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

với: v/p, động cơ diesel v/p- ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động... Sơ đồ tính toán số răng của các bánh răng hộp số 3 trục

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ

HỒ CHÍ MINH

™™™

Khoa: Động lực

Môn: TÍNH TOÁN KẾT CẤU ĐỘNG CƠ

Tiểu luận: TÍNH TOÁN 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 cơ huyndai country

Model County ( Standar-Delux-Luxury-Limousine) LIMOUSINE

Khung gầm (Base Chassi): Hyundai County Long Body Hyundai

Nguồn gốc, xuất xứ: Nhập khẩu 100% từ HYUNDAI Hàn Quốc Hyundai

Kích thước tổng thể / Overall

dimensions 

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

Trọng lượng bản thân / Curb Vehicle

Số xy lanh / Number of Cylinder 04 In line Đường Kính, hành trình piston / Bore, Stroke (mm) 104 x 115 Momen xoắn lớn nhất / Max Torque (Kg.m\rpm) 38/1.600

Hộp số: 5 Số tiến - 1 Số lùi / Transmission: 5 Forword - 1 Reverse Hyundai

Bình ắc quy 12VOLTS-80AH Nhập khẩu và bảo hành bởi GS (thương hiệu

Thân xe: linh kiện 100% chính hãng Hyundai / Body: Genuine part

Công thức bánh xe: 4 x 2 , Lốp xe Tube Less MAXXIS 7.00R16-12PR, 12

Yêu cầu:

- chọn thông số xe

- tính toán thiết kế, kiểm nghiệm bền đĩa ma sát.

- Tính toán thiết kế cơ cấu điều khiển ly hợp bằng thuỷ lực

- chọn sơ đồ động học , tính toán chọn tỉ số chuyền hộp số 5 hoặc 6 cấp

có 1 số OD

- tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng, trục hộp số

- tính toán thiết kế kiểm nghiệm bền trục các đăng

1 Xác định tỉ số truyền số thấp nhất – tỉ số truyền số cao nhất

1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện sau:

Trong đó:

- G là trọng lượng toàn bộ xe: 41600(N)

- Hệ số cản lớn nhất của đường: ψmax

Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn nhất 20%, hê số cản lăn lớn nhất (đường đất cát)

f = 0.2 [1]

ψmax =

- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: ( 195/75R16)

(mm)chọn

- Momen xoắn cực đại của động cơ: Memax = 380(N/m)

- ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực

Do xe thiết kế là xe tải khách 29 chỗ vi sai một cấp nên chọn ηtl = 0.89

- tỉ số truyền lực chính:

Trong đó:

với: v/p, (động cơ diesel) (v/p)

- ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống

truyền lực tới bánh xe chủ động Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn =

Do xe tải khách 29 chỗ nên chọn ih1= 5,85

1.2 Xác định tỉ số truyền của các số còn lại

Vì hộp số dọc 5 cấp có OD với số IV là số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tínhcông bội q:

t a t ính đ ư ợc t ỷ s ố truy ền c ác tay s ố c òn l ại:

s ố 2:

s ố 3:

Khoảng cách giữa các trục được chọn theo công thức kinh nghiệm sau:

Ở đây: Memax là momen xoắn cực đại của động cơ (Nm)

C là hệ số kinh nghiệm:

- Đối với xe dùng động cơ diezel: C = 20 ÷ 21, ta chọn C = 21

chon A=160 mm

b) chọn môđuyn pháp tuyến của bánh răng = (0,032 ÷ 0,040).A

= 4,8 ÷ 5,6 theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5

c) xác định số răng của các bánh răng.

Sơ đồ tính toán số răng của các bánh răng hộp số 3 trục.

