Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống dẫn động ly hợp cho xe tải trung bình trên cơ sở xe Γ3CA - 3711

ề mặt ma sát được xác định theo công thức sau : Trong đó : Ml: Mô men ly hợp Ml = 42 KGm = 4200 KGm R2 : Bán kính ngoài đĩa ma sát = 14 cm R1 : Bán kính trong đĩa ma sát = 8,4 cm m: Hệ số ma sát ta chọn = 0,3 i : Số bề mặt ma sát = 2 Thay vào công thức trên ta có : Vậy ta có q trong giới hạn cho phép : q = 1,6 KG/cm2 < [q] = 2,5 KG/cm2 Có nghĩa là thỏa mãn điều kiện áp suất tác dụng lên bề mặt ma sát. Qua tính toán ta có thông số cơ bản của ly hợp như sau. STT Tên gọi Ký hiệu Giá trị Đường kính ngoài đĩa ma sát D2 280 mm Đường kính trong đĩa ma sát D1 168 mm Số đĩa ma sát Z 1 Số bề mặt ma sát i 2 Bề dầy vòng ma sát δ 4 mm Hệ số dự trữ ly hợp β 2 Hệ số ma sát m 0,3 Mô men ly hợp Ml 42 KGm áp suất riêng bề mặt ma sát q 1,6 KG/cm2 3. Xác định công trượt, công trượt riêng. Khi đóng ly hợp sẽ có hiện tượng trượt ở đĩa trong thời gian đầu cho đến khi nào đĩa chủ động và đĩa bị động quay như một khối động học liền. Khi các đĩa bị trượt sẽ sinh công ma sát, làm nung nóng các chi tiết của ly hợp lên quá nhiệt độ làm việc bình thường, làm hao mòn tấm ma sát và nguy hiểm nhất là các lò xo ép có thể bị rạm ở nhiệt độ cao mất khả năng ép. Vì vậy việc xác định công ma sát trong thời gian đóng ly hợp là một điều cần thiết. Xét hai hình thức đóng ly hợp sau đây : + Đóng ly hợp đột ngột: Để động cơ làm việc với số vòng quay cao rồi đột ngột thả bàn đạp ly hợp, hình thức này nhanh, đồng đều tốc độ giữa trục sơ cấp hộp số và trục khuỷu, thời gian trượt giảm đi, công trượt giảm. Nhưng hình thức này cũng gây tải trọng xung lớn trong hệ thống truyền lực. Do vậy phải tránh sử dụng trường hợp này. + Đóng ly hợp một cách êm dịu: Người lái nhả bàn đạp từ từ khi khởi hành tại chỗ, do vậy làm tăng thời gian đóng ly hợp và tăng công trượt của quá trình đóng ly hợp. Trong sử dụng thường dùng phương pháp này nên ta sẽ tính toán công trượt sinh ra trường hợp này. a. Xác định công trượt. Xác định công trượt của ly hợp khi khởi động ô tô tại chỗ theo công thức sau : Trong đó : G : Trọng lượng toàn bộ xe = 7400 Kg Memax : Mô men lớn nhất của động cơ = 21 KGm Ψ : Hệ số cản tổng cộng của đường = 0,16 n0 : Số vòng quay của động cơ khi khởi động tại chỗ n0 = 0,75 nemax = 0,75 . 3200 = 2400 V/ph' rbx : Bán kính làm việc trung bình. rbx = r0. λ r0 = (B + 1/2). 25,4 mm λ: Hệ số biến dạng của lốp = 0,93 it : Là tỷ số truyền của hệ thống truyền lực it = i0 . ih1 = 6,83 . 6,55 = 44,74 Vậy ta có : b. Xác định công trượt riêng. Tính theo công thức. Trong đó : L : Là công trượt của ly hợp F : Diện tích bề mặt ma sát F = Π. (R22 - R21) = 3,14 (142 - 8,42) = 495,36 cm2 i : Số bề mặt ma sát, i = 2 Vậy : KGm/cm2 Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát : l0 ≤ 4 ữ 6 KGm/cm2 (Theo HD.TK.HT.LH. Ô tô. Máy kéo). Do đó theo tính toán ở trên l0 < [l0]. Vậy công trượt riêng thỏa mãn điều kiện bền. c. Kiểm tra nhiệt độ của các chi tiết : Trong thực tế ta tính nhiệt cho đĩa ép vì : Trong hai chi tiết tiếp xúc