thiết kế tính toán ly hợp

Các thông số kỹ thuật của xe ôtô HiNo WU422
Các thơng số kỹ thuật của xe Hino WU422
Kích thước bao [ dài x rộng x cao] (mm)

6675x1995x224

Chiều dài cơ sở (mm)

3870

Khoảng sáng gầm xe (mm)

220

Trọng lượng bản thân (kg)

2500

Khối lượng toàn bộ (kg)

7500

Khối lượng cho phép lớn nhất trên các trục
Trục I

3000

Trục II

5500

Tốc độ cực đại (km/h)

82

Động cơ
Đường kính xi lanh x hành trình pistong

104x118

Tỉ số nén

19,2

Thể tích làm việc (cm3)

4009

Cơng suất lớn nhất ở 2500 vịng/phút

96 Kw

Mơ men lớn nhất ở 1800 vòng/phút

365 (N.m)

Ly hợp 1 đĩa ma sát dẫn động thủy lực
Tỷ số truyền của hộp số : I-4,981 II-2,911 III -1,556 IV-1, V-0,738
Lốp xe

7.50R16-14PR

CHƯƠNG III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CỤM LY HỢP
1. TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ CỦA LI HỢP
1.1. Xác định mơmen ma sát của ly hợp
Ly hợp cần được thiết kế sao cho nó phải truyền được hết mơmen của động cơ và
đồng thời bảo vệ được cho hệ thống truyền lực khỏi bị quá tải. Với hai yêu cầu như vậy
mơmen ma sát của ly hợp được tính theo cơng thức:
MLH = β . Me max
Trong đó:
MLH: Mơmen ma sát cần thiết của ly hợp (N.m)
Me max: Mômen xoắn cực đại của động cơ (N.m)
β: Hệ số dự trữ của ly hợp.
Hệ số β phải lớn hơn 1 để đảm bảo truyền hết mômen của động cơ trong mọi trường hợp.
Tuy nhiên hệ số β cũng không được chọn lớn quá để tránh tăng kích thước đĩa bị động và
tránh cho hệ thống truyền lực bị quá tải.
Hệ số β được chọn theo thực nghiệm.
Tra bảng 1 Sách hướng dẫn "Thiết kế hệ thống ly hợp của ôtô", ta xác định hệ số dự trữ
của ly hợp: Với ôtô tải, khách, máy kéo vận tải khơng có mooc: β = (1,6÷ 2,25)→ Ta
chọn : β = 2,0.
Vậy mơmen ma sát của ly hợp : MLH = β . Me max = 2,0.365 = 730 (N.m)
1.2. Xác định kích thước cơ bản của li hợp.
1.2.1 Xác định bán kính trung bình của đĩa ma sát
Mômen ma sát của ly hợp được xác định theo công thức:
MLH = β . Me max = µ . P∑ . Rtb . i
Trong đó:
µ : Hệ số ma sát.
P∑ : Tổng lực ép lên các đĩa ma sát (kG).

i: Số đơi bề mặt ma sát.
Rtb : Bán kính ma sát trung bình (cm).
Tính sơ bộ đường kính ngồi của đĩa ma sát theo công thức kinh nghiệm :

D2 = 2 R2 = 3,16

M emax
C

Trong đó :
Me max: Mơmen cực đại của động cơ, tính theo Nm.
D2: Đường kính ngồi của đĩa ma sát, tính theo cm.
C : Hệ số kinh nghiệm.

D2 = 2 R2 = 3,16

M emax
C

Với ôtô tải

→

C = 3,6

365
3, 6

= 3,16

= 31,8 cm = 318 mm

Vậy ta chọn D2 = 320 (mm)
Ta có D2 = 320 mm → Bán kính ngồi của đĩa ma sát: R2 = 160 mm
Bán kính trong của đĩa ma sát được tính theo bán kính ngồi:
R1 = (0,53 ÷ 0,75) R2 = (0,53 ÷ 0,75) . 160 = (84,8 ÷ 120) mm
Do động cơ quay với vận tốc cao nên trong q trình xử dụng phần mép tấm ma sát bị
mịn nhiều hơn phần bên trong của tấm ma sát nên ảnh hưởng tới việc truyền mômen của
đĩa bị động. Do vậy cần chọn đường kính trong càng gần đường kính ngồi càng tốt.
⇒

chọn R1 = 100 mm

⇒

Bán kính ma sát trung bình được tính theo cơng thức:

Rtb =

2  R 32 − R13 


3  R 22 − R 12 

=

2
3
3
3 ( 160 − 100 )

( 1602 − 1002 )

=132(mm)

1.2.2 Xác định số lượng đĩa bị động
+ Số đôi bề mặt ma sát được tính theo cơng thức:
Mc
Mc
2
i = µPΣ R tb = 2πR tbbµ[q]


Trong đó:
MLH: Mơmen ma sát của ly hợp.

