Hướng dẫn thiết kế ôtô

Giá trị công trượt riêng lớn nhất của đồng tốc 2ư3 là 56,516 [KJ/m 2] nhỏ hơn giới hạn cho phép ( =100 [KJ/m2]) đối với xe con, tải và khách cỡ nhỏ.

pdf94 trang | Chia sẻ: hao_hao | Ngày: 05/06/2014 | Lượt xem: 2742 | Lượt tải: 4download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Hướng dẫn thiết kế ôtô, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
yển động quay có liên quan động học với bánh răng (4) trong quá trình gài số; nghĩa là : c kms t iJM ω∆= ∑ 2 (2-21) Trong đó : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 65 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô J∑ : Mô-men quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối l−ợng chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học trục sơ cấp hộp số (th−ờng là trục ly hợp); đ−ợc qui dẫn về trục sơ cấp, [kgm2]. ik : Tỷ số truyền thứ k của hộp số t−ơng ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán). ∆ω : Chênh lệch tốc độ góc giữa hai số truyền của bộ đồng tốc, [rad/s] . tc : Thời gian làm đồng đều tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số, [s]. ) Thời gian tc đặc tr−ng cho tính hiệu quả của bộ đồng tốc. Thời gian tc càng nhỏ quá trình làm đồng đều tốc độ càng nhanh. Tuy nhiên, nếu tc nhỏ quá, theo (2-21) mô- men ma sát yêu cầu sẽ lớn, đòi hỏi kích th−ớc của bộ đồng tốc phải lớn; làm cho kích th−ớc chung của hộp số trở nên lớn và kồng kềnh. Trong tính toán, tc đ−ợc chọn theo kinh nghiệm, phụ thuộc vào chủng loại xe và tuỳ theo nhóm số truyền cao hay số truyền thấp : + Đối với ôtô du lịch : tc = 0,15 ữ 0,30 [s] cho các số cao. tc = 0,50 ữ 0,80 [s] cho số thấp. + Đối với ôtô tải và khách : tc = 0,30 ữ 0,80 [s] cho các số cao. tc = 1,00 ữ 1,50 [s] cho các số thấp. * Riêng đối với hộp số phụ bố trí sau hộp số chính của hộp số nhiều cấp thì : tc = 1,00 ữ 2,00 [s]. (Giá trị nhỏ đ−ợc chọn cho tr−ờng hợp chuyển từ số cao về số thấp và ng−ợc lại) ) Chênh lệch tốc độ góc ∆ω phụ thuộc vào tỷ số truyền vừa nhả số và tỷ số truyền sắp gài số i 1±ki k. Trong tính toán thiết kế đồng tốc, chênh lệch tốc độ góc của hai số truyền kề nhau ∆ω đ−ợc xác định từ tốc độ góc của động cơ khi bắt đầu sang số ωeo : 1 11 ± −=∆ kk eo ii ωω (2-21b) Trong đó : 1±ki : Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến trục bộ đồng tốc của hộp số ứng với số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik). ωeo : Tốc độ góc của động cơ khi bắt đầu chuyển số, [rad/s]. Giá trị này đ−ợc xác định theo bảng kinh nghiệm B2-1 nh− sau: Bảng B2-1: Tốc độ góc động cơ ωeo[rad/s] khi bắt đầu sang số. Chế độ Động cơ xăng (Carbuaratơ) Động cơ sang số Xe du lịch Xe tải và khách Diezel Từ số thấp lên số cao (0,6ữ0,7)ωN (0,7ữ0,8)ωN và ≥ ωM (0,75ữ0,85)ωN Từ số cao về số thấp (0,4ữ0,5)ωN (0,5ữ0,6)ωN, và ≥ ωM (0,9ữ1,0)ωM GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 66 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Trong đó : ωN, ωM t−ơng ứng là tốc độ góc của động cơ ứng với công suất cực đại, mô-men cực đại của động cơ. ) Mô-men quán tính khối l−ợng qui dẫn J∑ đ−ợc xác định tuỳ thuộc sơ đồ động học cụ thể của hộp số và vị trí bố trí bộ đồng tốc. ‰ Với hộp số ba trục, bộ đồng tốc bố trí trên trục thứ cấp, công thức tính J∑ cùng với ∆ω và ik đ−ợc xác định nh− sau : ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ = −=∆ +++= ± − = −− ∑ ∑ hk hh eo ll m j jzja ii ii iJiJiJJJ 1 2 1 22 21 11ωω (2-21c) Trong đó : J1 : Mô men quán tính khối l−ợng của trục sơ cấp hộp số (th−ờng chính là trục ly hợp) và tất cả các chi tiết nối với trục (nh− đĩa bị động ly hợp), [kg.m2]. J2 : Mô men quán tính khối l−ợng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên trục trung gian, [kg.m2]. ia : Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp của hộp số. Jzj : Mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng bị động (quay trơn trên trục thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian) của cặp bánh răng gài số thứ j, [kg.m2]. ij : Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ j. j : Chỉ số để chỉ bánh răng quay trơn thứ j trên trục thứ cấp. m : Số l−ợng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (th−ờng xuyên ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian). Jl : Mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng số lùi có quan hệ động học th−ờng xuyên với bánh răng trên trục trung gian cùng với các khối l−ợng quay theo khác qui dẫn về trục của nó, [kg.m2]. il : Tỷ số truyền của các bánh răng số lùi; tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi th−ờng xuyên có quan hệ động học với bánh răng trên trục trung gian. ‰ Với hộp số nhiều cấp mà hộp số phụ bố trí phía sau thì các công thức trên cũng đúng cho bộ đồng tốc của hộp số chính và cả hộp số phụ có sơ đồ động học t−ơng đ−ơng. Chú ý thêm rằng đối với đồng tốc của hộp số phụ , thì thành phần mô-men quán tính của trục sơ cấp J1 chính là mô-men quán tính của trục thứ cấp hộp số chính (bao gồm cả các chi tiết cố định trên đó nh− các bộ đồng tốc, ống gài .. của hộp số chính) cộng với mô-men quán tính tổng cộng J∑ của hộp số chính qui dẫn về trục thứ cấp của hộp số chính (tức là trục sơ cấp của hộp số phụ). GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 67 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Nghĩa là : ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ = −=∆ +++= ± = −− ∑∑ ∑ pkp pph eop mp jp jpzjpapphpp ii iii iJiJiJJJ 1 1 22 2 2 1 11)1( )( ωω (2-21d) ở đây, chỉ số p để chỉ t−ơng ứng cho các thông số của hộp số phụ, ng−ợc lại các thông số không có chỉ số p, để chỉ t−ơng ứng cho hộp số chính (ωeo, J∑, ih). 2.2.2.2 Bán kính ma sát của bộ đồng tốc : Nếu gọi Rms là bán kính trung bình của vành côn ma sát bộ đồng tốc, thì mô men ma sát đ−ợc tạo ra do lực ép Q tác dụng lên đôi bề mặt ma sát của đồng tốc đ−ợc xác định bằng : α à sin .. ms ms RQ M = (2-22) Trong đó : Q : Lực ép tác dụng theo chiều trục lên đôi bề mặt ma sát, [N]. à : Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát. α : Góc côn của đôi bề mặt ma sát (xem các hình H4-15, hình H4-16). Rms : Bán kính trung bình của đôi bề mặt ma sát, [m]. Từ ph−ơng trình (2-22) rút ra bán kính ma sát Rms : à α . sin. Q MR msms = (2-22b) Trong tính toán, Mms đ−ợc xác định từ ph−ơng trình (2-21). Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau và làm việc trong dầu thì à ≈ 0,06 ữ 0,07. Góc côn α càng nhỏ, mô-men ma sát Mms do lực Q tạo ra càng lớn và nh− vậy có lợi cho việc gài số. Nghĩa là lái xe chỉ cần tác dụng một lực nhỏ lên cần điều khiển (P) cũng đủ để tạo ra mô-men ma sát cần thiết nhằm làm đồng đều nhanh chóng tốc độ cho bộ đồng tốc. Tuy vậy, góc côn α không đ−ợc nhỏ hơn góc ma sát của đôi bề mặt ma sát để bảo đảm cho các mặt côn dễ dàng thoát khỏi nhau khi nhả số. Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau thì góc côn α tốt nhất là 6 ữ 70. Quan hệ giữa lực ép Q và lực trên cần điều khiển P đ−ợc xác định thông qua tỷ số truyền từ cần điều khiển đến cần gạt đồng tốc nh− sau : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 68 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô (2-22c) dkdkdk .i.PQ η= Trong đó : Pdk : Lực do lái xe tác dụng lên cần điều khiển, Pdk = 60 ữ 70 [N] đối với xe du lịch và xe buýt. Pdk = 70 ữ100 [N] đối với xe tải. idk : Tỷ số truyền các đòn điều khiển, trong tính toán có thể lấy idk ≈ 1,5 ữ 2,5. ηdk : Hiệu suất của cơ cấu điều khiển; có thể chọn ηdk ≈ 0,85 ữ 0,95. 2.2.2.3 Chiều rộng bề mặt ma sát của đồng tốc : Chiều rộng bề mặt vành côn ma sát của đồng tốc sẽ có kích th−ớc đủ lớn sao cho áp lực pháp sinh ra trên bề mặt không lớn quá nhằm bảo đảm tuổi thọ cần thiết cho bề mặt vành ma sát của dồng tốc. Do góc nghiêng của vành côn ma sát nhỏ (α ≈ 6 ữ 70) nên có thể xem chiều rộng bề mặt vành côn ma sát nh− là chiều dài hình trụ có đ−ờng kính bằng 2Rms. Gọi pN là áp lực pháp tuyến tác dụng lên bề mặt trụ thì ta có thể viết mômen ma sát tác dụng lên bề mặt bằng: Mms = msNmsms R.).p.b.R.2.( àπ (2-23) Suy ra chiều rộng bề mặt vành côn ma sát bms [m] phải đủ lớn để áp lực pháp tuyến pN tác dụng lên bề mặt là nhỏ: bms ≥ 2 msN ms R].p.[..2 M àπ (2-23b) Trong đó: [pN] : Giá trị áp suất pháp tuyến cho phép tác dụng lên bề mặt côn ma sát. Với vật liệu của vành côn ma sát th−ờng đ−ợc làm bằng đồng thau và đ−ợc bôi trơn bằng dầu trong cac-te của hộp số thì giá trị áp suất làm việc cho phép nằm trong khoảng [pN] ≈ (1,0 ữ1,5) [MN/m2]. Hệ số ma sát của chúng trong môi tr−ờng dầu nh− đã nêu trên à ≈ 0,06 ữ 0,07. Mômen ma sát Mms đ−ợc xác định từ ph−ơng trình (2-22) với bán kính ma sát đã đ−ợc xác định theo (2-22b). Các thông số khác đã chú thích. Nếu thay Mms từ (2-22) thì (2-23b) có thể đ−ợc viết lại : bms ≥ απ η sin.R].p.[.2 .i.P msN dkdkdk (2-23c) Các thông số đã đ−ợc chú thích. 2.2.2.4 Góc nghiêng của bề mặt hãm β : Mô men ma sát Mms hình thành ở vành côn ma sát của đồng tốc sẽ thông qua các chốt hãm (hoặc vành răng hãm), tác dụng ng−ợc lên các bề mặt nghiêng góc β (còn gọi là mặt hãm) các lực vòng P’ và lực chiều trục Q’ đ−ợc xác định theo mô men ma sát Mms và góc nghiêng β nh− sau : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 69 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ == = ββ β β tgR M tg PQ R MP ms ms . '' ' (2-24) Trong đó : Rβ : Bàn kính quay trung bình của mặt hãm, [m]. β : Góc nghiêng bề mặt hãm. Phản lực chiều trục Q’ tác dụng ng−ợc lên bộ phận nối có chiều ng−ợc với chiều lực gài số Q. Với một giá trị nhất định của mô men ma sát Mms (ứng với một lực gài Q) thì giá trị của phản lực Q’ phụ thuộc vào góc nghiêng β. Khi thiết kế, góc nghiêng β chỉ cần đủ nhỏ để bảo đảm sao cho Q’ ≥ Q nhằm hãm và giữ không cho ống nối dịch chuyển khi các bề mặt ma sát ch−a đồng đều tốc độ. Nếu góc nghiêng β nhỏ quá sẽ cản trở sự di chuyển của ống nối đi vào gài số khi đồng tốc đã đồng đều tốc độ. Từ điều kiện Q’ ≥ Q, thay Mms từ biểu thức (2-22) vào (2-23), ta đ−ợc : Q tgR RQ ms ≥βα à β ..sin .. hay βα à β tg R Rms ≥ .sin . (2-24b) Biểu thức (2-24b) là cơ sở để thiết kế góc nghiêng β của mặt hãm để bảo đảm hãm đồng tốc khi nó ch−a đồng đều tốc độ đồng thời cho phép ống nối của đồng tốc di chuyển dễ dàng đi vào gài số khi bộ đồng tốc đã đạt đ−ợc sự đồng đều tốc độ. Bán kính trung bình của bề mặt hãm Rβ đ−ợc xác định theo điều kiện kết cấu của đồng tốc. Khi thiết kế, tuỳ thuộc vào kiểu đồng tốc mà giá trị trung bình của Rβ đ−ợc chọn trong khoảng Rβ ≈ (0,75 ữ 1,25)Rms. 2.2.3 Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của đồng tốc : 2.2.3.1 Thời gian chuyển số thực tế của đồng tốc: Khi tính toán đồng tốc theo ph−ơng pháp trình bày trên, chúng ta đã giả thiết rằng trong quá trình gài đồng tốc thì vận tốc xe không đổi. Thực tế, khi gài đồng tốc, do cắt ly hợp (hoặc giảm vị trí cung cấp nhiên liệu cho động cơ về chế độ không tải - đối với ôtô sử dụng ly hợp thủy lực) nên tốc độ xe giảm trong quá trình gài số. Nghĩa là các chi tiết nối với trục sơ cấp hộp số sẽ chuyển động chậm dần theo tốc độ của xe trong thời gian gài đồng tốc. Tức là mô men ma sát cần thiết phải có để khắc phục mômen quán tính ở biểu thức (2-21 ) phải đ−ợc hiệu chỉnh bằng : ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ ±∆= ∑ c c kms t iJM εω2 (2-25) Trong đó: εc chính là gia tốc góc của trực thứ cấp do xe giảm tốc độ khi sang số. Dấu + ứng với tr−ờng hợp gái số từ số thấp lên số cao. Dấu - ứng với tr−ờng hợp gái số từ số cao về số thấp. Suy ra thời gian chuyển số thực tế khi gài đồng tốc t−ơng ứng là : ( )ckms kc iJM iJ t ε ω 2 2 ∑ ∑ ∆= m (2-26) GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 70 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô ở đây : Dấu - ứng với tr−ờng hợp gái số từ số thấp lên số cao. Dấu + ứng với tr−ờng hợp gái số từ số cao về số thấp. Mômen ma sát Mms đ−ợc tính theo công thức (2-22) khi đã xác định bán kính ma sát Rms. Còn gia tốc εc đ−ợc xác định từ quá trình giảm tốc của xe trong khi sang số : ckbx ck c R ig ηδ ψε .. ..