TIỂU LUẬN TÍNH TOÁN KẾT CẤU Ô TÔ TOYOTA RUSH 1.5G MT 2018

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

TIỂU LUẬN GIỮA KỲ TÍNH TỐN KẾT CẤU Ơ TƠ

ĐỀ TÀI: TOYOTA RUSH 1.5G MT 2018

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

<b>BẢNG PHÂN CÔNG NHIỆM VỤ </b>

<b>THÀNH </b>

<b> YÊU CẦU CỦA TIỂU LUẬN </b>

Trong học phần “Tính tốn kết cấu ô tô”, Sinh viên tra thông số kỹ thuật của 1 dịng xe hộp số cơ khí dẫn động cầu sau và thực hiện những yêu cầu sau:

<i>1. Tính và lựa chọn tỷ số truyền hộp số dọc 5 cấp có 1 số OD. </i>

<i>2. Tính số răng của cặp bánh răng số (số 1, 2, 3, 4, 5) thỏa tỷ số truyền hộp số. 3. Xác định moment xung lượng sinh ra trên trục thứ cấp khi gài số </i>

<i>(khi sang số 1-2, 2-3, 3-5, 5-4, 4-3, 3-1, ly hợp KHÔNG LY khi gài số, bộ đồng tốc số bị hỏng). </i>

<i>4. Tính cơng trượt của ly hợp trong trường hợp đóng ly hợp êm dụi nhất (khi sang số 1-3, 5-3). </i>

<i>5. Tính cơng trượt của ly hợp trong trường hợp kiểm nghiệm bền. 6. Xác định kích thước (R1, R2) của đĩa ma sát của ly hợp thỏa điều kiện bền theo áp suất cho phép. </i>

<i>7. Xác định đường kính trục các đăng (D, d) (theo số vòng quay nguy hiểm; ứng suất xoắn). </i>

<i>8. Kiểm nghiệm bền trục các đăng theo ứng suất xoắn và góc xoắn. </i>

<i>9. Thiết kế đường kính trục bán trục thỏa điều kiện bền (chọn hệ số dư bền 3). </i>

<i>10. Kiểm nghiệm bền bán trục. </i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

<b>Thông số kỹ thuật: Toyota Rush 1.5G MT 2018 </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

<b>Bài làm </b>

<b>Câu 1:Tính và lựa chọn tỷ số truyền hộp số dọc 5 cấp có một số OD </b>

- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động được xác định theo công thức sau:

+ 𝑖_ℎ𝑛 – Tỷ số truyền của hộp số ở số cao nhất.

Đối với hộp số có số OD: 𝑖_ℎ𝑛 = 0,65 ÷ 0,85. Chọn 𝑖_ℎ𝑛 = 0,85 (lí do chọn) + 𝑛_{𝑒 𝑚𝑎𝑥}– Số vòng quay lớn nhất của động cơ.

+ 𝑟_𝑏𝑥 – Bán kính làm việc của bánh xe (m).

+ 𝑛_𝑁– Số vòng quay của động cơ tương ứng với công suất lớn nhất. Đối với động cơ phun xăng: 𝜆 = 1,1 ÷ 1,3. Chọn 𝜆 = 1,1 (lí do chọn)

- Theo điều kiện kéo, tỷ số truyền 𝑖_ℎ1được xác định theo công thức sau:

+ 𝑖₀ – Tỷ số truyền của truyền lực chính. + 𝜂_𝑡 - Hiệu suất của hệ thống truyền lực. + 𝑀_{𝑒 𝑚𝑎𝑥}- Momen cực đại của động cơ (N.m)

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

- Đối với trọng lượng bám 𝐺_𝜑 được xác định theo cơng thức sau:

- Trong đó:

+ 𝐺_𝑐𝑑 – Trọng lượng phân bố lên các cầu chủ động (N).

+ 𝑚_𝑐𝑑 – Hệ số phân bố lại tải lên cầu chủ động, 𝑚_𝑐𝑑 = 1,2 ÷ 1,35 .Chọn 𝑚_𝑐𝑑 =

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

+ Moduyn pháp tuyến của bánh răng: nên ta chọn m = 2,5 + Giá trị góc nghiêng: nên ta chọn

+ Số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở tỷ số truyền thấp: nên số răng phải là số lẻ Ta chọn

==> nên ta lấy

- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp:

- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số:

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

<b>Câu 3:Xác định moment xung lượng sinh ra trên trục thứ cấp khi gài số (khi sang số </b>

<i><b>1-3, 2-4, 4-5, 5-3, 4-2, 2-1, ly hợp KHÔNG LY khi gài số, bộ đồng tốc số bị hỏng). </b></i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

<b>Câu 5: Tính cơng trượt của ly hợp trong trường hợp kiểm nghiệm bền. </b>

- Kiểm nghiệm bền: xe đứng yên trên đường bằng và gài số 1 ➔ sự trượt lớn nhất.

