β a ⇒ ia = = mn za ( + ia ) cos β a A cos β a −1 mn za Trong đó: ia tỷ số truyền cặp bánh ăn khớp mn: mô đun pháp tuyến cặp bánh ln ăn khớp βa: góc nghiêng cặp bánh ăn khớp Với bánh nghiêng 200 ≥ β ≥ 80 chọn β = 200 Ta có ih1 = 5,85 theo công thức kinh nghiệm ta chọn Za = (16 ÷12) lấy Za = 15 A cos β a 2.160.cos 200 ⇒ ia = = − = 3,009 mn za 5.15 ⇒ za' = ia za = 15.3,009 = 46,14 (r ăng) ch ọn za = 47 r ăng t ỉ s ố truy ền c c ác c ặp b ánh r ăng đ ợc g ài: có igi = ihi ia ⇒ ig1 = 1,95 ig = 1, 29 ig = 0,73 iOD = 0,27 iR = igR1.igR = 1,49.1,25 = 1,87 số bánh trục trung gian trục thứ cấp xác định: zi = A cos β i ' ; zi = zi igi mi ( + ig1 ) Trong đó: zi số bánh thứ i trục trug gian zi' số bánh thứ i trục thứ cấp βi góc nghiêng cặp bánh thứ i mi mô đun pháp tuyến cặp bánh thứ i A cos β i 2.160.cos 200 z1 = = = 20,38 ch ọn + 1,95 m1 ( + igi ) ( ) z1 = 21 r ăng z1' = z1.ig1 = 21.1,95 = 40,95 ch ọn z1' = 41 r ăng t ương t ự: z2 = 27 r ăng ⇒ z2 = 35 r ăng ' z3 = 35 r ăng ⇒ z3' = 27 r ăng ' zOD = 48 r ăng ⇒ zOD = 14 r ăng số R: igR = igR1.igR = 1,87 chọn z"R = 31 (răng), zR = 14 (răng) zR' igR 1,87 zR" 31 = = 0,842 igR1 = = = 2,22 ⇒ igR = " = zR igR1 2,22 zR 14 zR' = 0,842.31 = 26,12 chọn zR' = 27 (răng) Xác định lại tỉ số truyền cặp bánh gài số: z1' 41 = = 1,952 Số : ig1 = z1 21 z2' 35 = = 1, 296 Số : ig2 = z2 27 z3' 26 = = 0, 742 Số : ig3 = z3 35 z "R zR' 31.27 = = 1,928 Số lùi: igR = z R zR" 14.31 ' zOD 13 = = 0, 27 Số OD : igOD = zOD 48 Xác định lại tỉ số truyền hộp số: ihi = ia.igi ih1 = 3,009.1,952 = 5,87 Tương tự: ih = 3,89 ; ih = 2, 23 ; ihOD = 0,81 ; ihR = 5,8 Tính xác khoảng cách trục A - Cặp bánh ăn khớp: Aa =A1 =A2 =A3 =AOD =A mn ( za + za' ) = 2cos β a = = mn ( z1 + z1' ) 2cos β = mn ( z2 + z2' ) 2cos β = mn ( z3 + z3' ) 2cos β = ' mn ( zOD + zOD ) 2cos β OD ( 15 + 45 ) = 159,62 ( mm ) 2.cos 20 tính tốn kiểm tra bền bánh vật lệu chế tạo bánh thép 40X, HRC=50 ÷ 59, [ σ b ] = 1000Mpa , [ σ c ] = 800Mpa ,nhiệt luyện thấm nitơ 3.1.tính cặp bánh thường tiếp Mơ men tính tốn xác định theo động trục xơ cấp: M t = M e max = 380 N m *Kiểm bền bánh theo ứng uốn Để đảm bảo bền ứng sinh phải nhỏ ứng suất cho phép σ F1 = 2M tt kF Yε Yβ YF bw d w1.m ≤ [ σ F1 ] σ F = σ F YF ≤ [ σ F2] YF1 Trong đó: M tt mơ men tính tốn trục chủ động M tt = 380 N m ;m=5; bw = 30,4mm ; d w1 − đường kính vòng lăn bánh chủ động, d w1 = 79,8mm ε α − hệ số trùng khớp   1    1  ε α = 1,88 − 3,2  + ' ÷ = 1,88 − 3,2  + ÷ = 1,6  15 47    z a za     Yε = ε α hệ số kể đến trùng khớp Yε = 0,625 Yβ hệ số kể đến độ nghiêng Yβ = − ε β β 20 = − 0,66 = 0,89 120 120 sin β