19 Câu hỏi thiết kế và tính toán Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo

19 Câu hỏi thiết kế và tính toán Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo 19 Câu hỏi thiết kế và tính toán Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo 19 Câu hỏi thiết kế và tính toán Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo

Trang 1

1 Các yêu cầu và nội dung thiết kế tính toán đối với ly hợp.

Các yêu cầu đối với ly hợp

 Ở trạng thái đóng ly hợp phải truyền được mô men cực đại từ động cơ đến HTTL;

 Mở dứt khoát, tách động cơ ra khỏi HTTL trong thời gian ngắn;

 Kết cấu ly hợp phải đảm bảo đóng êm dịu, nhằm giảm tải trọng động bánh răng khi khởi động và sang số;

 Phần bị động của ly hợp cần có mô men quán tính nhỏ để giảm thời gian sang số;

 Lực ép trên các bề mặt ma sát không truyền đến các cụm chi tiết lân cận khác )động cơ, hộp số )

 Điều khiển ly hợp dễ dàng, lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ;

 Các bề mặt ma sát thoát nhiệt tốt, có tuổi thọ cao;

 Kết cấu ly hợp đơn giản, dễ điều chỉnh, chăm sóc;

 Điều khiển nhẹ nhàng

Nội dung thiết kế ly hợp bao gồm:

- Chọn các thông số cơ bản của ly hợp;

- Tính kiểm tra ly hợp theo công trượt và nhiệt độ;

- Tính toán bền các chi tiết chính của ly hợp;

- Tính toán cơ cấu điều khiển ly hợp;

2 Xác định các kích thước của tấm ma sát của ly hợp (đường kính ngoài D, đường kính trong d và bề dày? Nếu tính toán

song, đường kính của đĩa ma sát lớn hơn đường kính bánh đà, thì cần thay đổi các thông số gì để bảo đảm ly hợp làm việc

được mà vẫn có kích thước đĩa nhỏ hơn bánh đà

Công thức tính đường kính ngoài : D=2 R=10 √ Memax

A

Trong đó:

Memax - Mô men xoắn cực đại của động cơ

A - Hệ số kinh nghiệm, tùy thuộc vào loại xe ô tô:

+ Ô tô du lịch: A =0,47;

+ Ô tô tải: A = 0,36;

Trang 2

+ Ô tô chuyên dùng có tính năng thông qua cao: A =0,19

Công thức tính đường kính trong :

π ( D2− d2) ≤[ q ]

Với vật liệu đĩa ma sát có cái hệ số thép, amiang ảnh hưởng đến mô môn ma sát

3 Kiểm nghiệm áp suất riêng trên bề mặt tấm ma sát?

Kiểm nghiệm áp suất riêng trên bề mặt ma sát theo công thức:

Bề mặt ma sát giữa thép và kim loại gốm: 0,25 - 0,30 MN/m2

4 Kiểm nghiệm ly hợp theo công trượt riêng?

a) Công trượt của ly hợp

Quá trình đóng ly hợp được chia thành hai giai đoạn:

Giai đoạn I: Từ khi các đĩa chủ động và bị động tiếp xúc nhau cho đếnkhi mô men ma sát Ml đạt giá trị mô men cản Mc sau thời gian t1

Giai đoạn II: Từ khi ô tô bắt đầu chuyển động cho đến khi ly hợp đónghoàn toàn, sau thời gian t2

Ở gia đoạn I ta coi số vòng quay của động cơ không đổi và mo men ma sát tăngtheo phương trình tuyến tính

Trang 3

Mđ,ωđ - Mô men xoắn và vận tốc góc của động cơ, Nm, 1/s;

ωđo - Vận tốc góc của động cơ trước khi đóng ly hợp, 1/s; đo

- Mô men cản của động cơ quy dẫn về trục ly hợp, Nm;

- Vận tốc góc của đĩa bị động ly hợp, 1/s;

Jđ - Mô men quá tính của động cơ quy dẫn về trục khuỷu, Nms2;

Jm - Mô men quá tính của ô tô quy dẫn về trục sơ cấp hộp, Nms2 t1 - Thời gian trượt ly hợp, s

