BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH LUẬN VĂN THẠC SĨ NGUYỄN VĂN BẢN NGHIÊN CỨU MÔ HÌNH HÓA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC VÀ PHƯƠNG PHÁP TÍNH TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC S K C 0 9 NGÀNH: KHAI THÁC VÀ BẢO TRÌ Ô TÔ MÁY KÉO - 605246 S KC 0 7 Tp Hồ Chí Minh, 2012 BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH LUẬN VĂN THẠC SĨ NGUYỄN VĂN BẢN NGHIÊN CỨU MÔ HÌNH HÓA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC VÀ PHƯƠNG PHÁP TÍNH TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC NGÀNH: KHAI THÁC VÀ BẢO TRÌ Ô TÔ MÁY KÉO - 605246 HƯỚNG DẪN KHOA HỌC: TS NGUYỄN NƯỚC Tp Hồ Chí Minh, 2012 LÝ LỊCH KHOA HỌC I LÝ LỊCH SƠ LƯỢC: Họ & tên: NGUYỄN VĂN BẢN Giới tính: Nam Ngày, tháng, năm sinh: 16/ 11/ 1980 Nơi sinh: Bắc Ninh Quê quán: Hương La, Tân Lãng, Lương Tài, Bắc Ninh Dân tộc: Kinh Chức vụ, đơn vị công tác trước học tập, nghiên cứu: Giảng viên Đại học Nguyễn Tất Thành Chỗ riêng địa liên lạc: 557/80/2A Hương lộ 3, Bình Hưng Hòa, Bình Tân, Tp Hồ Chí Minh Điện thoại quan: Fax: II QUÁ TRÌNH ĐÀO TẠO: Trung học chuyên nghiệp: Hệ đào tạo: Nơi học (trường, thành phố): Ngành học: Đại học: Hệ đào tạo: Chính quy Điện thoại nhà riêng: 0937.719.846 E-mail: nvban@ntt.edu.vn Thời gian đào tạo từ ……/…… đến ……/ Thời gian đào tạo từ / 2003 đến / 2008 Nơi học (trường, thành phố): Trường Đại học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh Ngành học: Cơ khí ô tô Tên đồ án, luận án môn thi tốt nghiệp: Thiết kế hoán cải hệ thống phanh xe tải KIA RHINO Ngày & nơi bảo vệ đồ án, luận án thi tốt nghiệp: Tháng năm 2008, Trường Đại học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh Người hướng dẫn: TS Nguyễn Nước Trình độ ngoại ngữ (biết ngoại ngữ gì, mức độ: Anh văn, trình độ B i III QUÁ TRÌNH CÔNG TÁC CHUYÊN MÔN KỂ TỪ KHI TỐT NGHIỆP ĐẠI HỌC: Thời gian Tháng 4/2008 Tháng 6/2009 Nơi công tác Công ty CP Hồng Hà Bình Dương Công ty liên doanh vận tải Việt Nhật Logitem Việt Nam Tháng10/2009 Trường Đại học Nguyễn Tất Thành XÁC NHẬN CỦA CƠ QUAN CỬ ĐI HỌC (Ký tên, đóng dấu) ii Công việc đảm nhiệm Quản lý thiết bị - Xe –Máy Ban vận tải Giảng viên Ngày tháng năm 200… Người khai ký tên LỜI CAM ĐOAN Tôi cam đoan công trình nghiên cứu Các kết số liệu nêu luận văn trung thực chưa công bố công trình khác khác Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 21 tháng năm 2012 iii LỜI CẢM ƠN Trong thời gian thực luận văn, việc lỗ lực thân, nhận nhiều giúp đỡ tận tình Giảng viên hướng dẫn _ TS Nguyễn Nước, giảng viên Khoa Cơ Khí Động Lực, Trường Đạo học Sư Phạm Thành Phố Hồ Chí Minh Bên cạnh đó, nhận giúp đỡ từ giảng viên Khoa Cơ khí – Tự động, Trường Đại học Nguyễn Tất Thành; giảng viên Khoa Cơ khí, Trường Đại học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh nhiều giúp đỡ bạn đồng nghiệp Tôi xin chân thành cảm ơn TS Nguyễn Nước, Thầy cô bạn đồng nghiệp giúp đỡ, tạo điều kiện tốt để hoành thành luân văn Chân thành cảm ơn! Học viên thực Nguyễn Văn Bản iv TÓM TẮT Ô tô hệ thống động lực học phức tạp, chuyển động với vận tốc khác loại đường tình trạng chịu tải chi tiết thay đổi Khi tính toán độ bền phận chi tiết ô tô tải trọng tĩnh phải xét đến tải trọng động Tải trọng động tác dụng lên chi tiết thời gian ngắn giá trị lớn tải trọng tĩnh nhiều