Tính bền các chi tiết của ly hợp

II. Cơ sở sư phạm để xây dựng và biên soạn nội dung môn học

1. Thực trạng giảng dạy và học tập học phần “Thiết kế và Tính toán ô tô” tại khoa

3.2.4. Tính bền các chi tiết của ly hợp

3.2.4.1. Tính sức bền của đĩa

bị động.

a) moay ơ đĩa bị động.

Ta tính toán kiểm nghiệm bền cho 2 chi tiết : moay ơ và đinh tán.

Hình 3.24. Xương đĩa bị động ly hợp.

Hình 3.25 : Kích thước của moay ơ đĩa bị động

Ứng suất chèn dập và cắt được xác định theo công thức :

d= ≤ [d]= 20.10⁶(N/m²) (3-11)

c= ≤ [c] = 10.106(N/m2) (3-12) Trong đó:

[d] ; [c] : ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép Memax: là mô men cực đại của động cơ;

z1: số lương moay ơ riêng biệt.

Đối với ly hợp thiết kế là loại 1 đĩa bị động z1=1 z2: số then hoa của một moay ơ;

D: đường kính ngoài của then hoa; d: đường kính trong của then hoa; L: chiều dài then hoa moay ơ : L = 1,4.D b: bề rộng của một then hoa.

b) Đinh tán

 Đinh tán ghép tấm ma sát với xương đĩa bị động - Với đinh tán ở vòng trong :

+ Lực tác dụng lên mỗi đinh : F1=

+ ứng suất cắt và chèn dập :

c1= ; chd1= - Với đinh tán ở vòng ngoài : + Lực tác dụng lên mỗi đinh : F2=

+ ứng suất cắt và chèn dập :

c1= ; chd1= So sánh với ứng suất cắt cho phép: [c]= 40.10⁶(N) ;

ứng suất chèn dập cho phép [chd] = 25.10⁶(N)

 Đinh tan ghép moay ơ với đĩa bị động.

đường kính d= 610mm có: [c]=300KG/cm2 ; [cd] = 800KG/cm2. Tính ứng suất cắt và ứng suất chèn dập: c = ≤ [c] KG/cm2 ; cd = ≤ [cd] KG/cm2 Trong đó: d : Đường kính đinh tán ; d= 6  10 (mm) n : số lượng đinh tán theo lựa chọn

l : chiều dài bị chèn dập của đinh tán F là lực tác dụng lên đinh tán:

F = ;

3.2.4.2. Tính toán bền lò xo giảm chấn của ly hợp. giảm chấn của ly hợp.

i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính .

i1 : Tỷ số truyền của hộp số ở

số truyền 1 Hình 3.26. Giảm chấn ly hợp.

1: Đĩa bị động; 2: Vành bắt đĩa bị động; 3: Lò xo giảm chấn; 4: Moay ơ; 5: Vòng ma sát; 6: Chốt tán đĩa bị động vào moay ơ.

7 Mô men xoắn cực đại truyền đến trục ly hợp theo điều kiện bám là: (Mmax)

Lực nén lớn nhất ở mỗi lò xo là Nmax:

Mmax = (Nm) (3-16)

Trong đó:

G: Trọng lượng bám của xe ôtô (N)

: Hệ số bám của mặt đường

rbx: Bán kính trung bình của bánh xe (m) i0: Tỷ số truyền lực chính

ih1 : Tỷ số truyền số 1 của hộp số

Nmax = (N) (3-17) n1: Số lượng lò xo giảm chấn theo lựa chọn. R1: Bán kính vị trí của lò xo giảm chấn (m); Bảng III.4: Lựa chọn hệ số d và c dùng trong tính toán

d (mm) ≤ 2,5 3  5 6  12

c 5  12 4  10 4  9

Bảng III.5: Giới hạn bền kéo δb của dây thép cácbon làm lò xo Đường kính dây

d (mm)

δb , MPa

Dây cấp I Dây cấp II Dây cấp III

0,2 - 0,6 2700 2200 1700 0,8 - 1,0 2400 2000 1600 1,5 - 2,0 2100 1800 1400 2,5 - 3,0 1800 1700 1300 4,0 - 6,0 1500 1400 1100 7,0 - 8,0 -- 1300 1000

- Ứng suất xoắn

- Đường kính dây của lò xo là . - Đường kính trung bình của lò xo - Tính số vòng làm việc của lò xo - Số vòng thực của lò xo i0. - Chuyển vị lớn nhất của lò xo (_). - Khe hở giữa các vòng lò xo khi chịu lực lớn nhất Nemax

