Bài giảng thiết kế tính toán ô tô
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (7.34 MB, 100 trang )
Trờng đại học s phạm kỹ thuật hng yên
Khoa cơ khí động lực
@
đề cơng bài giảng :
Thiết kế tính toán ô tô
(Lu hành nội bộ)
G i ả n g v i ê n : T h . s N g u y ễ n V ă n T h ị n h
H n g y ê n - 0 6 / 2 0 0 7
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page2
Mục lục
Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ 5
1.1. Nhóm piston. 5
1.1.1. Tính toán sức bền của piston. 5
1.1.1.1. Tính toán sức bền của đỉnh piston 5
1.1.1.2. Tính sức bền đầu piston 7
1.1.1.3. Tính sức bền thân piston. 8
1.1.1.4. Tính sức bền bệ chốt piston 8
1.1.1.5. Tính khe hở lắp ghép 8
1.1.2. Tính toán sức bền cuả chốt piston. 9
1.1.2.1. Tính ứng suất uốn 9
1.1.2.2. ứng suất cắt 10
1.1.2.3. ứng suất tiếp xúc. 10
1.1.2.4. ứng suất biến dạng 11
1.1.3. Tính toán sức bền của xéc măng. 12
1.1.3.1. Tính nghiệm bền xéc măng đẳng áp. 12
1.1.3.2. Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp. 15
1.2. Nhóm thanh truyền 17
1.2.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền 17
1.2.1.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền dày 17
1.2.1.2 Tinh sức bền đầu nhỏ thanh truyền mỏng 18
1.2.2 . Tính sức bền thân thanh truyền. 25
1.2.2.1. Tính tiết diện nhỏ nhất (tiết diện I-I, hình 1.15). 25
1.2.2.2. Tính ở tiết diện trung bình (tiết diện II-II). 25
1.2.2.3. Tính ở tiết diện tính toán. 28
1.2.2.4. Kiểm tra độ ổn định khi uốn dọc 30
1.2.3. Tính sức bền đầu to thanh truyền. 31
1.2.4. Tính sức bền bu lông thanh truyền 33
1.3. Trục khuỷu. 35
1.3.1. Trờng hợp khởi động khi chịu lực P
Zmax.
. 36
1.3.1.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 37
1.3.1.2. Tính sức bền của má khuỷu 37
1.3.1.3. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 38
1.3.2. Trờng hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Z
max
38
1.3.2.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 40
1.3.2.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 40
1.3.2.3. Tính sức bền của má khuỷu 41
1.3.3. Trờng hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất T
max
41
1.3.3.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 41
1.3.3.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 42
1.3.3.3. Tính sức bền của má khuỷu 42
Chơng II. Tính toán thiết kế ly hợp 46
2.1. Xác định công trợt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp. 46
2.2. Xác định kích thớc cơ bản, tính công trợt riêng và nhiệt độ của ly hợp 47
2.2.1. Xác định mô men ma sát của ly hợp. 47
2.2.2. Xác định các kính thớc cơ bản của ly hợp. 48
2.2.3. Kiểm tra công trợt riêng 49
2.2.4. Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết 49
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page3
2.3. Tính toán hệ dẫn động ly hợp 49
2.3.1. Đối với dẫn động cơ khí không có cờng hoá 50
2.3.1.2. Đối với dẫn động cơ khí có cờng hoá 51
2.3.1.3. Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp 51
2.4. Tính toán sức bền của một số chi tiết chính của ly hợp. 52
2.4.1. Đinh tán 52
2.4.2. Moay ơ đĩa bị động. 53
2.4.3. Lò xo ép của ly hợp 54
2.4.4. Lò xo giảm chấn 54
2.4.5. Trục ly hợp. 55
Chơng III. Tính toán thiết kế hộp số có cấp 56
3.1. Chọn các thông số cơ bản 56
3.1.1. Chọn tỷ số truyền. 56
3.1.2. Chọn khoảng cách trục (A). 56
3.1.3. Chọn mô đun pháp tuyến của các bánh răng hộp số m
n
57
3.1.4. Chọn số răng của bánh răng. 57
3.2. Tính toán sức bền hộp số 58
3.2.1 . Chế độ tải trọng tính toán 58
3.2.2. Tính toán bánh răng hộp số 59
3.2.2.1. Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn. 59
3.2.2.2. Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc. 60
3.2.3. Tính toán trục hộp số 61
3.2.3.1. Chon sơ bộ các kích thớc các trục hộp số. 61
3.2.3.2. Tính toán hộp số 61
3.2.4. Chọn ổ bi đỡ trục hộp số. 62
Chơng 4: Tính toán thiết kế Cầu chủ động 64
4.1. Tính toán thiết kế truyền lực chính. 64
4.1.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính 64
4.1.2. Xác định các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn xoắn. 64
4.1.3. Xác định lực tác dụng lên cặp bánh răng của bộ truyền hypôít. 66
4.1.4. Tính v kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính 67
4.1.4.1. Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn. 67
4.1.4.2. Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: 68
4.2. Tính bền vi sai. 68
4.2.1. Vi sai bánh răng côn 68
4.2.1.1. Tính bền bánh răng côn vi sai 68
4.2.1.2. Tính chèn dập ở các mặt tiếp xúc bánh răng với trục và vỏ vi sai 69
4.2.2. Tính bền vi sai cam. 69
Chơng 5: tính toán thiết kế hệ thống treo 71
5.1. Tính toán bộ phận đàn hồi 71
5.1.1. Độ cứng của hệ thống treo. 71
5.1.2. Hệ số cản giảm chấn K : 71
5.1.3. Tính toán bộ phận đàn hồi 72
5.1.3.1. Nhíp lá 72
5.1.3.2. Lò xo trụ 74
5.1.3.3. Thanh xoắn 74
5.2. Tính toán bộ phận giảm chấn. 75
5.2.1. Xác định kích thớc cơ bản của giảm chấn 75
5.2.2. Xác định kích thớc các lỗ van giảm chấn: 77
5.2.3. Xác định lỗ van giảm tải. 78
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page4
Chơng 6: tính toán thiết kế hệ thống phanh 79
6.1. Xác định mômen phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh. 79
6.2. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh. 79
6.2.1. Cơ cấu phanh guốc. 79
6.2.1.1. Xác định góc
là góc tạo bởi lực hớng tâm N với trục X-X. 79
6.2.1.2. Xác định bán kính điểm đặt lực: 80
6.2.1.3. Kiểm tra hiện tợng tự xiết khi phanh 83
6.2.2. Phanh đĩa 83
6.2.3. Xác định kích thớc của má phanh. 85
6.2.3.1. Phanh guốc. 85
6.2.3.2. Phanh đĩa 86
6.2.4. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh 87
6.2.5. Tính toán dẫn động phanh 87
6.2.5.1. Dẫn động phanh bằng chất lỏng 87
6.2.5.2. Dẫn động phanh bằng khí. 91
Chơng 7: tính toán thiết kế hệ thống lái 94
7.1. Xác định các lực và mô men cản quay vòng tác động lên bánh lái. 94
7.1.1. Xác định mômen cản quay vòng 94
7.1.1.1. Mômen cản M
1.