với tấm ma sát là bánh đà và đĩa ép, thì đĩa ép có trọng lượng nhỏ hơn bánh đà nên độ tăng nhiệt độ trên đĩa ép sẽ lớn hơn nhiều so với bánh đà. Nhiệt tăng lên giữa các chi tiết tiếp xúc với tấm ma sát trong thời gian ly hợp bị trượt được tính theo công thức sau: Trong đó : L : Là công trượt sinh ra L = 5403 KGm C : Tỷ nhiệt chi tiết bị nung nóng C = 0,115 Kcal/KG0C γ: Hệ số xác định phần công trượt dùng nung nóng chi tiết cần tính (n là số đĩa bị động) Gt : Trọng lượng chi tiết bị nung nóng Gt = 6 KG Thay vào công thức tính ta có : Độ tăng nhiệt độ (theo HD.TKHTLH) nằm trong giới hạn [∆t] = 80C ữ100C Vậy qua tính toán ∆t = 9,30C < [∆t] = 100C . Do đó đảm bảo độ bề nhiệt. 3. Tính toán một số chi tiết trong cụm ly hợp a. Đĩa bị động. + Đĩa bị động phải chịu nhiệt độ cao khi ly hợp bị trượt và chịu xoắn lớn. Ngoài ra đĩa còn chịu rung động do đó đĩa bị động làm bằng thép các bon cao (thép 50ữ70), độ cứng từ 35ữ50 HRC. Ta chọn thép 50 và có độ cứng là 40 HRC. Xẻ rãnh hướng tâm, mỗi phần được uốn về phía khác nhau, ở đầu rãnh về phía tâm xẻ dạng chữ T. Chiều dầy xương đĩa chọn từ (1,5 ữ 2mm) ta lấy 1,8 mm. Cấu tạo xương đĩa. + Trong quá trình làm việc do có công trượt sinh ra và nhiệt độ tăng làm cho vùng ma sát mòn, dễ bị cháy khét nên phải chọn vòng ma sát có các đặc tính: - Đảm bảo hệ số ma sát cần thiết và ít bị ảnh hưởng khi có sự thay đổi về nhiệt độ, tốc độ trượt và áp suất. - Có khả năng chống mài mòn nhiều ở nhiệt độ cao. - Trở lại khả năng ma sát ban đầu nhanh sau khi bị nung nóng. - Làm việc tốt ở nhiệt độ cao mà không bị dính, không bị sùi bề mặt. - Có tính chất cơ học cao (Độ bền, độ đàn hồi, độ dẻo). b. Đinh tán. * Đinh tán đĩa ma sát. Đinh tán để gắn chặt vòng ma sát vào xương đĩa, nó truyền mô men từ vòng ma sát vào xương đĩa. Đầu đinh tán thấp hơn bề mặt của vòng ma sát 2 mm, để khi vòng ma sát môn không cào vào bề mặt của đĩa ép. Qua tham khảo xe Г3CA - 3711 ta chọn thông số của đinh tán như sau : - Số lượng đinh tán 24 chiếc chia làm 2 dãy: n1 = 12, n2 = 12 - Vật liêu bằng nhôm - Đường kính đinh tán d = 4 mm = 0,4 cm - Bán kính dãy đinh ngoài r2 = 125 mm = 12,5 cm - Bán kính dãy đinh trong r1 = 98 mm = 9,8 cm - ứng suất cắt cho phép [حc] = 100 KG/cm2 - ứng suất chèn dập [scd ] = 250 KG/ cm2 + Lực tác dụng lên mỗi dãy đinh tán được tính bằng công thức : Ta thấy dãy ngoài có trị số lực tác dụng lên đinh tán lớn hơn dãy trong nên ta chỉ cần tính bền cho dãy ngoài : - Theo điều kiện cắt : Công thức tính : Trong đó : F2 : Lực tác dụng lên dãy đinh tán ngoài F2 = 52 KG n : Số đinh tán dãy ngoài, n2 = 12 d : Đường kính đinh tán d = 0,4 cm Thay số ta có : Vậy : tc = 34,5 KG/cm2 < [tc ] =100 KG/cm2 - Theo điều kiện chèn dập Công thức tính Với chiều dài chèn dập của đinh tán chọn l = 0,2 cm Ta có : Vậy : scd = 54 Kg/cm2 < [scd] = 250 KG/cm2 Qua tính toán ở trên ta thấy đinh tán đủ bền với ứng suất cắt và chèn dập. * Đinh tán đĩa bị động vào moay ơ: + Chọn các thông số : - Số lượng đinh tán n = 6 - Đường kính đinh tán d = 8 mm = 0,8 cm - Bán kính đặt đinh r = 32 mm = 3,2 cm - Chiều