MLH = 365(N.m)

B: Bề rộng tấm ma sát gắn trên đĩa bị động.
b = R2 - R1 = 160 - 100 = 60 mm = 6,0 cm
[q]: Áp lực riêng cho phép trên bề mặt ma sát.
+ Tra bảng 3 Sách hướng dẫn "Thiết kế hệ thống ly hợp của ôtô", với nguyên liệu làm các
bề mặt là gang với phêrađô → ta chọn hệ số ma sát:

µ = 0,3

+ Tra bảng 3 Sách hướng dẫn "Thiết kế hệ thống ly hợp của ôtô", ta xác định áp lực riêng
cho phép: [q] = 100 ÷ 250 kN/m2
Ta chọn

i =

[q] = 200 kN/m2 = 200.103 N/m2
M LH
730
=
= 1,85
2
2
2.π.R tb .b.µ.[ q ] 2.3,14.0,132 .0, 06.200.1003.0,3

+ Số đôi bề mặt ma sát phải là số chẵn ⇒ Lấyi = 2
+ Vậy số lượng đĩa bị động của ly hợp là:

n=1

+ Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát theo công thức:

q=

M LH
730
=
= 185.103 (N / m 2 )
2
2
2.π.R tb .b.µ.i 2.3,14.0,132 .0, 06.200.100 3.2

+ Vậy q = 185.103 (N/m2) < [q] = 200.103(N/m2) → Bề mặt ma sát bảo đảm đủ độ bền
cho phép.
1.2.3 Xác định lực ép lên đĩa ép

+ Tổng lực ép của tất cả các lò xo ép tác dụng lên đĩa ép khi ly hợp làm việc được xác

định theo cơng thức :

P∑ =

Mc
µR tbi

730
0,3.0,132.2

=

= 9217,17 (N).

1.3. Xác định cơng trượt sinh ra trong q trình đóng ly hợp
Khi đóng ly hợp có thể xảy ra hai trường hợp:


+ Đóng ly hợp đột ngột tức là để động cơ làm việc ở số vòng quay cao rồi đột ngột thả
bàn đạp ly hợp. Trường hợp này không tốt nên phải tránh.
+ Đóng ly hợp một cách êm dịu: Người lái thả từ từ bàn đạp ly hợp khi xe khởi động
tại chỗ sẽ làm tăng thời gian đóng ly hợp và do đó sẽ tăng cơng trượt sinh ra trong q
trình đóng ly hợp. Trong sử dụng thường sử dụng phương pháp này nên ta tính cơng trượt
sinh ra trong trường hợp này.
1.3.1 Xác định công trượt của ly hợp khi khởi động tại chỗ
Phương pháp này sử dụng cơng thức tính theo kinh nghiệm của Viện HAHM.
5,6GM e max ( no / 100) 2 rb2
io ih i f (0,95M e max it − Grbψ )

L=
Trong đó :
L : Công trượt của ly hợp khi khởi động tại chỗ (KGm).
G : Trọng lượng tồn bộ của ơtơ.

G = 7500 kG

Me max : Mômen xoắn cực đại của động cơ.Me max = 365(N.m)
no : Số vòng quay của động cơ khi khởi động ôtô tại chỗ.
Chọn no = 0,75 ne max = 0,75 . 2500 = 1875 (vg/ph)
Với ne max là số vòng quay cực đại của động cơ.
rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m).
rb = λ . ro
λ

: Hệ số kể đến biến dạng của lốp. Với lốp áp suất thấp λ=0,93

ro=

d

B+ ÷
2


.25,4

B = 7,5(ins); d = 16(ins)

rb = 0,93.

16 

 7,5 + ÷
2


.25,4 = 366(mm) = 0,366(m)

it: Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực. it = io . ih . if
io: Tỉ số truyền của truyền lực chính.

io = 5,833


ih: Tỉ số truyền của hộp số chính.

ih = ih1 = 4,981

if: Tỉ số truyền của hộp số phụ.

if = 1

⇒

it = 5,833.4,981.1=29,05

Ψ: Hệ số cản tổng cộng của đường.

Ψ = f + tgα

F: Hệ số cản lăn.
α: Góc dốc của đường.
Khi tính tốn ta có thể chọn Ψ = 0,16
⇒ Vậy công trượt của ly hợp khi khởi động tại chỗ :
2

L=

 1875 
2
5,6.7500.36,5. 
÷ .0,366
100


29,05. ( 0,95.36,5.29,05 − 7500.0,366.0,16 )

= 43745(N.m)

1.3.2 Xác định công trượt riêng
+ Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát, ta phải xác định công trượt riêng theo công
thức sau:
L
lo = F ⋅ i ≤ [lo]

Trong đó:

lo - cơng trượt riêng.(KJ/m2)

L: Cơng trượt của ly hợp (KJ).
F: Diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động (m2).
I: Số đôi bề mặt ma sát.i = 2
[lo]: Công trượt riêng cho phép. (KJ/m2)
Tra bảng 4 Sách hướng dẫn "Thiết kế hệ thống ly hợp của ôtô", ta xác định công trượt
riêng cho phép :
Với ơtơ tải có trọng tải > 5 tấn → [lo] = (39,24.104 ÷ 58,86.104) Nm/m2

⇒lo =

L
2
π ( R 2 − R12 )i

=

43745
π . ( 0,162 − 0,12 ) .2

= 44,65.104(Nm/m2)


+ Vậy công trượt riêng thỏa mãn điều kiện cho phép.
1.3.3 Kiểm tra theo nhiệt độ các chi tiết
+ Công trượt sinh nhiệt làm nung nóng các chi tiết như đĩa ép, đĩa ép trung gian ở ly
hợp 2 đĩa, lị xo, ...
Do đó phải kiểm tra nhiệt độ của các chi tiết, bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ theo
cơng thức:
γ L

∆T =

cmt

=

γ L
427cGt

≤ [∆T].