94
7.1.1.2. Mômen cản M
2
do sự trợt lê của bánh xe trên mặt đờng. 94
7.1.1.3. Xác định lực cực đại tác dụng lên bánh lái. 95
7.2. Tính bền trục lái. 95
7.3. Tính toán sức bền cơ cấu lái 96
7.3.1. Tính toán cơ cấu lái theo độ bền uốn. 96
7.3.2. Tính bền cơ cấu lái theo tiếp xúc. 96
7.4. Tính bền đòn quay đứng 97
7.5. Tính toán sức bền các đòn dẫn động. 98
7.5.1. Tính đòn kéo dọc 98
7.5.2. Tính bền đòn kéo ngang 99
7.6. Tính bền khớp cầu (Rôtuyn). 99
7.6.1. Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu. 99
7.6.2. Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt 100
7.7. Tính toán trợ lực lái 100
7.7.1. Tính các phần tử của bộ trợ lực. 100
7.7.2. Tính toán xilanh trợ lực. 100
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page5
Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ.
1.1. Nhóm piston.
1.1.1. Tính toán sức bền của piston.
1.1.1.1. Tính toán sức bền của đỉnh piston.
Đỉnh piston vừa chịu tải trọng cơ học (lực khí thể) vừa chịu tải trọng nhiệt nên trạng
thái biến dạng phức tạp. Vì vậy để đơn giản hóa ngời ta thờng tính trạng thái ứng suất gần
đúng theo những giả thiết nhất định.
a. Công thức Back.
Công thức tính nghiệm bền đỉnh piston của Back dựa trên các giả thiết sau:
- Coi đỉnh piston là một đĩa trong có chiều dày đồng đều, đặt tự do trên gối đỡ hình trụ.
- p suất khí thể p
z
phân bố đều.
Sơ đồ tính toán nh trên hình (1.1).
Hình 1.1. Sơ đồ tính bền đỉnh piston.
Lực khí thể P
z
= p
z
.F
p
và phản lực của nó uốn đỉnh piston trên tiết diện x-x.
Trên nửa đỉnh piston có các lực sau đây tác dụng:
- Lực khí thể :
z
z
p
D
P
.
4
.
2
1
2
2
(MN)
Lực này tác dụng trên trọng tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn.
y
1
=
D
.
3
2
- Phản lực của
2
z
P
phân bố trên nửa đờng tròn bán kính.
y
2
=
i
D
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page6
Do đó mô men uốn đỉnh là:
M
u
=
)
3
2
(
2
)(
2
12
D
D
P
yy
P
i
zz
Coi D
D
i
thì:
M
u
= P
z
.
3
24
1
6
iz
i
DP
D
( MN m)
Mô đun chống uốn của tiết diện x-x là:
W
U
=
6
2
i
D
(m
3
)
Do đó ứng suất uốn đỉnh piston là:
2
2
4
.
i
zu
D
P
(MN/m
2
) (1-1)
ứng suất uốn cho phép nh sau:
- Đối với piston nhôm, đỉnh không có gân tăng bền:
2520
u
MN/m
2
- Đối với piston nhôm, đỉnh có gân tăng bền:
18025
u
MN/m
2
- Đối với piston gang đỉnh không có gân:
4540
u
MN/m
2
- Đối với piston gang đỉnh có gân:
20090
u
MN/m
2
b. Công thức Orơlin.
Công thức Orơlin dựa trên giả thiết coi đỉnh piston là một đĩa tròn có chiều dày đồng
nhất bị ngàm cứng trong vành đai đầu piston. Sơ đồ tính giới thiệu trên hình (1.2).
Giả thiết này tơng đối sát thực tế của loại đỉnh mỏng có làm mát đỉnh (
<0,08D) và
loại không làm mát đỉnh (
<0,2D).
Hình 1. 2. Đỉnh piston bị ngàm trong vành đai
Khi chịu áp suất P
z
phân bố đều trên đỉnh, ứng suất pháp tuyến hớng kính lớn nhất ở
vùng nối tiếp giữa đầu đỉnh tính theo công thức sau:
zx
P
r
2
2
4
3
MN/m
2
(1-2)
Trong đó:
- hệ số sét đến tính đàn hồi của ngàm, thờng có thể lấy
=1.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page7
ứng suất pháp tuyến phơng tiếp tuyến cuả phân bố ở vùng nối tiếp giữa đầu và đỉnh
đợc tính theo công thức sau:
zyx
P
r
2
2
4
3
MN/m
2
(1-3)
Trong đó:
- hệ số poát xông, đối với gang
= 0,3, đối với nhôm
= 0,26.
r - Khoảng cách từ tâm đỉnh đến mép ngàm cố định.
