TỔNG QUAN VỀ CỤM LY HỢP TRÊN ÔTÔ
Ảnh hưởng của ly hợp khi gài số và khi phanh
Khi gài số, các chi tiết có chuyển động tương đối tạo ra mômen xung lượng và tải trọng động lên hệ thống truyền lực Để giảm lực xung kích, cần mở ly hợp trước khi gài số, giúp giảm mômen quán tính và tải trọng tác động lên các chi tiết liên quan Việc ngắt ly hợp khi sang số không chỉ giúp quá trình này diễn ra êm dịu mà còn giảm tải trọng lên hệ thống, từ đó tăng tuổi thọ cho các chi tiết.
Khi phanh ôtô toàn bộ hệ thống truyền lực chịu tải trọng động rất lớn dưới tác dụng của mômen quán tính của động cơ Mjmax.
Mômen Mjmax có thể truyền qua ly hợp khi mômen ma sát của ly hợp lớn hơn
Mjmax là mômen quán tính tác động lên hệ thống truyền lực Khi Mjmax vượt quá mômen ma sát của ly hợp, ly hợp sẽ trượt, dẫn đến việc hệ thống truyền lực chỉ chịu tải trọng tối đa bằng mômen ma sát của ly hợp.
Khi thiết kế ly hợp, nếu hệ số dự trữ của ly hợp (β) lớn hơn hệ số dự trữ độ bền của trục các đăng, điều này có thể dẫn đến việc trục các đăng bị gãy do quá tải.
Ly hợp ma sát
Các loại ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng ly hợp ma sát, với hai bộ phận chính là phần chủ động và phần bị động.
- Phần chủ động: Gồm có bánh đà, đĩa ép, vỏ ly hợp, các lò xo ép.
- Phần bị động : Gồm đĩa bị động, các bộ phận giảm chấn và trục ly hợp.
Việc điều khiển ly hợp có thể thực hiện thông qua các đòn mở và hệ thống dẫn động, bao gồm dẫn động cơ khí và dẫn động thủy lực Ngoài ra, bộ phận trợ lực cũng có thể được sử dụng để giảm lực tác động lên bàn đạp của người lái.
1.3.1.Ly hợp ma sát một đĩa:
Hình 1.2 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát một đĩa dẫn động cơ khí.
1 Bánh đà 2 Đĩa bị động 3 Đĩa ép.
4 Vỏ ly hợp 5 Lò xo ép 6 Bạc mở.
7 Bàn đạp li hợp 8 Lò xo hồi vị 9 Đòn kéo.
10 Càng mở 11 Bi ‘T’ 12 Đòn mở.
13 Lò xo giảm chấn. Ưu nhược điểm:
+ Kết cấu gọn, dễ điều chỉnh và sữa chữa.
+ Thoát nhiệt tốt nên đảm bảo tuổi thọ cao cho bộ ly hợp.
Ly hợp chỉ có khả năng truyền mô men không lớn, thường dưới 70 đến 80 KGm Khi cần truyền mô men lớn hơn, đường kính đĩa ma sát phải tăng lên, dẫn đến việc các kết cấu khác cũng trở nên cồng kềnh.
1.3.2.Ly hợp ma sát hai đĩa:
Nguyên lý cấu tạo và hoạt động của ly hợp ma sát hai đĩa tương tự như ly hợp ma sát một đĩa, nhưng điểm khác biệt là ly hợp này có hai đĩa bị động, dẫn đến việc có hai ma sát tại đĩa bị động.
Hình 1.3 Sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát hai đĩa.
1 Bánh đà 2 Đĩa bị động 3 Đĩa ép.
4 Vỏ ly hợp 5 Lò xo ép 6 Bạc mở.
7 Bàn đạp li hợp 8 Lò xo hồi vị 9 Đòn kéo.
10 Càng mở 11 Bi ‘T’ 12 Đòn mở.
13 Lò xo giảm chấn. Ưu nhược điểm:
+ Đóng êm dịu (do có nhiều bề mặt ma sát)
+ Giảm được đường kính chung của đĩa ma sát, bánh đà … mà vẫn đảm bảo truyền đủ mômen cần thiết của động cơ
- Nhược điểm: Mở không dứt khoát, nhiệt lớn, kết cấu phức tạp nên khó bảo dưỡng và sữa chữa.
Ly hợp thuỷ lực truyền mômen thông qua chất lỏng.