- Góc trượt sau thời gian t1

Trang 4

Ô tô tải trọng tải dưới 50 KN [l] = (150-250)kJ/m2

Ô tô tải trọng tải trên 50 KN [l] = (400-600)kJ/m2 - Ô tô du lịch [l] = (1000-1200)kJ/m2

+ Khi tính L thường chọn các giá trị ban đầu như sau:

Đối với động cơ xăng: ω đo=

π

n M

Đối với động cơ diesel: ω đo=0, 75 π30 n N

nM, nN - số vòng quay đc ở chế độ mô men, công suất cực đại

- Mô men cản của ô tô tính cho trường hợp: ψ=(f +i)=0,1

- Mô men quán tính,

Đối với xe du lịch tính ở tay số 1; đối với xe tải tính ở tay số 2; đối với máy kéo tính ở tay số 2

5 Kiểm nghiệm nhiệt độ nung nóng của ly hợp?

Để tính nhiệt độ nung nóng các chi tiết của ly hợp, xét cho trường hợp xấu nhất:

Coi đĩa ma sát truyền nhiệt kém và toàn bộ nhiệt sinh ra trong quá trình lyhợp trượt đều truyền qua đĩa ma sát và bánh đà.;

Đĩa ép và bánh đà được nung nóng tức thời và không truyền nhiệt ra môitrường xung quanh

Nhiệt độ tăng lên của chi tiết sau mỗi lần đóng ly hợp: Δtt=

g L γ

G C 4 2,7

Δtt Sự tăng nhiệt độ của đĩa ép (hoặc đĩa trung gian) sau mỗi lần đóng

γ=0,5 - Phần nhiệt truyền lên đĩa ép;

- Đối với đĩa trung gian γ=0,25

G - Trọng lượng đĩa, N;

C- Nhiệt dung riêng vật liệu đĩa ép: C = 0,115 kcal/kg.độ (gang xám);

g - Gia tốc trọng trường:

Kiểm tra theo điều kiện: Giá trị Δt không vượt quá t không vượt quá 150C Δtt≤150C

6 Các yêu cầu đối với dẫn động ly hợp?

Nhiệm vụ: Truyền lực tác động từ người lái đến đĩa ép thực hiện đóng hay mở

Trang 5

Lực tác dụng lên bàn đạp Pbđmax và hành trình bàn đạp Sbđ

+ Xe tải: Pbđmax = 200 N; Sbđ max = 180 mm

+ Xe du lịch: Pbđmax max = 150 N ; Sbđmax = 150 mm

Ở trạng thái mở hoàn toàn, khoảng hở giữa các cặp bề mặt ma sát nằm trong giới hạn đối với mỗi cặp bề mặt ma sát

Δt0=(0 ,75−1,00)mm

Khi ly hợp đóng hoàn toàn, khoảng hở giữa các mặt phẳng tiếp xúc đầu các đòn mở và bạc mở phải nằm trong khoảng

Δt c=(2,0−4,0)mm

- Ngoài ra, phải dễ chế tạo, gia thành rẻ, nhẹ, dễ bảo dưỡng và sửa chữa

- Tùy vào mức độ tự động hóa quá trình điều khiển, dẫn động ly hợp chia ra:

- Không tự động; Bán tự động và tự động

- Ko tự động: Hành trình chuyển động của đĩa ép chỉ nhờ lựctác động người lái

- Bán tự động: Mở ly hợp nhờ năng lượng từ đc qua tín hiệu từ người lái;

- Tự động: Mở ly hợp theo chế độ làm việc của động cơ và điều kiện chuyển động của ô tô mà không phụ thuộc vào người lái

7 Các yêu cầu và nội dung thiết kế tính toán đối với hộp số.

Trọng lượng ô tô (G), công thức bánh xe (axb)

Số lượng bánh xe số lượng bánh xe chủ động), phân bố tải lên cầu chủ động; Cỡlốp

Loại hộp số; Tỷ số truyền lực chính (i0)

Mô men xoắn của động cơ (Memax) đối với ô tô và Mn đối với MK;

Tốc độ tối đa (Vmax), khả năng leo dốc cực đại ( )