Tải trọng động xuất phận chi tiết hệ thống truyền lực (HTTL) đóng ly hợp đột ngột, gài số trình tăng tốc, phanh đột ngột phanh tay, hay phanh gấp không mở ly hợp …Xác định xác giá trị tải trọng tác dụng lên chi tiết HTTL toán phúc tạp Đề tài: “Nghiên cứu mô hình hóa hệ thống truyền lực phương pháp tính tải trọng động hệ thống truyền lực” thực sở nghiên cứu lý thuyết tải trọng động HTTL kiểu khí ô tô, sau tiến hành mô hình hóa HTTL sử dụng kết mô hình hóa để tính toán ứng dụng vài cụm chi tiết HTTL Nội dung đề tài bao gồm : Chương Tổng quan : trình bày tình hình nghiên cứu nước, công trình công bố Chọn đối tượng nghiên cứu HTTL khí, hướng nghiên cứu nhắm tới mục tiêu xác định chế độ tải trọng tác dụng lên HTTL phương pháp tính toán tải trọng đặc trưng Chương Nghiên cứu sở lý thuyết tải trọng động xe ô tô : phân tích sơ đồ bố trí hệ thống, thông số ban đầu để tính toán HTTL đặc trưng tải trọng động Lựa chọn thông số HTTL kiểu khí có cấp, phân tích chất lượng kéo ô tô để đánh giá mức độ xác việc lựa chọn thông số động HTTL Tiến hành đánh giá chất lượng kéo tính kinh tế nhiên liệu ô tô điều kiện gần giống với điều kiện thực tế để có số liệu ban đầu để tính toán xác độ bền cụm chi tiết HTTL v Chương Mô hình hóa hệ thống truyền lực: phân tích đặc tính hư hỏng khả làm việc chi tiết phụ thuộc vào yếu tố gây nên phá hủy chi tiết Tính toán độ bền để phòng ngừa gẫy vỡ hư hỏng bề mặt làm việc chịu tải trọng động lớn Để tính bền cần xác định tải trọng lớn điều kiện làm việc nặng nhọc Để đơn giản ta dùng phương pháp mô hình hóa, đưa HTTL sơ đồ tính tương đương Tính chất tải trọng động HTTL xác định tham số đa dạng tác dụng lên ô tô trình chuyển động, kể tham số động lực học ô tô Hệ thống động lực học thông thường tham số phân bổ tham số rời rạc Trong hệ thống tham số phân bổ phần tử đặc trưng hai tính chất: quán tính đàn hồi Trong hệ thống đưa dạng rời rạc, khối lượng coi khối lượng tập trung có tính chất quán tính Các phận nối với khối lượng có dạng phần tử đàn hồi đặc trưng độ cứng xác định Sự rời rạc hóa tính toán HTTL tiến hành cách nghiên cứu kỹ vẽ chi tiết HTTL phân chia thành phần tử có khối lượng tập trung phần tử có tính đàn hồi Bánh đà, đĩa ly hợp, mặt bích, bánh răng, vỏ hộp số vỏ chi tiết coi khối lượng tập trung Các phần tử có tính đàn hồi, trước tiên phải kể tới trục HTTL cụm chi tiết đàn hồi hệ thống treo Việc xác định độ cứng phần tử liệt kê có ý nghĩa quan trọng thành lập sơ đồ tính toán HTTL tương đương Chương Tính toán ứng dụng: sử dụng hệ thống HTTL tương đương tính toán thông số tải trọng dập tắt dao động, tính toán độ bền bánh hộp số Chương Kết luận kiến nghị hướng phát triển đề tài vi SUMMARY Automobile is a complex dynamics system When it moves on different types of roads with different speeds, the supporting state of its parts changes When calculating the durability of parts and outside static loading capacity of automobile parts, we must consider dynamic loading Dynamic loading has an effect on the parts in a short time but its value is much greater than the static loading capacity Dynamic loading appears in the parts and details of power train when the clutch is closed suddenly, when engaging gear during accelerating, breaking suddenly by hand break, or when breaking suddenly without opening