- Bước của vòng của lò xo khi chưa chịu tải t. - Chiều dài lò xo lúc chưa

chịu tải:H0

* Kiểm tra sự mất ổn định của lò xo: < 3 là đạt

 = 0,6.δb (N/mm2)

d  1,6. (mm) D = c . d (mm)

i = x: Chuyển vị làm việc của lò xo (mm)

G: Mô đun đàn hồi trượt G = 8.104 (N/mm2) d: Đường kính dây lò xo (mm)

c: Tỷ số giữa đường kính của lò xo và đường kính của dây lò xo.

i0 = i + (1,5  2) vòng  = (mm)  = 0,1.d (mm) t = d + (mm) H0 = (i0 – 0.5).d + i(t – d) (mm) 3.2.4.3. Trục ly hợp a) Xác định lực tác dụng lên bánh răng trên các trục.  Tại trục sơ cấp: Hình 3.27. Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên bánh răng trên trục ly

hợp.

* Tính lực vòng Pv1:

Chọn khoảng cách trục theo công thức kinh nghiệm : A= a. (mm) A I II III Hình 3.28. Sơ đồ bố trí các trục

Với : Memax: mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm)

a : hệ số kinh nghiệm

a = 14,5 ÷ 16 Đối với xe du lịch a = 17 ÷ 19,5 Đối với xe tải

a = 17 ÷ 21,5 Đối với xe sử dụng hộp phân phối và hộp số phụ.

Z1 = (3-18) Với β1 là góc nghiêng của răng

β1 = 30⁰ ÷ 45^o Đối với xe con β1 = 20⁰ ÷ 30^o Đối với xe tải

ia : tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp;

ia= 1,6 ÷ 2,5

mn : môđun pháp tuyến của bánh răng

Bảng III.6 : Môđun pháp tuyến mn các bánh răng hộp số theo mômen động cơ

Mômen xoắn lớn nhất của động cơ Memax

(Nm)

Môđun pháp tuyến của bánh răng hộp số mn (mm) 50 ÷ 100 100 ÷ 200 200 ÷ 400 400 ÷ 800 800 ÷ 1000 2,25 ÷ 2,5 2,75 ÷ 3,00 3,00 ÷ 3,75 3,75 ÷ 4,5 4,5 ÷ 6,00 Sau khi lựa chọn các thông

số trên, thay số vào công thức ta tính được sơ bộ số răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp Z1

Sau khi chuẩn hoá được Z1

ta tính lại góc nghiêng răng ₁. Và tính được đường kính vòng lăn dL1 theo công thức :

cosβ1 = → β1

dL1 =

Sau khi tính toán được các thông số trên ta tính được lực vòng tác dụng lên bánh răng:

Pv1

=

* Tính lực hướng tâm Pr1 :

* Tính lực dọc trục Pa1:

Pr1=

(

Với α : góc ăn khớp ( thường chọn α = 200 ) Pa1=Pv1.tgβ1(N) (3-21)

 Tại trục thứ cấp :

Các lực tác dụng : Lực vòng Pv2; lực hướng tâm Pr2; lực dọc trục Pa2 .

Hình 3.29. Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên bánh răng trên trục thứ

cấp

Lực vòng Pv2 được xác định theo công thức :

Vậy số răng của bánh răng số 1 được xắc định theo công thức :Z2’

Đường kính vòng lăn dL2

được xác định theo công thức : Và thay vào công thức tính lực vòng Pv2

 Tính lực vòng Pv2:

Mômen tính toán ở trục thứ cấp được xác định theo công thức :

Mtt = ih1.Memax (Nm) (3-22) Với : ih1: tỷ số truyền ở tay số 1

Memax: mômen xoắn cực đại của động cơ

Pv2=

(

Với :

β2 : góc nghiêng răng

β2 = 30⁰ ÷ 45^o Đối với xe con β2 = 20⁰ ÷ 30^o Đối với xe tải Z2: số răng của bánh răng số 1

mn: môđun pháp tuyến lựa chọn theo bảng - Số răng của bánh răng ăn khớp với bánh

răng số 1:

Z’2 = (3-24) Với : ia; mn theo lựa chọn khi tính toán bánh răng trên trục sơ cấp

Sau đó ta chuẩn hoá số răng Z’2 và tính lại góc nghiêng của răng β2.

Z2= Z’2. dL2 =

(

(

* Tại trục thứ cấp

lực tác dụng như trên sơ đồ : Gọi khoảng cách giữa hai gối đỡ C và D là L2: L2= c + d

Đường kính trục III được xác định theo công thức : d2 ≈ 0,45.A (mm).

