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

- Tính toán thiết kế, kiểm nghiệm bền của đĩa ma sát - Tính toán thiết kế cơ cấu điều khiển ly hợp bằng thủy lực II: Hộp số - Chọ sơ đồ động học - Tính toán và chọn tỉ số truyền của hộp

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ

HỒ CHÍ MINH

™&™

Khoa: Động lực Môn: TÍNH TOÁN KẾT CẤU ĐỘNG CƠ

BÀI TẬP TIỂU LUẬN

I: Bộ ly hợp.

- Tính toán thiết kế, kiểm nghiệm bền của đĩa ma sát

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

II: Hộp số

- Chọ sơ đồ động học

- Tính toán và chọn tỉ số truyền của hộp số loại 5 cấp và có số OD

- Tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng và trục hộp số

Các thông số cần thiết

Trang 3

I TÍNH TOÁN HỘP SỐ

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 i h1 được xác định theo điều kiện sau:

≥

Trong đó:

- G là trọng lượng toàn bộ xe: 16513 ( N )

Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn nhất 20%, hê số cản lăn lớn nhất (đường đất cát) f = 0.2 [1]

- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: ( 215/70R16 )

iₒ =

Trong đó:

- nemax = nN, với: nN = 5000v/ph, λ = 1,1 ( động cơ xăng không có bộ CHK) => nemax = 5500v/ph

= > io= = 4,69

= > ≥ = = 2,37

Kiểm tra theo điều kiện kéo và điều kiện bám:

1.2 Xác định tỉ số truyền của các số còn lại

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

™ mn = 2,88 ÷ 3,6 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3mm

c) xác định số răng của các bánh răng.

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.

™ = - 1 = - 1 = 2,31

Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài là:

™ Ta có: igi = suy ra: ig1 = 1,545 : ig2 = 1,078; ig3 = 0,753 ; igOD = 0,368;

™ igR = igR1.igR2 = 1,865

số răng của các bánh răng trục trung gian và trục thứ cấp được xác định:

= ; = i

Trong đó:

số răng của bánh răng thứ i trên trục thứ cấp

Xác định lại tỉ số truyền các cặp bánh răng gài số:

Ta có thể chọn kích thước sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau:

Đối với trục sơ cấp: = 5,3

Memax là momen cực đại của động cơ (Nm)

Đối với trục trung gian: ≈ 0,45.A và = 0,16 ÷ 0,18

A là khoảng cách giữa các trục hộp số (mm)

Đối với trục thứ cấp : d3 ≈0,45.A và =0,18 : 0,21

A là khoảng cách giữa các trục số

Thay số ta được : d3 = 0,45 90 = 40,5(mm) =4,05 (cm)

II TÍNH TOÁN LY HỢP

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

1.1 Momen ma sát yêu cầu của ly hợp:

Ly hợp phải có khả năng truyền hết momen xoắn lớn nhất của động cơ

1.2 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:

D2 = 2R2 = 3,16

Trong đó:

Memax Mômen xoắn cực đại (Nm)

Bán kính trong của đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số tađược:

1.4 Chiều dày đĩa ma sát

Vậy ta chọn: δms = 5 (mm)

1.5 Tính áp lực tạo ra trên mặt ma sát

Áp lực tạo ra trên vành khăn ma sát được tính theo công thức sau:

q = = = = 248,24 (

Trong đó: P là lực ép của cơ cấu (KN)

2.1 Momen quán tính quy dẫn J a (kg.m 2 )

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

V=ωbx.rbx = rbx

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

ω a : vận tốc cực đại của trục ly hợp ωa = (rad/s)

Động năng của chuyển động quay: Wđ = Ja (J)

Động năng chuyển động tịnh tiến: Wt = (J)

a Momen cản chuyển động qui dẫn M a (N.m)

Momen cản chuyển động của xe qui dẫn về trục li hợp được tính khi xe bắt đầu khởiđộng:

Ma = [(G0+Gm).� + KFV2]

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 1560x1720 (mm)

F=0,8B.H

Trong đó:

B - chiều rộng cơ sở của ô tô.(m)

H – chiều cao toàn bộ của ô tô (m)

(m2)

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

Thế số ta được:

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

+ Giai đoạn 2: Tăng momen của ly hợp đến giá trị không còn sự trượt của ly

3 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 trượtriêng được xác định theo công tức sau:

L0 =

Trong đó:

L = 23795 (N.m)công trược tổng cộng của ly hợp

5 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 tranhiệt độ các chi tiết bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ khi xe khởi hành:

T =

Trong đó:

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= 23795 (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≈

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

III TÍNH TOÁN TRỤC CÁC ĐĂNG

Trong quá trình chuyển động Cardan chịu xoắn là

chủ yếu Theo lý thuyết bền ta có:

τmax =

Trong đó:

- Đối với tiết diện tròn đặc ta có: Wp =

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

Do bề dày thành trục rỗng có giá trị không đáng kể

nên nếu cùng một khối lượng vật liệu thì trục rỗng có mômen chống xoắn 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:

tan φ1 = tan φ3.cos α1 [14]

Giả thiết cả hệ thống quay với góc ta có

tan (ϕ3 + = tan (ϕ2 + 2 ™ tan ϕ2 = tan ϕ3 Cos 2

 tan ϕ1 =tan ϕ2

là cơ cấu cacdan Kép đồng tốc

Do cơ cấu cardan dọc nên trong tính toán kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardankhác 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.

nmax = (v/ph)

Ở đây :

nemax = λnN = 1,1 5000 = 5500 (v/ph) là số vòng quay cực đại của động cơ

(do động cơ diesel nên λ=1,1)

ip =1 là tỉ số truyền số cao nhất cảu hộp số phụ

Thay số ta được: nmax = = 7142,85 (v/ph)

2 Đường kính cardan:

Đối với trục cardan thứ hai:

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

Giả thiết bề dày thành trục rỗng δ = 1,85 ÷ 2 mm

Ta xác định được giá trị của đường kính D:

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

M2max =

3.1 Ứng suất xoắn cực đại của trục cacđăng:

τ = = (MN/m2)

Trong đó :

α:là góc lệch giữa các trục Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến

τ = 25,53 (MN/m2) < [τ]= 100 : 300 (MN/m2) thỏa điều kiện bền

Trong đó:

Mô men quán tính của tiết diện xoắn: Jx = (D4 – d4) = (0,14 – 0,0964) =

7,39.10-7 (m4) = 73,9 (cm4)

Memax mômen xoắn cực đại của động cơ Memax= 220N.m = 22kN.cm

Thay số ta có :

0 /cm = 1,1 0 /m

trục => thỏa yêu cầu

Hình 3.1 sơ đồ lực tác dụng lên chốt chữ thập.

Vì M2max > Mms nên lực P tính theo M2max

Dước tác dụng của lực P, tại tiết diện A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

4.1 Ứng suất uốn:

Ở đây:

Ta chọn mặt cắt tiết diện Elip:

h – đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D = 74mm (đã tính ở trên),

K: độ dày mỗi bên so với đường kính D, chọn k =5mm

™ h = 74 + 2.5= 84mm = 0,084m

Mặt cắt tiết diện Elip nên:

Thay số ta có:

™ thõa điều kiện bền xoắn