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

- Ơ tơ đứng n nên 𝜔_𝑏 = 0.

- Ơ tơ trên đường bằng nên 𝑃_𝑖 = 0, 𝑃_𝜔 = 0, 𝑃_𝑗 <i>= 0 </i>

- Ta khảo xát xe trên đường nhựa tốt nên chọn f = 0,01

➔𝑡₀ = 𝑡₁+ 𝑡₂ = 0,032 + 1,428 = 1,46 ∈ (1,1 ÷ 2,5) nên thỏa điều kiện 𝑡₀.

- Cơng trượt của tồn bộ ly hợp:

<b>Câu 6:Xác định kích thước (R1, R2) của đĩa ma sát của ly hợp thỏa điều kiện bền theo áp suất cho phép. </b>

- Theo công thức áp suất tác dụng lên mặt ma sát, ta có:

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

+ [q] – áp suất cho phép. Chọn 180 + 𝑃 – Lực ép lên các đĩa ly hợp (N)

- Theo công thức Momen ma sát của li hợp: + 𝛽- Hằng số dự trữ của ly hợp.

+Đối với xe du lịch: 𝛽 = 1,3 ÷ 1,75.Nên chọn 𝛽 = 1,5 + 𝑀_{𝑒 𝑚𝑎𝑥} – Momen động cơ cực đại (N.m) - Thay 𝑅_𝑡𝑏 ≈ 0,881𝑅₂ vào công thức (2), ta được:

-Thay (3) vào công thức (1), ta được:

Vậy chọn R<small>2</small> = 11,6 (cm) và R<small>1</small> = 0,75.R<small>2</small> = 0,75.11,6 = 8,7 (cm)<small> </small>

<b>Câu 7: Xác định đường kính trục các đăng (D, d) (theo số vòng quay nguy hiểm và ứng suất xoắn). </b>

a) Xác định đường kính trục các đăng theo số vịng quay nguy hiểm:

- Xác đinh số vòng quay cực đại 𝑛_𝑚𝑎𝑥 của trục các đăng ứng với tốc độ lớn nhất của

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

Trong đó:

+ 𝑛_{𝑒 𝑚𝑎𝑥}– Số vòng quay lớn nhất của động cơ.

+ 𝑖_ℎ𝑛 - tỉ số truyền số cao nhất của hộp số chính (≤ 1) + 𝑖_𝑝 - tỉ số truyền số cao nhất của hộp số phụ

- Xác định số vòng quay nguy hiểm của trục:

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

- Momen chống xoắn nhỏ nhất của trục các đăng, với hệ số dư bền 2 và lấy ¹

<b>Câu 8. Kiểm nghiệm bền trục các đăng theo ứng suất xoắn và góc xoắn. </b>

a) Kiểm nghiệm bền trục các đăng theo góc xoắn: - Giá trị góc xoắn của trục các đăng: Vậy 𝜃 = 3,67° mà [𝜃] = 3° ÷ 9° nên thỏa điều kiện cho phép.

b) Kiểm nghiệm bền trục các đăng theo ứng suất xoắn: - Giá trị ứng suất xoắn cực đại của trục các đăng:

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

<b>Sơ đồ các lực tác dụng lên cầu sau chủ động </b>

Trong đó: Z<small>1</small>, Z<small>2</small> – Phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe trái và phải Y<small>1</small>, Y<small>2</small> – Phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trái và phải X<small>1</small>, X<small>2</small> – Phản lực của lực vòng qua các bánh xe chủ động B = 1695 (mm) – chiều rộng cơ sở của xe

h<small>g</small> – chiều cao trọng tâm xe có thể được tính như sau:

❖ Trường hợp 1 (Lực X đạt giá trí cực đại X<small>i </small>= X<small>max</small>).

<i>Khi truyền lực kéo cực đại: </i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

i<small>h1</small> – Tỉ số truyền hộp số (khi lực kéo cực đại thì tính ở tay số 1) ❖ Trường hợp 2 (Lực Y đạt giá trị cực đại Y= Ymax).

Trong đó: φ<small>1</small> – hệ số bám ngang, có thể lấy φ<small>1</small> ≈ 1

m<small>2</small> = 1 khi xe trượt ngang

❖ Trường hợp 3 (Lực Z đạt giá trị cực đại Z= Zmax).