dài chèn dập l = 10 mm = 1 cm - Vật liệu làm đinh tán bằng thép có ứng suất cho phép [حc ] = 300 KG/cm2 [scd ] = 800 KG/cm2 + Tính bền đinh tán đĩa bị động vào moay ơ. - ở điều kiện cắt : Công thức tính : Vậy : tc = 108,85 KG/cm2 < [tc ] = 300 KG/cm2 - ở điều kiện chèn dập Công thức tính Vậy : scd = 68,35 KG/cm2 < [scd] = 800 KG/cm2 Qua tính toán theo điều kiện cắt và chèn dập đều nhỏ hơn điều kiện cho phép nên đinh tán đĩa bị động vào moay ơ đảm bảo bền. c. Moay ơ đĩa bị động : + Moay ơ đĩa bị động được lắp trên trục then hoa ly hợp. Nó có nhiệm vụ truyền mô mem xoắn từ động cơ tới trục ly hợp. Vì vậy nó luôn chịu mô men xoắn, tải trọng nặng và chịu ma sát trượt giữa moay ơ và trục ly hợp. Hình dáng của then hoa ảnh hưởng tới độ vững bền của trục ly hợp. Nếu chuyển tiếp đột ngột thì ở chân then có ứng suất cục bộ rất lớn. Các then có thể là dạng thân khai, hay vuông góc. Đối với xe Γ3CA - 3711 then hoa có dạng vuông góc. Chiều dài moay ơ được chọn tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa bị động. Moay ơ được ghép với xương đĩa bị động bằng đinh tán. + Dựa trên xe tham khảo Γ3CA - 3711 ta chọn moay ơ cho xe thiết kế với các thông số như sau : - D : Đường kính chân then hoa moay ơ D = 35 mm - d : Đường kính đỉnh then hoa moay ơ d = 28 mm - Z1 : Số lượng moay ơ Z 1 = 1 - Z2 : Số then hoa moay ơ Z 2 = 10 - b : Chiều rộng then hoa b = 5 mm - l : Chiều dài moay ơ l = 1,2 D =1,2. 35 = 42 mm - Vật liệu chế tạo moay ơ làm bằng thép 40X có: [tc ] = 100 KG/cm2 [scd] = 200 KG/cm2 + Khi làm việc then hoa của moay ơ chịu ứng suất chèn dập và cắt : - ứng suất cắt được tính bằng công thức : tc = 4 Memax ắắắắắắắắắắ Z1.Z2.l.b (D + d) Thay số liệu ở trên ta có : tc = 4 . 2100 ắắắắắắắắắắắắắắắắắ 1. 10 . 4,2.0,5 (3,5 + 2,8) = 61,3 KG/cm2 Vậy : tc = 61,3 KG/cm2 < [tc] = 100 KG/cm2 - ứng suất chèn dập được tính bằng công thức: scd = 8 Memax ắắắắắắắắắắ Z1.Z2.l. (D2 - d2) Thay số liệu ở trên ta có : scd = 8 . 2100 ắắắắắắắắắắắắắắắắắ 1. 10 . 4,2.(3,5 2 - 2,82) = 91 KG/cm2 Vậy : scd = 91 KG/cm2 < [scd ] = 200 KG/cm2 Qua tính toán theo điều kiện cắt và chèn dập của moay ơ đĩa bị động ta thấy đều nhỏ hơn điều kiện cho phép. Vì thế moay ơ đảm bảo điều kiện bền, làm việc tốt. d. Tính lò xo ép. - Tổng lực đã ép khi đóng ly hợp được xác định theo công thức. PΣ = Ml ắắắắắắắắắắ m. i . Rtb Trong đó : Ml : Mô men ma sát của ly hợp, Ml = 42 KGm = 4200 KGcm Rtb: Bán kính trung bình đĩa ma sát, Rtb =112 mm = 11,2 cm I : Số bề mặt ma sát i = 2 Thay vào công thức ta có : PΣ = 4200 ắắắắắắắắắắắắắắắắắ 0,3 . 2 . 11,2 = 625 KG Khi mở ly hợp ta có lực ép đĩa ép P'Σ = 1,2 PΣ = 1,2 . 625 = 750 KG Chọn số lò xo ép là 12 cái thì mỗi lò xo phải chịu một lực. + Khi đóng ly hợp: Plx = PΣ/n = 625 : 12 = 52 KG + Khi mở ly hợp : P'lx = P'Σ/n = 750 : 12 = 62,5 KG - Độ cứng của lò xo : Xét sơ đồ tính lò xo ép khi chịu tải và biến dạng lúc đóng, mở ly hợp. Ta có độ cứng của lò so ép được xác định theo công thức C = P'lx - Plx ắắắắắắắắ ∆'l - ∆l = 0,2 . Plx ắắắắắắắ l = G . d4 ắắắắắắ 8.D3.n0 Từ công thức ta rút ra : n0= λ.G.d4 ắắắắắắắắắắ 1,6. D3. Plx Trong đó : n0 : là số vòng làm việc của lò xo λ : Biến dạng của lò xo từ vị trí đóng đến vị trí mở. Phải đảm bảo đĩa ép dịch chuyển từ 0,15 ữ 0,2 cm, chọn λ = 0,2 cm. G : Mô đun đàn hồi, G = 8. 