A là khoảng cách giữa các trục Za, Z´a là số răng của cặp răng luôn ăn khớp.Z1, Z2,….số răng của các bánh răng trên trục trung gian Z´1, Z´2,… số

răng của các bánh răng trên trục thứ cấp

Khoảng cách A được tính như sau:

Trong đó:

ia tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp mn: mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng luôn ăn khớp

βa: góc nghiêng của răng của cặp bánh răng ăn khớp

Với bánh răng nghiêng

zi số răng của bánh răng thứ i trên trục trug gian

số răng của bánh răng thứ i trên trục thứ cấp

βi góc nghiêng của cặp bánh răng thứ i

mi mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng thứ i

Số OD : igOD =

Xác định lại tỉ số truyền của hộp số: ihi = ia.igi

Tính chính xác khoảng cách trục A

- Cặp bánh răng luôn ăn khớp: Aa =A1 =A2 =A3 =AOD =A

3 tính toán kiểm tra bền bánh răng.

vật lệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=50 59, ,

,nhiệt luyện thấm nitơ

3.1.tính cặp bánh răng thường tiếp

Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục xơ cấp:

*Kiểm bền bánh răng theo ứng sất uốn.

Để đảm bảo bền thì ứng sất sinh ra phải nhỏ hơn ứng suất cho phép

Trong đó: là mô men tính toán trên trục chủ động ;m=5;

; đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động,

hệ số trùng khớp

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

hệ số kể đến độ nghiêng của răng =

là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18 TTTKCTM ta được:

;

hệ số tải trọng khi tính về uốn:

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tại trọng trên bề rộng răng,tra

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tại trọng cho cặp bánh răng

ăn khớp theo bảng 6.14phuj lục TTTKCTM có:

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Theo bảng P2.3 phụ lục TTTKCTM có:

với là ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2

là hệ số an toàn khi tính về uốn,theo bảng 6.2 TTTKCTM có

hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

;

là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy

*Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc:

là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.Theo bảng 6.5

hệ số tải trọng khi tính bề về sức bền tiếp xúc:

hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trong các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTKCTM có =1,05

hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTKCTM có =1,06

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.theo bảng 6.13 phụ lục TTTKCTM có =0.91

*Kiểm bền bánh răng theo ứng sất uốn.

tương tự bánh răng thường tiếp ta có:

Để đảm bảo bền thì ứng sất sinh ra phải nhỏ hơn ứng suất cho phép

Trong đó: là mô men tính toán trên trục chủ động

;m=5;

; đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động,

hệ số trùng khớp

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

hệ số kể đến độ nghiêng của răng =

là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18 TTTKCTM ta được:

;

hệ số tải trọng khi tính về uốn:

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tại trọng trên bề rộng răng,tra

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tại trọng cho cặp bánh răng

ăn khớp theo bảng 6.14phuj lục TTTKCTM có:

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Theo bảng P2.3 phụ lục TTTKCTM có:

với là ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2

là hệ số an toàn khi tính về uốn,theo bảng 6.2 TTTKCTM có

hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

;

là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy

Ta thấy lên cặp bánh răng tiếp xúc đảm bảo bền.

*Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc:

là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.Theo bảng 6.5

hệ số tải trọng khi tính bề về sức bền tiếp xúc:

hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trong các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTKCTM có =1,05

hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTKCTM có =1,06

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.theo bảng 6.13 phụ lục TTTKCTM có =0.91

Theo bảng 6.2 TTTKCTM có

4.tính toán thiết kế trục.

4.1.các thông số ban đầu.

chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm cácbon có

xác định kích thước sơ bộ của trục:

với trục sơ cấp:

với trụ trung gian và trục thứ cấp:

tỷ số giữa đường kính của trục d và khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục nằm trong giới hạn:

- đối với trục sơ cấp và trục trung gian:

- đối cới trục thứ cấp

5.Xác định các thông số cơ bản của Ly hợp

5.1 Momen ma sát yêu cầu của ly hợp:

Hình 5.1 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát khô sử dụng một đĩa ma sát:

Mms : Momen ma sát yêu cầu của ly hợp (N.m)

Memax : Momen xoắn lớn nhất của động cơ.(N.m)