ở tâm đỉnh ta có:
yx
z
P
r
2
2
)1(
8
3
MN/m
2
(1-4)
ứng suất ở tâm đỉnh nhỏ hơn ở mép ngàm do đó sau này chỉ cần tính nghiệm bền ở
vùng mép ngàm.
ứng suất cho phép :
- Đối với gang
= 60 MN/m
2
- Đối với nhôm
= 60 MN/m
2
1.1.1.2. Tính sức bền đầu piston.
Hình 1. 3. Kích thớc các phần của piston
Tiết diện I-I trên hình (1.3) là tiết diện suy yếu nhất của đầu piston (tiết diện này cắt
ngang qua rãnh xéc măng dầu). Tiết diện này chịu kéo bởi phần khối lợng m
I-I
phía trên nó
và chịu nén bởi lực khí thể trong quá trình cháy và giản nở.
- ứng suất kéo:
II
II
II
z
k
F
jm
F
P
max
.
MN/m
2
(1-5)
ứng suất kéo cho phép:
2
/;10 mMN
k
- ứng suất nén:
IIII
z
u
F
D
P
F
P
4
2
max
MN/m
2
(1- 6)
ứng suất nén cho phép:
+ Đối với gang
n
= 40 MN/m
2
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page8
+ Đối với nhôm
n
= 25 MN/m
2
1.1.1.3. Tính sức bền thân piston.
áp suất nén của thân piston lên vách xylanh kiểm nghiệm theo công thức sau:
th
th
lD
N
K
.
max
MN/m
2
(1-7)
Trong đó:
N
max
- Lực ngang cực đại.
l
th
- Chiều dài của thân piston.
p suất nén cho phép:
- Động cơ cao tốc thân piston ngắn :
th
k
= 0,6 -1,2 MN/m
2
- Động cơ thấp thân piston dài :
th
k
= 0,15 - 0,6 MN/m
2
1.1.1.4. Tính sức bền bệ chốt piston.
Cũng tính áp suất nén để đảm bảo điều kiện bôi trơn.
p suất nén trên bệ chốt :
1
2 ld
P
K
ch
z
b
MN/m
2
(1-8)
Trong đó:
d
ch
- đờng kính chốt piston.
l
1
- chiều dài của bệ tiếp xúc với chốt.
p suất cho phép :
- Đối với chốt lắp tự do, piston nhôm:
b
K
=20 - 30 MN/m
2
- Chốt lắp tự do, piston gang:
b
K
=35 MN/m
2
1.1.1.5. Tính khe hở lắp ghép.
Khe hở lắp ghép thờng xác định theo thực nghiệm về trạng thái nhiệt độ của piston.
Nói chung khe hở liên quan rất lớn đến khả năng truyền dẫn nhiệt qua vách xylanh. Nếu coi
nhiệt độ trung bình của xylanh là 100
0
C thì khe hở lắp ráp piston phải lựa chọn sao cho
nhiệt độ của phần đỉnh của piston không vợt quá 400
0
C với động cơ diezel và không vợt
quá 300
0
C với động cơ xăng.
Khe hở nóng khi piston ở trạng thái làm việc xác định the o công thức kinh nghiệm sau
đây:
D
''
(1-9)
Trong đó:
'
- khe hở tơng đối của piston.
- ở phần đỉnh
'
d
= 0,0020 0,0025.
- ở phần thân
'
d
= 0,0019 0,0015.
D - đờng kính xylanh (mm).
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page9
Trị số khe hở nóng
'
phải bằng hiệu của đờng kính xylanh ở trạng thái làm việc trừ
đi kích thớc của piston ở trạng thái làm việc.
Do đó :
pppxlxl
tDtD 11
'
(1-10)
Trong đó :
pxl
,
- hệ số dãn nở chiều dài của vật liệu làm xylanh và piston.
pxl
tt ,
- nhiệt độ tăng của xylanh và piston.
D
p
- đờng kính danh nghĩa của xylanh.
Từ (1-9) và (1-10) ta rút ra công thức tính đờng kính piston:
D
p
=
pp
xlxl
t
Dt
1
1
(1-11)
1.1.2. Tính toán sức bền cuả chốt piston.
1.1.2.1. Tính ứng suất uốn.
Ta coi chốt piston nh một dầm đợc đặt tự do trên hai gối tựa, lực tác dụng phân bố
theo các giả thiết nh trên sơ đồ hình (1. 4 a, b, c).
Hình1.4. Sơ đồ trạng thái phụ tải của chốt piston
Để tính toán đơn giản ngời ta có thể tính theo sơ đồ (a) và (c) cũng đợc.
Nếu lực phân bố nh hình (1.4 a), mô men uốn do lực P
z
gây ra trên tiết diện chính
giữa hai gối tâm bằng:
42
1
.
2
d
z
u
l
P
M
(MN-m)
Do đó ứng suất uốn chốt :
42
1
12,0
43
d
cp
z
u
u
u
l
d
P
W
M
(MN/m
2
) (1-12)
Trong đó:
W
u
- Mô đum chống uốn của chốt.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page10
cp
o
d
d
- hệ số độ rỗng chốt.
43
44
1,0.
32
ld
d
dd
W
cp
cp
ocp
u
d
cp
đờng kính chốt piston (m).
d
o
đờng kính trong của chốt (m).
l khoảng cách giữa hai gối đỡ (m).
l
d
chiều dài đầu nhỏ thanh truyền (m).