105 KG/cm2 d : Đường kính dây lò xo, chọn d = 0,45 cm D: Đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 2,3 cm Plx = 52 KG Vậy : n0 = 0,2 . 8 .105. (0,45)4 ắắắắắắắắắắắắắắắ 1,6 . (2,3)3 . 52 = 7 vòng Lấy thêm 2 vòng để mài phăng hai đầu thì số vòng toàn bộ của lò xo ép là : n = n0 + 2 = 7 + 2 = 9 vòng Từ đó ta có : Clx = 8. 105. (0,45)4 ắắắắắắắắắắắắắắắ 8. (2,3)3. 7 = 48 KG/cm - Đường kính dây lò xo được xác định theo công thức : (Theo tài liệu HD.TKHTLH) thường chọn tỷ số D/d = C = 5 ữ 8 ở đây ta chọn D/d = 6 Vật liệu chế tạo lò xo là thép 65 Γ ứng suất cho phép trong khoảng [t] = 5000 á 7000 KG/cm2, ta chọn [tx] = 5000 KG/cm2 Thay vào công thức ta có - Chiều dài toàn bộ của lò so ép ở trạng thái tự do: Llx = (n0 + 2)d + δ1(n0 + 1) + Dl ở đây: δ1 là khe hở cực tiểu giữa các vòng lò xo khi mở ly hợp thường là δ1 = (0,5 ữ1mm) . Ta chọn δ1 = 1mm = 0,1cm. Vậy: Llx = (7+2) 0,45 + 0,1 (7+1) + 0,2 = 5,1cm = 51mm - Kiểm bền lò xo ép. Kiểm bền cho lò xo ép ta tính theo ứng suất xoắn Công thức: tx= 8. Plx D . k ắắắắắắắắắắ Πd3 ở đây: k là hệ số tập trung ứng suất = 1,25 (tài liệu HD.TKHTLH) Vậy: tx = 8 . 52 . 2,3 . 1,25 ắắắắắắắắắắắắắ 3,14 . (0,45)3 = 4280 KG/cm2 Kết luận: Lò xo ép theo tính toán tx=4280KG/cm2 < [tx] = 8000 KG/cm2 Nên đảm bảo đủ bền về ứng suất xoắn. Các thông số lò xo ép STT Tên gọi Ký hiệu Giá trị 1 Lực ép của 1 lò xo Plx 52 KG 2 Số lò xo ép Z 12 chiếc 3 Độ cứng lò xo Clx 48 KG/cm 4 Đường kính dày lò xo d 4,5 mm 5 Đường kính trung bình vòng lò xo D 23 mm 6 Số vòng làm việc n0 7 vòng 7 Số vòng toàn bộ n 9 vòng 8 Chiều dài toàn bộ L 51mm e. Tính lò xo giảm chấn. Lò xo giảm chấn được đặt ở đĩa bị động, để tránh sự cộng hưởng ở tần số cao của dao động xoắn do sự thay đổi mô men của động cơ và của hệ thống truyền lực đảm bảo truyền mô men một cách êm dịu từ đĩa bị động đến moay ơ trục ly hợp. - Mô men cực đại tác dụng lên giảm chấn tính theo công thức: G2.Ψ.rbx Mmax = ắắắắ (KGcm) i0.ih1.if1 Trong đó: Mmax : Mô men cực đại tác dụng lên giảm chấn G2 : Trọng lượng bám (phần trọng lượng tác dụng lên cần chủ động) G2 = 5590KG Ψ : Hệ số bám đường, đường tốt lấy Ψ = 0,8 rbx : Bán kính làm việc của bánh xe rbx = 0,43m if1 : Tỷ số truyền của hộp số phụ ở số truyền thấp, if1 = 1 i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính, i0 = 6,83 ih1 : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1, ih1 = 6,55 Thay vào công thức ta có: Mmax = 5590 . 0,8 . 43 ắắắắắắắắắắắắắ 6,83 . 6,55 . 1 = 4298,4 KG/cm2 Mô men quay mà giảm chấn có thể truyền được bằng tổng mô men quay của các lực lò xo giảm chấn (M1) và mô men ma sát (M2) Mmax = M1 + M2 = P1R1Z1 + P2R2Z2. Trong đó: M1: Mô men quay của lực lò xo giảm chấn để dập tắt cộng hưởng ở tần số cao. M2: Mô men ma sát dùng để dập tắt cộng hưởng ở tần số thấp. P1: Lực ép của lò xo giảm chấn R1: Bán kính đặt lò xo giảm chấn, R1 = 6cm Z1 : Số lượng lò xo giảm chấn, Z1 = 6 P2 : Lực tác dụng lên vòng ma sát R2 : Bán kính trung bình đặt các vòng ma sát Z2 : Số lượng vòng ma sát. Thường chọn: (Theo tài liệu HDTKHTLH). M2 = 25% Mmax = 0,25 x 42,984 = 10,7 KGm M1 = 75% Mmax = 0,75 x 42,984 = 32,2 KGm Suy ra: M1 32,2 P1 = ắắ = -ắắắ = 89 KG R1 .Z1 0,06 . 