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

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH ™&™ Khoa: Động lực Môn: TÍNH TOÁN KẾT CẤU ÔTÔ Tiểu luận: TÍNH TOÁN VÀ KIỂM NGHIỆM LY HỢP-TRỤC CÁC ĐĂNG VÀ HỘP SỐ GVHD:

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ

HỒ CHÍ MINH

™&™

Khoa: Động lực

Môn: TÍNH TOÁN KẾT CẤU ÔTÔ

Tiểu luận: TÍNH TOÁN VÀ KIỂM NGHIỆM

LY HỢP-TRỤC CÁC ĐĂNG VÀ HỘP SỐ

GVHD:Trần Anh Sơn LỚp ;

I - CÁC THÔNG SÔ XE SUZUKI PRO 750KG

Loại động cơ G16A (phun xăng điện tử)

Công suất cực đại của động cơ ứng với số vòng quay : Nemax = 68 (hp)/5750(v/p)=50,7(KW/5750(v/p))

Momen xoắn cực đại của động cơ ứng với số vòng quay : Memax = 127 (N.m)/4500(v/p

Vận tốc lớn nhất (km/h): Vmax = 120 (km/h) = 33,33 (m/s)

Cỡ lốp: 185/70R14

Trọng lượng toàn bộ(toàn tải) : 1950 (kG) = 19500 (N)

⇒ G = m.g = : 1950.10 = 19500 (N)

Kích thước (D × R × C) : 4155 × 1680 × 1895 (mm)

Kiểu li hợp : ma sát khô , đĩa đơn

Chiều dài cơ sở : 2625 (mm)

Hiệu suất : 0,89

Hệ số cản lăn: f = 0,2

Hệ số bám: φ = 0,8

Khả năng leo dốc của xe 55%

Góc lệch giữ 2 trục của các đăng α = 200

Chiều dài trục các đăng: lcđ = 1,5 (m)

1 TÍNH TOÁN HỘP SỐ

1.1 Chọn tỷ số truyền của hộp số

- Từ kí hiệu lốp : 185/70 R14

Ta xác định được bán kính lăn của bánh xe

Ta có:

70

100

H

(mm)

Mà rbx = H + 2

d

.25.4

⇒rbx=0.7.185+14/2.25.4=307,3(mm)=307.10-3(m)

- Số vòng quay nemax

nemax = λ.nN

Do động cơ phun xăng không có bộ chế hòa khí λ = 1,1 ÷ 1,3 ta chọn λ = 1,1

=> nemax = 1,1.5750 = 6325 (vòng/phút)

- Tỷ số truyền của truyền lực chính.

max 0

ax

30

bx e

hn m

r n i

i V

π

=

Do xe có hộp số dọc có 1 số OD nên ihn =0,75 ÷ 0,85 chọn ihn = 0,8

⇒ io=

Tỷ số truyền tay số 1.

ax 1

max 0

.

.

m bx

h

e

i

M i η

Ψ

≥

Trong đó:

G – Trọng lượng toàn bộ của xe

Ψmax – Hệ số cản chuyển động lớn nhất

Rbx – Bán kính bán kính lăn của bánh xe.

Memax – Moomen cực đại của động cơ.

i0 – Tỷ số truyền chính.

Vmax – Tốc độ lớn nhât của xe

η – Hiệu suất của hệ thống truyền lực

Đối với xe tải ta chọn η = 0,89

- Hệ số cản chuyển động lớn nhất Ψmax

Ψmax = 0,2.cosα + sinα

Từ khả năng leo dốc của xe 55% ta có :

i = 55% ⇒α = arctan 0,55 = 2808′

⇒ Ψmax = 0,2.cos2808′ + sin2808′ = 0,64

⇒ ih1 (1)

Và

1

max 0

bx

h

e

G r

i

M i

ϕ

η

≤

Hệ số bám φ = 0.7 ÷ 0,8 chọn φ = 0,8

⇒ ih1

(2)