Trong đó :
γ: Hệ số xác định phần nhiệt để nung nóng bánh đà hoặc đĩa ép
Với ly hợp 1 đĩa bị động: γ = 0,5
L: Công trượt sinh ra khi ly hợp bị trượt (N.m).
C: Tỉ nhiệt của chi tiết bị nung nóng. Với thép và gangc = 481,5 (J/kg0K)
∆T: Độ tăng nhiệt độ của chi tiết bị nung nóng ( 0K )
mt: Khối lượng chi tiết bị nung nóng (kg). Tra bảng (5) sách hướng dẫn ‘thiết kế
hệ thống ly hợp của ôtô’

⇒

mt =6 (kg)

[∆T] - độ tăng nhiệt độ cho phép của chi tiết.
Với ơtơ khơng có kéo rơmc :

⇒ ∆T =

0,5.43745
481,5.6

+ Vậy ∆T < [∆T]

⇒

[∆T] = 8 oC ÷ 10 oC

= 7,570k

điều kiện bền nhiệt được thỏa mãn

1.4. Tính tốn sức bền một số chi tiết điển hình của ly hơp
1.4.1 Tính sức bền đĩa bị động
+ Đĩa bị động gồm các tấm ma sát và xương đĩa được ghép với nhau bằng đinh tán,
xương đĩa được ghép với nhau bằng đinh tán, xương đĩa lại được ghép với mayer đĩa bị
động bằng đinh tán.


+ Vật liệu của tấm ma sát thường chọn là loại phêrađô. Xương đĩa thường chế tạo bằng
thép cacbon trung bình và cao.

→

Ta chọn thép C50

+ Chiều dày xương đĩa thường chọn từ (1,5 ÷ 2,0) (mm). Ta chọn δx = 2 (mm)
+ Chiều dày tấm ma sát thường chọn từ (3 ÷ 5) (mm). Ta chọn δ = 4 (mm)

Hình 3.1. Cấu tạo đĩa bị động của xe MA3-5335
+ Tấm ma sát được gắn với xương đĩa bị động bằng đinh tán. Vật liệu của đinh tán
được chế tạo bằng đồng, có đường kính d = 4 mm. Đinh tán được bố trí trên đĩa theo hai
dãy tương ứng với các bán kính như sau:
Vịng trong: r1 = 120 (mm) = 0,12 (m)
Vịng ngồi: r2 = 140 (mm) = 0,14 (m)


Hình 3.13. Sơ đồ phân bố lực trên đinh tán
+ Lực tác dụng lên mỗi dãy đinh tán được xác định theo công thức:

F1 =

F2 =

M emaxr1
2(r12 + r22 )
M emaxr2
2( r12 + r22 )

=

=

365.0,12
2. ( 0,122 + 0,142 )
365.0,14
2. ( 0,122 + 0,162 )

= 644,12 (N)

= 751,48 (N)

+ Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.

τc =

F
πd2
n
4

≤ [τc]

;

σcd =

F
nld

≤ [σcd]

Trong đó:
τc: Ứng suất cắt của đinh tán ở từng dãy.
σcd: Ứng suất chèn dập của đinh tán ở từng dãy.
F: Lực tác dụng lên đinh tán ở từng dãy.
n: Số lượng đinh tán ở mỗi dãy.
Vịng trong

n1 = 18 đinh

Vịng ngồi

n2 = 18 đinh

d: Đường kính đinh tán.

d = 4 mm

(N/m2).


l: Chiều dài bị chèn dập của đinh tán.
1
l = 2 chiều dày tấm ma sát. Ta có

1
l = 2 . 4 = 2 mm

[τc]: Ứng suất cắt cho phép của đinh tán. [τc] = 100.105 (N/m2)
[σcd]: Ứng suất chèn dập cho phép của đinh tán. [σcd] = 250.105 (N/m2)
+ Ứng suất cắt và ứng suất chèn dập đối với đinh tán ở vòng trong :

τc1 =

σcd1 =

F1
πd2

n1
4
F1
n1ld

4.644,12
18.3,14.0, 0042

= 28,5.1005 (N/m2) < [τc]

=
644,12
18.0, 002.0, 004

= 44,7. 105 (N/m2) < [σcd]

=

⇒ Vậy các đinh tán đảm bảo độ bền cho phép.
+ Ứng suất cắt và ứng suất chèn dập đối với đinh tán ở vịng ngồi :

τc2 =

σcd2 =

F2
πd2
n2
4
F2

n2ld

4.751, 48
18.3,14.0, 0042

=

= 33,22. 105(N/m2) < [τc]

751, 48
18.0, 002.0,004

=

= 52,1.105 (N/m2)< [σcd]

⇒ Vậy các đinh tán đảm bảo độ bền cho phép.
1.4.2 Tính sức bền moayơ đĩa bị động
+ Chiều dài của moayơ đĩa ma sát được chọn tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa ma
sát. Moayơ được ghép với xương đĩa ma sát bằng đinh tán và lắp với trục ly hợp bằng
then hoa.
+ Chiều dài moayơ thường chọn bằng đường kính ngồi của then hoa trục ly hợp. Khi
điều kiện làm việc nặng nhọc thì chọn L = 1,4 D (D là đường kính ngồi của then hoa
trục ly hợp). Với ly hợp có hai đĩa ma sát thì chiều dài mỗi moayơ riêng biệt phải giảm
nhiều, nên ta chọn L = 40 mm (lấy theo xe tham khảo).