6 M2 10,7 P2 = -ắắắ = -ắắắ = 83 KG R1 .Z2 0,06 . 2 - Số vòng làm việc của lò xo giảm chấn được tính theo công thức: λ.G.d4 n0 = ắắắ 8.D3.P1 Trong đó: G : Mô đun đàn hồi dịch chuyển λ : Độ biến dạng của lò xo giảm chấn từ vị trí chưa làm việc đến vị trí làm việc. Chọn λ = 4mm (HĐ.TKHTLH) d : Đường kính dây lò xo (theo HDTKHTLH) chọn d = 4mm D : Đường kính trung bình của vòng lò xo D = 16mm P1 : Lực tác dụng lên lò xo P1 = 89 KG Vậy: 0,4 . 8 . 105 . (0,4)4 n0 = ắắắắắắắắắ = 3,73 lấy 4 vòng 8 . (1,6)3 . 89 Số vòng toàn bộ của lò xo n = n0 + 2 = 4 + 2 = 6 vòng. Chiều dài của vòng lò xo ở trạng thái tự do được tính theo công thức: L = (n0 + 2)d + δ1(n0 + 1) + λ L = (4 + 2)4 + 1 (4 + 1) + 4 = 33 mm - Kiểm bền lò xo giảm chấn ứng suất xoắn của lò xo giảm chấn được xác định theo công thức: 8 . P1 . D . k tx= ắắắắắắ ≤ [tx] = (6500 ữ 8000) KG/cm2 Πd3 8 . 67 . 1,6 . 1,4 τx = --------------------- = 5974,5 KG/cm2 3,14 . (0,4)3 Vật liêu chế tạo lò xo giảm chấn bằng thép 65Γ Vậy: τx = 5974,5 KG/cm2 < [τ]x = 8000 KG/cm2, do đó lò xo đủ bền. thông số lò xo giảm chấn STT Tên gọi Ký hiệu Giá trị 1 Đường kính dày lò xo d 4 mm 2 Đường kính trung bình vòng lò xo D 16mm 3 Số vòng làm việc n0 4 vòng 4 Chiều dài lò xo ở trạng thái tự do L 33 mm h. Tính toán đòn mở ly hợp - Tính toán các thông số đòn mở + Tính chiều dài các cánh tay đòn mở Gọi : f là chiều dài cánh tay đòn phía trong e là chiều dài cánh tay đòn phía ngoài. Tham khảo xe Γ3CA - 3711 ta chọn: f = 14 mm ; e = 59,5 mm Tỷ số truyền dẫn động đòn mở e 59,5 iđm = ---- = ------ = 4,25 f 14 + Tính chiều dài chốt tựa: Chọn theo xe tham khảo Γ3CA - 3711 : Chiều dài chốt lchốt = 48 mm Đường kính chốt dchốt = 8,2 mm Một đầu chốt có khoan lỗ để xỏ chốt chẻ, một đầu đập dẹt. Chốt chuyển động xoay nhờ bi kim trong lỗ khoét của đòn mở . Xác định lực tác dụng lên đòn mở: Khi xác định một cách gần đúng là có thể coi các cánh tay đòn có chiều dài không đổi. Trong sơ đồ trên ta biết: f : là chiều dài cánh tay đòn phía trong đòn mở e : là chiều dài cánh tay đòn phía ngoài đòn mở Fp : là lực lớn nhất của các lò xo lên 1 đòn mở FN Fp = -------- ( FN là tổng lực ép lên lò xo) n 6250 Fp = -------- = 2084 N 3 Fd là lực tác dụng phía trong đòn mở Fp 2084 Fd = -------- = ---------- = 490 N iđm 4,25 F0 Là lực tác dụng của chốt tựa khớp quay FP(iđm - 1) 2084 (4,25 - 1) F0 = -------------- = ---------------------- = 1593 N iđm 4,25 - Kiểm bền các chi tiết đòn mở ly hợp. Kiểm tra ứng suất cắt, ứng suất chèn dập trên các chốt theo công thức : 4F τc = -------- Π.d2 scd = F ắắắắắ d l Trong đó : F là lực tác dụng lên chốt: Đối với chốt ngoài: F = FP Đối với chất trong: F = F0 τc1= 4FP ắắắắắ Π.d2 = 4. 2084 ắắắắắắắắắắ 3,14 (0,82)2 = 3984 .N/cm2 < [τc] τc2= 4F0 ắắắắắ Π.d2 = 4. 