Từ (1) và (2) : Chọn ih1 = 4,5

Công bội :

q=1,54

⇒ ih2=ih1/q=4,5/1,54=2,92

Ih3=4,5/(1,54)2=1,89

Do xe hộp số dọc ,có 1 số OD

⇒ ih4 = 1

Ih5=4,5/(1,54)4=0,80

1.2 Tính toán các chi tiết của hộp số

1.2.1 Bánh răng của hộp số

1.2.1.1 Tính toán thiết kế tổng thê

a Chọn khoảng cách giữa các trục

A = C M.3 emax

C : Hệ số kinh nghiệm

C = 17 ÷ 19 xe tải → chọn C = 17

→ A

= 85,5 (mm).

b Môđuyn pháp tuyến của bánh răng

m = (0,032 ÷ 0,04)A

→ Chọn m = 0,036.A = 0,036.85,5 = 3,078

c Xác định số răng của các bánh răng

- Mô đun và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số

Mô đun : Xe tải m = 3,5 ÷ 5

Chọn :

m = 3,5 (mm) cho các số truyền cao

m = 4,5 (mm) cho số truyền thấp (số 1 và số lùi)

Sơ đồ hộp số 5 cấp có 1 số OD

Góc nghiêng : Xe tải β = 18 ÷ 26

Chọn :

β = 260 cho các số truyền cao

β = 180 cho số truyền thấp (số 1 và số lùi)

 Đối với hộp số 3 trục

- Theo kinh nghiệm số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của ô tô du lịch Z1 =12 ÷ 13 (với ih1 = 4,5)

Xe có ih1 = 4,5 → Chọn Z1 =13

⇒ ig1= =1,92

Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền động chung (luôn luôn ăn khớp) ih1 = ia.ig1

Trong đó :

ia – Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp

ih1 – Tỷ số truyến số 1 của hộp số

ig1 – Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số 1

⇒ ia= = =2,34

Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số cho các số truyền khác:

hk

k

a

i

i

= = ÷

Trong đó :

ia – Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp

ihk – Tỷ số truyền thứ k bất kỳ của hộp số (trừ số truyền thẳng)

igk – Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số thứ k bất kỳ (trừ số truyền thẳng)

- Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ 2

Ig2 == =1,25

- Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ 3

Ig3= = =0,8

- Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ 4 (ih4 = 1, trực tiếp)

- Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ 5

Ig5= ==0,34

- Số răng bị của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp

Z′1 = Z1.ig1 = 13.1,92 = 24,96 ≈ 25(răng)

- Số răng của bánh răng chủ động Za

Za= =(răng)

- Số răng Z′a của bánh răng bị động ở cặp bánh răng luôn ăn khớp

Z′a = Za.ia = 11.2,34=26(răng)

- Số răng của bánh răng chủ động Z2

Z2= =(răng)

- Số răng bánh răng Z′2

Z′2 = Z2.ig2 = 17.2,34 = 40(răng)

- Số răng của bánh răng chủ động Z3

Z3= = =21 (răng )

- Số răng bánh răng Z′3

Z′3 = Z3.ig3 = 21.0,8 = 17(răng)

-số răng của bánh răng chủ động Z4 trực tiếp

- Số răng của bánh răng chủ động Z5

Z5===36 (răng)

- Số răng bánh răng Z′5

Z′5 = Z5.ig5 = 36.0,34 = 12(răng)

1.2.2 Trục của hộp số

a) Chọn sơ bộ kích thước của trục

- Đối với trục sơ cấp

D1=5,3.=59,73(mm)

- Đối với trục trung gian

- Đối với xe tải ta chọn

A=18,7.=94 (mm)

d2 ≈ 0,45.A = 0,45.94 = 42,3 (mm)

Mà :

2

2

d

l = 0,16 ÷ 0,18 → Chọn

2 2

d

l = 0,18 Chiều dài trục trung gian

L2=(mm)

- Đối với trục thứ cấp

d3 ≈ 0,45.A = 0,45.94 = 42,3 (mm)

Mà :

3

3

d

l = 0,18 ÷ 0,21 → Chọn

3 3

d

l = 0,19 Chiều dài trục thứ cấp

L3= = =223 (mm)

Khi khởi hành xe tại chỗ công trượt lớn hơn cả )vì lúc đó ωa = 0 nên hiệu số ωe - ωa là lớn nhất Động cơ càng cao tốc, công trượt càng lớn