the clutch… Exactly determining the value of loading effect to parts of the powertrain is a very complex problem The theme « Researching the power train modeling and method of dynamic loading calculation in the power system” was carried out based on research about dynamic loading of the powertrain with automotive mechanical type, then modeling the power train and using the modeling for calculating on a few parts of the cluster powertrain The content of the theme including : Chapter Overview : Presenting the domestic and aboard researching situation, the works have been published Chosing the researching object is mechanical power train, the way researching is aimed to identify the mode of load acting on the power train and method of calculating its specific loads Chapter Research the theory basis of dynamic loading on automobile: Analyse the diagram of the system arrangement, the initial parameter is to calculate the power train and the features of dynamic loading Select the basic parameter of the mechanical power train analyse the tractive quality of automobile is to evaluate the accuracy in choosing the parameter of the engine and of the power train Evaluating the tractive quality and the fuel economy of automobile in the conditions approaching the real conditions is to get the initial figures to calculate the durability of the blocks and the items in the power train Chapter Simulate the power train: Analyse the defect features and the operating capacity of the componenst depends on the main factors causing the defects of the component Calculate the durability is to prevent the breaks or defects of the working surface when suffering the maximum dynamic load For calculating the durability, it is necessary to define the maximum dynamic load in the hardest working condition The simple way is the simulate method; it means we make the diagram of the power train The dynamic load of the power train is defined by various parameter affecting on the automobile during the operation, including the dynamic parameter of the automobile Among the allocating parameter system, each element is specified by two features: the inertia and the elasticity Among the desultory systems, the mass is considered as concentrated mass and this mass only vii has the inertia feature The components connecting to this mass are the elastic elements and these components are specified by a defined hardness The digitization, when calculating the power train, is carried out by the careful study the detailed drawing of the power train and devide it into the components which only have the concentrated mass and the components which only have the elasticity feature Flywheel, clutch plate, flange, gears, gear housing, covers of the components are considered as the components which have the concentrated mass The first of the components, which have only the elasticity feature, is the core axis of the power train and the elastic assembly of the suspended system Define the exact hardness of the above listed components is very important to set up the diagram of the power train Chapter Calculate the application: Use the system of the equivalent power train to calculate the load parameter of the oscillator, and to calculate the durability of the