+ Khi làm việc then hoa của moayơ chịu ứng suất chèn dập và ứng suất cắt được xác
định theo công thức :

τc =

4Memax
z1z2Lb(D+ d)

≤ [τc]

;

σcd =

8Memax
z1z2L(D2 − d2 )

≤ [σcd]

Trong đó :
Me max: Mơmen cực đại của động cơ.

Me max = 365 (N.m)

z1: Số lượng moay ơ riêng biệt.Với ly hợp có 2 đĩa bị động z1 = 1
z2: Số then hoa của một moayơ.

z2 = 10

L: Chiều dài moayơ.

L = 4 cm

D: Đường kính ngồi của then hoa.

D = 4,5(cm) = 0,045 (m)

d: Đường kính trong của then hoa.

d = 3,6(cm) = 0,036 (m)

b: Bề rộng của một then hoa.

b = 5 (mm)= 0,005 (m)

Các thông số trên được chọn theo xe tham khảo.
Với vật liệu chế tạo moayơ là thép 40X thì ứng suất cho phép của moayơ là
[τc] = 107 (N/m2)

τc =

σcd =

4Memax
z1z2Lb(D+ d)

=

8Memax
z1z2L(D2 − d2 )

;[σcd] = 2.107 (N/m2)

4.365
1.10.0, 040.0, 005. ( 0, 045 + 0, 036 )

=

8.365
1.10.0, 040. ( 0, 0452 − 0, 0362 )

= 85,8.105 (N/m2)< [τc]

= 100,1.105 (N/m2)< [σcd]

⇒ Vậy moayơ đảm bảo độ bền cho phép.
+ Đinh tán nối moayơ với xương đĩa bị động thường làm bằng thép có đường kính
d = (6 ÷ 10) mm

→

Ta chọn

d = 8 mm

+ Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.


F
πd2
n
4

τc =

≤ [τc]

σcd =

(N/m2);

F
nld

≤ [σcd]

(N/m2).

Trong đó :

F: Lực tác dụng lên đinh tán.F =

M e max
r

365
0, 06

=

= 6083 (N)

Với r bán kính đặt đinh tán:

r = 6(cm) = 0,006 (m)

n: Số lượng đinh tán ở một moayơ.

n = 6 đinh

d: Đường kính đinh tán.

d = 8 mm = 0,8 cm

l: Chiều dài bị chèn dập của đinh tán.

l = 0,4 cm

Vật liệu chế tạo đinh tán là thép 30 thì ứng suất cho phép của đinh tán là
[τc] = 300.1005 (N/m2) = 30 (MPa/m2) ;[σcd] = 800.1005 (N/m2) = 80(MPa/m2)
+ Ứng suất cắt và ứng suất chèn dập đối với đinh tán ở moayơ :

τc =

σcd =

F
πd2
n
4

F
nld

4.6083
6.3,14.0, 0082

=

= 20 (MPa/m2) < [τc]

6083
6.0, 004.0,008

=

=31 (MPa/m2) < [σcd]

⇒ Vậy đinh tán đảm bảo độ bền cho phép.
1.4.3 Tính tốn lị xo giảm chấn của ly hợp
+ Lò xo giảm chấn được đặt ở đĩa bị động để tránh hiện tượng cộng hưởng ở tần số
cao của dao động cơ và của hệ thống truyền lực. Đồng thời đảm bảo truyền mômen
một cách êm dịu từ đĩa bị động đến maayer trục ly hợp.
Mô men bám được xác định sau. Mmax

Gb ⋅ ϕ ⋅ rb
= i o ⋅ i h1 ⋅ i f


Trong đó :
Gb : Trọng lượng bám của ơtơ (kG).
Ở ơ tơ có bố trí cầu sau chủ động trọng lượng bám được xác định theo công thức
Gb = m2k.G2

G2: Trọng lượng tĩnh tác dụng lên các bánh xe sau (G2 = 5500 kg)
m2k: Hệ số phân bố lại trọng lượng chọn m2k = 1,1
Gb = m2k.G2 = 1,1.5500 = 6050 (kg)
ϕ : Hệ số bám của đường, với đường tốt lấy

ϕ = 0,8

rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe.

rb = 0,366 m

io : Tỉ số truyền của truyền lực chính.

io = 5,833

ih1 : Tỉ số truyền của hộp số ở số truyền 1. ih1 = 4,981
if : Tỉ số truyền của hộp số phụ ở số truyền thấp. if = 1
Gb ⋅ ϕ ⋅ rb
⇒Mmax = i o ⋅ i h1 ⋅ i f =

6050.0,8.0,366.10
5,833.4,981.1
= 609,7 (N)

+ Mơmen quay mà giảm chấn có thể truyền được bằng tổng mơmen quay của các lực
lị xo giảm chấn và mômen ma sát.
Mmax = M1 + M2 = P1 . R1 . Z1 + P2 . R2 . Z2
Trong đó :
M1: Mơmen quay của các lực lị xo giảm chấn dùng để dập tắt dao độn cộng
hưởng ở tần số cao.