= (2-26b) Trong đó : g là gia tốc trọng tr−ờng (g = 9,81 [m/s2]). ψ là hệ số cản tổng cộng của đ−ờng, khi tính toán chọn ψ = 0,02. ick, ηck tỷ số truyền và hiệu suất truyền lực tính từ bánh răng gài đang tính của đồng tốc đến bánh xe chủ động ôtô Rbx . δ hệ số xét đến các khối l−ợng quay trong hệ thống truyền lực đến lực quá tính chuyển động tính tiến của ôtô. 2.2.3.2 Công tr−ợt riêng của đồng tốc: Công tr−ợt riêng của đồng tốc đ−ợc đánh giá bởi công tr−ợt của đôi bề mặt vành ma sát trên một đơn vị diện tích của vành ma sát nh− sau: msbx ms r b.R..2 Ll π= (2-27) Trong đó: Lms : Công tr−ợt do ma sát tr−ợt của đôi bề mặt ma sát đồng tốc [J]. Công tr−ợt Lms có thể đ−ợc xác định theo công thức đề xuất của giáo s− Griskevich nh− sau: 2 t).t..(ML cccmsms ε±ω∆= (2-28) Ơ đây ∆ω là chênh lệch tốc độ góc giữa hai số truyền; đ−ợc xác định theo (2-21c) hoặc (2-21d) tùy theo bộ đồng tốc ở hộp số chính hay hộp số phụ. Còn gia tốc εc đ−ợc xác định theo (2-26b) và tc là thời gian chuyển số thực tế và đ−ợc xác định theo (2-26). Giá trị công tr−ợt riêng lr tính theo (2-27) th−ờng nằm trong giới hạn sau: + Đối với xe con, tải và khách cở nhỏ : lr ≤ 100 [KJ/m2] + Đối với tải và khách trung bình : lr ≤ 200 [KJ/m2] + Đối với tải lớn và cực lớn : lr ≤ 500 [KJ/m2]  3. ví dụ minh họa thiết kế hộp số: 3.1. Số liệu cho theo đề bài (theo số liệu đề bài ly hợp). + Loại xe : Xe du lịch. + Tự trọng xe : G0 = 1500 [KG] Trọng l−ợng toàn bộ : Ga = 2000 [KG] + Loại động cơ : Động cơ xăng. - Công suất cực đại : Nemax = 84 [KW] ở tốc độ nN = 5600 [v/ph]. - Mômen xoắn cực đại : Memax = 180 [Nm] ở tốc độ nN = 2800 [v/ph]. + Tốc độ cực đại của xe : Vmax = 160 [km/h] GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 71 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô + Bán kính bánh xe : Rbx = 0,33 [m] + Hệ số cản lớn nhất của đ−ờng: ψmax = 0,35 3.2. Xác định các thông số cơ bản của hộp số : 3.2.1 Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số ôtô: Giá trị tỷ số truyền số thấp nhất ih1 đ−ợc xác định theo điều kiện kéo nh− sau: tomaxe bxamax 1h iM r.G i η ψ≥ (2-27) Trong đó : Ga : Trọng l−ợng toàn bộ xe. Theo đề : Ga = 2000.9,81 = 19620[N]. ψmax : Hệ số cản chuyển động lớn nhất của đ−ờng. Theo đề: ψmax = 0,35 rbx : Bán kính làm việc của bánh xe chủ động> Theo đề : Rbx = 0,33 [m]. Memax : Mo men quay cực đại của động cơ. Theo đề : Memax = 180[N.m]. ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực. Xe thiết kế là xe du lịch ηt = 0,92 ữ 0,93. Chọn : ηt = 0,90 io : Tỷ số truyền của truyền lực chính. Giá trị tỷ số truyền lực chính io (ch−a cho theo đề) cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số ihn đ−ợc xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của xe υamax [m/s] ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ ωemax [rad/s] nh− sau: max max ahn bxe o i r i υ ω= (2-27’) Trong đó : ihn : Giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số, th−ờng chọn bằng một (ihn = 1*). ωemax : Tốc độ góc lớn nhất của động cơ, [rad/s]; đ−ợc xác định theo loại động cơ và chủng loại xe khi thiết kế : Với động cơ xăng, xe du lịch: ωemax = (1,0ữ1,25)ωN. Chọn ωemax = 1,0.ωN Với ωN là tốc độ góc ứng với công suất cực đại của động cơ, ta có: ωN = 5600.3.1416/30 = 586,432[rad/s]). Vmax : Tốc độc tịnh tiến lớn nhất của xe. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 72 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Theo đề: Vmax = 160 [km/h] = 44,444 [m/s] Lần l−ợt thế số vào (2-27’) rồi (2-27) ta đ−ợc: i0 = 444,44.1 33,0.432,586.0,1 = 4,3543 ih1 = 9,0.3543,4.180 33,0.19620.35,0 = 3,58 3.2.2 Số cấp hộp số ôtô: Số cấp hộp số ôtô đ−ợc xác định theo công thức : 1 qlog )ilogi(log n hn1h +−= (2-28) Trong đó : n : Số cấp của hộp số. ih1 : Giá trị tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số. Theo kết quả (2-27), ih1 = 3,58 ihn : Giá trị tỷ số truyền cao nhất khi đầy tải và đạt Vmax là đ−ợc chọn bằng 1. q : Công bội của dãy tỷ số truyền, khi tính toán có thể chọn công bội trung bình q theo kinh nghiệm. Đối với hộp số th−ờng, xe du lịch sử dụng động cơ xăng có tính năng động lực tốt. Chọn q = 1,70 ( q = 1,50 ữ1,80). Thế số ta có : n = 1 7,1log )1log58,3(log +− = 3,405 Chọn số nguyên n* = 4 3.2.3 Tỷ số truyền trung gian của hộp số ôtô: Với ôtô du lịch th−ờng làm việc ở các số truyền cao, nên các số truyền trung gian đ−ợc điều chỉnh lại theo cấp số điều hoà nhằm sử dụng tốt nhất công suất động cơ khi sang số ở các số truyền cao nh− sau : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 73 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô )1n( 1 i 1 i 1a * 1hhn −⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −= (2-29) ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ −+= += += )i.a)1k(1( ii ... ; )i.a21( ii ; )i.a1( ii 1h 1h hk 1h 1h 3h 1h 1h 2h (2-29b) Trong đó : a : Hằng số điều hoà của dãy tỷ số truyền hộp số, xác định theo (2-29). n* : Số cấp hộp số đã làm tròn nguyên. Kết quả (2-28): n* = 4 ihn : Tỷ số truyền cao nhất của hộp số. Kết quả (2-28): ihn = 1 ih1 : Tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số. Kết quả (2-27): ih1 = 3,58 ihk : Tỷ số truyền trung gian thứ k của hộp số, k=2ữ3 Thế số ta có: a = )14( 1 58,3 11 −⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ − = 0,2403 ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ =+= =+= 316,1 )58,3.2403,0.21( 58,3i ;925,1 )58,3.2403,01( 58,3i 3h 2h Chúng ta có thể chọn thêm cho xe số truyền tăng để tăng tính động lực học và giảm tiêu hao nhiên liệu cho xe khi xe chuyển động không tải hoặc có tải nh−ng đ−ờng có chất l−ợng tốt hơn. Giá trị số truyền tăng đ−ợc chọn trong khoảng 0,65 ữ 0,85 ih5 = 0,80 GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 74 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô 3.2.4 Khoảng cách trục và các kích th−ớc chiều trục : 3.2.4.1 Khoảng cách trục hộp số : Khoảng cách trục A (tính theo [mm]) của hộp số ôtô đ−ợc xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau : 3 1hmaxea iMkA ≈ (2-30) Trong đó : ka : Hệ số kinh nghiệm, có giá trị nằm trong khoảng sau : Đối với xe du lịch : ka = 8,9ữ9,3. Chọn ka = 9,3 Memax : Mô men quay cực đại của động cơ,. Theo đề ta có: Memax = 180 [Nm]. ih1 : Tỷ số truyền thấp của hộp số. Kết quả (2-27) ta có : ih1 = 3,58 Thế số tính đ−ợc khoảng cách trục sơ bộ là : A = 80,3524 [mm] Chọn sơ bộ A = 80 [mm] 3.2.4.2 Kích th−ớc theo chiều trục cac-te hộp số : Kích th−ớc theo chiều trục của cac-te hộp số l [mm] nói chung có thể đ−ợc xác định bằng tổng chiều dài (theo chiều trục) của các chi tiết lắp trên trục trung gian hộp số (hoặc trên trục thứ cấp đối với hộp số hai trục); bao gồm : chiều rộng của các bánh răng b[mm], chiều rộng của các bộ đồng tốc (hoặc ống gài) H[mm], chiều rộng của các ổ đỡ trục B[mm]. Đối với ôtô máy kéo, các thông số này th−ờng đ−ợc xác định theo kích th−ớc khoảng cách trục A nh− sau : Đối với hộp số th−ờng: Chiều rộng bánh răng : b ≈ (0,19 ữ 0,23)A đối với ôtô du lịch. Chọn b ≈ 0,20.A = 16,0 [mm] Chiều rộng ổ đỡ : B ≈ (0,25 ữ 0,28)A đối với ôtô du lịch. Chọn B ≈ 0,25.A = 20 [mm] Chiều rộng đồng tốc (hoặc ống gài) có giá trị nằm trong khoảng : H ≈ (0,68 ữ 0,78)A đối với ôtô du lịch. Chọn H ≈ 0,70.A = 56 [mm] D−ới bảng B4-1 là các kích th−ớc t−ơng ứng của một số hộp số ôtô. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 75 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Bảng B4-1 : Đặc tr−ng hình học của một số hộp số ôtô. Kiểu hộp số Mmax(*) [Nm] A [mm] Hệ số ka b/A (**) B/A (**) H/A (**) Tỷ số l/A Volga 632 77 8,9 0,22 0,245 0,79 2,90 Gaz-53 1800 110,63 9,1 0,19 0,19 0,58 2,22 Zil-130 2900 123,25 8,6 0,22 0,20 0,48 3,00 Iamz-236H 4500 165,75 10,0 0,20 0,21 0,47 2,86 Kamaz-14 4830 160 9,5 0,20 0,22 0,54 3,04 Volvo-R61 3280*** 160 10,8 0,21 0,25 0,39 2,08 Fuller-RT915 2530*** 148 10,8 0,17 0,16 - 2,38 ZF-5S-110GP 3160*** 154 10,5 0,20 0,36 2,63 2,63 (*) Mô men lớn nhất ở trục thứ cấp hộp số chính. (**) Tính giá trị trung bình. (***) Hộp số nhiều cấp, mô men ở trục thứ cấp của hộp số chính. 3.2.5 Tính toán số răng của các bánh răng hộp số : 3.2.5.1 Môduyn và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số : Để bảo đảm các bánh răng hộp số ôtô làm việc êm, xu h−ớng chọn mô-duyn mk có giá trị nhỏ, ng−ợc lại góc nghiêng của răng βk th−ờng có giá trị lớn nh− sau : + Mô-duyn : - Xe du lịch : m = 2,25ữ3,0 Chọn m = 2,25 [mm] cho các số truyền cao. Chọn m = 2,50 [mm] cho số truyền thấp (số một và số lùi). + Góc nghiêng : - Xe du lịch : β = 22ữ370 Chọn β = 340 cho các số truyền cao. Chọn β = 220 cho số truyền thấp (số một và số lùi). 3.2.5.2 Số răng của bánh răng hộp số: a) Đối với hộp số hai trục : Số răng của bánh răng chủ động trong hộp số hai trục đ−ợc xác định theo khoảng cách trục A và tỷ số truyền của cặp bánh răng ăn khớp igk nh− sau : )i1(m cosA2Z gkk k k + β= (2-31) GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 76 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Trong đó : igk : Tỷ số truyền của cắp bánh răng gài số thứ k, với k=1ữn (n là số cấp). βk : Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ k; [rad]. mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k, [mm] Thế số vào (2-31) với igk = ihk ta có : ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪ ⎨ ⎧ ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= 4107,41 )80,01.(0,2 180 1416.3*22cos.80.2 )i1(m cosA2 Z 3709,37 )11.(0,2 180 1416.3*22cos.80.2 )i1(m cosA2Z 3202,32 )316,11.(0,2 180 1416.3*22cos.80.2 )i1(m cosA2 Z 2536,25 )925,11.(0,2 180 1416.3*22cos.80.2 )i1(m cosA2Z 1628,15 )58,31.(25,2 180 1416.3*10cos.80.2 )i1(m cosA2Z 5h1 5 5 4h4 4 4 3h3 3 3 2h2 2 2 1h1 1 1 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp t−ơng ứng đ−ợc xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó : ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ ≈== ≈== ≈== ≈== ≈== ữ== 3380,3280,0.41Z 3700,3700,1.37Z 4215,42316,1.32Z 4982,48925,1.25Z 5833,5784,3.16Z 5 1 k ; iZZ ' 5 ' 4 ' 3 ' 2 ' 1 hkk ' k Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng: 5343,84 180 1416,3.10cos.2 )5816.(25,2 cos2 )ZZ(mA k ' kkk = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +=β += Chọn A = 84,5 [mm] và tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để bảo đảm khoảng cách trục của chúng đều bằng A = 84,5[mm] theo công thức: GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 77 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô A.2 )ZZ(mcos ' kkk k +=β Kết quả tính toán các thông số bánh răng đ−ợc cho ở bảng B2-1: Tỷ số truyền ih1 = 3,625 ih2 = 1,960 ih3 = 1,313 ih4 = 1,000 ih5 = 0,805 Số răng chủ động 16 25 32 37 41 Số răng bị động 58 49 42 37 33 Mô-duyn m [mm] 2,25 2,0 2,0 2,0 2,0 Góc nghiêng β 9052’02” 28052’02” 28052’02” 28052’02” 28052’02” b) Đối với hộp số ba trục đồng trục: Đối với hộp số ba trục đồng trục, các số truyền đều phải qua hai cặp bánh răng; trong đó có một cặp bánh răng đ−ợc dùng chung cho tất cả các số truyền (trừ số truyền thẳng) gọi là cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Nghĩa là nó luôn luôn làm việc với bất kỳ gài số truyền nào - trừ số truyền thẳng. Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho cặp bánh răng này, cần phải có giá trị đủ nhỏ để vừa bảo đảm tuổi thọ cho cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp vừa để cho số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp không đ−ợc nhỏ quá. Theo kinh nghiệm, số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của ôtô du lịch : Z1 = 17ữ15 (với ih1=3,5ữ3,8). Xe thiết kế có ih1 = 3,58 nên ta chọn Z1 = 17. Khi đã chọn đ−ợc số răng chủ động Z1 của cặp bánh răng gài số, thì từ công thức (2-31), dễ dàng tính đ−ợc tỷ số truyền ig1 của cặp bánh răng gài số ở số thấp đối với hộp số ba trục kiểu đồng trục nh− sau: ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ −β= + β= 1 Zm cosA2i )i1(m cosA2Z 11 1 1g 1g1 1 1 (2-31b) Trong đó : A : Khoảng cách trục. Kết quả (2-30): A = 80 [mm] ig1 : Tỷ số truyền của cắp bánh răng gài số một. β1 : Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số một [rad]. Chọn β1 = 220 m1 : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số một, [mm] Chọn m1 = 2,5 [mm] Các thông số khác đã đ−ợc chú thích. Thế số ta có : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 78 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô ig1 = ⎪⎪ ⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪ ⎨ ⎧ =− ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ −β 4469,21 17.5,2 180 1416.3*22cos.80.2 1 Zm cosA2 