Nếu coi lực tác dụng phân bố nh hình (1.4.c) thì mô men uốn chốt lúc này bằng:
1
3
2
2422
l
P
l
l
P
M
z
d
cp
z
u
Lực P
z
/2 tác dụng trên trọng tâm cuả tam giác lực cách đầu mút chốt piston một
khoảng bằng
1
.
3
2
l
(l
1
chiều dài làm việc của bệ chốt).
Với giả thiết l
cp
3.l
1
thì ứng suất uốn chốt piston trong trờng hợp này là:
42
1
12,1
5,12
cp
dcpz
u
u
u
d
lllP
W
M
(MN/m
2
) (1-13)
1.1.2.2. ứng suất cắt.
Chốt chịu cắt trên tiết diện I-I và II-II hình (1.4). ứng suất cắt tính theo công thức sau :
cp
z
c
F
P
2
(MN/m
2
) (1-14)
ứng suất uốn và cắt giới thiệu trên bảng 1.
Bảng1. ứng suất cho phép.
Vật liệu chế tạo chốt
u
MPa
c
MPa
Thép các bon
60-120
50-60
Thép hợp kim
150-250
50-70
Thép hợp kim cao cấp
350-450
70-90
1.1.2.3. ứng suất tiếp xúc.
Tính ứng suất tiếp xúc của chốt trên đầu nhỏ thanh truyền để kiểm tra điều kiện bôi
trơn của chốt.
ứng suất tiếp xúc tính theo công thức sau :
cpd
z
d
dl
P
K
(MN/m
2
) (1-15)
ứng suất cho phép:
- Đối với chốt lắp động:
d
K
= 20-35 MN/m
2
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page11
- Đối với chốt lắp cố định:
d
K
=30-40 MN/m
2
1.1.2.4. ứng suất biến dạng.
Trong quá trình làm việc do phụ tải rất lớn nên chốt piston dễ bị biến dạng nhất là
phần giữa chốt, miền tiếp xúc với đầu nhỏ thanh truyền.
Theo kết quả khảo nghiệm của giáo s Kinasotxvily đối với các loại chốt có hệ số độ
rỗng
= 0,4 - 0,8 ứng suất biến dạng phân bố theo sơ đồ giới thiệu hình (1.5).
Hình 1.5. ứng suất biến dạng trên tiết diện ngang chốt piston.
Để tính toán ông đã giả thiết lực tác dụng phân bố theo quy luật parapol có số mũ 2,5 -
3 trên phơng dọc đờng tâm và phân bố theo quy luật hình sin theo phơng hớng kính
nh sơ đồ hình (1.6).
Hình 1.6. Quy luật phân bố lực tác dụng trên chốt piston.
Do lực tác dụng, chốt piston bị biến dạng thành hình ô van nh sơ đồ hình (1.7)
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page12
Hình1.7. Biến dạng cuả chốt piston
Nên độ biến dạng trên tiết diện ngang chốt đợc tính theo công thức sau:
k
El
P
d
cp
z
3
max
1
1
09,0
(1-16)
Trong đó:
k - hệ số hiệu chỉnh.
k =
3
4,0155,1
.
E - mô đun đàn hồi của vật liệu. Với thép E = 2.10
5
MN/m
2
.
Độ biến dạng tơng đối:
002,0
max
cp
cp
d
d
mm/cm (1-17)
Do bị biến dạng ứng suất biến dạng phân bố nh hình (1.5) ta thấy ứng suất biến dạng
tại các điểm 1, 2, 3, 4 là lớn nhất. ứng suất các điểm trên tính theo công thức sau:
- Tại điểm 1 trên mặt ngoài của chốt (
0
0
) chịu ứng suất kéo:
k
dl
P
cpcp
z
a
1
1
1
12
19,0
2
0
0
(1-18)
- Tại điểm 3 trên mặt ngoài (
0
90
) chịu ứng suất nén:
k
dl
P
cpcp
z
a
1
636,0
1
12
174,0
2
90
0
(1-19)
- Tại điểm 2 trên mặt trong (
0
0
) chịu ứng suất nén:
k
dl
P
cpcp
z
i
1
1
1
121
19,0
2
0
0
(1-20)
- Tại điểm 4 trên mặt trong (
0
90
) chịu ứng suất kéo:
k
dl
P
cpcp
z
i
1
636,0
1
121
174,0
2
90
0
(1-21)
Thông thờng ứng suất ở điểm 2 và điểm 4 có trị số lớn hơn ứng suất các điểm có trị
số tơng ứng ở mặt ngoài. Điều đó giải thích đợc hiện tợng dạn nứt mặt trong của chốt
piston.
Đối với các loại chốt piston có hệ số độ rỗng
= 0,4 - 0,8, ứng suất biến dạng cực đại
cho phép
max
nằm trong phạm vi (60 - 170 MN/m
2
).
1.1.3. Tính toán sức bền của xéc măng.
Tính toán kiểm nghiệm bền của xéc măng dựa trên giả thiết coi xéc măng là một thanh
cong, lực phân bố trên mặt làm việc tuỳ thuộc vào kiểu xéc măng đẳng áp hay không đẳng áp.
1.1.3.1. Tính nghiệm bền xéc măng đẳng áp.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page13
Khi lắp vào xylanh, xécmăng luôn luôn chịu ứng suất uốn, áp suất trên mặt công tác
giả thiết phân bố đều nh hình (1.8). Xéc măng có tiết diện hình chữ nhật, chiều dày t, chiều
cao h. Khi lắp vào xylanh, đờng kính ngoài là D, đờng kính trung bình là D
0
.
D
0
= D t = 2r
0
Để tính mô men uốn xéc măng ở tiết diện B-B, ta xét phân tố d
của xéc măng, phân
tố này chịu lực tác dụng bằng:
dp = phr d
Trong đó: p - áp suất tiếp xúc của xéc măng ở trạng thái làm việc.
r - bán kính ngoài của xéc măng.