M2: Mômen ma sát dùng để dập tắt dao động cộng hưởng ở tần số thấp.
Thường lấy M2 = 25% Mmax = 25% . 609,7 = 152,43 (N.m)
→

M1 = Mmax - M2 = 609,7 – 152,43 = 457,27(N.m)

R1 : Bán kính đặt lị xo giảm chấn.

→ Ta chọn R1 = 80mm

Z1 : Số lượng lò xo giảm chấn đặt trên moayơ. → Ta chọn Z1 = 6
R2 : Bán kính trung bình đặt các vịng ma sát. → Ta chọn R2 = 47 mm


Z2 : Số lượng vịng ma sát (số đơi cặp ma sát). → Ta chọn Z2 = 4
µ: Hệ số ma sát giữa vòng ma sát và đĩa bị động.
P1: Lực ép của một lò xo giảm chấn.
457,27
0,08.6

M1
→ P1 = R1 ⋅ Z1 =

= 952,65(N)

P2 : Lực tác dụng lên vũng ma sỏt.

P2 =

M2

R2 ìZ2à

152, 43
0,047.2.0, 2
=

= 4053,98(N)

+ Khi chưa truyền mômen quay, thanh tựa nối
các xương đĩa sẽ có khe hở λ1 , λ2 tới các thành
bên của moayơ.
+ Theo sơ đồ Hình 3.5 ta có :
λ1 - khe hở đặc trưng cho biến dạng giới hạn
của lò xo khi truyền mômen từ động cơ.
λ2 - khe hở đặc trưng cho biến dạng giới hạn
Hình 3.5. Khe hở thanh tựa
của lị xo khi truyền mơmen bám từ bánh xe.
+ Đường kính thanh tựa chọn d = (10 ÷ 12) mm đặt trong kích thước lỗ B.
→

Ta chọn d = 12 mm

+ Kích thước lỗ B được xác định theo khe hở λ1 , λ2 . Các trị số λ1 , λ2 chọn trong khoảng
từ (2,5 ÷ 4) mm.
⇒

→

Ta chọn

λ1 = λ2 = 3(mm)

Vậy kích thước đặt lỗ thanh tựa là:
B = d + λ1 + λ2 = 12 + 3 + 3 = 18( mm)

+ Độ cứng tối thiểu của lị xo giảm chấn (hay gọi là mơmen quay tác dụng lên đĩa bị động
để xoay đĩa đi 1o so với moayơ). Độ cứng được xác định theo công thức :
S = 17,4 . R12 . K . Z1 (kGcm)
Trong đó:
K - độ cứng của một lị xo (kG/cm).

K = 1,3 kG/cm = 1275,3 N/m.


Z1 = 6 - số lượng lò xo giảm chấn đặt trên một moayơ.
⇒ S = 17,4 . R12 . K . Z1 = 17,4 . 0,082 . 1275,3 . 6 = 852 (N.m)
+ Ứng suất xoắn của lò xo được xác định theo công thức :
8⋅ P1 ⋅ D′ ⋅ k
3
τ = π ⋅ d′
≤ [τ]

(MPa/m2)

Trong đó :
D': Đường kính trung bình của vịng lị xo, thường chọn D' = (14 ÷ 19) mm
→

Ta chọn

D' = 16 mm

d': Đường kính dây lị xo, thường chọn d' = (3 ÷ 4) mm. Chọn d' = 4 mm
P1: Lực cực đại tác dụng lên một lò xo giảm chấn (N). P1 = 952,65(N)
k - hệ số tập trung ứng suất. Với D'/d' = 4 → k = 1,4
Vật liệu chế tạo lị xo giảm chấn là thép 65Γ, có ứng suất xoắn cho phép là
[τ] =9.108 (N/m2)

τ=
⇒

8P1D′k
πd′3

8.952,65.0,016.1,3
3,14.0,0043
= 8,5.108 (N/m2) < [τ] = 9.108(N/m2)

=

Thỏa mãn điều kiện xoắn

+ Số vòng làm việc của lị xo được xác định theo cơng thức :no =

λGd4
1,6P1D3

Trong đó :
G: Mơđun đàn hồi dịch chuyển.