sin 200 ε β ; bw = 30,4 = 0,66 π mn π YF , YF hệ số dạng bánh Theo bảng 6.18 TTTKCTM ta được: YF = 3, 47 + 13, 13, = 3,7 ; YF = 3, 47 + = 3,75 15 47 K F = hệ số tải trọng tính uốn: K F = K F β K F ε K FV K F β hệ số kể đến phân bố không trọng bề rộng răng,tra bẳng P2.3 phụ lục TTTKCTM có: K F β =1, 05 K Fα hệ số kể đến phân bố không trọng cho cặp bánh ăn khớp theo bảng 6.14phuj lục TTTKCTM có: K Fα = 1.22 K FV hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp.Theo bảng P2.3 phụ lục TTTKCTM có: K FV = 0,86 ⇒ K F = 1,05.1,22.0,86 = 1,1 10 K F = hệ số tải trọng tính uốn: K F = K F β K F ε K FV K F β hệ số kể đến phân bố không trọng bề rộng răng,tra bẳng P2.3 phụ lục TTTKCTM có: K F β = 1, 05 K Fα hệ số kể đến phân bố không trọng cho cặp bánh ăn khớp theo bảng 6.14phuj lục TTTKCTM có: K Fα = 1.22 K FV hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp.Theo bảng P2.3 phụ lục TTTKCTM có: K FV = 0,86 ⇒ K F = 1,05.1,22.0,86 = 1,1 ⇒ σ F1 = 2.2168.1,1.0, 625.0,89 = 118,75 N / mm 40.111,7.5.10−3 ⇒ σ F = σ F [ σ F1 ] = YF 3.6 = 118,75 = 115,54 N / mm YF 3.7 σ 0lim K FC K FL SF với σ 0lim ứng suất uốn cho phép với chu kỳ sở, theo bảng 6.2 TTTKCTM có σ 0lim =920 = 920.106 N / mm : σ 0lim = 900.10 N / mm S F hệ số an tồn tính uốn,theo bảng 6.2 TTTKCTM có S F = 1, 75 K FL hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ chế độ tải trọng truyền K FL = mF N FO N FE mF = ; N FO = 5.106 N FE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy N FE = N FO = 5.106 ⇒ K FL = 14 ⇒ [ σ F1 ] = 920 = 525, 71N / mm 1, 75 ⇒ [σF2] = 900 = 514, 29 N / mm 1.75 Ta thấy σ F < [ σ F ] ; σ F < [ σ F ] lên cặp bánh tiếp xúc đảm bảo bền *Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc: σ H = Z M Z H Zε 2.M tt K H ( ia + 1) ≤ [σ H ] bw ia d w1 zM hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp.Theo bảng 6.5 TTTKCTM ta có Z M = 234 theo bảng 6.12 có Z H = 1,67 Zε = 1 = = 0,79 εα 1,6 K H hệ số tải trọng tính bề sức bền tiếp xúc: K H = K Hα K H β K HV K H α hệ số kể đến phân bố không tải trọng cặp bánh đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTKCTM có K Hα =1,05 K H β hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTKCTM có K H β =1,06 K HV hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp.theo bảng 6.13 phụ lục TTTKCTM có K HV =0.91 ⇒ K H = 1,06.1,05.0,91 = 1,0128 2.380.1,0128 ( 3,009 + 1) 103 ⇒ σ H = 234.1,67.0,79 = 701,176 30, 4.3,009.79,82 [ σH ] = σH0 lim K HL / S H Theo bảng 6.2 TTTKCTM có σ H0 lim = 1050Mpa = 1050 N / mm2 15 S H =1, ; K HL =1 [ σ H ] = 1050.1/1, = 875 N / mm2 σ H < [ σ H ] thoả mãn