Hình 1.4 Sơ đồ nguyên lý ly hợp thuỷ lực.
Cấu tạo của ly hợp thuỷ lực gồm 2 phần:
- Phần bị động là bánh tuốc bin nối với trục sơ cấp của hộp giảm tốc. Ưu nhược điểm:
+ Có thể thay đổi tỉ số truyền một cách liên tục.
+ Có khả năng truyền tải mô men lớn.
+ Cấu tạo đơn giản, giá thành sản xuất thấp, dễ bảo dưỡng sữa chữa.
+ Không có khả năng biến đổi mômen nên đã hạn chế phạm vi sử dụng của nó trên các hộp số thủy cơ ôtô.
+ Hiệu suất thấp ở vùng làm việc có tỉ số truyền nhỏ.
+ Độ nhạy quá cao làm ảnh hưởng xấu đến đặc tính làm việc kết hợp với động cơ đốt trong.
Truyền mômen thông qua lực điện từ.
Hình 1.5.Sơ đồ nguyên lý ly hợp điện từ.
5.Lõi thép bị động nối với hộp số 6.Trục ly hợp. Ưu nhược điểm :
Ly hợp điện từ
Truyền mômen thông qua lực điện từ.
Hình 1.5.Sơ đồ nguyên lý ly hợp điện từ.
5.Lõi thép bị động nối với hộp số 6.Trục ly hợp. Ưu nhược điểm :
+ Khả năng chống quá tải tốt.
+ Bố trí dẫn động dễ dàng.
+ Bảo dưỡng và sửa chữa khó khăn.
PHÂN TÍCH KẾT CẤU VÀ NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG CỦA CỤM LY HỢP TRÊN XE TOYOTA ALTIS
Nguyên lý làm việc
Hình 2.12 Kết cấu trục ly hợp
Hình 2.13 – Ly hợp một đĩa ma sát
- Khi ly hợp ở trạng thái đóng:
Dưới tác động của lò xo ép 5, đĩa ép 3 tạo ra áp lực lên đĩa bị động và bánh đà, tạo ra ma sát giữa các thành phần này Kết quả là, khi động cơ quay, mô men xoắn được truyền từ bánh đà qua đĩa ép đến đĩa bị động, tiếp theo là trục ly hợp và các hệ thống truyền động.
Dưới tác dụng của lực bàn đạp kéo đòn kéo 9 thông qua càng mở 10 đẩy bạc mở
Để khắc phục khe hở, cần thực hiện 6 bước dịch chuyển sang trái, ép vào đầu trên của đòn mở 12, trong khi đầu dưới của các đòn mở di chuyển sang phải Đồng thời, tách đĩa ép 3 khỏi đĩa bị động, giúp đĩa bị động tách rời khỏi bánh đà Quá trình này ngắt dòng công suất từ động cơ sang hệ thống truyền lực.
Trong quá trình sử dụng, lực ép của các lò xo và độ mòn của đĩa bị động dẫn đến việc khe hở giảm xuống, gây ảnh hưởng đến hành trình tự do của bàn đạp.
Do đó khe hở phải được đảm bảo nằm trong phạm vi nhất định bằng cách điều chỉnh thường xuyên.
Tính chọn các thông số và kích thước cơ bản
3.1.TÍNH CHỌN CÁC THÔNG SỐ VÀ CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN
3.1.1.Xác định mômen ma sát mà ly hợp cần truyền
Ly hợp cần được thiết kế với kích thước đủ lớn để truyền mômen vượt quá mômen động cơ, đảm bảo không bị trượt trong các tình huống như dầu bám vào tấm ma sát, tấm ma sát bị mòn, hoặc sự giảm tính đàn hồi của lò xo Điều này giúp ly hợp truyền tải hoàn toàn mômen động cơ đến hệ thống truyền lực.
Mômen ma sát của ly hợp được xác định theo công thức:
+ : Là hệ số dự trữ của ly hợp.
+ Memax : Mômen cực đại của động cơ, Memax = 170 Nm.
Hệ số đóng vai trò quan trọng trong thiết kế ly hợp, ảnh hưởng đến khả năng truyền mômen ma sát Nếu chọn quá nhỏ, sẽ không đảm bảo truyền hết mômen khi lực ép giảm; ngược lại, nếu chọn quá lớn, ly hợp có thể không bảo vệ hệ thống truyền lực khỏi quá tải Để đạt được hệ số lớn, cần tăng kích thước và số lượng đĩa ma sát hoặc tăng lực ép của lò xo, dẫn đến kích thước ly hợp lớn hơn Đối với ô tô con, hệ số được khuyến nghị là 1,5 theo tiêu chuẩn tính toán thiết kế ô tô.