G = 8.1010 (N/m2)

λ: Độ biến dạng của lò xo giảm chấn từ vị trí chưa làm việc đến vị trí làm việc,
thường chọn λ = (0,0025 ÷ 0,004) m → Ta chọn λ = 0,0035 m.
D: Đường kính ngồi vịng lị xo, D = 0,016(m)
λ ⋅ G⋅ d
3
⇒ no = 1,6 ⋅ P1 ⋅ D =
4

0,0035.8.1010.0,004 4
1,6.952,65.(0,016 + 0,004)3

= 5,8 vòng ≈ 6 vòng


+ Chiều dài làm việc của vòng lò xo được tính theo cơng thức (ứng với khe hở giữa các
vịng lị xo bằng khơng) :
l1 = no . d = 4 . 6 = 24( mm)
+ Chiều dài của vòng lò xo ở trạng thái tự do :
l2 = l1 + λ + 0,5 d = 24 + 3,5 + 0,5 . 4 = 29,5 (mm)
+ Các cửa sổ đặt lị xo giảm
chấn của moayơ có kích
thước chiều dài là A phải
nhỏ hơn chiều dài tự do của
lò xo một ít, lị xo ln ở
trạng thái căng ban đầu
thường chọn A = (25 ÷ 27)
mm →Ta chọn A = 25 mm
+ Cạnh bên cửa sổ làm

Hình 3.6. Cửa sổ đặt lị xo giảm chấn

nghiêng 1 góc (1 ÷ 1,5 )
o

→ Ta chọn 1,5o
1.5. Tính lị xo ép
Cơ cấu ép được dung để tạo lực ép cho đĩa ép của ly hợp thường đóng xe tải HINO là lị
xo đĩa nhờ nó có nhiều ưu điểm nổi bật hơn hẳn kiểu lò xo dây xoắn
Lò xo ly hợp được chế tạo bằng thép măng gan 65 có ứng suất tiếp cho phép
[τ] = 650 ÷ 850(MN/m2)

[σ ]

= 1000(MN/m2)

Lị xo được tính tốn nhằm xác định các thơng số hình học cơ bản nhằm thỏa mãn lực F
cần thiết cho ly hợp. Kích thước của lị xo đĩa nón cụt cịn phải bảo đảm điều kiện bền
với chức năng là đòn mở


1.5.1 Lực ép cần thiết của lò xo ép
Lực ép cần thiết của lị xo ép đĩa nón cụt được xác định theo cơng thức
Flx = k0.

PΣ

Trong đó:
k0: Hệ số tính đến sự giãn, sự nới lỏng lị xo. Chọn k0 = 1,08

PΣ

PΣ

: Lực ép cần thiết của ly hợp (N)

=

β.M e max
µ.R tb .i

2.365
0,3.132.2.10−3
=

Thay số ta có: Flx = k0.

PΣ

=9217,18
= 1,08.9217,18 = 9954,55 (N)

1.5.2 Kích thước cơ bản và đặc tính của lị xo đĩa
Sơ đồ để tính lị xo đĩa nón cụt có xẻ rãnh hướng tâm thể hiện trên hình sau

Di
Flx

Da

L2

L1
De
P
Hình 2.5.2 Sơ đồ lị đĩa
Lực nén do lị cụt xo nón tạo ra Flx để ép lên đĩa ép nhằm tạo ra mômen ma sát cho ly
hợp được xác định như sau


2 .E
2
Flx =
3 1 àp
.
.

1
lin ữ
b .
k1  . δ2 +  h − λ.( 1 − k1 )
.
 b 
De2 ( 1 − k 2 ) 2 
(1− k2 )



λ.( 1 − k1 )

.
h
−
÷

÷
2.( 1 − k 2 )


Trong đó
De: Đường kính lớn của lị xo đĩa ứng với vị trí tỳ lên đĩa ép(m).
Chọn De = 0,95.(2.R2) = 0,95.2.0,16 = 0,304 (m)
Sơ bộ đường kính qua mép xỏ rãnh ( Da )
De
De
0,304
= 1,2 ÷ 1,5 ⇒ D a =
Da
1,2 ÷ 1,5 1,2 ÷ 1,5
÷
=
= 0,253 0,202 (m)

Chọn Da = 0,244 (m)
λ

: độ dịch chuyển biến dạng của lị xo

E : mơđun đàn hồi kéo nén
E = 2,1.1011 (N/m2)

µb

δb

: hệ số poat-xong đối với thép lị xo.

: độ dầy của lò xo đĩa.

Sơ bộ chọn : b=

àb =0,26

De
= 75 ữ 100
b

De
0,304
=
= ( 0,004 ữ 0,003)
75 ữ 100 75 ÷ 100

Chọn δb= 0,0032 (m) = 3,2mm
h : độ cao khơng xẻ rãnh của nón cụt ở trạng thái tự do(m).
h
= ( 1,5 ÷ 2,0 )
δb

⇒ h = ( 1,5 ÷ 2,0 ) δ b = ( 1,5 ÷ 2,0 ) .0,003 = ( 0,0048 ÷ 0,0064 )

Chọn h = 0,006(m)


÷
÷
 


k1,k2 :các tỷ số kích thước của đĩa nõn cụt được xác định như sau

Da 0, 244

k1 = D = 0,304 = 0,802

e

k = De + Da = 0, 244 + 0,304 = 0,901
 2
2.De
2.0,304

→ Dc = k2 .De = 0,901.0,304 = 0,247 ( mm )
l1 =

h
= 0,003(m)
2

Thay thế vào ta có
 1 

ln 
÷

( 1 − 0,802 )  
2 3,14.2.10 0,0032.0,003  0,802  
0,003 ( 1 − 0,802 )  
2
Flx = .
.
.
.
0,0032
+
0,006
−
0,003
.
0,006
−