điểu kiệm bền Nhận xét: bánh chế tạo vật liệu góc nghiêng Bánh chịu mô men xoắn lớn bánh tay số thoả mãn điều kiện bền nên ta suy bánh tay số lại thoả mãn điều kiện bền 4.tính tốn thiết kế trục 4.1.các thơng số ban đầu chọn vật liệu chế tạo trục thép 12XH3A thấm cácbon có [ σ ] = 60Mpa xác định kích thước sơ trục: với trục sơ cấp: d1 = 10, M e max = 10, 380 = 76, 77 mm với trụ trung gian trục thứ cấp: d = d3 = 0, 45 A = 0, 45.160 = 72mm tỷ số đường kính trục d khoảng cách ổ đỡ trục nằm giới hạn: - trục sơ cấp trục trung gian: d = 1,16 ÷ 0,18 ⇒ l1 = ( 426 ÷ 480 ) mm l ⇒ l2 = ( 400 ÷ 450 ) mm - đối cới trục thứ cấp d = 0,18 ÷ 0, 21 ⇒ l3 = ( 343 ÷ 400 ) mm l 5.Xác định thông số Ly hợp 5.1 Momen ma sát yêu cầu ly hợp: 16 Hình 5.1 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát khô sử dụng đĩa ma sát: Trục khuỷu động Đĩa ép Vỏ ly hợp Bạc đạn chà trục sơ cấp hợp số mở Lò xo đĩa Đĩa ma sát Bánh đà Ly hợp phải có khả truyền hết momen xoắn lớn động Memax: Mms = Memax.β Mms : Momen ma sát yêu cầu ly hợp (N.m) Memax : Momen xoắn lớn động cơ.(N.m) β :Hệ số dự trữ ly hợp Vì xe tải khách nên β = 1,6÷2,25 nên ta chọn β = 2,25 ⇒ M ms = 380.2, 25 = 855 N m 5.2 Xác định kích thước đĩa ma sát: 17 Khi thiết kế chọn sơ đường kích ngồi đĩa ma sát theo cơng thức kinh nghiệm sau: D2 = R2 = 3,16 M e max C Trong đó: D2 đường kính ngồi ma sát (cm) Memax Mômen xoắn cực đại (Nm) C hệ số kinh nghiệm Đối với xe tải khách chọn C = 3,6 Thay số ta được: 380 D2 = R2 = 3,16 = 32.46cm 3, ⇒ R2 = 16, 23cm Bán kính đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số ta được: R1 = 0,65.16,23 = 10,55 (cm) Bán kính ma sát trung bình xác định theo công thức R23 − R13 R1 + R2 16, 23 + 10,55 Rtb = ; = = 13, 4cm = 0,134m R2 − R12 2 5.3 Xác định lực ép lên đĩa ma sát: Ta viết lại phương trình Mms = Memax.β = μ.P.Rtb.p Trong đó: - μ hệ số ma sát ly hợp, Theo [6] ta có μ = 0,25 ÷ 0,35 Chọn μ = 0,3 - p số đôi bề mặt ma sát Đối với xe đĩa ly hợp p = - P lực ép lên đĩa ma sát - Rtb bán kính ma sát trung bình ⇒P= M e max β 380.2, 25 = = 10634,32 ( N ) = 10, 63432 ( KN ) µ.Rtb p 0,3.0,134.2 5.4 Chiều dày đĩa ma sát Theo [11], chiều dày đĩa ma sát là: δ ms xác định khoảng 4÷5(mm) Vậy ta chọn: δ ms =5(mm) 5.5 Tính áp lực tạo mặt ma sát Áp lực tạo vành khăn ma sát tính theo công thức sau: q= P P 10, 63432  KN  = = = 222,536  ÷ S π ( R22 − R12 ) 3,14 ( 0,16232 − 0,10552 ) m  (< 250 (KN/m2) thỏa yêu cầu điều kiện bền 18 Trong đó: P lực ép cấu (KN) S diện tích vành khăn ma sát (m2) Tính tốn cơng trượt ly hợp 6.1 Momen quán tính quy dẫn Ja (kg.m2) Từ công thức quan hệ vận tốc tịnh tiến ô tô vận tốc gốc bánh xe ta có: v = ωbx rbx = ωbx ωa rbx ih1.i0 i p :vận tốc gốc bánh xe.