3.1.2.Xác định các thông số và kích thước cơ bản của ly hợp
- Tính đường kính đĩa ma sát
Do Me max < 465 (Nm) nên ta chọn ly hợp 1 đĩa theo kinh nghiệm, và chọn bề dày của tấm ma sát = 4 (mm)
Tính sơ bộ đường kính ngoài D của tấm ma sát theo công thức kinh nghiệm:
Trong đó C là hệ số kinh nghiệm, lấy C = 4,7 đối với xe con
Chọn đường kính ngoài của tấm ma sát D = 22cm.
D nhỏ hơn đường kính của bánh đà.
- Đường kính trong của tấm ma sát: d = (0,530,75).D 19 (cm).
Do động cơ quay với tốc độ cao, phần mép của tấm ma sát sẽ bị mòn nhiều hơn phần bên trong, điều này ảnh hưởng đến khả năng truyền mô men của đĩa bị động Do đó, cần chọn kích thước d = 14 cm.
- Bán kính ma sát trung bình của tấm ma sát:
- Xác định số đôi bề mặt ma sát
Số đôi bề mặt ma sát i được chọn sơ bộ theo công thức: i = LH 2
- MLH : Mô men ma sát của ly hợp, MLH = 255 Nm.
- : Hệ số ma sát của cặp vật liệu, chọn = 0,28.
- [q] : Áp suất cho phép tác dụng lên bề mặt ma sát, chọn [q] = 0,2 MPa.
- D và d là đường kính trong và ngoài của tấm ma sát.
Thay số vào ta có : i = 2
Từ đây ta xác định được số đĩa bị động của ly hợp: zi 2 i 2
- Xác định áp suất tác dụng lên bề mặt ma sát
Mô men ma sát trong ly hợp được xác định theo công thức:
Hệ số kz thể hiện sự giảm lực ép lên các bề mặt làm việc do ma sát trong các bộ phận dẫn hướng và các then hoa trên đĩa chủ động và đĩa bị động Đối với ly hợp ôtô, hệ số này được lấy là kz = 1.
- : Hệ số ma sát đối với cặp vật liệu thường dùng trong ôtô, = 0,28.
- FN : Lực ép tổng thể lên bề mặt ma sát.
- Rtb : Bán kính ma sát trung bình , Rtb = 10 cm.
- i : Số đôi bề mặt ma sát, với ly hợp một đĩa ma sát ta có i = 2.
Từ công thức trên suy ra lực ép tổng thể:
Ta có áp suất q tác dụng lên bề mặt ma sát: q = A
Trong đó A là diện tích làm việc của một bề mặt ma sát, A 4
Thay số vào ta có:
Ta thấy q = 0,145 (MPa) < [q] = 0,2 MPa (thoả mãn).
Tính kiểm tra điều kiện làm việc của ly hợp
Các thông số thể hiện chế độ tải của ly hợp bao gồm công trượt riêng l0, được xác định khi ôtô khởi động tại chỗ, cùng với mức gia tăng nhiệt độ t của đĩa chủ động sau một lần đóng ly hợp.
Khi khởi động hoặc chuyển số, việc đóng mở ly hợp gây ra sự chênh lệch tốc độ giữa đĩa bị động và đĩa chủ động, dẫn đến hiện tượng trượt Hiện tượng này tạo ra công ma sát, biến thành nhiệt và làm nóng các chi tiết của ly hợp Nhiệt độ cao có thể làm lò xo mất khả năng ép, dẫn đến hao mòn nhanh chóng các chi tiết như đĩa ép và đĩa ma sát Trong điều kiện vận hành bình thường, công trượt lớn nhất xảy ra khi xe khởi động tại chỗ.
Công của động cơ ở giai đoạn đầu xảy ra trong thời gian t1 tiêu tốn cho sự trượt tính như sau:
Công của động cơ trong giai đoạn thứ hai, diễn ra trong khoảng thời gian t2, được sử dụng để tăng tốc độ của trục bị động ly hợp Công này cần thiết để vượt qua sức cản chuyển động của ôtô, và công trượt trong thời gian này có thể được tính toán cụ thể.
- Ma : Mômen cản chuyển động quy về trục ly hợp và được tính như sau:
+ G : Trọng lượng toàn bộ xe, G = 18750 N.