=> Ở trường hợp truyền lực kéo cực đại, ứng suất tổng hợp sinh ra trên các bán trục là lớn nhất vì bán trục chịu cả ứng suất uốn của Z<small>1</small>, Z<small>2</small> gây ra trong mặt phẳng thẳng đứng và X<small>1</small>, X<small>2 </small>gây ra trong mặt phẳng ngang, cùng với đó là chịu cả cả ứng suất xoắn

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

do X<small>1</small>, X<small>2</small> gây ra. Vì vậy, khi thiết kế đường kính bản trục ta có thể lấy ứng suất tổng hợp làm tiêu chuẩn để tính tốn, kiểm nghiệm bền. Với hệ số dư bền là 2 dùng để xe có thể hoạt động trong nhiều trường hợp khác cùng với đó là vận hành xe ở tay số 1 để xe có lực kéo lớn nhất.

❖ Ứng suất cho phép của các bán trục như sau:

- Khi nửa trục chịu uốn và xoắn, thì ứng suất tổng hợp cho phép sẽ là: [<small>th</small>] = 600  750 MN/m<small>2</small>. Chọn [<small>th</small>] = 600 MN/m<small>2</small>

Với hệ số dư bền là 3 => <small>th</small>= 200 MN/m<small>2</small>

❖ Đối với dòng xe du lịch tính tốn, kiểm nghiệm bền bán trục giảm tải 1/2.

<i>Khi truyền lực kéo cực đại, ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra trên bán trục: </i>

Ứng suất tổng hợp cả uốn và xoắn là:

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

<b>Câu 10:Kiểm nghiệm bền bán trục. </b>

Trong đó:

𝑍₁, 𝑍₂: Phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe trái và phải. 𝑌₁, 𝑌₂: Phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trái và phải.

𝑋₁, 𝑋₂: Phản lực của lực vòng truyền qua các bánh xe chủ động. Lực 𝑋₁, 𝑋₂ sẽ thay đổi chiều phụ thuộc vào bánh xe đang chịu lực kéo hay lực phanh ( 𝑋_𝐾 hay 𝑋_𝑃) , lực 𝑋 = 𝑋_𝑚𝑎𝑥 khi xe chạy thẳng.

𝑚₂. 𝐺₂: Lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau.

𝑚₂: hệ số thay đổi trọng lượng tác dụng lên cầu sau phụ thuộc vào điều kiện chuyển

Momen uốn do 𝑋₁, 𝑋₂ gây nên trong mặt phẳng ngang: 𝑀_𝑢𝑥1 = 𝑀_𝑢𝑥2 = 𝑋₁. 𝑏 = 𝑋₂. 𝑏 Momen xoắn do 𝑋₁, 𝑋₂ gây nên: 𝑀_𝑥1 = 𝑀_𝑥2 = 𝑋₁. 𝑟_𝑏𝑥 = 𝑋₂. 𝑟_𝑏𝑥

Nếu đặt giữa bên ngoài nửa trục và vỏ cầu không phải là một mà là 2 ổ bi cạnh nhau thì khoảng cách b sẽ được lấy đến giữa ổ bi ngoài.

Momen uốn do 𝑍₁, 𝑍₂ gây nên trong mặt phẳng thẳng đứng: 𝑀_𝑢𝑧1 = 𝑀_𝑢𝑧2 = 𝑍₁. 𝑏 = 𝑍₂. 𝑏

Khi truyền lực kéo cực đại:

Ứng suất uốn tại tiết diện ổ bi ngoài với tác dụng đồng thời của các lực 𝑋₁, 𝑍₁ đối với nửa trục bên trái và 𝑋₂, 𝑍₂ đối với nửa trục bên phải:

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

𝑋₁, 𝑋₂, 𝑍₁, 𝑍₂ tính bằng [MN].

𝐺₂ – Tải trọng cầu sau. 𝐺₂ = 470 𝑘𝑔 = 4700 𝑁.

b – Khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm bạc đạn. 𝑏 = 5 𝑚𝑚 = 5.10⁻³ 𝑚.

Đối với nửa trục bên phải cũng tương tự như nửa trục bên trái. Khi truyền lực phanh cực đại:

Ứng suất uốn được xác định theo phương trình:

<b>Trường hợp 2 (Lực Y đạt giá trị cục đại Y=𝒀</b>_𝒎𝒂𝒙<b>). </b>

ℎ_𝑔 – chiều cao trọng tâm xe. ℎ_𝑔 =^𝐵

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

- Do là xe du lịch nên hệ số động khi xe chuyển động trên đường lồi lõm 𝑘_đ = 2 - Lúc này nửa trục chịu uốn, momen uốn: 𝑀_𝑢1= 𝑀_𝑢2 = 𝑍_𝑚𝑎𝑥. 𝑏 = 𝑘_đ.^𝐺²

</div>