Hình 1.8. Sơ đồ tính nghiệm bền xéc măng đẳng áp.
Đối với tiết diện B-B bất kỳ, dp gây ra một mômen uốn:
dM = phrr
0
sin(
)d
Tổng mô men tác dụng lên mặt B-B bằng:
M =
dM
=
dphrr )sin(
0
Tiết diện A-A,
= 0, mô men uốn có trị số cực đại:
M
max
= 2 phrr
0
= 2 phr
2
(1 -
D
t
)= 1/2 phD
2
(1 -
D
t
)
ứng suất lớn nhất tại tiết diện A-A bằng:
u1
=
u
w
M
max
=
2
2
6/1
12/1
ht
D
t
phD
= 3p(
1
t
D
) D/t MN/m
2
(1-22)
u1
: Đợc gọi là ứng suất công tác.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page14
ứng suất công tác cho phép trong phạm vi sau:
- Đối với động cơ cờng hoá:
1u
= (200
300) MN/m
2
- Đối với động cơ ô tô máy kéo:
1u
= (300
400) MN/m
2
áp suất bình quân của xéc măng khi lắp vào xy lanh có thể tính theo công thức kinh
nghiệm sau: P
tb
= 0,142 E
3
1.
t
D
t
D
t
f
(1-23)
Trong đó:
E- mô đun đàn hồi của gang hợp kim E = 1,2.10
5
MN/m
2
f- lợng biến dạng của xéc măng. f= A f
0
(2,5
4
).t
A- độ mở miệng ở trạng thái tự do.
f
0
- khe hở miệng ở trạng thái lắp ghép.
Thông thờng để đảm bảo khả năng bao kín áp suất trung bình phải nằm trong giới
hạn 0,1 0,2 MN/m
2
. Từ (1-22) và (1-23) ta rút ra:
1u
= 0,245 E
2
1
t
D
t
D
t
f
(1-24)
Khi lắp xéc măng vào piston, xéc măng bị kéo đợc gọi là ứng suất lắp ghép
2u
.
2u
=
2
1
.115,01
9,3
t
D
t
f
E
m
(1-25)
Trong đó:
m - hệ số lắp ghép.
Nếu lắp ghép bằng tay, m = 1.
Lắp băng phiến đệm, m = 1,57.
Lắp bằng kìm chuyên dụng, m = 2.
ứng suất cho phép
2u
.
- Đối với động cơ cờng hoá:
2u
= (300
350) MN/m
2
- Đối với động cơ ô tô máy kéo:
2u
= (300
350) MN/m
2
ứng suất lắp ghép bao giờ cũng lớn hơn áp suất công tác
u2
>
u1
Khi gia công xéc măng chịu ứng suất lớn nhất, đợc gọi là ứng suất gia công:
u3
u3
=
u1
(1-26)
Trong đó:
- hệ số ứng suất.
= 1,25 1,3.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page15
1.1.3.2. Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp.
Xéc măng không đẳng áp khi lắp vào xylanh, áp suất phân bố theo dạng quả lê nh
hình 1.9. áp suất ở phần miệng rất lớn.
Hình 1.9. Phân bố áp suất của xéc măng đẳng áp và không đẳng áp
a. Phân bố áp suất của xéc măng còn mới ; b. Phân bố áp suất khi xéc măng đã mòn;
1. Xéc măng không đẳng áp. 2. Xéc măng đẳng áp.
Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp theo phơng pháp Ghinxbua tiến hành theo
các bớc sau:
- Nghiệm tỷ số D/t theo công thức:
t
D
= 0,5 + 0,2
1
H
m
+2
u
H
E
.
1
(1-27)
Trong đó:
H
1
=
m
gC
2
+m
Trong đó:
g- là hệ số gia công: g =1,25.
C
m
- Hệ số áp suất vùng miệng (vùng 20
0
hai bên miệng xéc măng).
Trị số C
m
thay đổi theo tỷ số p
max
/p
tb
và p
min
/p
tb
thông kế trong bảng 2
Bảng 2 trị số của C
m
P
min
P
max
/P
tb
C
m
P
tb
10
0
15
0
20
0
10
0
15
0
20
0
0,2
4,41
3,04
2,34
1,74
1,76
1,79
0,3
3,98
2,78
2,17
1,73
1,80
1,82
0,4
3,56
2,53
2,00
1,79
1,82
1,84
0,5
3,13
2,27
1,83
1,84
1,85
1,87
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page16
Sau khi xác định tỷ số D/t có thể căn cứ đờng kính xy lanh để tính chiều dày t của
xéc măng.
- Độ mở miệng xéc măng ở trạng thái tự do A xác định theo công thức sau:
1
4,1
2
3 2
t
D
t
D
gmC
t
A
m
(1-28)
Trong đó:
- Hệ số phụ thuộc vào quy luật phân bố áp suất:
0,196.
Tỷ số A/t thờng nằm trong phạm vi 2,5
4.
- p suất trung bình của xéc măng không đẳng áp tính theo công thức sau:
P
tb
=
3
13
425,0
t
D
t
D
t
A
E
(1-29)
- áp suất trên các điểm (hình 1-9) của đờng cong áp suất:
P =
p
tb
Trong đó:
- Hệ số phân bố áp suất biến đổi theo
.
0
0
30
0
60
0
90
0
120
0
150
0
180
0
1,051
1,047
1,137
0,896
0,456
0,670
2,861
- ứng suất công tác của xéc măng không đẳng áp:
1u
=
13
2
t
D
D
AEC
m
(1-30)
- ứng suất lắp ghép khi lắp xéc măng vào piston.