+ : Hệ số cản tổng cộng của đường
= f tg f : Hệ số cản lăn của đường, f = 0,03.
: Góc dốc của đường, giả thiết = 0 0
+ K : Hệ số cản của không khí.
+ F : Diện tích cản chính diện của ôtô.
+ V : Vận tốc của ôtô, khi khởi động tại chỗ V = 0 nên KFV 2 = 0.
+ rb : Bán kính làm việc của bánh xe rb = .r 0
: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, chọn lốp áp suất thấp, =0,935 r0 : Bán kính thiết kế r0 = (B +
Thay vào ta có : rb = 0,935.395 = 370 (mm) = 0,370 m.
+ i h 1 : Tỉ số truyền của hộp số ở tay số 1 i h 1 = 3,454
+ i f 0 : Tỉ số truyền của hộp số phụ, i f 0 = 1.
+ i0 : Tỉ số truyền của truyền lực chính, i0 = 4,51
+ tl : Hiệu suất của hệ thống truyền lực.
lh : Hiệu suất của ly hợp, lh = 1.
h : Hiệu suất của hộp số ở tay số 1, h = 0,98.
f : Hiệu suất của hộp số phụ, f = 1.
cđ : Hiệu suất các đăng, cđ = 0,99.
0 : Hiệu suất của truyền lực chính, 0 = 0,98
Thay vào công thức tính Ma ta có:
- m : Tốc độ góc của động cơ tại thời điểm mômen lớn nhất
= 471 (rad/s). nM :số vòng quay ở thời điểm mômen động cơ lớn nhất, nM = 4500v/p.
- a : Tốc độ góc của trục ly hợp, a = 0 vì ôtô khởi động tại chỗ.
Mômen quán tính là đại lượng tương đương với khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô, bao gồm các chi tiết trong hệ thống truyền lực và bánh xe, được quy về trục sơ cấp của hộp số.
M : Khối lượng toàn bộ của xe, M = 1870 Kg.
- t1 : Thời gian đóng ly hợp ở giai đoạn đầu. t1 k
Ma là mômen cản chuyển động quy về trục ly hợp, Ma = 13,53 N.m. k : Hệ số đặc trưng cho tốc độ đóng ly hợp, lấy k = 150 N.m/s
- t2 : Thời gian đóng ly hợp ở giai đoạn thứ hai t2 k
A là biểu thức rút gọn tính theo công thức
Như vậy công trượt của ly hợp trong từng giai đoạn là:
Như vậy công trượt tổng cộng là:
3.2.2.Kiểm tra công trượt riêng: Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát ta xác định công trượt riêng theo công thức sau: l0 i.
- F : Diện tích bề mặt ma sát đĩa bị động
- i : Số đôi bề mặt ma sát, i = 2.
Thay số vào ta có: l0 2 314
3.2.3 Kiểm tra nhiệt độ các chi tiết:
Công trượt gây ra sự gia tăng nhiệt độ ở các chi tiết như đĩa bị động, đĩa ép, bánh đà và lò xo Do đó, việc kiểm tra nhiệt độ của các chi tiết này là cần thiết, đặc biệt là bánh đà, đĩa ép và đĩa bị động Vì bánh đà thường lớn hơn nhiều so với đĩa ép, nếu nhiệt độ của đĩa ép đạt yêu cầu thì bánh đà cũng sẽ thỏa mãn tiêu chuẩn nhiệt độ.
Ta tính độ gia tăng nhiệt độ theo công thức:
- : Hệ số xác định phần nhiệt truyền cho chi tiết Đối với ly hợp ma sát một đĩa có: = 0,5.
- c : Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, đối với vật liệu gang và thép có c = 481,5 J/kg 0 C
- mt : Khối lượng chi tiết bị nung nóng (đĩa ép) lấy tham khảo mt = 5 kg.
- [t] : Độ tăng nhiệt độ cho phép Với ôtô con [t] = 10 0 C.
Thay số vào ta có:
Thỏa mãn điều kiện cho phép.
Tính bền các chi tiết của ly hợp
Xét quan hệ biến dạng và lực ép
Hình 3.1 Biểu đồ so sánh khả năng làm việc của lf xo đĩa và lò xo trụ
Khi tác dụng lực lên lò xo màng, cần một lực lớn hơn so với lò xo trụ để đạt được cùng một mức biến dạng Tuy nhiên, khi biến dạng gia tăng, lò xo màng giúp giảm lực điều khiển cho người lái, mang lại cảm giác nhẹ nhàng hơn.