β :Hệ số dự trữ của ly hợp Vì là xe tải khách nên β = 1,6÷2,25 nên ta chọn

β = 2,25

5.2 Xác định các kích thước cơ bản của đĩa ma sát:

Khi thiết kế có thể chọn sơ bộ đường kích ngoài của đĩa ma sát theo công thức kinh nghiệm sau:

Trong đó:

D2 đường kính ngoài của tấm ma sát (cm)

Memax Mômen xoắn cực đại (Nm)

5.4 Chiều dày đĩa ma sát

Theo [11], chiều dày của đĩa ma sát là: xác định trong khoảng 4÷5(mm)Vậy ta chọn: =5(mm)

5.5 Tính áp lực tạo ra trên mặt ma sát Áp lực tạo ra trên vành khăn ma sát

được tính theo công thức sau:

(< 250 (KN/m2) thỏa yêu cầu điều kiện bền

Trong đó:

P là lực ép của cơ cấu (KN)

S là diện tích vành khăn ma sát (m2)

6 Tính toán công trượt của ly hợp.

6.1 Momen quán tính quy dẫn Ja (kg.m2)

Từ công thức quan hệ vận tốc tịnh tiến của ô tô và vận tốc gốc của bánh xe

ta có:

:vận tốc gốc của bánh xe.[rad/s]

V: vận tốc chuyển động tịnh tiến của xe [m/s]

vận tốc cực đại của trục ly hợp

Động năng của chuyển động quay:

Động năng chuyển động tịnh tiến:

Điều kiện cân bằng động năng khi ô tô đang chuyển động : wt = wd

Thế số ta được:

Vớ δt Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống

truyền lực, trong tính toán 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 của xe qui dẫn về trục li hợp được tính khi xe bắt đầu khởi động:

v là vận tốc của xe,v = 0 (m/s) vì khi khởi hành tốc độ quá nhỏ

F là diện tích mặt chính diện của xe, xem như một hình chữa nhật có kích thước

F=mB.H

Trong đó:

B - chiều rộng cơ sở của ô tô.(m)

H – chiều cao toàn bộ của ô tô (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 = 1 ta có:

F = 2035.2755.10 = 5,6 (m ) thỏa mãn điều kiện.[4,5÷6](m )

rbx là bán kính lăn của bánh xe bx = 298,05 mm = 0,29805m

it là tỉ số truyền chung của hệ thống truyền lực it = ih1.i0.ip

ηt hiệu suất của hệ thống truyền lực Xe tải khách vi sai một cấp chọn ηt = 0,89

Thế số ta được:

6.3 Tính thời gian trượt trong các giai đoạn t1 và t2

Xét đến 2 giai đoạn thực tế của việc đóng ly hợp từ từ

+ Giai đoạn 1: khoảng thời gian (t1) tăng momen ma sát từ 0 đến Ma Lúc

đó xe bắt đầu khởi động tại chỗ:

+ Giai đoạn 2: Tăng momen của ly hợp đến giá trị không còn sự trượt của lyhợp (t2) Khoảng thời gian (t1) và (t2) được tính như sau:

7 kiểm tra công trược riêng của ly lợp:

Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát ta phải kiểm tra công trượt riêng, công trượt riêng được xác định theo công tức sau:

Trong đó:

L =14889(N.m) công trược tổng cộng của ly hợp

S: diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động (m2)

9 Tính toán nhiệt độ của đĩa ép

Công trược sinh ra làm đun nóng các chi tiết như đĩa ép, lò xo, do đó phải kiểm tra nhiệt độ các chi tiết bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ khi xe khởihành:

Trong đó:

T- nhiệt độ tăng lên của chi tiết (0K) [T] K

-hệ số xác định công trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính, - được xác định như sau:

: Đối với đĩa ép (n – số lượng đĩa bị động ) với n=1 =>

L= 14889(N.m) công trượt sinh ra toàn bộ khi đóng ly hợp (J)