Trong tính toán có thể lấy tốc độ góc động cơ ωe bằng tốc độ góc ứng với momen cực đại (ωe = ωM) và tính toán kiểm tra công trượt riêng ứng với chế độ khởi hành xe tại chỗ (ωa = 0 )

2 TÍNH TOÁN LY HỢP

1:trục khửu

2:đĩa ép

3:vỏ li hợp

4:bạc đạn chà

5:trục sơ cấp hộp số

6:càng mở

7:lò xo đĩa

8:đĩa ma sát

9:bánh đà

2.1 Xác định các thông số cơ bản của ly hợp

a) Xác định bán kính vòng ngoài của đĩa ma sát.

- Việc xác định bán kính ngoài phải dựa theo 3 điều kiện sau:

+ Đảm bảo cho ly hợp truyền hết mô men động cơ

+ Đảm bảo tuổi thọ cần thiết

+ Phải lắp ghép được với vành bánh đà

- Để đảm bảo được ly hợp truyền hết mô men của động cơ thì ly hợp phải sinh ra được một ma sát luôn luôn lớn hơn hoặc bằng mô men quay cực đại của động cơ trong suốt quá trình sử dụng.Để đảm bảo điều kiện này,mô men ma sát Mms của ly hợp được xác định theo công thức:

Ml = β.Memax (N.m)

β – Hệ số dự trữ của ly hợp

Với xe du lịch β = 1,6 ÷ 2,25 chọn β = 1,6

- Mô men ma sát sinh ra trong ly hợp được cũng có thể xác định theo công thức:

Mms= μ.P.Rtb.p (N.m)

Trong đó:

μ – Hệ số ma sát

p – Số lượng đôi bề mặt ma sát vì có 1 đĩa ma sát nên p = 2

P – Lực ép cần thiết lên các đĩa ma sát(N)

Rtb – Bán kính ma sát trung bình (m)

- Áp suất trên bề mặt được xác định theo công thức:

S π R R

−

(N/m2) Trong đó:

P : Áp suất trên bề măt ma sát (kN/m2)

[ ]q Áp suất cho phép trên bề măt ma sát (kN/m2)

S : Diện tích bề mặt tấm ma sát (m2)

Đối với bề mặt ma sát là thép với phêrađô thì

μ = 0,25 ÷ 0,35 chọn μ = 0,3

[ ]q =100 150(÷ KN m/ 2)

- Mômen ma sát của ly hợp

Ml = 1,6.127 = 203,2(N.m)

- Đường kính ngoài của đĩa ma sát :

Kích thước vành của đĩa ma sát.

D2 = 2.R2 = 3,16

max

e

M C

C : Hệ số kinh nghiệm

Đối với xe tải C = 3,6

⇒ D2 = 3,16 =18,8 (cm)

Bán kính vòng ngoài đĩa ma sát :

R2 =D2/2 =18,8/2=9,4 (cm) =0,094(m)

b) Xác định bán kính vòng trong của đĩa ma sát.

-Bán kính vòng trong của đĩa ma sát được xác định theo công thức:

R1 = (0,53 ÷ 0,75)R2

Chọn R1 = 0,6 R2 = 0,6.0,094 = 0,0564 (m)

c) Bán kính trung bình của đĩa ma sát.

Rtb =0,077 (m)

d) Lực ép cần thiết lên các đĩa đê truyền mômen

P= ==4398 (N)

e) Chiều rộng đĩa ma sát.

Chiều rộng đĩa ma sát được tính theo công thức :

b = R2 – R1 = 0,094-0,0564 = 0,0376(m)

f) Diện tích bề mặt đĩa ma sát S.