11 1 Suy ra tỷ số truyền của cắp bánh răng truyền động chung (luôn luôn ăn khớp): ⎪⎩ ⎪⎨ ⎧ === = 4644,1 4469,2 58,3 i ii i.ii 1g 1h a 1ga1h (2-32) Trong đó : ia : Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. ih1 : Tỷ số truyền số một của hộp số. ig1 : Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số ở số một. Từ đó, suy ra tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số cho các số truyền khác : n 2 k ; i ii a hk gk ữ== (2-32b) Trong đó : ia : Tỷ số truyền cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. ihk : Tỷ số truyền số thứ k bất kỳ của hộp số (trừ số truyền thẳng). igk : Tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ k bất kỳ; trừ số truyền thẳng. Thế số ta có : 5506,0 4644,1 800,0 i i i Direct) ; 1i( 8989,0 4644,1 316,1 i i i 1,3148 1,4644 1,925 i ii a 5h 5g 4h a 3h 3g a 2h 2g ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ === = === === Khi đã có đ−ợc ia và igk thì số răng của bánh răng chủ động t−ơng ứng Za và Zk (k=2ữn, trừ số truyền thẳng) đ−ợc xác định theo công thức (2-13). Số răng của bánh răng chủ động trong hộp số hai trục đ−ợc xác định theo khoảng cách trục A và tỷ số truyền của cặp bánh răng ăn khớp igk nh− sau : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 79 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô ⎪⎪ ⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪ ⎨ ⎧ + β= + β= )i1(m cosA2Z .. )i1(m cosA2 Z.. gnn n n gkk k k (2-33) Trong đó : igk : Tỷ số truyền của cắp bánh răng gài số thứ k, k= a, 2ữn (n là số cấp). βk : Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ a, k; [rad]. mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ a, k, [mm] Các thông số khác đã đ−ợc chú thích. ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎪⎪ ⎨ ⎧ ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= ≈=+ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ =+ β= 3846,38 )5506,01.(25,2 180 1416.3*33cos.80.2 )i1(m cosA2 Z 3141,31 )8989,01.(25,2 180 1416.3*33cos.80.2 )i1(m cosA2 Z 2676,25 )3148,11.(25,2 180 1416.3*33cos.80.2 )i1(m cosA2Z 242,24 )4644,11.(25,2 180 1416.3*22cos.80.2 )i1(m cosA2 Z 5h1 5 5 3h3 3 3 2h2 2 2 aa a a Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp t−ơng ứng đ−ợc xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó : (2-33b) gkkk iZZ =' ⎪⎪ ⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪ ⎨ ⎧ ≈== ≈== ≈== ≈== ≈== 2192,205506,0.38Z 2887,278989,0.31Z 3418,343148,1.26Z 3514,354644,1.24Z 4260,414469,2.17Z ' 5 ' 3 ' 2 ' a ' 1 Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng: 5420,79 180 1416,3.22cos.2 )4217.(5,2 cos2 )ZZ(mA 1 ' 111 = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +=β += GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 80 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Chọn A = 79,5 [mm] và tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để bảo đảm khoảng cách trục của chúng đều bằng A = 79,5[mm] theo công thức: A.2 )ZZ(mcos ' kkk k +=β (2-33c) Kết quả tính toán các thông số bánh răng đ−ợc cho ở bảng B2-2: Tỷ số truyền iz ig1 = 2,4706 ia = 1,4583 ig2 = 1,3077 ig3 = 0,9032 ig5 = 0,5526 Số răng chủ động 17 24 26 31 38 Số răng bị động 42 35 34 28 21 Mô-duyn m [mm] 2,50 2,25 2,25 2,25 2,25 Góc nghiêng β 21055’30” 33023’38” 31053’26” 33023’38” 33023’38” Tỷ số truyền hộp số ih1 = ia.ig1 = 3,6029 ih2 = ia.ig2 = 1,907 ih3= ia.ig3 = 1,317 ih4 = 1 (Direct) ih5 = ia.ig5 = 0,806 Chú ý rằng, để bảo đảm cho các bánh răng cùng lắp trên trục có cùng khoảng cách, các bánh răng trong hộp số ôtô & máy công trình phải đ−ợc chế tạo theo sự dịch chỉnh. Hệ số dịch dao tổng cộng ξk của các cặp bánh răng thứ k lúc này phải thỏa mãn điều kiện ăn khớp đúng nh− sau : ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ + ±= k k k kkk k Z Zm mAZ ' 1 cos)(2 βξ (2-34) Khi khoảng cách trục ăn khớp Aα của cặp bánh răng nào đó đúng bằng A (hệ số dịch dao tổng cộng ξk=0) thì bánh răng vẫn chế tạo dịch chỉnh nhằm tăng bền và tăng tính êm dịu cho cặp bánh răng ăn khớp của hộp số ôtô. Các cặp bánh răng chế tạo theo kiểu này gọi là cặp bánh răng dịch chỉnh đối xứng. 3.2.5.3 Kích th−ớc trục hộp số: Đ−ờng kính trục hộp số ôtô có thể tính sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau: a) Đối với trục sơ cấp : Đ−ờng kính sơ bộ của trục, tính bằng [mm]: 3 maxd1 Mkd = (2-35) Trong đó : kd : Hệ số kinh nghiệm, kd = 4ữ4,6. Chọn kd = 4,0. Memax : Mô-men quay cực đại trục sơ cấp, [Nm]. Với hộp số ba trục đồng trục, trục sơ cấp là trục ly hợp; ta có: Mmax = Memax = 180 [Nm] GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 81 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Còn trục trục trung gian; đóng vai trò là trục sơ cấp của các cặp bánh răng gài số (igk) ta có Mmax = Memax.ia = 180.1,4583 = 263,391 [Nm] Thế số ta có : d1 = 3 180.0,4 = 22,585 [mm] Chọn d1 = 22,5 [mm] d2 = 3 391,263.0,4 = 25,641 [mm] Chọn d2 = 25,5 [mm] b) Đối với trục thứ cấp : Đ−ờng kính và chiều dài trục, tính bằng [mm]: (2-35b) A45,0d3 ≈ Trong đó : A là khoảng cách trục, theo kết quả (2-33b) thì A = 79,5[mm]. d3 = 0,45.79,5 = 35,775 [mm]. Chọn d3 = 36 [mm] Quan hệ giữa đ−ờng kính trục và chiều dài trục đ−ợc tính sơ bộ bằng [mm]: ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ ữ≈ ữ≈ 21,018,0 l d 18,016,0 l d 2 2 1 1 (2-35c) Thế số ta có : ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ ==ữ≈≈ ==ữ≈ 200 18,0 36 21,018,0 dll 6,140 16,0 5,22 18,016,0 dl 3 32 1 1 Chú ý rằng, chiều dài trục chọn sơ bộ theo (2-35c) cần phải phù hợp với sơ đồ tính theo tổng chiều dài các chi tiết lắp trên trục đ−ợc minh họa trên sơ đồ tính toán trên hình H2-1. Tổng chiều dài trục l2 có thể đ−ợc xác định bằng: l2 = 6.b + 3.H + 2.B + 4.δb (2-35d) Trong đó: b : Chiều rộng bánh răng, theo kết quả mục 3.2.4.2 ta có b = 16 [mm]. H : Chiều rộng bộ đồng tốc, theo 3.2.4.2 ta có H = 56 [mm]. B : Bề rộng ổ đỡ, theo 3.2.4.2 ta có B = 20 [mm]. δb : Khe hở giữa hai bánh răng liền kề; hoặc bánh răng - ổ đỡ. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 82 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Chọn δb = 5 [mm]. Thế số ta tính đ−ợc : l2 = 324 [mm] A H l2 Hình H2-1: Sơ đồ tính toán hộp số 3.2.5.4 Đ−ờng kính vòng chia và mômen quán tính của bánh răng hộp số: Bán kính vòng chia của bánh răng đ−ợc xác định theo công thức : k kk k cos.2 Z.mR β= (2-36) Trong đó : mk : Mô-duyn pháp tuyến của bánh răng thứ k, giá trị từ bảng B2-2. Zk : Số răng của bánh răng thứ k, giá trị tính đ−ợc từ bảng B2-2. βk : Góc nghiêng của bánh răng thứ k, giá trị từ bảng B2-2. Thế số từ bảng B2-2 ta tính đ−ợc bán kính vòng chia bánh răng chủ động R, bánh răng bị động R’, khoảng cách trục ăn khớp A, đ−ờng kính trục lắp bánh răng chủ động d1, đ−ờng kính lắp bánh răng bị động d2 và cho trên bảng B2-3. Bảng B2-3: Kết quả tính bán kính vòng chia và đ−ờng kính trục lắp bánh răng t−ơng ứng. Chú thích (*): Đ−ờng kính trục lắp bánh răng đã đ−ợc hiệu chỉnh lại cho phù hợp với đ−ờng kính vòng chia của bánh răng. Z Z’ R[mm] R' [mm] A [mm] d1 [mm] d2 [mm] Cặp bánh răng chung 24 35 32.339 47.161 79.500 25.50 25.50 Cặp bánh răng gài số 5 38 21 51.203 28.297(*) 79.500 25.50 25.50(*) Cặp bánh răng gài số 3 31 28 41.771 37.729 79.500 25.50 36.00 Cặp bánh răng gài số 2 26 34 34.450 45.050 79.500 25.50 36.00 Cặp bánh răng gài số 1 17 42 22.907(*) 56.593 79.500 22.50(*) 36.00 Mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình trụ đ−ợc xác định bằng: ( ) 2 rR.b..J 4 k 4 kk k −ρπ= (2-36b) Trong đó : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 83 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô bk : Bề rộng của bánh răng thứ k, theo kết quả mục 3.2.4.2 Rk : Bán kính vòng chia của bánh răng thứ k, giá trị tính đ−ợc từ bảng B2-3. rk : Bán kính bán kính trục lắp bánh răng thứ k, giá trị tính đ−ợc từ bảng B2-3. ρ : Khối l−ợng riêng của vật liệu làm bánh răng, [kg/m3]. Với vật liệu bằng thép hoặc gang, có thể lấy ρ = 7800 [kg/m3]. Thế số ta tính đ−ợc mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng và đ−ợc cho ở bảng B2-4: Bảng B2-4: Kết quả tính toán mômen quán tính khối l−ợng các bánh răng. J [kg.mm2] J' [kg.mm2] Jqd [kg.mm 2] J’qd[kg.mm 2] Cặp bánh răng chung 129.677 885.037 129.677 416.148 Cặp bánh răng gài số 5 1262.773 40.951 593.761 50.791 Cặp bánh răng gài số 3 512.088 76.107 240.786 57.818 Cặp bánh răng gài số 2 191.385 486.338 89.990 252.597 Cặp bánh răng gài số 1 8.052 1689.802 3.786 471.585 Mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng đ−ợc qui dẫn về trục ly hợp - kí hiệu Jqd - đ−ợc xác định bằng: 2 kkqd iJJ −= (2-36c) Trong đó : Jk : Mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng xác định theo bảng B2-4. ik : Tỷ số truyền tính từ trục ly hợp đến bánh răng thứ k. + Với các bánh răng trên trục trung gian : ik = ia + Với các bánh răng trên trục thứ cấp : ik = ia.igk (k=1,2,3,5) Thế giá trị của các ik từ bảng B2-2 và Jk từ bảng B2-4 ta tính đ−ợc mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng qui dẫn về trục ly hợp; và đ−ợc cho trên bảng B2-4. 3.3 Xác định các thông số cơ bản của đồng tốc hộp số. 3.3.1 Mômen quán tính khối l−ợng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp: Mômen quán tính khối l−ợng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp đ−ợc xác định theo công thức (2-21c) nh− sau: 2 ll m 1k 2 kzk 2 a21 iJiJiJJJ − = −− ∑ +++= ∑ (2-37) Trong đó : k : Chỉ số để chỉ bánh răng quay trơn thứ k trên trục thứ cấp. J1 : Mô men quán tính khối l−ợng của trục sơ cấp hộp số (th−ờng chính là trục ly hợp) và tất cả các chi tiết nối với trục (nh− đĩa bị động ly hợp), [kg.m2]. J2 : Mô men quán tính khối l−ợng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên trục trung gian, [kg.m2]. ia : Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp của hộp số. Jzk : Mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng bị động (quay trơn trên trục thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian) của cặp bánh răng gài số thứ k, [kg.m2]. ik : Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 84 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô m : Số l−ợng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (th−ờng xuyên ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian). Jl : Mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng số lùi có quan hệ động học th−ờng xuyên với bánh răng trên trục trung gian cùng với các khối l−ợng quay theo khác qui dẫn về trục của nó, [kg.m2]. il : Tỷ số truyền của các bánh răng số lùi; tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi có quan hệ động học với bánh răng trên trục trung gian. ) Xác định các đại l−ợng thành phần của (2-37): a) Mômen quán tính J1: J1 = Jtr1 + Jlh Với: Jtr1 là mô men quán tính khối l−ợng của trục sơ cấp hộp số (chính là trục ly hợp) và Jlh là mô men quán tính khối l−ợng của đĩa bị động ly hợp; cũng đ−ợc xác định theo (2-36b) nh− sau: J1 = ( ) 2 RR.b.. 2 R.l.. 4 1tr 4 lhlh 4 1tr1 −ρπ+ρπ (2-37b) Ơ đây: l1 : Chiều dài trục ly hợp, theo kết quả (2-35c) ta có : l1 = 140,6 [mm]. Rtr1 : Bán kính trục ly hợp, theo kết quả (2-35) ta có : Rtr1 = 11,25 [mm]. blh : Chiều rộng trung bình đĩa bị động; có thể lấy gần đúng bằng bề dày x−ơng đĩa ly hợp. blh = 1,2 [mm] (blh ≈ 1,5 ữ 2 [mm]). Rlh : Bán kính ngoài dĩa ly hợp; theo kết quả (1-17) ta có: Rlh = 142 [mm]. Thế số vào (2-37b) ta có : J1 = ( ) 2 25,11142.5,1.10.7800. 2 25,11.6,140.10.7800. 44949 −π+π −− = 915,0048 [kg.mm2]. b) Mômen quán tính : 2a2iJ − 2 a2iJ − = (2-37c) 2a m 1k zk2tr i.JJ − = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +∑ Với: Jtr2 là mô men quán tính khối l−ợng của trục trung gian hộp số. Jzk là mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng thứ k gắn trên trục trung gian; đã xác định với giá trị màu xanh (nét đậm) ở cột J và J’ của bảng B2- 4 có tổng bằng 2859,336 [kg.mm2]. ia là tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp; đã đ−ợc xác định ở B2-2. Thế số vào (2-37c) ta có: 2 a2iJ − = ( ) 249 4583,1.336,2859 2 75,12.324.10.7800. −− ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +π = 2151,253 [kg.mm2]. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 85 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô c) Mômen quán tính qui dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp Jz3: Jz3 = ∑ (2-37d) = −m 1k 2 k ' zk i.J Với: J’zk là mô men quán tính khối l−ợng của bánh răng thứ k gắn trên trục thứ cấp; giá trị màu tím (nét nghiêng đậm) ở cột J’ của bảng B2-4. ik là tỷ số truyền của số truyền thứ k hộp số; đã đ−ợc xác định ở B2-2. Thế số vào (2-37d) ta có: Jz3 = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +++ 806,0 951,40 317,1 107,76 907,1 338,486 6029,3 802,1689 = 786,9602 [kg.mm2]. Với sơ đồ tính ở hình H2-2 ta có mômen quán tính khối l−ợng của các bánh răng số lùi qui dẫn về trục ly hợp bằng không (vì không có quan hệ động học th−ờng xuyên với trục ly hợp - trừ khi gài số lùi). Thế tất cả vào công thức (2-37) ta có mômen quán tính khối l−ợng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp bằng: J∑ = 915,0048 + 2151,253 + 786,9602 = 3853,218 [kg.mm2]. = 0,003853 [kg.m2]. 3.3.2 Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc: Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc đ−ợc xác định theo công thức (2-21): c kms t iJM ω∆= ∑ 2 (2-38) Trong đó : J∑ : Mô-men quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối l−ợng chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học với trục sơ cấp hộp số (th−ờng là trục ly hợp); đ−ợc qui dẫn về trục sơ cấp, [kg.m2]. Theo kết quả vừa tính đ−ợc ở trên J∑ = 0,003853 [kg.m2]. ik : Tỷ số truyền thứ k của hộp số t−ơng ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán). Trong ví dụ này ta tính cho bộ đồng tốc cho hai số truyền 3-2; tức là : ih3 = 1,317 và ih2 = 1,907 (bảng B2-2). ∆ω : Chênh lệch tốc độ góc giữa hai bánh răng gài số, [rad/s]. Chúng đ−ợc xác định theo (2-21b): 1 11 ± −=∆ kk eo ii ωω (2-38b) Trong đó : 1±ki : Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến trục bộ đồng tốc của hộp số ứng với số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik). GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 86 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Trong ví dụ này, khi tính cho số truyền ik = ih3 thì là i1±ki h2 và ih4; còn khi tính cho số truyền ik = ih2 thì là i1±ki h3 và ih1 . ωeo : Tốc độ góc của động cơ khi bắt đầu chuyển số, [rad/s]. Giá trị này đ−ợc xác định theo bảng kinh nghiệm B2-1 nh− sau: Bảng B2-1: Tốc độ góc động cơ ωeo[rad/s] khi bắt đầu sang số. Chế độ Động cơ xăng (Carbuaratơ) Động cơ sang số Xe du lịch Xe tải và khách Diezel Từ số thấp lên số cao (0,6ữ0,7)ωN (0,7ữ0,8)ωN và ≥ ωM (0,75ữ0,85)ωN Từ số cao về số thấp (0,4ữ0,5)ωN (0,5ữ0,6)ωN, và ≥ ωM (0,9ữ1,0)ωM Trong đó : ωN, ωM t−ơng ứng là tốc độ góc của động cơ ứng với công suất cực đại, mô-men cực đại của động cơ. Với xe thiết kế là du lịch thì: + Khi chuyển từ số thấp lên số cao ta chọn: ωeo = 0,7.ωN = 0,7.586,432 = 410,5024 [rad/s]; + Khi chuyển từ số cao về số thấp ta chọn: ωeo = 0,4.ωN = 0,4.586,432 = 234,5728 [rad/s]. tc : Thời gian làm đồng đều tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số, [s]. Với ôtô du lịch: tc = 0,15 ữ 0,30 [s] cho số cao và tc = 0,50 ữ 0,80 [s] cho số thấp. Chọn thời gian chuyển số cho cao (số ba ih3) là: + Từ thấp lên số cao: 0,30 [s]. + Từ số cao về số thấp: 0,20 [s] Chọn thời gian chuyển số cho thấp (số hai ih2) là: + Từ thấp lên số cao: 0,80 [s]. + Từ số cao về số thấp: 0,50 [s] Thế số vào (2-38) và (2-38b) ta có : Mms(2-3) = 3,0 1. 907,1 1 317,1 1.5024,410.317,1.003853,0 2 − = 2,14807 [N.m]. Mms(4-3) = 20,0 1. 00,1 1 317,1 1.5728,234.317,1.003853,0 2 − = 1,88827 [N.m]. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 87 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Mms(1-2) = 8,0 1. 6029,3 1 907,1 1.5024,410.907,1.003853,0 2 − = 1,77481 [N.m]. Mms(3-2) = 5,0 1. 317,1 1 907,1 1.5728,234.907,1.003853,0 2 − = 1,54376 [N.m]. 3.3.3 Bán kính ma sát của bộ đồng tốc: Nếu gọi Rms là bán kính trung bình của vành côn ma sát bộ đồng tốc, thì mô men ma sát đ−ợc tạo ra do lực ép Q tác dụng lên đôi bề mặt ma sát của đồng tốc có quan hệ với Mms xác định theo (2-22b) nh− sau : à α . sin. Q MR msms = (2-39) Trong đó : Q : Lực ép tác dụng theo chiều trục lên đôi bề mặt ma sát, [N]. Lực ép Q do lực điều khiển P trên cần số tạo ra và đ−ợc xác định nhờ công thức (2-22c) nh− sau : (2-39b) dkdkdk .i.PQ η= Trong đó : P : Lực danh nghĩa tác dụng lên cần điều khiển. Với xe du lịch P = 70 [N]. idk : Tỷ số truyền đòn điều khiển, trong tính toán có thể lấy idk = 1,5 ữ 2,5. Chọn idk = 1,5. ηdk : Hiệu suất của cơ cấu điều khiển; có thể chọn ηdk = 0,85 ữ 0,95. Chọn ηdk = 0,85 à : Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát. Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau và làm việc trong dầu thì à ≈ 0,06 ữ 0,07. Chọn à = 0,07. α : Góc côn của đôi bề mặt ma sát (xem các hình H4-15, hình H4-16). Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau thì góc côn α tốt nhất là 6 ữ 70. Chọn α = 70. Thế số vào (2-39) ta có : Rms(2-3) = 07,0.85,0.5,1.70 )180/1416.3*7sin(.14807,2 = 0,04190 [m] GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 88 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Rms(4-3) = 07,0.85,0.5,1.70 )180/1416.3*7sin(.76238,1 = 0,03683 [m] 07,0.85,0.5,1.70 )180/1416.3*7sin(.77481,1 Rms(1-2) = = 0,03462 [m] Rms(3-2) = 07,0.85,0.5,1.70 )180/1416.3*7sin(.54376,1 = 0,03011 [m] Thống nhất chọn bán kính ma sát của bộ đồng tốc 2-3 là Rms = 0,042 [m]. Chọn bán kính h∙m R β : Khi thiết kế, tuỳ thuộc vào kiểu đồng tốc (xem các hình H4-15, hình H4-16) mà giá trị trung bình của Rβ ≈ (0,75 ữ 1,25)Rms. Trong ví dụ này với xe du lịch ta chọn đồng tốc kiểu vành răng hãm (hình H4-16b). Vì vậy ta có thể chọn bán kính phản lực Rβ = 1,2.Rms = 1,2.0,042 = 0,050 [m]. 3.3.4 Chiều rộng bề mặt vành ma sát của bộ đồng tốc: Chiều rộng bề mặt vành côn ma sát bms [m] có thể xác định theo (2-23c) nh− sau: bms ≥ απ η sin.R.p..2 .i.P msN dkdkdk (2-40) Trong đó : pN là áp suất pháp tuyến hình thành ở bề mặt đôi ma sát. Với vật liệu của vành côn ma sát th−ờng đ−ợc làm bằng đồng thau và đ−ợc bôi trơn bằng dầu trong cac-te của hộp số thì giá trị áp suất làm việc cho phép nằm trong khoảng pN ≈ (1,0 ữ1,5) [MN/m2]. Chọn pN = 1,00 [MN/m 2]. Các thông số khác đã chú thích và xác định ở trên. Thế số vào (2-40) ta có : bms ≥ )180/1416.3*7sin(.042,0.10..2 85,0.5,1.70 6π ≥ 0,00278 [mm] Chọn bms = 0,005 [mm]. 