[rad/s] V: vận tốc chuyển động tịnh tiến xe [m/s] ωa vận tốc cực đại trục ly hợp ωa = v ih1.i0 i p  rad  s  rbx w 2a Động chuyển động quay: w d = J a [ J] Động chuyển động tịnh tiến: w t Ga + Gm ) v ( = 2g [ J] Điều kiện cân động ô tô chuyển động : wt = wd w 2a ( Ga − Gm ) v ⇔ Ja = g  Ga + Gm  rbx2 ⇒ Ja =  KG.m ) ÷ ( g   ( ih i0 i p ) Trong : Go : Trọng lượng tồn xe Go = 41600(N) Gm : Trọng lượng toàn rơ móc đồn xe kéo theo, Gm = (N) rbx : Bán kính làm việc bánh xe chủ động ih tỉ số truyền hộp số Vì lúc khởi động sức ì lớn nên ta chọn ih = ih1 = 5,87 ip: tỉ số truyền hộp số phụ Khơng có hộp số phụ nên ip = i0 : tỉ số truyền lực i0 =4,35 19 Thế số ta được:  G + Gm  r ja =  o δ t ÷ g i i i   ( h p) bx ( 330, 23.10 ) = 4160 −3 5,87.4,35 1, 05 = 0, 772 ( Kg.m ) Vớ δt Hệ số tính đến khối lượng chuyển động quay hệ thống truyền lực, tính tốn lấy δt = 1,05÷1,06 Ta chọn δt=1,05 6.2 Momen cản chuyển động qui dẫn Ma (N.m) Momen cản chuyển động xe qui dẫn trục li hợp tính xe bắt đầu khởi động: rbx M a = ( Go + Gm ) Ψ + KFv  ih i0 i p ηtl Trong đó: ψ hệ số tổng cản tổng cộng đường mà tơ khắc phục Theo [7] ta chọn ψ = 0,02 K hệ số cản khơng khí, tra bảng [8] chọn K = 0,5÷0,6 ứng với F nằm khoảng 4,5÷6 (m2 ), ta chọn K = 0,5 v vận tốc xe,v = (m/s) khởi hành tốc độ nhỏ F diện tích mặt diện xe, xem hình chữa nhật có kích thước F=mB.H Trong đó: B - chiều rộng sở tơ.(m) H – chiều cao tồn tơ (m) m- hệ số điền đầy chọn theo chủng loại ô tô Đối với ô tô tải khách chọn m = 1,00÷1,10 lấy m = ta có: F = 2035.2755.10 −6 = 5,6 (m ) thỏa mãn điều kiện.[4,5÷6](m ) rbx bán kính lăn bánh xe bx = 298,05 mm = 0,29805m it tỉ số truyền chung hệ thống truyền lực it = ih1.i0.ip ηt hiệu suất hệ thống truyền lực Xe tải khách vi sai cấp chọn ηt = 0,89 Thế số ta được: 0,33023 M a = ( 4160 + ) 0, 02 + 0,5.5, 6.0  = 12, 09 5,87.4,35.0,89 6.3 Tính thời gian trượt giai đoạn t1 t2 Xét đến giai đoạn thực tế việc đóng ly hợp từ từ 20 + Giai đoạn 1: khoảng thời gian (t1) tăng momen ma sát từ đến Ma Lúc xe bắt đầu khởi động chỗ: L1 = M a ωm − ω a t1 + Giai đoạn 2: Tăng momen ly hợp đến giá trị khơng trượt ly hợp (t2) Khoảng thời gian (t1) (t2) tính sau: L2 = 2 J a ( ω m − ω a ) + M a ( ωm − ω a ) t 2 Trong đó: t1 = Ma ( s) K A ( s) K t2 = - K hệ số tỉ lệ đặc trưng cho nhịp độ tăng momen đĩa ly hợp đóng ly hợp Đối với xe tải khách: K = 150 ÷ 750 Nm/s ta chọn K = 450 Nm/s số vào ta có: t1 = 12, 09 = 0, 026 ( s ) 450 - A có giá trị là: A = J a ( ωa − ωm ) Trong đó: - ωa : vận tốc góc ly hợp Ta tính cho lúc khởi động nên ωa = rad/s - ωm : vận tốc góc trục khuỷu Ta lấy ωm = ωmax t2 = A = K π nM π 1800 = = 188 ( rad / s ) 30 30 J a ( ωm − ωa ) 2.0, 772 ( 188 − ) hay ωm = K = 450 = 0,803 ( s ) ⇒ Công trượt toàn L ly hợp là: t  L = L1 + L2 = M a ( ωa − ωm )  + t ÷+ J a ( ωa − ωm ) 2  21  0, 026 2.0,803  L = 12, 09 ( 188 − )  + ÷+ 0, 772 ( 188 − ) = 14889 ( J )   kiểm tra công trược riêng ly lợp: Để đánh giá độ hao mòn đĩa ma sát ta phải kiểm tra công trượt riêng, công trượt riêng xác định theo công tức sau: L0 = L ≤ [ L0 ] Sp Trong đó: L =14889(N.m) cơng trược tổng cộng ly hợp S: diện tích bề mặt ma sát đĩa bị động (m2) S = π ( R22 − R12 ) = 3,14 ( 0,16232 − 0,10552 ) = 0, 047m p = số đôi bề mặt ma sát [L0] công trược riêng cho phép, theo [9] ta có [L0] = 150 000÷250 000J/m2 tơ tải có tải trọng nhỏ 50KN L0 = 14889 = 158394 ( J m ) ≤ [ L0 ] 0, 047.2 8.Tính khối lượng phần ma sát đĩa ép m = Vms ρ = S.δms ρ Với : - Vms thể tích phần ma sát đĩa bị động Vật liệu làm đĩa ma sát gồm thép nhiều thành phần chất khác nên ta chọn gần thép:  Kg  ρ ; 7800   m  - δms chiều dày đĩa ma sát δms = 5mm = 0,005m - S diện tích bề mặt ma sát S = 0,04m => m = 0,005.7800 = 1,56 kg Tính tốn nhiệt độ đĩa ép Cơng trược sinh làm đun nóng chi tiết đĩa ép, lò xo, phải kiểm tra nhiệt độ chi tiết cách xác định độ tăng nhiệt độ xe khởi hành: T= θ L ≤ [T] c.m Trong đó: 22 T- nhiệt độ tăng lên chi tiết (0K) [T] ≤ 100 K θ -hệ số xác định công trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính, θ - xác định sau: 1 : Đối với đĩa ép (n – số lượng đĩa bị động ) với n=1 => θ = 2n L= 14889(N.m) công trượt sinh tồn đóng ly hợp (J) C - nhiệt dung riêng chi tiết đun nóng , thếp gang c ≈ 500J/Kg.độ m – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg) độ θ= T= θ L 0,5.14889 = = 9,540 K ≤ [ T ] c.m 500.1,56 10: cấu điều khiển ly hợp thuỷ lực S Pmax f d2 e Pbd d1 b a Cơ cấu điều khiền ly hợp thuỷ lực 10.1 tính tốn tỉ số truyền: 23 a c e d  it =  ÷ b d f  d1  Trong đó: tỷ số truyền bàn đ ạp ibd = a b d 22 c tỷ số truyền dẫn động thuỷ lực: itg = = = d1 d t ỷ s ố truy ền c n ạng m ở: in = t ỷ s ố truy ền c đ òn m ở: e = 1, ÷ 2, ch ọn in = f idm = 3,8 ÷ 5,5 ch ọn idm = 4,5 h ành tr ình b àn đ ạp đ ợc x ác đ ịnh theo c ông th ức : Sbd = ( δ m Z ms + δ dh ) ibd itg in idm + δ ibd itg in + ( δ1 + δ ) ibd ( mm ) Trong đ ó : δ khe h c ần thi ết ly h ợp c ó th ể l àm vi ệc đ ợc c ác b ề m ặt ma s át b ị m òn đ ối v ới xe kh ách ch ọn δ =3 ÷ chọn δ =3,5 (mm) δ1 chọn 1,8 (mm) δ chọn 0,8 (mm) Sbd hành trình bàn đạp, 170(mm) ≤ Sbd ≤ 190(mm) ⇒ chọn δ bd = 180( mm) δ m khe hở hồn tồn đơi bề mặt ma sát δ m =0,75 ÷ chọn δ m =0,8 Z ms số đôi bề mặt ma sát Z ms =2 δ dh độ dịch chuyển cần thiết đĩa ép độ đàn hồi đĩa bị động δ dh =1 ⇒ ibd = Sbd ( δ m Z ms + δ dh ) ibd itg in idm + δ itg in + ( δ1 + δ ) + δ itg   180 ibd =  ÷ = 5, 45  (0,8 + 1).1.2.4,5 + 3,5.1.2 + (1,8 + 0,8)  tỷ số truyền dẫn động ly hợp: ⇒ it = 5, 45.1.2.4,5 = 49, 05 10.2 xác định lực tác dụng lên bàn đạp: 24 lực tác dụng lên bàn đạp tính sau: Pbd = 1, 2.P ≤ 200 ( N ) i.ηt Trong đó: P lực nén tổng cộng tác đụng lên đĩa ly hợp p=10634(N) ηt hiệu suất truyền lực ηt =0,8 ÷ 0,9 chọn 0,9 ⇒ Pbd = 1, 2.10634 = 289, 065 ( N ) ≥ 200 ( N ) 49, 05.0,9 ⇒ đường kính xylanh trợ lực D= 4.Pbd 3,14.Pω Pω áp suất bình chứa Pω =0,5 ÷ 0,8(MN/m ) chọn 0,5(MN/m ) ⇒D= 4.289, 056 = 0, 027(m) 3,14.5.10 11.tính tốn trục đăng Trong q trình chuyển động Cardan chịu xoắn chủ yếu Theo lý thuyết bền ta có: τ max = Mz wp Trong đó: M z : mơmen xoắn (KNm) Wp: mơmen chống xoắn mặt cắt ngang π D3 - Đối với tiết diện tròn đặc ta có: Wp = 16 - Đối với tiết diện tròn rỗng: η= π D3 Wp = −η ) ( 16 d với d đường kính D đường kính ngồi D 25 D−d = 1,85 ÷ mm ( − η ) có giá trị không đáng kể nên khối lượng vật liệu trục rỗng có mơmen chống xoắn cao nhiều so với trục đặc Ta chọn cardan trục rỗng tính tốn thiết kế Giả thuyết bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm mặt phẳng thẳng đứng ta có: Do bề dày thành trục rỗng δ = tan ϕ1 = tan ϕ3 cos α1 Giả thuyết hệ thống quay với góc π ta có: π π   tan  ϕ3 + ÷ = tan  ϕ2 + ÷.cos α ⇔ tan ϕ2 = tan ϕ3 cos α 2 2   cos α1 cos α2 Từ biểu thức ta thấy: α1 = α ϕ1 = ϕ tức ω1 = ω2 trường hợp ⇒tan ϕ1 = tan ϕ2 gọi cấu cardan kép đồng tốc α1 ≠ α ϕ1 ≠ ϕ2 tức ω1 ≠ ω2 trường hợp gọi cấu cardan kép khác tốc Do cấu cardan dọc nên tính tốn kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardan khác tốc, nghĩa là: ω1 ≠ ω2 Khi K khớp cardan khác tốc trục bị động chịu mômen xoắn lớn Cho nên trục hai đủ bền trục đảm bảo điều kiện bền, cần tính tốn trục hai ứng với trường hợp K khớp cardan khác tốc 11.1.Xác định kích thước trục theo số vòng quay nguy hiểm nt: Ta xác định số vòng quay cực đại nmax trục đăng ứng với tốc độ lớn xe: nmax = ne max ih i p ( v ph) Ở : nemax = λnN = 3200 = 3200 (v/ph) số vòng quay cực đại động (do động diesel nên λ=1) 26 ih = iOD= 0,825 tỉ số truyền nhanh hộp số ip =1là tỉ số truyền số cao cảu hộp số phụ Thay số ta được: nmax = 3200 = 0,825.1 3879(vg/ph) Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt trục đăng: nt = (1,2 - 2).nmax = 3879.1,6913 = 6560,5 [v/ph] giả thiết bề dày