Lại có = 0,18 ÷ 0,21

Trong mặt phẳng dọc trục yoz :

Trong mặt phẳng ngang xoz :

* Tại trục sơ cấp

Xác định đường kính trục sơ cấp :

d1= (9 ÷ 10) (mm) Ta có : a + b = L1 với L1 là chiều dài trục sơ cấp I

Lại có = 0,16 ÷ 0,18

Sau khi lựa chọn tỷ số ta sẽ tính được chiều dài của trục sơ cấp L1 (mm)

Phân phối chiều dài a, b cho phù hợp.

Hình 3.30 : Sơ đồ tính toán phản lực tác dụng lên các gối đỡ trục thứ cấp

- Ta có mômen tác dụng lên gối đỡ D là : Pr2.d + Pa2. - Rcy.L2 = 0 

Rcy = (N)

Với dL2 là đường kính vòng lăn bánh răng số 1 - Ta có mômen tác dụng lên gối đỡ D là

Rcx.L2 - Pv2.d = 0  Rcx =

Hình 3.31: Sơ đồ tính toán phản lực tác dụng lên các gối đỡ trục sơ cấp

Tại gối đỡ B :

Xét mặt phẳng dọc trục yoz : ta có mômen tác dụng lên gối đỡ B là:

Xét mặt phẳng ngang xoz

mômen xoắn tác dụng lên gối đỡ B là

- Ray.a – Rcy.b + Pr1.b – Pa1. = 0

 Ray

=

Với dL1 là đường kính vòng lăn theo tính toán ở trên Σy = - Ray - Rby - Rcy + Pr1 = 0  Rby = Pr1- Ray - Rcy (N) Rax.a + Rcx.b – Pv1.b = 0  Rax =

Sau khi tính toán, nếu giá trị của phản lực nào mang dấu âm thì chứng tỏ chiều của phản lực ngược lại so với chiều ta chọn ban đầu

c) kiểm tra độ bền của trục ly hợp.

Tính độ võng của trục ly hợp

- Độ võng của trục trong mặt phẳng yoz được xác định theo công thức f1: th= ₃ 2 2 1 , 0 d M M_u  _x [th] (N/mm2) (3-28) Trong đó :

d : đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (mm)

th : là ứng suất tổng hợp tác dụng lên trục tại tiết diện đang xét.

Với [th]= 50 ÷ 70 (MN/m2) = 50 ÷ 70 (N/mm2) Mu : là mômen uốn tác dụng lên trục, ta có :

2 2 uy ux u M M M   (N/mm2) (3-29)

Mux : là mômen uốn trong mặt phẳng xoz ( dựa trên biểu đồ mômen )

Muy : là mômen uốn trong mặt phẳng yoz ( dựa trên biểu đồ mômen )

Mx : là mômen xoắn tác dụng lên trục

f1= (Pr1 + Ray). - Pa1.

(mm)

Với : E : môđun đàn hồi của vật liệu chế tạo trục

- Độ võng của trục trong mặt phẳng xoz được xác định theo công thức f2:

Tính góc xoay của bánh răng trên trục - Góc xoay của bánh răng trên trục trong mặt phẳng yoz được xác định theo công thức :

- Góc xoay của bánh răng trên trục trong mặt phẳng xoz được xác định theo công thức :

J =

(

d1 là đường kính trục ly hợp.

dL1: đường kính vòng lăn bánh răng trên trục ly hợp (mm)

f2= (Pv1 + Rax). - Pa1. (mm) Độ võng tổng hợp cho phép:

[f] = ≤ 0.15 (mm)

γ1= (Pr1 + Ray). - Pa1.

(

γ2= (Pv1 + Rax). - Pa1.

(

* Qua các kết quả tính toán ở trên ta sẽ đưa ra kết luận trục ly hợp có đủ độ bền khi làm việc hay không .

9 3.2.4.4. Đòn mở của ly hợp.

Hình 3.32. Sơ đồ lực tác dụng lên đòn mở ly hợp.

Giả thiết có nđ mở thì mỗi đòn mở chịu 1 lực là:

đ

in P

Q^1,2 (N) (3-30) Dưới tác dụng của lực Q sẽ xuất hiện một mô men uốn Q.l tại tiết diện nguy hiểm A-A.

Cơ sở để thiết kế đòn mở là tỷ số truyền

f e

i phải thỏa mãn điều kiện điều khiển và điều kiện bền tại tiết diện A-A.

 

 

1 0

3.2.4.5. Cơ cấu điều khiển ly hợp.

Ta chọn loại cơ cấu điều khiển thủy lực hoặc cơ khí, sau đó tính toán tỷ số truyền i phải thỏa mãn các điều kiện.