gears in the gear box Chapter Conclusion and proposal for the next development of the theme viii Ở giai đoạn trượt thứ ứng với thời gian T2 = Tb – T1 (Tb thời gian trượt toàn ly hợp) ô tô bắt đầu có độ tăng tốc ωa = Khi tăng tuyến tính Mc với nhịp độ tăng ban đầu, mô men động số Me = MΨ = kt1 Vận tốc quay động lúc bị giảm có ma sát đĩa ly hợp, cuối giai đoạn kết thúc thời điểm trượt thời điểm tb tạo cân ωa ωe , ωa = ωe Công trượt giai đoạn : t1 W1   M c (t )(e  a )dt Với: Mc(t) = kt, ωa = 0, ω0 = ωe = const, Mặt khác thời điểm kết thúc Mc = MΨ ,tức kt1 = MΨ W1 = 0.5 ω0 MΨ2 /k Ở giai đoạn ta có số giả thiết: Me = MΨ, Mc (t) = MΨ + kt ứng với ly hợp quay thành khối tb t1 W2   M c (t )(e  a )dt   ( M  kt )(e  a )dt t1 Vận tốc ωa ,ωe xác định phương trình chuyển động khối lượng chuyển động Ie Ia : Ie ωe = Me – Mc = - kt Ia ωa = Mc – MΨ = kt Từ phương trình: ωe = ω0 – 0.5kt2 / Ie ωa = 0.5kt2 / Ia ωe - ωa = ω0 – 0.5kt2 / I Suy ra: Ở đây: I = Ia Ie/( Ia + Ie) 107 (4.3) Cuối giai đoạn 2: ωa = ωe từ phương trình (4.3) ta có: t2  20 I / k Công trượt riêng giai đoạn xác định: t1 W2  t1  (M   k t ) (   k t / I ) d t   0  0 M  (M   k t ) (1  t / t 2 ) d t  2 I / k  0I Công trượt riêng toàn xác định: M  0 I Wb  W1 +W2 = 0 (   M 20 I / k ) 2k M I 2   M 0 (   20 I / k ) 2k (4.4) Theo kinh nghiệm tính toán, để tính toán chế độ tải trọng ly hợp sử dụng công thức kinh nghiệm: Wb = 0.5 I a0 M emax /(M emax  M ) (4.5) Trong công thức ta lấy Me, Mc, MΨ số, Me = Memax, chọn vận tốc góc động ω0 = ωM /(3+50π) động xăng ω0 = 0.75 ωp Trong ωM , ωp vận tốc góc trục khuỷu tương ứng với chế độ mômen cực đại công suất cực đại động Khi sử dụng công thức (4.4) ta có Ψ = 0.1 tính toán điển hình với xe ô tô du lịch số truyền ô tô vận tải số truyền 2, HTTL có chia ta chọn số hộp số số truyền thấp chia Hệ số ωµ với xe Nga tính theo công thức (4.4) không vượt 160 J/cm2 108 Khi tính toán ly hợp ô tô tải nặng theo công thức (4.5) tay số lấy Ψ = 0.02 0.16 tương ứng với đường tốt đường xấu, tay số hai lấy Ψ = 0.02 ứng với trường hợp đường tốt Trị số giới hạn ωµ = 20 Ψ = 0.02, ωµ = 65 Ψ = 0.16 tay số một, tay số hai ωµ = 40 Ψ = 0.02 Kết phần lớn ô tô vận tải đạt trị số nêu trên, xe du lịch số truyền Ψ = 0.02 ωµ = 50 -70 Tính toán gia nhiệt xác định tăng nhiệt độ trung bình đĩa ép Δt khởi hành xe chỗ Khi tính toán người ta coi truyền nhiệt môi trường tất công trượt biến thành nhiệt theo công thức: Δt = γWµ/ (mlh C), Ở đây: - γ phần nhiệt mà đĩa ép đĩa ép trung gian tiếp nhận, γ = 0.5 ly hợp đĩa, γ = 0.25 đãi ép 0.5 đĩa ép trung gian ly hợp kép, - mlh khối lượng ly hợp (kg), - C nhiệt lượng riêng gang (thép) = 481.5 J/kg.oC Nhiệt độ cho phép sau lần đóng mở ly hợp 10oC ly hợp đĩa 20oC với ly hợp ô tô có kéo moóc 4.1.3 Tính toán chi tiết ly hợp Mục đích việc tính toán chi tiết ly hợp nhằm xác định thông số ly hợp ô tô Đó tính toán kích thước bề mặt ma sát, cấu ép, cấu điều khiển ly hợp nhằm bảo đảm yêu cầu làm việc ly hợp điều kiện hoạt động ô tô 109 Tính toán lò xo việc xác định kích thước lò xo để đảm bảo cho yêu cầu lực ép cần thiết độ bền Lò xo chế tạo từ mác thép 65Г, 50XФA, 60C2A Lực ép lò xo tính theo công thức: Fn = (Ftd+F0) / Zn, Trong đó: - Ftd lực tác dụng lên đĩa ép lò xo - F0:lực tổng cộng lò xo kéo nén ly hợp F0= (0.05 – 0.08) Ftd Phương