thành trục rỗng δ = ÷ 2,5 mm Ta khảo sát dạng trục rỗng đặt tự điểm tựa nt = 12.10 D2 + d l22 Thay d1 = D2 − 2δ vào công thức ta nhận phương trình bậc D2 :  nt2 l24  D − 4δ D2 +  4δ − =0 10 ÷ 1, 44.10   2 Chọn δ = 2,5mm = 0,0025m nt = 6560,5 (vg/ph) Ta xác định giá trị đường kính D: Trên thực tế chiều dài sở xe L = 4085mm = 4,085 m trừ chiều dài hộp số chiều dài vỏ đỡ vi sai(theo hình vẽ X.1) ta có l1+l2 nhỏ L nhiều kết khảo sát thực tế ta có l1= 125cm = 1,25m; l2=175cm=1,75m  1, 752.6560,52  ⇒ D − 4.0, 0025.D +  4.0, 0025 − ÷= 10 1, 44.10   Giải ta D2 = 0, 077 (m) =77(mm) ⇒ d = 72 (mm) 2 11.3 Kiểm tra trục cardan Khi làm việc trục hai bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén) Trong ứng suất xoắn lớn so với ứng suất lại, ta cần tập trung tính trục theo giá trị M2max : M 2max = M e max ih1.i p1 cos α 10.3.1 Ứng suất xoắn cực đại trục cacđăng: 27 τ= M max M e max ih1i p1  MN  =  ÷ wx w x cos α  m  Trong : α góc lệch trục Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến cầu chủ động nên ta chọn α = 150 ÷ 200 chọn α = 150 Momen chống xoắn nhỏ trục cacđăng : π D2 3,14.0, 077 0, 077 − 0, 072 wx = δ = = 2,32.10 −5 (m ) 2 Thay số ta có : M max M e max ih1i p1 380.10−6.5,87.1  MN  τ= = = = 100  ÷ −5 wx w x cos α 2,32.10 cos15  m  MN MN ≤ τ = 100 ÷ 300 [ ] thoả mãn điều kiện m2 m2 10.3.2 Tính giá trị góc xoắn trục cardan 180 M e max ih1.l2 θ= ( ) π G.J x cos α Trong đó: Mơ men qn tính tiết diện xoắn: τ = 100 Jx = π 3,14 ( D4 − d ) = ( 0, 077 − 0, 072 ) = 2, 638.10−7 m4 = 40,38cm 64 64 G: mô đun đàn hồi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m2=8.10 kG/cm2 l2 = 175cm – chiều dài trục cardan thứ Memax mômen xoắn cực đại động Memax= 380N.m = 38kN.cm Thay số ta có : θ= 180 M e max ih1.l2 180 38.5,87.175 = = 0, 07 / cm = / m π G.J x cos α 3,14 8.10 26,38.cos15 θ = mét chiều dài trục nhỏ giá trị góc xoắn cho phép [ θ ] = 30 ÷ 90 mét chiều dài trục => thỏa yêu cầu 28 ... thơng số xe tính tốn thiết kế, kiểm nghiệm bền đĩa ma sát Tính toán thiết kế cấu điều khiển ly hợp thuỷ lực chọn sơ đồ động học , tính tốn chọn tỉ số chuyền hộp số cấp có số OD - tính tốn kiểm nghiệm. .. tốn kiểm nghiệm bền bánh răng, trục hộp số - tính tốn thiết kế kiểm nghiệm bền trục đăng Xác định tỉ số truyền số thấp – tỉ số truyền số cao 1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp ih1 xác định theo điều... sát yêu cầu ly hợp: 16 Hình 5.1 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát khô sử dụng đĩa ma sát: Trục khuỷu động Đĩa ép Vỏ ly hợp Bạc đạn chà trục sơ cấp hợp số mở Lò xo đĩa Đĩa ma sát Bánh đà Ly hợp phải có