 Có chỗ để bố trí các hệ đòn bẩy.

 Hạn chế các khớp nối để số lượng ma sát là ít nhất, nâng cao hiệu suất truyền.

 Lực tác dụng lên bàn đạp và hành trình bàn đạp nằm trong giới hạn cho phép.

 Lực tác dụng lên chi tiết càng nhỏ càng tốt.

Hình 3.33. Cơ cấu điều khiển ly hợp bằng cơ khí.

a) Tính toán tỷ số truyền:

 Đối với cơ cấu điều khiển bằng cơ khí.

 Đối với cơ cấu điều khiển bằng thủy lực.

b) Kiểm tra và điều chỉnh ly hợp.

 Hành trình của bàn đạp ly hợp.

- Điều khiển bằng cơ khí: - Điều khiển bằng thủy lực.

 Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp Pbđ:  Công mở ly hợp A: f e d c b a i_c  (3-32) 2 1 2        d d f e d c b a i_t (3-33) Ở đây: d1, d2 là đường kính các xi lanh thủy lực.

d c b a i S S i S S_bđ  ._c   ._c  (3-34)            1 2 . . d d d c b a i S S i S S_{bđ t t} (3-35) Ở đây: Sbđ : hành trình tổng cộng của bàn đạp (150 180)mm. S  : hành trình tự do của bàn đạp (35 60)mm : khe hở đầu đòn mở và bạc mở.( 2 4)mm S : hành trình dịch chuyển của các đĩa ép, đảm bảo cho ly hợp mở 1 cách dứt khoát, mỗi đôi bề mặt ma sát phải có khoảng cách 0,75 1mm, do đó: S=(0,75 1)P ; P :số đôi bề mặt ma sát. N i P P_bđ ^1,2 200  ^(3-36) Trong đó:

P : lực nén tổng cộng tác dụng lên các đĩa của ly hợp.

i : tỷ số truyền.

: hiệu suất truyền lực.

- điều khiển bằng cơ khí: 0,7 0,8 - điều khiển bằng thủy lực : 0,8 0,9

 

3.3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CƠ KHÍ.

3.3.1. Sơ đồ kết cấu và tính đa dạng của kết cấu hộp số cơ khí. 3.3.1.1. Sơ đồ kết cấu hộp số cơ khí. 3.3.1.1. Sơ đồ kết cấu hộp số cơ khí.

Hình 3.35. Sơ đồ kết cấu hộp số cơ khí.

1. trục sơ cấp; 2. trục thứ cấp; 3. trục số lùi; 4.bộ đồng tốc; 5: trục số lùi; 6: vỏ hộp số

3.3.1.2. Tính đa dạng của kết cấu hộp số cơ khí.

Các sơ đồ tính toán thiết kế hộp số trên ô tô

Sơ đồ

a. Sơ đồ hình ( 3.33 ) là hộp số 2 trục, 4 cấp. Loại hộp số này thường dùng cho ô tô loại nhỏ và trung bình, động cơ đặt sau dẫn động cầu trước hoặc cầu sau:

b. Sơ đồ hình (3.34) là hộp số có 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp số. Loại này thường dùng trên ô tô con, số IV là số truyền thẳng. Số I và số lùi được gài bằng khớp răng, số II, III IV được gài bằng bộ đồng tốc. Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo liền thành một khối quay lồng không trên trục trung gian.

Hình 3.37. Sơ đồ hộp số 4 cấp

c. Sơ đồ hình (3.35) là hộp số có 3 trục có trục sơ cấp thứ cấp đồng tâm 4 cấp số. Loại này thường dùng trên ô tô con. Số IV là số truyền thẳng. Số II, III, IV, V được gài bằng bộ đồng tốc. Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặp trên trục trung gian.

d. Sơ đồ hình (3.36) là hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp số. Loại này thường dùng trên ô tô con và trên ô tô vận tải trung bình. Số IV là số truyền thẳng. Số I, II được gài bằng khớp răng. Số III, IV được gài bằng bộ đồng tốc. Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục trung gian. Hình 3.39. Sơ đồ hộp số 4 cấp. e. Sơ đồ hình ( 3.37) là hộp số có 3 trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 5 cấp. Loại này thường dùng trên ô tô vận tải và có 2 phương án: + Số truyền cuối cùng là số truyền tăng (

i

i

f. Sơ đồ hình (3.38) là hộp số nhiều cấp, gồm có hộp số chính có 4 số tiến và 1 số lùi và hộp số phụ đặt trước