Ta tính toán lò xo màng:
Lực ép cần sinh ra để ép đĩa ép khi đóng ly hợp :
Dựa trên cơ sở xe tham khảo và các yêu cầu trong việc lựa chọn,thiết kế lò xo màng ta chọn các kích thước cơ bản sau:
De: Đường kính ngoài lò xo màng De = 230mm
Di: Đường kính trong lò xo màng Di= 70mm
Chiều dày lò xo màng δ= 2,5mm
Số thanh phân bố đều lên màng Z= 12
Lực tổng hợp P được thể hiện thông qua số kết cấu như sau:
(hệ số 2,2 đảm bảo vựng lực ép không đổi rộng và không lật lò xo).
Dịch chuyển của đĩa tại điểm đặt lực ép l1= 2,2mm àP: hệ số àP = 0,26
So sánh ta thấy : F> P= 5200(N).Lực ép lớn hơn dẫn đến hệ số β tăng Ta tính lại hệ số β.
Ta cỳ : Ml= β.Memax= àP.P i.Rtb
Kết quả này nằm trong v ùng cho ph ép của β(β=1,3-1,75)
Do vậy kích thước của lò xo đạt tiêu chuẩn.
Lò xo đĩa được tính bền bằng cách xác định ứng suất tại điểm chịu tải tĩnh của phần tử đàn hồi giữa các thành mở và vòng đặc của hình nón Ứng suất này được tính theo công thức σ = (Da - Di).
Và =2h/(De-Da)= 2.5,5/(210-160)=0,2 δa độ biểu diễn của lũ xo màng, δa= %.δ = 4%.2,5 = 0,1(mm)
Fn lực cần tác dụng để ngắt ly hợp.
Vật liệu chế tạo lò xo màng là thép 60T ứng suất giới hạn
[σ]00(Mpa) (Bài giảng tính toán thiết kế ô tô)
Vậy lò xo màng đủ bền.
Đĩa bị động trên xe con bao gồm các tấm ma sát và xương đĩa được kết nối với nhau bằng đinh tán Xương đĩa cũng được gắn với moay ơ của đĩa bị động bằng đinh tán Việc kiểm tra độ bền của đĩa bị động chủ yếu tập trung vào hai chi tiết quan trọng là đinh tán và moay ơ.
Đinh tán được sử dụng để kết nối các tấm ma sát với xương đĩa, thường được làm từ đồng hoặc nhôm với đường kính từ 4 đến 6 mm Chúng thường được sắp xếp theo hình vòng tròn với nhiều dãy, thường là hai dãy Đinh tán cũng được kiểm tra độ bền dựa trên ứng suất chèn dập và ứng suất cắt.
Hình 3.3.Sơ đồ bố trí đinh tán trên tấm ma sát
Lực tác dụng lên các đinh tán được xác định theo công thức:
- F1, F2 : Lực tác dụng lên đinh tán ở vòng trong và vòng ngoài có bán kính lần lượt là r1 và r2.
- Memax : Mômen lớn nhất của động cơ, Memax = 170 Nm.
- r1, r2 : Bán kính vòng trong và vòng ngoài của các dãy đinh tán. Ứng suất cắt và chèn dập đối với đinh tán ở vòng trong, vòng ngoài:
- c1 , c1 : Ứng suất cắt của đinh tán ở vòng trong và vòng ngoài.
- cd1 , cd2 : Ứng suất chèn dập của đinh tán ở vòng trong và vòng ngoài.
- F1 , F2 : Lực tác dụng lên đinh tán ở mỗi dãy
- n : Số đinh tán bố trí ở mỗi vòng, chọn n1 = n2 = 12
- d: Đường kính đinh tán, chọn d = 4 mm = 0,004 m
- l : Chiều dày bị chèn dập của đinh tán, lấy l = 2,5 mm = 0,0025 cm.
- [c] : ứng suất cắt cho phép, [c]= 30 MPa.
- [ cd ] : ứng suất chèn dập cho phép, [ cd ] = 80 MPa.
Ta nhận thấy F1 < F2 nên c1 < c2 và cd1 < cd2 do vậy ta chỉ kiểm tra cho đinh tán ở vòng ngoài.
Ta có các số liệu tham khảo: r2 = 100 mm = 0,10 m. r1 = 85 mm = 0,080 m.