1593 ắắắắắắắắắắ 3,14 (0,82)2 = 3018 .N/cm2 < [τc] scd1 = FP ắắắắắ d.l = 2084 ắắắắắắắắắắ 0,82 . 4,8 = 529,5 N/cm2 < [scd] scd2 = F0 ắắắắắ d.l = 1593 ắắắắắắắắắắ 0,82 . 4,8 = 405 N/cm2 < [scd] Kết luận : Qua kiểm nghiệm đòn mở theo ứng suất cắt và ứng suất chèn dập ta thấy các thông số và việc tính toán đòn mở đảm bảo điều kiện đủ bền. k. Tính toán trục ly hợp cho xe thiết kế trên cơ sở xe Г3CA - 3711. - Trên xe Г3CA - 3711 thì trục ly hợp là trục sơ cấp hộp số đầu cuối của trục ly hợp là bánh răng nghiêng, liền trục. Đầu trước của trục lắp ổ lăn đặt trong khoang của bánh đà ổ lăn còn lại lắp trên vỏ hộp số. - Chế độ tính toán trục ly hợp được tính theo mô men truyền từ động cơ xuống trục ly hợp (Memax = 21KGm) vì mô men theo điều kiện bám từ bánh xe lên trục ly hợp luôn lớn mô men truyền từ động cơ xuống. - Tính các lực tác dụng lên cặp bánh răng luôn ăn khớp. Khoảng cách giữa các ổ lăn với nhau và giữa ổ lăn với bánh răng nghiêng Za được bố trí như hình vẽ : Các thông số của bánh răng nghiêng luôn ăp khớp: Bán kính vòng chia của bánh răng Rc = 35mm = 3,5cm Mô men truyền qua trục ly hợp Mđ = Memax = 2100 KGm + Lực vòng : Theo công thức: Fv = Mt ắắắắắ Rc = 2100 ắắắắắắ 3,5 = 600 KG + Lực dọc trục: Theo công thức: Fa = Fv . tgβ Trong đó: β : Góc nghiêng của răng, chọn β = 180 Vậy: Fa = 600 . tg180 = 195 KG + Lực hướng tâm: Theo công thức : Fr = Fv ´ Tga ắắắắắ Cos β Trong đó: α: Là góc ăn khớp, α = 200 Vậy: Fr = 600 ´ Tg 200 ắắắắắ Cos 180 = 230 KG - Tính các lực tác dụng lên bánh răng gài số 1 trục thứ cấp. Trục thứ cấp hộp số có đầu dưới lắp ổ lăn và đặt vào khoang của bánh răng ăn khớp trên trục sơ cấp. Do vậy trục sơ cấp (trục ly hợp) cũng phải chịu một phần lực tác dụng do trục thứ cấp gây ra (tính cho tay số I) + Mô men tính toán ở tay số I: Mt1 = Memax . ih1 Trong đó: Mt1 : mô men tính toán ở tay số I ih1 : Tỷ số truyền của tay số I, ih1 = 6,55 Memax = 2100 KGcm Thay vào Mt1 = 2100 ´ 6,55 = 13755 KGcm + Lực vòng trên bánh răng tay số I: Fv1 = Mt1 ắắắắắ Rc1 Trong đó: Fv1 : Là lực vòng trên bánh răng tay số I. Rc1 : Bán kính vòng chia bắng răng tay số I, Rc1 = 12cm Fv1 = 13755 ắắắắắ 12 = 1146 KG + Lực hướng tâm ở bánh răng tay số I: Fr1 = Fv1 . Tgα ắắắắắắắắ Cos β Trong đó: Fr1 : Lực hướng tâm ở bánh răng tay số I α : Là góc ăn khớp, α = 200 β = 00 (Do là bánh răng trụ, răng thẳng) Thay số: Fr1 = 1146 . Tg200 ắắắắắắắắắắắ Cos 00 = 417 KG + Lực dọc trục trên bánh răng tay số I: Fa = 0, vì là bánh răng trụ, răng thẳng. - Tính các phản lực tại hai hối đỡ của trục thứ cấp: Trên mặt phẳng XOZ ta có phương trình cân bằng mô men sau: ∑Mx5 = Fv1 . l4 – Fx1;3 (l3 + l4) = 0 Suy ra: Fx1;3 = Fv1 . l4 ắắắắắắắ l3 + l4 = 1146 . 10 ắắắắắắắ 26 + 10 = 318 KG + Trên mặt phẳngYOZ ta có phương trình cân bằng mo men sau ∑MY5 = Fr1 - l4 - FY13 (l3 + l4) = 0 Suy ra: Fr1 . l4 417 . 