÷

÷
2

3 1 − 0, 262
2 ( 1 − 0,901) ÷ 
0,3042
( 1 − 0,901) ÷ 

( 1 − 0,901) 

11

→

Flx =10752,69(N) > k 0 .P∑ =9954,55

Vậy thỏa mãn lực ép yêu cầu.
Lực ép lớn hơn dẫn đến hệ số β tăng lên. Ta tính lại hệ số β.
Flx =

k 0 .β.M e max
F .µ.R tb .i 10752, 69.0,3.0,132.2
⇒ β = lx
=
= 2,16
µ.R tb .i
k 0 .M emax
1, 08.365

Thỏa mãn vùng cho phép β=(1,6÷2,25)
Vậy kích thước cơ bản của lò xo đĩa là

De = 304(mm); D a = 244(mm); δ b = 3, 2(mm); h = 6(mm)
Kích thước đặc trưng cho địn mở của lị xo đĩa theo yêu cầu đặc tính làm việc. Phải thỏa
mãn điều kiện bền khi mở ly hợp.
Ứng suất được tính


2

2.F .D .
0,5.E 0,5. ( D − D a ) .α + δ d .α
σ = 2 n a
+
.
δd . ( Di + D a ) 1 − µ 2p
Da


( De − Da ) 304- 244

=
= 273(mm)
D =
304


D

ln
li n  e ÷
244

D
 a

2h

2.6

α
=
=
= 0, 2

D
−
D
304
−
244
e
a

Trong đó :
σ: ứng suất lớn nhất tại điểm nguy hiểm (điểm B) ( N/m2)
Di: đường kính đỉnh của lị xo đĩa nón cụt (m)
De
D
0,304
≥ 2,5 ⇒ D i ≤ e =
= 0,122
Di
2,5
2,5

Chọn Di = 120(mm) = 0,12(m)
Fn : lực tác dụng lên đỉnh nón khi mở ly hợp

Xác định bằng công thức


( D e − Dc )
= 4136,84(N)
Fn = Flx .
( Dc − Di )

D = 0, 274
 c

σ=

2.4136,84.0,244
0, 00322 (0,12 + 0, 244)

2.105
(0, 273 − 0, 244)0, 2 2 + 0, 0032.0, 2
2
2(1 − 0,26 )
2.0, 244

+

.

σ =466 (Mpa)
Vậy lò xo màng đủ bền
1.6. Tính sức bền trục ly hợp
Trục ly hợp vừa là trục sơ cấp hộp số, đầu cuối của trục có cặp bánh răng nghiêng

luôn ăn khớp. Đầu trước của trục lắp ổ bi và đặt trong khoang của bánh đà, đầu sau lắp ổ
bi trên thành vỏ hộp số.


1.6.1 Chế độ tính tốn trục ly hợp
+ Ta có mômen truyền từ động cơ xuống trục ly hợp : Me max = 365N.m.
+ Mômen bánh truyền tới trục ly hợp :

Mφ =

G b .ϕ.rb 6050.0,8.0,366.10
=
= 609,7
i 0 .i h1.i f
5,833.4,981.1

(N)

Ta thấy Mφ > Me max
Vậy ta dùng mômen truyền từ động cơ để tính tốn cho trục ly hợp
1.6.2 Tính các lực tác dụng lên cặp bánh răng ln ăn khớp
+ Các thông số của bánh răng nghiêng luôn ăn khớp :
Đường kính đỉnh răng

da = 102,98(mm)

Đường kính vịng chia

d = 94,48 (mm)

Đường kính chân răng

df = 83,85(mm)

Mơđun pháp tuyến

mn =4,25( mm)

Số răng

Z = 21

Góc nghiêng của răng

β = 250 ; góc ăn khớp α = 200

Bề rộng vành răng

B = 30(mm)

+ Tính lực vịng

Pv1 =

2.M t 2.M e max
2.365.103
=
=
= 7413 ( N )
ms

4.25
z.ms
21.
z.
cosβ
cos ( 250 )

+ Tính lực hướng tâm

Pr1 = Pv1 .

tg ( 200 )
tagα
= 7352.
= 2977 ( N )
cosβ
cos ( 250 )

+ Tính lực dọc trục
Pa1 = Pv1 . tgβ = 7352.tg(250)=3457 (N)


1.6.3 Tính các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1
Trục thứ cấp hộp số có đầu trục dưới được lắp ổ lăn và đặt vào khoang của bánh răng
luôn ăn khớp. Do vậy mà trục ly hợp cũng chịu một phần lực tác dụng do trục thứ cấp
gây ra (ta tính cho tay số 1).
Mơmen tính tốn trục thứ cấp ở tay số 1:
Mt1 = Memax . ih1 =365.4,981 = 1818( N)
+ Tính lực vịng:
Pv2 =

2.M t
2.1818
=
= 15808 ( N )
z.m 46.5.10−3

Trong đó:
Z - số răng của bánh răng gài số 1 .