2u
=
4,1
3
14
t
D
t
D
m
t
A
E
(1-31)
- ứng suất gia công cũng tơng tự nh đối với xéc măng đẳng áp .
u3
=
u1
(1-32)
ứng suất cho phép của
1u
,
2u
,
3u
cũng giống nh xéc măng đẳng áp.
Xéc măng, dù đẳng áp hay không đẳng áp, khi lắp ghép phải lựa chọn khe hở lắp ráp.
Các khe hở này phần lớn đều dựa vào các số liệu thực nghiệm. Khi thiết kế, có thể tham
khảo các số liệu kinh nghiệm sau đây.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page17
- Khe hở mặt đáy xéc măng với rãnh:
Xéc măng khí thứ 1:
1
= 0,11 0,2 mm.
Xéc măng khí thứ 2:
1
= 0,09 0,15 mm.
Xéc măng khí thứ 3:
1
= 0,06 0,1 mm.
Xéc măng dầu:
1
= 0,03 0,08 mm.
- Khe hở phần bụng của xéc măng
2
:
Đối với xéc măng khí:
2
= 0,3 0,7 mm.
Đối với xéc măng dầu:
2
= 0,5 1,5 mm.
- Khe hở miệng xéc măng ở trạng thái lắp ghép f
0
có thể xác định theo các công thức
kinh nghiệm sau đây:
Đối với xéc măng khí thứ nhất: f
0
= 0,005D (mm).
Đối với xéc măng khí thứ 2: f
0
= 0,004D (mm).
Đối với xéc măng khí thứ 3: f
0
= 0,003D (mm).
Đối với xéc măng dầu: f
0
= (0,001 + 0,002).D (mm).
1.2. Nhóm thanh truyền.
1.2.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền.
1.2.1.1. Tính sức bền của đầu nhỏ thanh truyền dày.
Khi động cơ lm việc đầu nhỏ thanh truyền chịu các lực tác dụng sau:
- Lực quán tính của nhóm piston.
- Lực khí thể.
- Lực do biến dạng gây ra.
- Ngoi ra khi lắp ghép bạc lót, đầu nhỏ thanh truyền còn chịu thêm ứng suất phụ do
lắp ghép bạc lót có độ dôi gây nên.
Các lực trên gây ra ứng suất: uốn, kéo, nén tác dụng trên đầu nhỏ thanh truyền.
Tính toán đầu nhỏ thanh truyền thờng tính ở chế độ công suất lớn nhất. Nếu động cơ
có bộ điều tốc hoặc bộ hạn chế tốc độ vòng quay thì tính toán ở chế độ ny cũng l tính toán
ở chế độ số vòng quay giới hạn lớn nhất của động cơ. Nếu không có bộ phận giới hạn số
vòng quay (hoặc bộ điều tốc) thì số vòng quay lớn nhất n
max
của động cơ có thể vợt quá số
vòng quay ở chế độ công suất lớn nhất n
e
=25%
30% tức l:
N
max
=(1,25
1,30) n
e
.
Loại đâu nhỏ thanh truyền dy có :
1
2
d
d
> 1,5. (Hình1.10)
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page18
Hình 1.10- Sơ đồ tính toán đầu nhỏ thanh truyền
Trong đó:
d
2
, d
1
, - đờng kính ngoài và đờng kính trong của đầu nhỏ.
- ứng suất kéo do lực quán tính P
j
của khối lợng nhóm piston ứng với số vòng quay
lớn nhất tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền:
sl
P
F
P
d
jxj
k
.22
maxmax
, MN/m
2
(1-33)
Trong đó: P
jmax
= m.R.
2
(1+).F
p
, MN
M khối lợng nhóm piston tính trên đơn vị diện tích đỉnh piston.
F
P
- diện tích đỉnh piston.
l
đ
, s - chiều dài và chiều dày đầu nhỏ thanh truyền.
ứng suất cho phép
k
= (3060) ; MN/m
2
ứng suất kéo lớn nhất suất hiện ở các điểm nằm trên mặt trong của đầu nhỏ thanh
truyền bằng:
2
1
2
2
2
1
2
2
dd
dd
P
k
, MN/m
2
(1-34)
Trong đó:
P - áp suất phân bố đều trên mặt trong của đầu nhỏ thanh truyền bằng:
P =
1
max
.dl
P
d
j
; MN/m
2
ứng suất cho phép:
- Đối với đầu nhỏ bằng thép các bon:
k
= (2530) ; MN/m
2
- Đối với đầu nhỏ làm bằng thép hợp kim:
k
= (3060) ; MN/m
2
1.2.1.2 Tính sức bền đầu nhỏ thanh truyền mỏng .
a. Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu kéo.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page19
Tính trên giả thiết sau: Coi đầu nhỏ là một dầm cong đợc ngàm hai đầu, vị trí ngàm
là chỗ chuyển tiếp giữa đầu nhỏ và thân (tiết diện c - c) ứng với góc
bằng.
12
1
0
2
arccos90
r
H
(1-35)
Trong đó:
r
2
- bán kính ngoài đầu nhỏ.
1
- bán kính góc lợn nối đầu nhỏ với thân.
H - chiều rộng của thân chỗ nối với đầu nhỏ.
- Khi lắp bạc lót vào đầu nhỏ, bạc lót và đầu nhỏ đều biến dạng.
Mô men uốn M
j
và lực kéo N
j
ở tiết diện bất kỳ trên cung AA - BB:
M
A
= P
j
.
)0297,0.00033,0(
; MNm
N
A
= P
j
.
).0008,0572,0(
; MN (136 )
Giá trị của
trong hai biểu thức trên tính theo độ.
- Lực tác dụng trên dầm cong có bán kính cong bằng bán kính trung bình của đầu
nhỏ
là lực phân bố có giá trị là:
q =
2
)1(
2
2
RMP
npj
MN/m
2
(1-37 )
Trong đó:
=
30
.