10 FY13 = --------- = ------------ = 116 Kg l3 + l4 26 + 10 - Tính các phản lực tại lưu gối đỡ của trục ly hợp. + Trên mặt phẳng XOZ ta có phương trình cân bằng mô men sau: ∑MX0 = FX11 . l1 - FV (l1 + l2) + FX13 (l1 + l2 ) = 0 Suy ra: FV (l1 + l2) - FX13 (l1 + l2 ) FX11 = ------------------------------- l1 600 . (20 + 3) - 318 (20 + 3) FX11 = ----------------------------------- = 324 Kg 20 ∑MX = FX10 + FV - FX11 - FX13 = 0 Suy ra : FX10 = - FV + FX11 + FX13 FX10 = -600 + 324 + 318 = 42 Kg + Trên mặt phẳngYOZ ta có phương trình cân bằng mo men sau : dwa ∑MY0 = FY11 . l1 - Fr (l1 + l2) + FY13 (l1 + l2 ) + Fa ------- = 0 2 Suy ra: dwa Fr (l1 + l2) + FY13 (l1 + l2 ) + Fa ------- = 0 2 FY11 = --------------------------------------------------- l1 230.(20+3) + 116 (20 + 3) - 195.(7/2) FX11 = ---------------------------------------------- = 364 Kg 20 ∑MY = FY10 - FY11 + Fr - FY13 = 0 Suy ra : FY10 = FY11 - Fr + FY13 FY10 = 364 - 230 - 116 = 18 Kg - Tính các mô men uốn trên ly hợp và vẽ biểu đồ MX0 = 0 MX1 = - FX10 . l1 = -42 . 20 = -840 Kgcm MY0 = 0 MY1 = FY10 . l1 = 18 . 20 = 360 Kgcm MY3 = FY10 (l1 + l2) - FY11 . l2 = 18 (20 + 3) - 364 . 3 = -678 Kgcm MZ = Memax = 2100 Kgcm - Tính bền trục: Trục ly hợp được chế tạo bằng thép 40X có các ứng suất cho phép [δ]th = 500 ữ700 Kg/cm2 [δ]cd = 250 Kg/cm2 [τx] = 300 Kg/cm2 * Tính bền trục ly hợp theo độ bền uốn và xoắn Từ biểu đồ mô men ta thấy rằng vị trí (11) là tiết diện lắp ổ lăn trên trục có độ nguy hiểm lớn nhất cần phải kiểm tra. Theo công thức: Trong đó: MZ = Memax = 2100Kgcm d = Kd (Memax)1/3 = 4,5 . (2100)1/3 = 40mm = 4cm d là đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn cần kiểm tra. Thay vào ta có: Ta thấy δth' = 357 Kg/cm2 < [δ]th = 500 Kg/cm2 Vậy tại tiết diện nguy hiểm trục đảm bảo độ bền theo uốn và xoắn. * Tính bền trục ly hợp tại vị trí then hoa theo chiều chèn dập. Các thông số cơ bản của trục tại vị trí then hoa: da = 35mm = 3,5cm là đường kính đỉnh then df = 28mm = 2,8cm là đường kính chân then. Suy ra đường kính trung bình của then : dth da + df 3,5 + 2,8 dth = --------- = -------------- = 3,15cm 2 2 Chiều cao then bằng bề rộng then = 5mm = 0,5cm Số răng then Z = 10 Chiều dài then hoa l = 45mm = 4,5cm Công thức 2 . Memax δcd = ---------------------- 0,75 . Z . h . l . dtb Thay số vào ta có 2 . 2100 δcd = ------------------------------ 0,75 . 10 . 0,5 . 4,5 . 3,15 Vậy δcd = 80 Kg/cm2 < [δcd ] = 250Kg/cm2 Từ vị trí then hoa trục ly hợp đảm bảo bền theo ứng suất chèn dập. Phần III Tính toán thiết kế cải tiến hệ thống dẫn động ly hợp I. Yêu cầu của hệ thống dẫn động ly hợp. Để giảm nhẹ sức lao động của người lái xe ta sử dụng có cường hóa. Vậy yêu cầu dẫn động có cường hóa phải : + Mở ly hợp phải dứt khoát. + Đóng ly hợp phải hoàn toàn êm dịu + Đảm bảo làm việc an toàn độ nhạy cao + Có thể đóng mở ly hợp khi cường hóa không làm việc + Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp nhỏ + Dễ điều, dễ chăm sóc, dễ sửa chữa. + Kết cấu đơn giản dễ chế tạo + Không ảnh hưởng tới các hệ thống khác trên xe + Vật liệu chế tạo thông dụng sẵn có trong nước rẻ tiền. II. Lực bàn đạp ly hợp khi dẫn động chưa có cường hóa. 1. Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động cơ khí a c e Công thức : ic = i1 . i2 . i3 = ---- . -----. ----- b d f Trong đó : ic : Là tỷ số truyền i1 : Là tỷ số truyền bàn đạp i2 : Là tỷ số truyền càng mở i3 : Là tỷ số truyền đòn mở a,b,c,d,f : Là các kích thước tương ứng với các đòn dẫn động và đòn mở theo xe tham khảo ta có : a = 350 mm, c = 132 mm, e = 85 mm b = 87 mm, d = 69 mm, f = 18 mm Thay vào số ta có : 350 132 85 ic = --------. ------. ------ 87 69 18 ic = 35,7 2. Lực bàn đạp ly hợp. Theo công thức : P'Σ Qbd = ----------- ic . ηK Trong đó : P'Σ là tổng lực ép của lò so khi mở ly hợp P'Σ = 750 KG ic là tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động cơ khí ic = 35,7 ηK Hiệu suất của hệ thống dẫn động cơ khí chọn ηK= 0,85 Thay vào công thức ta được : 750 Qbđ = -------------- 35,7 . 0,85 Qbđ = 25KG 3. Tỷ số truyền dẫn động thủy lực. Dxl itl = --------- Dg Trong đó: Dxl là đường kính xi lanh chính chọn : Dxl = 32 mm Dct là đườngkính xi lanh công tác chọn : Dct = 32 mm => itl = 1 Vậy tỷ số truyền dẫn động thủy lực itl = 1 III. Chọn phương án dẫn động và cường hóa. 1. Nhận xét : Do lực bàn đạp để mở ly hợp đã tính toán ở trên là tương đối lớn Qbđ = 25 KG. Nên dẫn đến người lái xe điều khiển vất vả. Cần phải thiết kế cải tiến hệ thống dẫn động có cường hóa sao cho lực bàn đạp giảm xuống chúng cũng không được quá nhỏ để đảm bảo cảm giác cho người lái xe tránh hiện tượng mở ly hợp theo thói quen. So sánh ưu nhược điểm của các hệ thống dẫn động đã nêu ở phần tổng quan xét điều kiện cụ thể của xe phải thiết kế dựa trên cơ sở xe Γ3CA - 3711 dùng cho vận chuyển bưu điện. Ta thấy phương án dẫn động ly hợp thủy lực cường hóa chân không là phù hợp. 2. Sơ đồ và nguyên ly slàm việc của hệ thống dẫn động ly hợp thủy lực có cường hóa chân không. a. Sơ đồ cấu tạo. Sơ đồ : Hệ thống dẫn động thủy lực cường hóa chân không a. Cấu tạo. 1. Vỏ bầu cường hóa 12. Van 1 chiều 2. Màng cường hóa 13. Ty đẩy van bi 3. Lò so hồi vị cường hóa 14. Xi lanh lực 4. Ty đẩy cường hóa 15. Piston xi lanh lực 5. Lò so hồi vị van 16. Ty đẩy 6. Van 17. Càng mở 7. Để van chân không 18. Van 1 chiều 8. Màng tùy động 19. Họng hút động cơ 9. Piston điều khiển 20. Xi lanh chính 10. Xi lanh trợ lực 21. Bàn đạp 11. Piston trợ lực 22. Để van không khí b. Nguyên lý làm việc. Khi chưa đạp bàn đạp, do tác động của lò so 3 làm cho ty đẩy 4 kéo theo piston 11 sang trái. Ty đẩy van 13 tỳ vào đáy của xi lanh 10 và dừng lại nên van bi 12 mở ra dầu sẽ lưu thông từ khoang trước vào khoang sau piston 11. Khi bắt đầu đạp : Do người lái tác động vào làm đạp ly hợp 21 tạo ra áp suất ở xi lanh cường hóa 10, qua van bi một chiều 12 tới xi lanh lực 14 và đẩy piston 15 qua ty đẩy 16 tác động càng mở 17. Khi lực đạp tăng lên thì áp suất phía trái piston 11 tăng lên nhanh đẩy piston 11 sang phải khi đó ty đẩy van 13 tách khỏi đáy xi lanh 10 làm van bi số 12 đóng lại ngoài cách khoang trước và khoang sau piston 11. Do áp lực dầu ở phía trái piston 11 tăng đẩy piston 11 sang phải nên áp suất dầu được tăng lên sẽ đẩy piston 15 qua cần đẩy 16 tới càng mở 17 tác động một lực lên Bi tê. Sự làm việc này hoàn toàn độc lập. Đây chính là dẫn động thủy lự