Diện tích bề mặt đĩa ma sát được tính theo công thức :

S =-) =0,018 (m2 )

g) Áp suất trên bề mặt đĩa ma sát

q= = =116968(N/m2)=116,968 (KN/m2)

q ≤ [q] = 100 ÷ 250 (thoả điều kiện)

2.2 Công trượt riêng của ly hợp

t s

li hợp trước tăng tốc tốc độ ổn định

SƠ ĐỒ TÍNH TOÁN CÔNG TRƯỢT LI HỢP

Do có hai quá trình đóng ly hợp khác nhau : Đóng ly hợp nhanh và đóng ly hợp từ tư

̀,bởi vậy sẽ có hai phương pháp khác nhau để xác định công trượt, trong bài này ta chỉ tính theo phương pháp hai đó là quá trình đóng ly hợp từ từ

a) Mô men quán tính qui dẫn Ja (kg.m2)

2 2 0

h p

J

g i i i δ

 + 

=  ÷

Trong đó :

Ga – Trọng lượng toàn bộ của ô tô , G = 19500 (N)

Gm – Trọng lượng toàn bộ của rơ móc , Gm = 0 (N)

g – Gia tốc trọng trường , g = 10 (m/s2)

rbx – Bán kính làm việc của bánh xe chủ động , rbx = 307,3.10-3 (m)

ih – Tỷ số truyền của hộp số Tính công trượt cho số 1 ih = 4,5

ip – Tỷ số truyền số phụ Không có hộp số phụ ip = 1

i0 – Tỷ số truyền của truyền lực chính , i0 = 7,6

δt – Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống truyền lực, trong tính toán δt = 1,05 ÷ 1,06 , chọn δt = 1,05

Ja=(5,642 (Kg.m2)

b) Mô men cản chuyên động qui dẫn Ma (N.m)

Ma = [(Ga+Gm).Ψ + Pω ]. .

bx

t t

r

i η

Trong đó :

Ψ – Hệ số cản tổng cộng của đường , Ψ = 0,02

Pω – Lực cản không khí Khi khởi hành xe Pω = 0

it – Tỷ số truyền chung hệ thống truyền lực (it = ih1.ip.i0)

ηt – Hiệu suất thuận của hệ thống truyền lực Xe tải ηt = 0,89

⇒Ma=(19500.0,02) =3,9 (N.m)

- Thời gian t1 và t2 được tính

M

t

k

=

K : Hệ số tỉ lệ , đặc trưng cho nhịp độ tăng mô men của đĩa ly hợp khi đóng ly hợp k

= 150 ÷ 750 (Nm/s) với xe du lịch Chọn k = 500 (Nm/s)

⇒ t1=

(s)

Và

2

A

t

k

=

mà : A = 2 .J a (ω ωm− a)

m – Tốc độ góc động cơ khi đóng ly hợp

⇒ =nm =4500 =471,2(rad/s)

a – Tốc độ góc trục ly hợp Tính toán cho lúc khởi hành xe a = 0

⇒ A = 58,5

⇒ t2 = =2,6(s)

⇒ t0 =t1+t2=2,6+7,8 =2,6 (s)

- Công trượt toàn bộ L của ly hợp

t

L L= +L =M ω −ω  + t ÷+ J ω −ω

L=3,9.(471,2-0).( 5,642.(471,2)2 =62953 (J)

c) Công trượt riêng của ly hợp

L0 = [ ]0

L

L

S p ≤

[L0] : Công trượt riêng cho phép Xe tải [L0] = 15.104 ÷ 25.104 (J/)

⇒ Lo= = = 83.103

Như vậy so với giá trị cho phép về công trượt riêng củ xe tải thì ly hợp thiết kế đạt yêu cầu về tuổi thọ cho ly hợp

d) Tính toán nhiệt độ của ly hợp

Nhiệt độ tăng lên của chi tiết tiếp xúc trực tiếp với tấm ma sát trong thời gian ly hợp bi trượt

273

L

T

c m

θ

= +

Trong đó

T – Nhiệt độ tăng lên của chi tiết (0K)

θ – Hệ số xác định phần công trượt dùng để nung nóng chi tiết cần tính, θ được tính như sau:

1

2n

θ =

– Đối với đĩa ép (n – số lượng đĩa bị động)

θ =

1

n – Đối với đĩa chủ động trung gian

L – Công trượt sinh ra toàn bộ khi đóng ly hợp (J)

c – Nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng, đối với thép và gang

c ≈ 500J/kg.độ

m – Khối lượng của chi tiết bị nung nóng (kg)

Mỗi lần khởi hành ôtô tại chỗ trong điều kiện sử dụng ở đường phố T không được vượt qua 100K

Ta có:

1

2n

θ =

=

1

2 với n = 1 đĩa bị động

Δ T ≤ 100

⇔ 100 ≥

L

c m

θ

⇒ m ≥

⇒ T=0,5.