N
n
; n
N
là số vòng quay định mức của động cơ.
Trên cơ sở giả thiết nêu trên, ta xây dựng sơ đồ tính toán và biểu thị ở hình (1.11).
Hình 1.11. Sơ đồ lực tác dụng khi đầu nhỏ thanh truyền chịu kéo.
Dựa vào sơ đồ đó, ta có thể xác định các đại lợng mô men uốn và lực kéo tại tiết diện
bất kì của dầm cong. Dầm cong bao gồm hai cung: cung có lực phân bố (
)90(
0
x
) và
cung có lực phân bố
)90(
0
x
.
- Khi
)90(
0
x
ta có :
Mô men uốn : M
j
= M
A
+ N
A
(cos
x
)
- 0,5.P
j
.
(1- cos
x
)
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page20
Lực kéo: N
j
= N
A
cos
x
+0,5P
j
(
x
cos1
) (1-38)
- Khi
)90(
0
x
ta có :
Mô men uốn : M
j
= M
A
+ N
A
(1- cos
x
) - 0,5(sin
x
- cos
x
)
Lực kéo: N
j
= N
A
cos
x
+ 0,5P
j
(
xx
cossin
) (1- 39)
Từ các biểu thức (1 -38 ) và (1- 39 ), ta thấy M
j
và N
j
trên cung BC (
0
90
x
) có giá trị
lớn hơn, tiết diện nguy hiểm là tiết diện ngàm C C.
Nh vậy mô men uốn và lực kéo tại tiết diện ngàm C C bằng :
M
jc
= M
A
+ N
A
(1- cos
) - 0,5P
j
..(sin
cos
)
N
jc
= N
A
cos
+ 0,5P
J
(sin
cos
)
Khi không ép bạc lót đầu nhỏ, ta có:
ứng suất trên mặt ngoài là:
sl
N
ss
s
M
d
Jjcng
.
1
]
)2(
6
2[
(1- 40)
ứng suất trên mặt trong là:
sl
N
ss
s
M
d
Jjctr
.
1
]
)2(
6
2[
(1 - 41)
Trong trờng hợp có ép bạc lót đầu nhỏ thì có sự biến dạng đồng thời của đầu trục và
bạc lót, trong đó đầu nhỏ bị biến dạng kéo, còn bạc lót chịu biến dạng nén. Do vậy phần của
lực kéo đó, đặc trng bằng hệ số
, tức là : N
k
=
J
N
Hệ số
phụ thuộc vào độ cứng của các chi tiết mối ghép (bạc lót và đầu nhỏ) và đợc
xác định bằng biểu thức:
bbdd
dd
FEFE
FE
(1 42 )
Trong đó:
E
d
, F
d
: mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo thanh truyền và bạc lót.
E
b
, F
b
: tiết diện dọc của đầu nhỏ thanh truyền và bạc lót.
F
d
= l
d
(d
2
d
1
)
F
b
= l
d
(d
1
d
b
)
Do vậy, ứng suất trên đầu nhỏ trong trờng hợp có ép bạc lót sẽ là:
Trên mặt ngoài :
Sl
N
ss
s
M
d
Jjnj
1
]
)2(
6
2[
Trên mặt trong :
Sl
N
ss
s
M
d
Jjnj
1
]
)2(
6
2[
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page21
Hình 1.12. ứng suất trên mặt trong và mặt ngoài của đầu
nhỏ thanh truyền khi chịu kéo.
Nếu giá trị M
j
, N
J
đợc tính ở mọi tiết diện bất kỳ nào của đầu nhỏ, ta xẽ tính toán
đợc ứng suất tại các tiết diện đó biết đợc quy luật phân bố ứng suất trên mặt ngoài và mặt
trong của đầu nhỏ (hình 1.12).
b. Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu nén.
Lực nén tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền là hợp lực của lực khí thể và lực quán tính
của khối lợng piston.
P
= P
kt
+ P
jp
= p
z
.F
p
+ M
np
.R
2
(1 +
) (1 - 43)
Theo Kinaxotsvili, lực P
gây ra phân bố trên đầu nhỏ theo quy luật đờng cong
cosinuyt (hình 1.13).
q =
cosP2
(1 - 44)
Ta cũng coi đầu nhỏ nh một dầm cong nh đã nói ở phần trên và do tính chất đối
xứng ta cắt bỏ đi một nửa tiết diện A A
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page22
Hình 1.13. Sơ đồ tác dụng lực trên đầu nhỏ thanh truyền.
Mô men uốn và lực pháp tuyến (lực kéo) trên cung AB (
0
90
x
) là:
M
z1
= M
A
+ N
A
)cos1(
x
(1-45)
N
z1
= N
A
cos
x
Và trên cung BC (
0
90
x
) là:
M
z2
= M
A
+ N
A
.
)cos
1
sin
2
sin
()cos1(
xx
xx
x
P
(1- 46)
N
z2
= N
A
.
)cos
1
sin
2
sin
(cos
xx
xx
x
P
Trong công thức trên,
tính theo radian.
Nh đã phân tích ở trên, do lắp ghép căng bạc lót trên đầu nhỏ, nên lực pháp tuyến tác
dụng trên đầu nhỏ mà không phải là toàn bộ N
Z
chỉ là một phần của N
Z
tức là
.Z
N
ứng suất tổng gây ra trong đầu nhỏ khi chịu nén là:
Trên mặt ngoài :
Sl
N
ss
s
M
y
Zznz
2
1
]
)2(
6
2[
Trên mặt trong :
Sl
N
ss
s
M
y
zztz
2
1
]
)2(
6
2[
(1- 47)
Thay giá trị M
Z
, N
Z
bằng M
Z1
, M
Z2
, N
Z1
, N
Z2
theo biểu thức (1 - 46) và (1- 47), ta sẽ
tìm đợc ứng suất tại tiết diện bất kỳ trên mặt trong và mặt ngoài của đầu nhỏ và ta vẽ đợc
biểu đồ ứng suất trên đầu nhỏ. (Hình 1.14).