Z = 46

m - môđun pháp tuyến.

m=5

+ Tính lực hướng tâm:

Pr2 = Pv2 . tgα = 15808. tg20o = 5753( N)

+ Tính lực dọc trục:

Pa2 = 0 (bánh răng trụ răng thẳng).

1.6.4 Tính các phản lực tác dụng lên trục ở vị trí lắp ổ lăn
Tính các phản lực tại 2 gối đỡ trên trục thứ cấp hộp số:
y

l = 305

l = 110
0

z

Fx23
Fy23

x

Fx25

Pv2
Fr2

Xét mặt phẳng (xOz) và mặt phẳng (yOz). Giả xử lực theo hình vẽ
+ Tính lực theo phương ( x )

∑ Fx = Fx 23 − Pv2 + Fx 25 = 0


∑ M y23 = Pv2 .l3 − Fx 25 . ( l3 + l4 ) = 0

Fy25


Fx 23 = Pv2 − Fx 25

F = Pv2 .l3
 x 25 ( l + l )

3
4

Fx 23 = 15808 − 4190 = 11618 ( N )

⇔
15808.110
Fx 25 = ( 110 + 305 ) = 4190 ( N )

+ Tính lực theo phương y

∑ Fy = Pr 2 − ( Fy23 + Fy25 ) = 0

∑ M x 23 = Pr2 .l3 − Fy25 . ( l3 + l 4 ) = 0
Fy23 = Pr 2 − Fy25 = 5753 − 1525 = 4228

⇔
Pr 2 .l3
5753.110
Fy25 = ( l + l ) = 110 + 305 = 1525
3
4


Các phản lực đều dương nên chiều của các phản lực theo giả thiết là đúng.
+ Tính các phản lực tại hai gối đỡ 0 và 1 trên trục ly hợp:

Nhận xét: Nếu ta gọi hai lực do trục thứ cấp tác dụng lên trục ly hợp tại vị trí có bánh
răng nghiêng là Fx13 và Fy13 . Hai lực này có giá trị tuyệt đối bằng hai lực F x23 và Fy23 trên
trục thứ cấp, có điểm đặt vào bánh nghiêng ln ăn khớp, có phương chiều ngược với F x23

và Fy23 .
Như vậy ta có:



Fx13 = Fx23 = 11618( N)


Fy13 = Fy23 = 4228( N)

Ta có thể coi đường tác dụng lực của hai lực Fx13 và Fy13 cùng nằm trong mặt phẳng
chứa đường tác dụng lực của Pv1 và Pr1 .
Xét mặt phẳng (xOz) và mặt phẳng (yOz). Giả sử các phản lực có chiều như hình vẽ. Ta
có hệ phương trình sau:
+ Tính các lực theo phương x
∑Fx = Fx10 - Fx11 + Pv1 - Fx13 = 0
∑Mo (Fx) = Fx11 . l1 - Pv1 . (l1 + l2) + Fx13 . (l1 + l2) = 0
Fx10 = Fx11 + Fx13 - Pv1
Fx11 =

Pv1. ( l1 + l 2 ) − Fx13 . ( l1 + l2 )
l1

Fx10 = −4784 + 11618 − 7413 = −579 ( N )


7413. ( 305 + 42 ) − 11618. ( 305 + 42 )
= −4784 ( N )
Fx11 =
305



+ Tính lực theo phương (y)
∑Fy = Fy10 – Fy11 + Pr1 + Fy13 = 0
∑Mo (Fy) = Fy11 . l1 – Pr1 . (l1 + l2) – Fy13 . (l1 + l2) + Pa1.dwa/2 = 0
Fy10 = Fy11 – Pr1 – Fy13
Fy11 =

2.( Pr1 + Fy13 ) . ( l1 + l 2 ) − Pa1.d1
2.l1

Fy10 = 7661 − ( 4228 + 2977 ) = 456 ( N )


( 2977 + 4228 ) . ( 305 + 42 ) .2 − 3457.94, 48 = 7661 N
( )
Fy11 =
2.305

Các phản lực đều dương nên chiều của các phản lực theo giả thiết là đúng.
1.6.5 Tính các mơmen trên trục ly hợp và vẽ biểu đồ mômen


Ta đặt trục ly hợp trong hệ trục (Oxyz).
Như vậy trục ly hợp chịu uốn theo phương Ox và Oy, xoắn quanh Oz.
Tính mơmen tại vị trí (1)

M x1 = − Fy10 .l1 = 456.305 = −139080 ( N.mm )

M y1 = Fx10 .l1 = −579.305 = −176595 ( N.mm )

+ Tính mơmen tại vị trí (3)
d

M x3 = −Fy10 .( l1 + l2 ) + Fy11.l2 − Pa .
2

M y3 = Fx10 .( l1 + l2 ) − Fx11.l 2


94, 48

= 221( N.mm )
M x3 = −456. ( 305 + 42 ) + 7661.42 − 3457.
2

M y3 = −579. ( 305 + 42 ) − ( −4784.42 ) = 0 ( N.mm )


+ Mômen uốn

d
94, 48
M z = Pv1. = 7413.
= 350190 ( N.mm )
2
2