[ ]

T ≤ T

Với [ ]T ≤ 283

Vậy nhiệt độ tăng lên của chi tiết tiếp xúc trực tiếp với tấm ma sát trong thời gian ly hợp bi trượt là an toàn

3 TÍNH TOÁN CÁC ĐĂNG

3.1 Kiêm tra số vòng quay nguy hiêm (nt)

Ta có số vòng quay cực đại nmax của trục các đăng ứng với tốc độ lớn nhất của xe:

max ax

e m

hn p

n n

i i

=

(vòng/phút)

Ở đây :

nemax – số vòng quay cực đại của động cơ(v/p)

ihn – số truyền cao nhất của hộp số chính(≤1)

ip – Tỉ số truyền cao nhất của hộp số phụ

Mà nemax = λ.nN

Động cơ phun xăng diện tử không có bộ chế hòa khí nên có λ = 1,1 ÷ 1,3 ta chọn

λ = 1,1

⇒ nemax = 1,1.5750 = 6325 (vòng/phút)

⇒ nmax= (vòng/phút)

Số vòng quay nguy hiểm nt của trục

nt = (1,2 ÷ 2) / nmax (vòng phút)

Ta chọn nt = 1,2 nmax = 1,2.7906 = 9487 (vòng phút)

Trục các đăng đặt tự do trong các điểm tựa và trục rỗng nên:

nt =

2 2 4

2

l

+

=

=

Mà d = D – 2.δ

Với δ bề dày trục rỗng δ = 1,85 ÷ 2,5 (mm) ta chọn δ = 2

4

d D

⇒ = − (mm) = D – 0,004 (m)

D2 +(D-0,04)2

Vậy đường kính trục các đăng D = 12 (cm)

3.2 Tính toán kiêm tra trục các đăng

Hình trên là truyền động các đăng từ trục 1 sang trục 2 với góc α > 0

- Mômen xoắn cực đại của trục 2 được tính theo công thức:

max 1 1 1

2max

e h p

M i i M

M

c α c α

= =

Trong đó:

Memax – Mômen xoắn động cực đại của cơ

ih1 – Tỷ số truyền ở tay số 1

ip1 – Tỷ số truyền của hộp số phụ, ip1 = 1

-Loại truyền mo6men xoắn từ hộp số đén các cầu chủ động có góc α từ 15 đến 200

α – Góc lệch giữ 2 trục, chọn α = 200

(N.m)

- Ứng suất xoắn cực đại của trục các đăng

2max

WX

M

τ =

Mà

2

2

2

X

D

D

Trong đó:

D – Đường kính trục các đăng

δ – B ề dày trục rỗng δ = 1,85 ÷ 2,5 (mm) ta chọn δ = 2

Wx= (m)

Vậy ứng suất xoắn cực đại của trục các đăng

(MN/m2)

Nhận xét: ta thấy τ ≤[ ]τ với [ ]τ = 100 ÷ 300 (MN/m2) nên trục các đăng làm việc đảm bảo an toàn

- Giá trị góc xoắn θ của trục các đăng

max .1 1

180

os

e h p X

M i i l

G J c

θ

=

Trong đó:

Memax – Mômen xoắn động cực đại của cơ

ih1 – Tỷ số truyền ở tay số 1

ip1 – Tỷ số truyền của hộp số phụ, ip1 = 1

α – Góc lệch giữ 2 trục, α = 200

l – Chiều dài trục các đăng, l = 1,5 (m)

Jx – Mômen quán tính của tiết diện khi xoắn

G – Mô đuyn đán hồi khi xoắn

G = 80 GN/m2 = 80.105 kG/cm2 = 8.109 N/m2

Mômen quán tính của tiết diện khi xoắn:

Jx = (m4)

Vậy giá trị góc xoắn θ của trục các đăng là:

(độ)

Nhận xét: ta thấy θ ≤[ ]θ với [ ]θ = 30 ÷ 90 nên trục các đăng làm việc đảm bảo an toàn