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page23
Hình 1.14. ứng suất trên đầu nhỏ thanh truyền kho chịu nén
Từ biểu đồ đó, ta thấy ứng suất lớn nhất tại ngàm (tiết diện C C ) tức là tại vị trí
x
.
c. ứng suất biến dạng.
ứng suất biến dạng gây ra do sự biến dạng vì dãn nở nhiệt và vì lắp ghép có độ dôi
giữa lót đầu nhỏ và đầu to thanh truyền.
Độ biến dạng của đầu nhỏ khi chịu nhiệt độ là:
1
.)( dt
ttbt
Trong đó :
t: Nhiệt độ trung bình của bạc lót khi làm việc.
t = 100 140
0
C
ttb
,
: Là hệ số nở dài của bạc lót và đầu nhỏ.
5
10.8,1
b
(vật liệu bằng đồng).
5
10.1
tt
(vật liệu bằng thép).
Nếu độ dôi khi lắp ghép bạc đầu nhỏ thanh truyền là
thì áp suất trên mặt cong của
đầu nhỏ sẽ là:
P =
b
b
b
n
E
dd
dd
E
dd
dd
22
1
22
1
2
1
2
2
2
1
2
2
1
; MN/m
2
(1 - 48)
Trong đó:
d
2
: Là đờng kính ngoài của đầu nhỏ (mm).
d
b
: Đờng kính trong của bạc lót (mm).
E
tt
, E
b
: mô đun đàn hồi của vật liệu thanh truyền và bạc lót.
E
tt
= 2,2.10
5
MN/m
2
E
tt
= 1,15.10
5
MN/m
2
Trong công thức:
1
tính bằng mm.
ứng suất biến dạng theo công thức Lame:
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page24
ứng suất bên ngoài mặt đầu nhỏ :
2
1
1
2
2
1
2
dd
d
P
n
; MN/m
2
(1 49 )
ứng suất trên mặt trong:
2
1
1
2
2
1
2
1
dd
dd
P
n
; MN/m
2
(1 50 )
ứng suất biến dạng cho phép có thể đạt đến 100 150 MN/m
2
d. Hệ số an toàn của đầu nhỏ thanh truyền.
Do ứng suất trên đầu nhỏ thanh truyền thay đổi theo chu trình không đối xứng. Vì vậy
hệ số an toàn đợc tính theo công thức:
ma
1
Trong đó:
2
minmax
2
minmax
m
=
0
01
2
Tính toán cho tiết diện nguy hiểm (tiết diện ngàm C C ) và trên mặt ngoài nên:
nAnj
max
nAnz
min
Do đó :
)2(
2
1
nnznjnznj
n
MN/m
2
(15 1)
Hệ số an toàn trong khoảng 2,5 5.
e. Độ biến dạng của đầu nhỏ thanh truyền.
Độ biến dạng
đợc xác định theo biểu thức nghiệm sau đây.
EJ
dP
tbjpm
3
203
10
)90(
(1 52 )
Trong đó:
d
tb
: đờng kính trung bình đầu nhỏ: d
tb
= 2
; (m).
J : mô men quán tính tiết diện dọc đầu nhỏ: J =
12
3
Sl
d
Trong đó:
P
jnp
: Lực quán tính của khối lợng nhóm piston.(MN).
E: mô đun đàn hồi của vật liệu thanh truyền.(MN/m
2
).
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page25
Đối với động cơ ô tô máy kéo, khe hở lắp ghép giữa chốt piston và bạc lót thờng
trong khoảng 0,04 0,06 mm, nên yêu cầu
.03,002,0 mm
1.2.2 . Tính sức bền thân thanh truyền.
Tính thân thanh truyền thờng đợc tính toán ở các tiết diện: tiết diện nhỏ nhất (chỗ
tiếp giáp giữa thân thanh truyền với đầu nhỏ), tiết diện trung bình và tiết diện tính toán.
Tiết diện nhỏ nhất chịu nén do tác dụng của hợp lực khí thể và lực quán tính vận động
tịnh tiến.
Tiết diện trung bình chịu nén và uốn dọc cũng do các lực trên.
Tiết diện tính toán chịu nén và uốn ngang do lực quán tính vận động lắc của thanh
truyền.
Tính toán thờng đợc tiến hành ở chế độ công suất lớn nhất.
Ngoài việc tính toán trên còn phải kiểm tra độ ổn định khi uốn dọc của thân thanh
truyền.
1.2.2.1. Tính tiết diện nhỏ nhất (tiết diện I-I, hình 1.15).
ứng suất nén :
min
F
P
n
(1 - 53)
ứng suất kéo do lực quán tính của nhóm piston và khối lợng đầu nhỏ thanh truyền
đợc xác định theo biểu thức sau đây.
min
F
P
jd
K
MN/m
2
(1 - 54)
Trong đó :
P
jd
= (M
np
+ M
dn
)R
2
(1 +
) ; NM
ở đây :
M
np
; M
dn
là khối lợng của nhóm piston và khối lợng của đầu nhỏ.
Hệ số an toàn bền ở tiết diện nhỏ nhất.
)()(
2
1
knkn
(1 55 )
Giá trị
d
thờng nằm trong khoảng 2,5 3 .
1.2.2.2. Tính ở tiết diện trung bình (tiết diện II-II).
Tính ở tiết diện trung bình, thân thanh truyền chịu ứng suất kéo, nén, uốn dọc.