3.3.5 Góc nghiêng của bề mặt h∙m β : Góc nghiêng bề mặt hãm đ−ợc xác định theo công thức (2-24) nh− sau : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 89 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô βα à β tg R Rms ≥ .sin . (2-41) Các thông số đã chú thích và đã đ−ợc tính toán ở trên. Thế số vào (2-41) ta có: β≥ tg 05,0).180/1416.3*7sin( 042,0.07,0 Hay tgβ ≤ 0,48136 Suy ra β ≤ 25,704240 Chọn β = 250 3.3.6 Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của đồng tốc : Khi tính toán đồng tốc theo ph−ơng pháp trình bày trên, chúng ta đã giả thiết rằng trong quá trình gài đồng tốc thì vận tốc xe không đổi. Thực tế, khi gài đồng tốc, do cắt ly hợp (hoặc giảm vị trí cung cấp nhiên liệu cho động cơ về chế độ không tải - đối với ôtô sử dụng ly hợp thủy lực) nên tốc độ xe giảm trong quá trình gài số. Do vậy các chi tiết nối với trục sơ cấp hộp số sẽ chuyển động chậm dần theo tốc độ của xe trong thời gian gài đồng tốc. Điều này sẽ làm cho chênh lệch tốc độ thực tế tăng lên khi chuyển số từ thấp lên cao; và ng−ợc lại khi chuyển số từ số cao về số thấp, chênh lệch tốc độ sẽ giảm do vậy thời gian chuyển số thực tế giảm. 3.3.6.1 Mômen ma sát thực tế của đồng tốc : Mômen ma sát thực tế của đồng tốc đ−ợc xác định theo (2-22) nh− sau: α à sin .. ms ms RQ M = (2-42) Trong đó: à : Hệ số ma sát của vành ma sát, à = 0,07. α : Góc côn của vành ma sát, α = 70. Rms : Bán kính trung bình vành côn ma sát, Rms = 0,042 [m]. Q : Lực gài tác dụng lên vành ma sát của đồng tốc [N]. Đã đ−ợc xác định ở (2-39b). Thế số ta có : Mms = )180/1416.3*7sin( 042,0.07,0.85,0.5,1.70 = 2,14807 [N.m]. 3.3.6.2 Thời gian chuyển số thực tế của đồng tốc : Thời gian chuyển số thực tế khi gài đồng tốc t−ơng ứng là : ( )ckms kc iJM iJ t ε ω 2 2 ∑ ∑ ∆= m (2-43) ở đây : GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 90 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô Dấu (-) ứng với tr−ờng hợp gái số từ số thấp lên số cao. Dấu (+) ứng với tr−ờng hợp gái số từ số cao về số thấp. εc chính là gia tốc góc của trực thứ cấp do xe giảm tốc độ khi sang số. Gia tốc εc đ−ợc xác định từ quá trình giảm tốc của xe trong khi sang số : ckbx ck c R ig ηδ ψε .. ..= (2-43b) Trong đó : g là gia tốc trọng tr−ờng (g = 9,81 [m/s2]). ψ là hệ số cản tổng cộng của đ−ờng, khi tính toán chọn ψ = 0,02. ick, ηck tỷ số truyền và hiệu suất truyền lực tính từ bánh răng gài đang tính của đồng tốc đến bánh xe chủ động ôtô Rbx . Với sơ đồ bố trí đồng tốc trên trục thứ cấp thì tỷ số truyền ick = i0 = 4,3543 Chọn hiệu suất từ hộp số đến bánh xe chủ động ηck = 0,9 δ hệ số xét đến các khối l−ợng quay trong hệ thống truyền lực đến lực quá tính chuyển động tính tiến của ôtô. Có thể chọn gần đúng δ = 1,05. Rbx là bán kính bánh xe, Rbx = 0,33 [m] Thế số vào (2-43b) ta có: εc = 9,0.33,0.05,1 3543,4.02,0.81,9 = 2,7395 [rad/s2] Thế kết quả εc và các thông số đã biết vào (2-43) ta tính đ−ợc thời gian chuyển số thực tế của bộ đồng tốc nh− sau: tc(2-3) = ( ) 907,1 1317,1 17395,2.317,1.003853,014807,2 5024,410.317,1.003853,0 2 2 −− = 0,303 [s] tc(4-3) = ( ) 00,11317,1 17395,2.317,1.003853,014807,2 5728,234.317,1.003853,0 2 2 −+ = 0,174 [s] tc(1-2) = ( ) 6029,3 1907,1 17395,2.317,1.003853,014807,2 5024,410.907,1.003853,0 2 2 −− = 0,673 [s] tc(3-2) = ( ) 317,1 1907,1 17395,2.317,1.003853,014807,2 5728,234.907,1.003853,0 2 2 −+ = 0,353 [s] Thời gian sang số thực tế là phù hợp với lý thuyết tính toán và nằm trong giới hạn kinh nghiệm cho phép. 3.3.6.3 Công tr−ợt của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc : Công tr−ợt do ma sát tr−ợt của đôi bề mặt ma sát đồng tốc Lms[J] có thể đ−ợc xác định theo công thức đề xuất của giáo s− Griskevich nh− sau: GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 91 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô 2 t).t..(ML cccmsms ε±ω∆= (2-44) Trong đó: Mms : Mômen ma sát của đồng tốc, đ−ợc xác định theo (2-42): Mms = 2,14807[N.m] ∆ω : Chênh lệch tốc độ góc giữa hai số truyền; đ−ợc xác định theo (2-21c). εc : Gia tốc góc chậm dần, đ−ợc xác định theo (2-43b): εc = 2,7395 [rad/s2] tc : Thời gian chuyển số thực tế và đ−ợc xác định theo (2-43). Thế số đã biết vào (2-44) ta có: Lms(2-3) = 2 303,0.303,0.7395,2 907,1 1 317,1 1.5024,410.14807,2 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +− = 31,59486 [J] Lms(4-3) = 2 174,0.174,0.7395,2 00,1 1 317,1 1.5728,234.14807,2 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −− = 10,48703 [J] Lms(1-2) = 2 673,0.673,0.7395,2 6029,3 1 907,1 1.5024,410.14807,2 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +− = 74,57095 [J] Lms(3-2) = 2 353,0.353,0.7395,2 317,1 1 907,1 1.5728,234.14807,2 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −− = 20,518 [J]. 3.3.6.4 Công tr−ợt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc : Công tr−ợt riêng của đồng tốc đ−ợc đánh giá bởi công tr−ợt của đôi bề mặt vành ma sát trên một đơn vị diện tích của vành ma sát theo (2-27) nh− sau: msms ms r b.R..2 Ll π= (2-45) Trong đó : Lms : Công tr−ợt của vành ma sát [J]; vừa đ−ợc xác định (2-44). Rms : Bán kính ma sát của vành ma sát, đã xác định ở (2-39): Rms = 0,042 [m]. bms : Chiều rộng bề mặt vành ma sát, vừa xác định ở (2-40): bms = 0,005 [m]. Thế số ta có: lr(2-3) = 005,0.042,0..2 59486,31 π = 23945,08 [J/m2] = 23,945 [KJ/m2]. lr(4-3) = 005,0.042,0..2 48703,10 π = 7947,901 [J/m2] = 7,948 [KJ/m2]. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 92 H−ớng dẫn thiết kế ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Cơ khí Ôtô lr(1-2) = 005,0.042,0..2 57095,74 π = 56515,75 [J/m2] = 56,516 [KJ/m2]. lr(3-2) = 005,0.042,0..2 518,20 π = 15550,16 [J/m2] = 15,550 [KJ/m2]. Giá trị công tr−ợt riêng lớn nhất của đồng tốc 2-3 là 56,516 [KJ/m2] nhỏ hơn giới hạn cho phép ( ≤ 100 [KJ/m2]) đối với xe con, tải và khách cở nhỏ. GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 93

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfHướng dẫn thiết kế ôtô.pdf
Tài liệu liên quan