Bài giảng Thiết kế ô tô - Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ô TÔ Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương. Chương 2: Ly hợp. Chương 3: Hộp số thường. Chương 4: Hộp số tự động. Chương 5: Truyền động các đăng. Chương 6: Cầu chủ động. Chương 7: Cầu dẫn hướng. Chương 8: Hệ thống treo. Chương 9: Hệ thống phanh. Chương 10: Hệ thống lái. Chương 11: Khung và vỏ. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG.  Mục đích của công việc tính toán thiết kế ô tô là xác định kích thước tối ưu của các bộ phận và chi tiết của xe.  Tr

pdf18 trang | Chia sẻ: huongnhu95 | Lượt xem: 481 | Lượt tải: 0download
Tóm tắt tài liệu Bài giảng Thiết kế ô tô - Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ong khi đĩ, kích thước của một chi tiết phụ thuộc vào độ lớn và bản chất của ứng suất sinh ra bên trong chi tiết đĩ khi nĩ làm việc.  Mà ứng suất sinh ra trong các chi tiết của ơ tơ lại phụ thuộc vào chế độ tải trọng tác dụng lên chúng trong các điều kiện sử dụng khác nhau. Muốn xác định kích thước của các chi tiết để đủ độ bền làm việc, cần phải xác định tải trọng tác dụng lên chúng khi xe làm việc. Khi tính tốn độ bền của các bộ phận và chi tiết của ơtơ, ngồi tải trọng tĩnh chúng ta phải xét đến tải trọng động. Tải trọng động tác dụng lên chi tiết trong thời gian ngắn, nhưng giá trị của nĩ lớn hơn tải trọng tĩnh rất nhiều. I. KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI TẢI TRỌNG. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. Tải trọng động xuất hiện trong các bộ phận và chi tiết của hệ thống truyền lực:  Khi đĩng ly hợp đột ngột.  Khi gài số trong quá trình tăng tốc.  Khi phanh đột ngột bằng phanh tay hoặc khi phanh gấp mà khơng mở ly hợp. Đối với các bộ phận khơng được treo và hệ thống lái, tải trọng động sẽ xuất hiện khi xe chuyển động trên mặt đường khơng bằng phẳng. Đối với hệ thống truyền lực của ơtơ, tải trọng tĩnh tác dụng lên chi tiết được tính từ mơmen xoắn cực đại của động cơ Memax. Tải trọng động thường được xác định theo cơng thức kinh nghiệm nhận được từ hàng loạt các thí nghiệm . Hệ số tải trọng động kđ: tĩnh trọng tải trị giá động trọng tải trị giá k đ  I. KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI TẢI TRỌNG. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 1. Đĩng ly hợp đột ngột. Cơng thức kinh nghiệm i 8i k đ   β  – Hệ số dự trữ của ly hợp . i – Tỉ số truyền chung của cả hệ thống truyền lực ứng với tay số đang tính tốn. Qua thí nghiệm, người ta nhận thấy rằng khi đĩng ly hợp đột ngột thì mơmen quay sinh ra trên trục sơ cấp của hộp số cĩ thể lớn gấp 33,5 lần mơmen quay cực đại của động cơ và ở bánh xe chủ động mơmen xoắn cĩ thể gấp hai lần so với mơmen xoắn từ động cơ truyền xuống. Kết quả của việc đĩng ly hợp đột ngột là xe bị giật mạnh hoặc động cơ sẽ tắt máy. Hiện tại chưa cĩ phương pháp chính xác để tính tốn tải trọng động sinh ra khi đĩng ly hợp đột ngột CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Khơng mở ly hợp khi phanh. Khi phanh mà khơng mở ly hợp thì các chi tiết quay của động cơ phải dừng lại trong khoảng thời gian rất ngắn t và với gia tốc chậm dần rất lớn: dt d bđ Mơmen các lực quán tính Mj của bánh đà: dt dω JM j bđ bđ  Khi các bánh xe đã dừng hẳn lại thì bánh đà cịn quay thêm một gĩc bđ và sẽ làm cho các trục của hệ thống truyền lực bị xoắn với các gĩc xoắn: bđ = c.ih + n.i0.ih .G.J .l.i.iM .GJ .l.iM n nhj n c chj c 2 0   Các gĩc xoắn c, n được tính: (1) CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Khơng mở ly hợp khi phanh. Jbđ i Hãm Hãm i0 2 c hi + n 0i hi i0n+c  bđ jM n n .i M j h h.i .ih M j 0.i nJ , l n c, l J c CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Khơng mở ly hợp khi phanh. lc, ln :chiều dài trục các đăng và bán trục. Jc, Jn : mơ men quán tính. G : mơđuyn đàn hồi dịch chuyển (khi xoắn). G = 8.104 MN/m2 ) .G2J .l.ii .GJ .li (M n n 2 h 2 0 c c 2 h j bđ GJ lii GJ li C n nh c ch .2 .. . . 1 22 0 2   Thay các giá trị c, n vào biểu thức trên ta cĩ: Ta đặt => Mj = C.bđ C là độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực (Nmrad-1) khi các bánh xe cùng bị hãm. (2) bđbđ CJ . ωd  dt bđTừ (1) và (2) => CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Khơng mở ly hợp khi phanh. Mặt khác ta cĩ : bđ bđ bđbđ bđ bđbđ bđ bđ bđ d J dt d J       d J d d dt dω => C.bđ.dbđ = Jbđ.bđ.dbđ     bđbđ dC max 0 bđbđ 0 bđ d.J 0   Lấy tích phân 2 vế: => C. 2max = Jbđ.02 C J ω bđ0max  CJCM bđoj .maxmax  Ta được:  Mơmen của các lực quán tính Mj sẽ lớn hơn mơmen cực đại của động cơ khoảng 15 ÷ 20 lần.  