- Loại ô tô máy kéo tham khảo

Thông số tham khảo

Trọng lượng ô tô đầy tải G, (N);

Trọng lượng toàn bộ móc kéo Gmk, (N);

Trọng lượng phân bố lên các cầu chủ động khi đầy tải;

+ Cầu trước G1, đối với ô tô có công thức bánh 4x4; 6x6;

+ Trục cân bằng G2+3, đối với ô tô có công thức bánh 6x4; 6x6;

+ Cầu sau G2 đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2; 4x4;

Bán kính tính toán của bánh xe chủ động rbx, (m);

αmax

Trang 6

Mô men xoắn cực đại của động cơ, Memax, (N.m);

Số vòng quay tương ứng với mô men xoắn cực đại nM (v/p);

Công suất cực đại của động cơ, Nemax (Kw);

Số vòng quay của động cơ tương ứng với công suất max nN (v/p);

Nội dung thiết kế hộp số cơ khí bao gồm:

Chọn số cấp (số lượng tay sô) và tỷ số truyền các cấp của hộp số;

Chọn sơ đồ và các thông số chính của hộp số như: Khoảng cách trục, số răng,

mô đun, góc nghiêng của răng của các bánh răng;

Xác định tải trọng tính toán, chọn kích thước các chi tiết chính của hộp số; - Tính toán bền hộp số, chọn ổ bi đỡ trục; tính toán bộ đồng tốc

8 Trình tự các bước tính toán thiết kế hộp số?

Trang 7

Tính toán bộ đồng tốc

Chọn các thông số cơ bản của bộ đồng tốc

9 Phương pháp tính chọn số cấp số và tỷ số truyền các cấp số của hộp số ô tô và máy kéo?

1 Chọn số cấp và tỷ số truyền các cấp số

a) Khoảng tỷ số truyền D

Khoảng tỷ số truyền D là tỷ số giữa số truyền thấp nhất (imax=iI) và số truyền cao nhất (imin = icao)

- Tỷ số truyển của tay số 1 được xác định thỏa mãn hai điều kiện sau:

1 Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động thắng được lực cản tổng

cộng lớn nhất của mặt đường, nghĩa là: P k max ≥ P ψ max

Hay: Me max.ic ih 1.ηt

rbx ≥ G ψmax

Suy ra :

ih1= G ψmax.rbx

Memax.i0.ipc.ηt voi ψ max =( f +i max )

Tỷ số truyền của truyền lực chính io:

i0= π nv.rb30.iht .ipc.Vmax

nv - số vòng quay của động cơ ứng với Vmax, được tính theo công thức:

nV= 30 i0.V max

π rb ( iht ipc)

Tỷ số truyền của cầu chủ động ic= i0 (ô tô ko có truyền lực cuối cùng)

iht -Tỷ số truyền tăng của hộp số ứng với Vmax của ô tô, đối với một số ô tô (tải đường dài) dùng số truyền tăng cho phép sử dụng tốt hơn công suất động cơ khitải trọng thay đổi, iht = 0,65 - 0,85;

ipc - Tỷ số truyền cao của hộp số phụ dùng cho ô tô có nhiều cầu chủ động, thường chọn ipc = 1 -1,5;

2 Lực kéo tiếp tuyến phải thỏa mãn điều kiện bám:

Trang 8

ih1≤ m.ϕ rb.Gϕ

Me,max.i0.ipc.ηt

Trọng lượng bám của ô tô, khi thiết kế ban đầu chọn:

Ô tô một cầu chủ động phía trước: G ϕ=m1.G1

Ô tô một cầu chủ động phía sau: G ϕ=m2.G2

Ô tô hai cầu chủ động phía sau: Gϕ= m2.G2+ m3G3

Ô tô có tất cả các cầu chủ động: Gϕ= G cos α

Trong đó: G1 G2 và G3 là trọng lượng tĩnh của ô tô phân bố lên cầu trước, cầugiữa và cầu sau của ô tô

Tỷ số truyền của các tay số trung gian

c) Chọn tỷ số truyền cho hộp số máy kéo

Tỷ số truyền của hộp số máy kéo được xác định từ bài toán tính lực kéo:

Pf - Lực cản lăn của máy kéo;

PKmin, PKmax- Lực kéo nhỏ nhất và lớn nhất của máy kéo (thường cho trước)

m - Số cấp số của hộp số

Mn là mô men xoắn định mức của động cơ

Trang 9

rbx - Bán kính làm việc của bánh xe;

- Hiệu suất hệ thống truyền lực

tl h

i

i i i

i

0

1 1

. 