C - nhiệt dung riêng của các chi tiết khi đun nóng , đối với thếp và gang

c 500J/Kg.độ

m – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg) độ

10: cơ cấu điều khiển ly hợp bằng thuỷ lực.

lực tác dụng lên bàn đạp được tính như sau:

Trong đó:

P lực nén tổng cộng tác đụng lên các đĩa của ly hợp p=10634(N)

hiệu suất truyền lực =0,8 0,9 chọn bằng 0,9

Wp: mômen chống xoắn của mặt cắt ngang

- Đối với tiết diện tròn đặc ta có:

- Đối với tiết diện tròn rỗng:

với d là đường kính trong và D là đường kính ngoài của thanh

Do bề dày thành trục rỗng = 1,85 ÷ 2 mm có giá trị khôngđáng kể nên nếu cùng một khối lượng vật liệu thì trục rỗng có mômen chốngxoắn cao hơn nhiều so với trục đặc

Ta chọn cardan trục rỗng khi tính toán thiết kế

Giả thuyết khi bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm trong mặt phẳng thẳng đứng ta có:

Giả thuyết cả hệ thống quay đi với góc ta có:

Từ biểu thức trên ta thấy: thì tức trường hợp này gọi là cơ cấu cardan kép đồng tốc

nếu thì tức trường hợp này gọi là cơ cấu cardan kép khác tốc

Do cơ cấu cardan dọc nên trong tính toán kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardan khác tốc, nghĩa là:

Khi K là khớp cardan khác tốc thì trục bị động sẽ chịu mômen xoắn lớn hơn Cho nên nếu trục hai đủ bền thì trục một cũng đảm bảo điều kiện bền, vì vậy chúng ta chỉ cần tính toán trục hai ứng với trường hợp K là 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 của trục các đăng ứng với tốc độ lớnnhất của xe: nmax =

Ở đây :

nemax = λnN = 1 3200 = 3200 (v/ph) là số vòng quay cực đại của động cơ (do động cơ diesel nên λ=1)

ih = iOD= 0,825 là tỉ số truyền nhanh nhất của hộp số chính ip =1là tỉ số truyền số cao nhất cảu hộp số phụ Thay số ta được: nmax = = 3879(vg/ph)

Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt của trục các đăng:

nt = (1,2 - 2).nmax = 3879.1,6913 = 6560,5 [v/ph]

giả thiết bề dày thành trục rỗng mm

Ta khảo sát dưới dạng trục rỗng đặt tự do trong các điểm tựa

Thay d1 = vào công thức trên ta nhận được phương trình bậc 2 đốivới :

Chọn δ = 2,5mm = 0,0025m

nt = 6560,5 (vg/ph)

Ta xác định được giá trị của đường kính D:

Trên thực tế chiều dài cơ sở của xe là L = 4085mm = 4,085 m nhưng trừ đi

chiều dài hộp số và chiều dài vỏ đỡ vi sai(theo hình vẽ X.1) ta có l1+l2 nhỏ

hơn L rất nhiều

trên kết quả khảo sát thực tế ta có l1= 125cm = 1,25m; l2=175cm=1,75m

11.3 Kiểm tra trục cardan

Khi làm việc trục hai sẽ bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén) Trong đó ứng suất xoắn là rất lớn so với các ứng suất còn lại, cho nên ta chỉ cần tập trung tính trục theo giá trị M2max :

10.3.1 Ứng suất xoắn cực đại của trục cacđăng:

thoả mãn điều kiện.

10.3.2 Tính giá trị góc xoắn của trục cardan.

Trong đó:

Mô men quán tính của tiết diện xoắn:

G: mô đun đàn hồi khi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m2=8.10 kG/cm2l2 = 175cm – là chiều dài của trục cardan thứ 2

Memax mômen xoắn cực đại của động cơ Memax= 380N.m = 38kN.cmThay số ta có :

trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc xoắn cho phép

trên một mét chiều dài trục => thỏa yêu cầu