Mjmax > Ml Trong trường hợp này ly hợp làm nhiệm vụ của cơ cấu an tồn. => CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay.  Chúng ta xét trường hợp cơ cấu phanh tay bố trí ở trục thứ cấp của hộp số.  Khi xe đang chuyển động, người lái khơng sử dụng phanh chân để dừng xe, mà sử dụng phanh tay cho đến lúc xe dừng hẳn lại.  Khi trục thứ cấp của hộp số bị hãm chặt, nhưng do quán tính, bánh xe cịn quay đi một gĩc bx rồi mới dừng hẳn lại.  Bx chuyển động quay chậm dần với gia tốc gĩc : Nên làm xuất hiện mơmen của lực quán tính: dt d JM bxbxj   dt d bx (3) CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay. Jc, lc j Hãm io 2M ioHS HS BX j M j bx c  c io io c  n j io 2M J c cl nl nJ  bx jM J bx Sơ đồ tính tốn tải trọng động khi sử dụng phanh tay đột ngột CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay. Ta cĩ quan hệ giữa các gĩc xoắn: n o c bx i    Các gĩc xoắn c, n được tính: GJi lM2 co cj c    GJ lM n nj   n            GJ l GJi l2 M n n c 2 o c jbx Thay các giá trị c, n vào biểu thức trên ta cĩ: CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay. Với C là Độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực khi phanh đột ngột bằng phanh tay: GJ l GJi l2 1 C n n c 2 o c      => Mj = C.bx (4) Từ (3) và (4) => bxbx CJ .dt dωbx  bx bx bxbx bx bxbx d ω      d J d d dt d  bx bx bx Jdt d JMặt khác ta cĩ : CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay. => C.bx.dbx = Jbx.bx.dbx  bxbx 0 max   dC bxbxbx dJ   . 0 0 Lấy tích phân 2 vế: => C. 2max = Jbx.02 C J ω bx0max  CJCM bxoj .maxmax  Ta được: =>  Thơng thường tải trọng tác dụng lên hệ thống truyền lực khi phanh bằng phanh chân lớn hơn khi phanh bằng phanh tay. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TỐN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ơ TƠ. 1. Tải trọng tính tốn dùng cho hệ thống truyền lực.  Để đảm bảo đủ độ bền làm việc, các bộ phận và chi tiết của ơ tơ phải được tính tốn thiết kế theo chế độ tải trọng động.  Tính tốn giá trị tải trọng động theo lý thuyết là rất phức tạp và khĩ chính xác.  Tính đến tải trọng động bằng cách chọn hệ số an tồn phù hợp hoặc đưa vào hệ số tải trọng động được rút ra từ thực nghiệm. Đối với ơ tơ con: Kđ = 1,5 – 2,0 Đối với ơ tơ tải: Kđ = 2,0 – 2,5 Đối với ơ tơ cĩ tính năng cơ động cao: Kđ = 2,5 – 3,0 i 8i k đ   β CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TỐN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ơ TƠ. 1. Tải trọng tính tốn dùng cho hệ thống truyền lực. Mơmen xoắn truyền từ động cơ xuống chi tiết của hệ thống truyền lực trong trường hợp tính theo động cơ là:  .i.MM maxeX Mơmen tính theo điều kiện bám ngược lên chi tiết được xác định như sau: η .    i .r x.Z M bxbxb Vậy để chọn ra kính thước tối ưu cho chi tiết đĩ, tránh trường hợp thừa kích thước, tốn nhiều vật liệu chế tạo, khơng kinh tế thì:  Nếu Mx > Mb thì tính theo giá trị Mb.  Nếu Mb> Mx thì tính theo giá trị Mx CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TỐN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ơ TƠ. 2. Tải trọng tác dụng lên hệ thống phanh. Mơmen phanh Mp của bánh xe: Mp = Zbx . .rbx Trường hợp xe cĩ hai cầu: a h' 1 ag hj 1m b h' 1 bg hj 1m ggmax 2 ggmax 1                  g j ' maxHệ số đặc trưng cường độ phanh Hệ số phân bố tải trọng lên cầu trước: Hệ số phân bố tải trọng lên cầu sau: CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TỐN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ơ TƠ. 3. Tải trọng tác dụng lên hệ thống treo và cầu. t max t max σ σ P P k đ Tính tốn bền theo tải trọng cực đại Pmax khi xe chuyển động thơng qua tải trọng tĩnh Pt  Thực nghiệm chứng tỏ rằng kđ tăng khi độ cứng của hệ thống treo và vận tốc của xe tăng.  Khi xe chuyển động trên đường bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là từ khối lượng được treo.  Khi mặt đường khơng bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là tải trọng động từ các khối lượng khơng được treo. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TỐN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ơ TƠ. 4. Tải trọng tác dụng lên hệ thống lái.  Mơmen cực đại của người lái tác dụng lên vơ lăng : Ml = Plmax .R Plmax – Lực cực đại tác dụng lên vơ lăng. Đối với xe tải nạêng và trung bình vào khoảng 400 đến 500 N. Đối với xe du lịch vào khoảng 150 đến 200 N. R – bán kính của vơ lăng.  Lực phanh cực đại tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng khi phanh xe trên đường cĩ hệ số bám  = 0,8 – 1,0 c m ZP n m ZP bx2 bx1     m n m c P1 pP 2P 1P pP

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfbai_giang_thiet_ke_o_to_chuong_1_tai_trong_va_ung_suat_tuong.pdf
Tài liệu liên quan