Với i0 - Tỷ số truyền của truyền lực chính trung tâm;

icc - Tỷ số truyền của truyền lực cuối cùng

ich = i0.icc - Tỷ số truyền của cầu chủ động

Trong hộp số với một cặp bánh răng ăn khớp của máy kéo nông nghiệp thì ich =

i0.icc không nên lấy lớn hơn itl1 để tránh phải lắp thêm số truyền tăng;

- Trường hợp hộp số có số truyền thẳng x nào đó thì tỷ số truyền chung ich lấy bằng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực khi gài số truyền thẳng itlx;

Nên chọn tỷ số truyền của truyền lực chính và truyền lực cuối cùng như sau:

i0 = 2 - 6 và icc = 4 - 7;

- Tùy theo đặc tính sử dụng của máy kéo mà chọn tỷ số truyền thích hợp Đối với máy kéo bánh bơm cần có hai tốc độ: Khi vận chuyển trên đường nhựa: V

= 6,92 m/s; Khi trên đường đất thì V = 2,77 - 3,32 m/s;

- Với máy kéo bánh xích tốc độ vận chuyển là: V = 2,77 - 3,32 m/s; Tốc độ thấpkhi máy canh tác: V = 1.66 - 1,108 m/s;

- Hộp số phải đảm bảo tốc độ làm việc bình thường của máy kéo:

+ Tốc độ làm việc thấp nhất với máy kéo bánh bơm hiện đại khoảng 1,66 m/s; đối với máy kéo bánh xích khoảng 1,33 m/s;

+ Tốc độ làm việc cao nhất với máy kéo bánh bơm hiện đại khoảng 2,5 - 2,77 m/s; đối với máy kéo bánh xích khoảng 1,93 - 2,21 m/s;

9 Phương pháp tính chọn các thông số kết cấu cơ bản của hộp số

Trang 10

Mô men tính toán trên trục thứ cấp:

ia - Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp giữa trục sơ và thứ cấp

ihi - Tỷ số truyền của hộp số ứng với các số truyền i =1,2,3

ihk - Tỷ số truyền của hộp số tính từ trục sơ cấp đến chi tiết thức k đang tính

- Hiệu suất truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ k đang tính

Nếu mô men tính từ động cơ lớn hơn mô men tính theo điều kiện bám thì mô men tính toán sẽ được chọn theo điều kiện bám:

Kết cấu truyền lực chính phải thỏa mãn các yêu cầu sau:

+ Cho tỷ số truyền thích hợp đặc tính động lực học của ô tô;

+Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất cao;

+ Cho ô tô có khoảng sáng gầm xe cần thiết;

+ Làm việc êm dịu;

+ Vỏ, gối tựa, và trục của truyền lwucj chính có độ cứng vững cao;

Trang 11

12 Xác định tải trọng tính toán khi thiết kế truyền lực chính?

a) Chọn tải trọng tính toán

Đối với ô tô có công thức bánh 4x2, tải trọng tính toán xác định theo mô men cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số 1:

- Hệ số bám cực đại (thường tính toán chọn = 0,8)

Mô men tính toán được lấy giá trị nhỏ nhất từ hai công thức tính trên;

- Đối với ô tô có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính toán xác định theo

mô men bám, trong đó coi mô men giữa các cầu được phân bố tỷ lệ với

trrongj lượng bám:

Mtt= Mϕi

ic i0

Với - Mô men bám phân bố lên cầu thứ i

- Trọng lượng bám phân bố lên cầu thứ i

Trang 12

b) Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính

- Chọn hệ số dịch chỉnh và góc ăn khớp

- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn rang

13 Phân loại vi sai trên ô tô theo vị trí lắp đặt và kết cấu vi sai đối xứng và không đối xứng ?

Tùy thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia ra:

Vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe

- Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đối xứng

- Vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng, nó phải đảm bảo phân chia đều

mô men xoắn đến các bánh xe chủ động trong cùng một cầu Hình là vi sai đối xứng bánh răng bánh răng côn và vi sai kiểu hành tinh không đối xứng (hb) Vi sai không đối xứng phân chia mô men đến các thành phần truyền động theo sau

Vi sai giữa các cầu được bố trí trong hộp phân phối;

14 Nội dung tính toán bền các chi tiết của bộ vi sai côn đối xứng?

Vi sai bánh răng côn đối xứng (hình) được dùng rất phổ biến trên ô tô

Trường hợp tổng quát, mô men truyền đến các bán trục theo quan hệ:

Trang 13

M1= 0,5( M0− Mms) ; M2=0,5( M0+ Mms) ;

M0 - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai;

Mms - Mô men ma sát trong vi sai;

- Xác định mô đun pháp tuyến bánh răng

Mô đun pháp tuyến bánh răng có thể được tính theo công thức kinh nghiệm sau:

mn= √ 3 (1+kσ) M0

[ σu] z q Le.(1−λ3) π y

Với M0 - Mô men xoắn trên vỏ vi sai: M0= Mmaxe .ih1.ipt.i0.ηtl

- Hiệu suất của hệ thống truyền lực

- Hệ số khóa vi sai, được chọn theo kết cấu của từng loại:

+ Vi sai bánh răng côn loại thường = 0,05 - 0,20;

+ Vi sai tăng ma sát trong: 0,2 - 0,7;

z - Số răng của bánh răng bán trục;

q - Số bánh răng hành tinh, xe du lịch thường chọn: q = 2; xe tải q =4;

Le - Chiều dài đường sinh; - Hệ số kích thước; y - Hệ số dạng răng;

- ứng suất uốn cho phép = 550 MN/m2

- Việc xác định các kích thước cơ bản của các bánh răng bộ vi sai được tiến hành theo tài liệu chi tiết máy Chú ý khi chọn số răng cần đảm bảo điều kiện lắp ráp, tức là số răng của bánh răng bán trục bằng bội số của số bánh răng hànhtinh

Tính bền các chi tiết của bộ vi sai được tiến hành theo các bước:

2 Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn

Tính bền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn được tiến hành theo các công thức bánh răng côn thẳng, ứng suất uốn cho phép lấu bằng 1000 - 2000MN/m2

3 Tính chốt của bánh răng hành tinh

Trang 14

Chốt bánh răng hành tinh được kiểm tra theo công thức chèn dập và ứng suất cắt:

- Tính ứng suất chèn dập mặt đáy bánh răng hành tinh và bán trục

Mặt đáy của bánh răng hành tinh được kiểm tra theo ứng suất chèn dập dưới tác dụng của lực Qn

14 Nội dung tính toán bền các chi tiết của bộ vi sai côn đối xứng?

a) Vi sai bánh răng đối xứng

Vi sai bánh răng côn đối xứng (hình) được dùng rất phổ biến trên ô tô

Trường hợp tổng quát, mô men truyền đến các bán trục theo quan hệ:

M0 - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai;

Mms - Mô men ma sát trong vi sai;

- Xác định mô đun pháp tuyến bánh răng

Mô đun pháp tuyến bánh răng có thể được tính theo công thức kinh nghiệm sau:

m n=√ 3 (1+k σ) M0[σ u] z q Le (1−λ3) π y

Với M0 - Mô men xoắn trên vỏ vi sai: M0= Mmaxe .ih1.ipt.i0.ηtl

η tl - Hiệu suất của hệ thống truyền lực.

k σ - Hệ số khóa vi sai, được chọn theo kết cấu của từng loại:

Trang 15

+ Vi sai bánh răng côn loại thường = 0,05 - 0,20;

+ Vi sai tăng ma sát trong: 0,2 - 0,7;

z - Số răng của bánh răng bán trục;

q - Số bánh răng hành tinh, xe du lịch thường chọn: q = 2; xe tải q =4;

Le - Chiều dài đường sinh;

λ - Hệ số kích thước;

y - Hệ số dạng răng;