Thay số vào ta có:
Như vậy ta thấy : c < [ c ] , cd < [ cd ].
Vậy đinh tán nối các tấm ma sát với xương đĩa đủ bền.
Các đinh tán nối đĩa bị động với moay ơ đã được kiểm nghiệm tương tự như các loại khác Chúng được chế tạo từ thép với đường kính từ 6 đến 10 mm.
Lực tác dụng lên đinh tán được tính theo công thức:
Với r là bán kính đặt đinh tán, chọn tham khảo r = 50 mm = 0,050 m.
Thay số vào ta có:
170 = 3091 (N/m 2 ). Ứng suất cắt và chèn dập:
Chọn đường kính đinh tán là : d = 6 mm.
Số lượng đinh tán là : n = 4.
Chiều dài chèn dập của đinh tán :l = 4 mm.
Với các ứng suất giới hạn : [c] = 30 MPa ;
Thay số vào ta có:
Vậy đinh tán nối đĩa bị động và moay ơ đủ bền. b) Moay ơ:
Moay ơ thường có thiết kế với chiều dài đủ lớn để đảm bảo đĩa bị động không bị đảo Trong điều kiện làm việc bình thường, chiều dài của moay ơ thường được chọn bằng đường kính của then hoa trên trục ly hợp, cụ thể là L = D.
Hình 3.4.Sơ đồ cấu tạo moay ơ đĩa bị động.
Then hoa của moay ơ được tính theo chèn dập và cắt:
- Memax : mômen lớn nhất của động cơ, Memax = 170 Nm.
- z1 : Số moay ơ, với ly hợp ma sát một đĩa có z1 = 1.
- z2 : Số then hoa của moay ơ.
- D, d : Đường kính ngoài và trong của then hoa.
- b : Bề rộng một then hoa.
Trước tiên tính sơ bộ trục của then hoa: dtb 3 e max
Trong đó [] là ứng suất xoắn cho phép, với vật liệu chế tạo moay ơ là thép 40X có [] = 4.10 7 N/m 2
Thay số vào ta có: dtb 3 7
Tra bảng tiêu chuẩn then hoa có dtb 0,027 m.
Vậy ta có L = D = 35 mm = 0,035 m. d = 28 mm. z2 = 10.
Thay số vào ta có:
Chọn vật liệu chế tạo moay ơ là thép 40X có các ứng suất giới hạn là:
Vậy then hoa đủ bền. c.Tính lò xo giảm chấn
Lò xo giảm chấn được lắp đặt tại đĩa bị động nhằm ngăn chặn hiện tượng cộng hưởng ở tần số cao do dao động xoắn, phát sinh từ sự thay đổi mômen của động cơ và hệ thống truyền lực Điều này giúp đảm bảo việc truyền mômen diễn ra một cách êm ái từ đĩa bị động đến moayơ trục ly hợp.
Mômen cực đại có khả năng ép lò xo giảm chấn được xác định theo công thức:
- Gb : Trọng lượng bám của ôtô trên cầu chủ động:
- : Hệ số bám của đường, lấy = 0,8.
- rb : Bán kính làm việc của bánh xe, rb = 0,3770 m.
- i0 : Tỉ số truyền của truyền lực chính, io = 4,51
- i1 : Tỉ số truyền của hộp số ở tay số 1, i1 = 3,454.
- if1 : Tỉ số truyền của hộp số phụ, if1 = 1.
Thay vào công thức trên ta có:
Mômen truyền qua giảm chấn:
- Mlx : Mômen sinh ra do lực của các lò xo.
- P1 : Lực ép của một lò xo giảm chấn.
- R1 : Bán kính đặt lò xo giảm chấn, chọn R1 = 40 mm = 0,04 m.
- Z1 : Số lượng lò xo giảm chấn đặt trên moay ơ, chọn Z1 = 4.
- P2 : Lực tác dụng trên vòng ma sát.
- R2 : Bán kính đặt lực ma sát.
- Z2 : Số lượng vòng ma sát
Theo thực nghiệm thường lấy:
Ta có lực ép tác dụng lên một lò xo giảm chấn là:
Số vòng làm việc của lò xo giảm chấn: n0 = 3
- G : Môđun đàn hồi dịch chuyển, G = 8.10 10 (N/m 2 ).
- : Là độ biến dạng của lò xo giảm chấn từ vị trí chưa làm việc đến vị trí làm việc, chọn = 3 mm = 0,003 m.
- d: Đường kính dây lò xo, chọn d = 3 mm = 0,003 m.
- P1 : Là lực ép của một lò xo giảm chấn, P1 = 493 N.
- D : Là đường kính trung bình của vòng lò xo, chọn D = 20 mm = 0,02 m Thay số vào ta có: n0 = 3
Chiều dài làm liệc của lò xo được tính theo công thức: l1 = (n0 +1).d = 5.3 = 15 (mm).
Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do: l2 = l1 + n0. = 15 + 4.3 = 27 (mm).
Lò xo được kiểm tra theo ứng suất xoắn :
- P1 : Lực ép của một lò xo giảm chấn, P1 = 493 N.
- D : Đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 0,02 m.
- d : Đường kính dây lò xo, d = 3 mm.
- k : Hệ số tập trung ứng suất: k = C
Thay số vào ta có: k C
Thay các thông số vào công thức tính ta có:
Vật liệu làm lò xo giảm chấn là thép 65 có = 14.10 8 (N/m 2 ).
Vậy lò xo đủ bền.
Trục ly hợp, đồng thời là trục sơ cấp của hộp số, được trang bị bánh răng nghiêng ở cuối trục Phần đầu trước của trục được lắp ổ bi trong khoang của bánh đà, trong khi phần đầu sau được gắn lên thành vỏ hộp số.
Hình 3.5.Sơ đồ các lực tác dụng lên trục ly hợp và hộp số.
- Trục I : Là trục ly hợp và cũng đồng thời là trục sơ cấp của hộp số.
- Trục II : Là trục trung gian của hộp số.
- Trục III : Là trục thứ cấp của hộp số.
Ta sẽ kiểm nghiệm trục tại chế độ mô men lớn nhất Giả sử mô men trên trục là lớn nhất khi hộp số đặt ở tay số 1.
Các thông số tham khảo của các cặp bánh răng hộp số:
- Đường kính vòng lăn bánh răng trục sơ cấp d1 = 60 mm = 0,06 m.
- Đường kính vòng lăn bánh răng trục trung gian d2 = 110 mm = 0,11 m.
- Đường kính vòng lăn bánh răng trục trung gian d3 = 40 mm = 0,04 m.
- Đường kính vòng lăn bánh răng trục thứ cấp d4 = 130 mm = 0,13 m.
Ta có mô men truyền qua các trục như sau:
Ta có các bước tính :
- Bước 1: Tính toán các lực trên các bánh răng của trục I và trục III.
- Bước 2: Xác định phản lực lên các trục I và trục III tại các gối đỡ.
- Bước 3: Kiểm tra độ bền trục I.
Bước 1 : Tính toán các lực trên các bánh răng của trục I và trục III a) Trục số I
Hình 3.6.Sơ đồ các lực tác dụng lên bánh răng trên trục I.
Bánh răng trên trục số I là bánh răng nghiêng, ta chọn các thông số tham khảo như sau:
Lực dọc trục : Pa1 = Pv1.tg = 5667.tg25 0 = 2643 (N). b) Trục số III
Hình 3.7.Sơ đồ các lực tác dụng lên bánh răng trên trục III.
Bánh răng trên trục III là bánh răng thẳng Có các thông số chọn theo tham khảo như sau :
Lực hướng kính : Pr4 = Pv4.tg = 15600.tg20 0 = 5678 (N).
Bước 2 : Xác định phản lực lên các trục I và trục III tại các gối đỡ a) Trục số III
Hình3.8.Sơ đồ các lực trên trục III.
Ta chọn theo tham khảo khoảng cách từ bánh răng đến các ổ đỡ như hình vẽ.
- XC và YC là các phản lực tại ổ đỡ C
- XD và YD là các phản lực tại ổ đỡ D.
- Pr4 và Pv4 là lực hướng kính và lực vòng tác dụng lên bánh răng trên trục. Theo phương X ta có các phương trình cân bằng:
Theo phương Y ta có các phương trình cân bằng:
YC = Pr4 - YD = 5678 - 4867 = 811 (N). a) Trục số I :
Hình 3.9.Sơ đồ các lực trên trục I.
Ta chọn theo tham khảo khoảng cách từ bánh răng đến các ổ đỡ như hình vẽ.
Giả sử chiều các lực như hình vẽ.
- XC và YC là các phản lực tại C có cùng giá trị nhưng có chiều ngược với chiều các phản lực tại C trên trục III.
- XA và YA là các phản lực tại ổ đỡ A.
- XB và YB là các phản lực tại ổ đỡ B.
Theo phương X ta có các phương trình cân bằng:
FX = XA + XB - XC - Pv1 = 0.
XA có giá trị âm chứng tỏ chiều XA ngược với chiều đã giả thiết.
Theo phương Y ta có các phương trình cân bằng:
FY = YA + YB - YC - Pr1 = 0.
MA(FY) = (YC + Pr1).250 - YB.200 - Pa1.
Trong đó d1 là đường kính vòng lăn bánh răng trên trục I, d1 = 60 mm
YA có giá trị âm chứng tỏ YA có chiều ngược với chiều đã giả thiết.
Như vậy ta có các lực tác dụng lên trục I như sau:
Bước 3 : Kiểm tra bền trục I
Ta có biểu đồ mô men:
Hình 3.10.Biểu đồ mômen trục ly hợp.
Từ biểu đồ mô men ta nhân thấy tiết diện B là tiết diện nguy hiểm nhất Như vậy ta sẽ kiểm tra bền cho trục I tại tiết diện B.
Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất ta có:
- MX là mô men uốn theo phương x tại B, MX = 413 Nm.
- MY là mô men uốn theo phương Y tại B, MY = 82 Nm.
- MZ là mô men xoắn tại B, MZ = 135 Nm.
- d là đường kính trục ly hợp, chọn d = 40 mm = 0,04 m.
Thay số vào ta có:
Với vật liệu chế tạo là thép 40X có [] = 7.10 7 N/m 2
Vậy < [] Trục ly hợp đủ bền.
Tính hệ thống dẫn động ly hợp
Hệ thống dẫn động ly hợp được chọn là hệ thống dẫn động ly hợp bằng thủy lực
3.4.1.Xác định lực và hành trình bàn đạp
* Sơ đồ dẫn động l1 l2 d c b a idd= 1
Ta có: b = 50mm c = 180mm d = 50mm
( khảo sát xe tham khảo)
Vậy lực bàn đạp : Qbd dd n i
Xác định hành trrình bàn đạp
Hành trình bàn đạp được xác định theo công thức:
St : là hành trình tổng( toàn bộ) của bàn đạp ly hợp
So: là hành trình tự do của bàn đạp để khắc phục khe hở
d c b a δ: khe hở giữa bi mở và đầu nhỏ của lũ xo, chọn : δ= 3mm
Slv: là hành trỡnh làm việc của bàn đạp để khắc phục khe hở giữa các bề mặt ma sát , Slv= idd.L2
Hành trình của đầu nhỏ lò xo đĩa l2 c
Trong đó : l1 là hành trình làm việc của đầu to lò xo đĩa để mở ly hợp, chọn l12mm
Suy ra St= 81,6 + 56,16 = 138(mm).Hành trình này nằm trong giới hạn cho phép [St]= 150mm
3.4.2.Thiết kế hệ thống dẫn động thủy lực
1.Thiết kế tính toán xilanh công tác a.Xác định kích thước
Hành trình làm việc của piston công tác S2 được xác định :
S 1 c Trong đó hành trình của bi mở S1
Ta xác định được thể tích dầu trong xi lanh công tác:
2 S d2= 22 mm( giữ nguyên đường kính xi lanh công tác)
Chọn chiều dày ống t =4mm b.Kiểm tra bền xilanh công tác Đường kính ngoài: D2= d2+ 2t = 22+2.4 = 30(mm)
Nhận thấy t > 0,1Rtb2 nên ta kiểm tra bền xy lanh công tác theo ứng suất sinh ra trên ống dây: Ứng suất hướng tâm: δr= 2
=3,05.10 6 (N/m 2 ) r :khoảng cách từ điểm xét đến đường tâm ống b: bán kính ngoài b 2
Từ biểu đồ mômen ta thấy rằng điểm nguy hiểm nằm ở mép trong A của ống
Theo thuyết bền ứng suất lớn nhất
Vật liệu chế tạo xylanh là gang CY24-42 có [σ]= 2,4 10 7 (N/ m 2 ).
So sánh A td< [σ], do vậy xylanh công tác đủ bền
2.Tính toán thiết kế xylanh chính a Xác định các kích thước
Thể tích dầu thực tế trong xylanh chính fải lớn hơn tính toán một ít do hiệu suất dẫn động dầu