pháp tính toán lò xo côn lò xo trụ tương tự giáo trình chi tiết máy Lựa chọn thông số lò xo hình trụ phải tuân theo tiêu chuẩn qui định Thí dụ, với nước SNG FOCT 16118-70 Ứng suất lớn phát sinh cắt ly hợp hoàn toàn tính theo công thức: Fnmax = Fn + Cn/ llh Ở đây: llh khoảng dịch chuyển ly hợp mở hoàn toàn Sơ đồ để tính lò xo đĩa cho hình (4.9) Trong Ftd lực tác dụng lên đĩa ép, Flx lực tác dụng lên lò xo mở ly hợp Trị số lực tính theo công thức: Ftd = Flx (Dc-Di)/(De-Dc) Đồng thời Ftd =  E  l1 ln(1/ k1 )   k1  k1    ( h  l1 )( h  0.5l1 2   n De (1  k )   k2  k  k1= Da/De k2 = Dc/De Ở đây: 110 - l1 độ dịch chuyển lò xo chỗ đặt lực Ftd quay vòng ( vòng liền) - E mô đun đàn hồi, E ~ 2.105 MPa, µn ~ 0.26 Độ dịch chuyển l2 đầu lò xo mở ly hợp gồm độ dịch chuyển l’2 gây nên xoay vòng biến dạng uốn l2" Ta có: l2= l’2 + l2" Dc Da L'2  L2 Di Flx B L"2 h l1  FH De Hình 4.9: Sơ đồ để tính toán lò xo đĩa Từ hình 4.9 ta thấy l’2 = l1(Dc - Di)/(De - Dc) Kết tính toán rằng, ảnh hưởng độ biến dạng l2" bỏ qua, l2 ~ l’2 Trong thiết kế, ta sử dụng tỷ lệ De/ Da = 1,2 -1,5, h /δ = 1.5 – 2.0, De/ Di ≥ 2.5, De/ δ = 75 – 100 Số lò xo từ - 20 Tỷ số h /δ xác định tỷ số phi tuyến lò xo Khi h /δ ≥ 1.6, miền trị số dọc trục lớn, tỷ số tăng lớn 2.8 làm xoắn lò xo Khi tính toán đồ bền, cần xác định ứng suất chỗ lò xo chịu tải trọng nguy hiểm nhất, tức vị trí B, lò xo biến dạng Biến dạng lò xo tương ứng: 2Flx Da 0.5E 0.5( D  Da )       ( Di  Da ) 1-n Da 111 Trong đó: D = (De - Da)/ ln(De / Da), α = 2h(De – Da) Ứng suất nhận từ tính toán đem so sánh với giới hạn chảy kéo vật liệu Đối với thép 60C2A σT = 1400 MPa Đĩa chủ động: thường làm gang xám Kích thước hướng kính lựa chọn vào kích thước má ma sát vào bánh đà Chiều dày đĩa chọn 4.5 – 6% đường kính đĩa ma sát, sau tính xác theo phương pháp tính toán nhiệt ly hợp Đĩa chủ động tính theo độ chèn dập chi tiết liên kết đĩa với bánh đà  cd  kM ttmax rtb Zcd Z tx S tx Trong đó: - k hệ số tính đến số lượng đĩa chủ động khoảng cách đặt đĩa chủ động k = 0.5 ly hợp đĩa chủ động, k = 0.5 0.25 tương ứng với đĩa ép trung gian đĩa ép ly hợp kép - Mttmax mô mem động lực học lớn cực đại, - rtb bán kính trung bình đặt điểm tiếp xúc, - Zcđ số đĩa chủ động, - Ztx số phần tử tiếp xúc, - Stx diện tích tiếp xúc mặt ma sát Với kết cấu này:  cd  10  15MPa Tính toán mối nối với lò xo theo ứng suất cắt (τcp) ứng suất chèn dập (  cd ) đinh tán Còn với lò xo theo ứng suất kéo (δp ) ứng suất uốn (δu ) 112 Đĩa bị động chế tạo từ thép 65, trải qua nhiệt luyện thép 20 qua thấm sianua Tính toán đĩa bị động gồm tính toán ứng suất chèn dập σcd ứng suất cắt τcp đinh tán Ứng suất xoắn cho phép thường 15 – 20 MPa, ứng suất uốn 850 – 900 MPa, ứng suất chèn dập 20 – 30 MPa, ứng suất kéo 400 – 500 MPa Cần tách thường làm gang rèn thép Thí dụ với xe KAMAZ 15XГHTA Cần tách tính toán theo uốn Đối với tiết diện bất kỳ, ứng suất uốn:  u  ( FHmax xa)Z p cWu Trong đó: - FHmax lực nén lò xo thời điểm mở ly hợp, - x khoảng cách tới thiết diện nguy hiểm, thường x = c, - a c cánh tay đòn cần tách - Zp số cần tách, - Wu mô men chống uốn tiết diện nguy hiểm Ứng suất uốn không vượt giới hạn, với thép 140 – 160 MPa với gang 60 -80 MPa 4.2 Tính toán độ bền bánh hộp số Tính toán độ bền bánh gồm nội dung: xác định hệ số tải trọng động cực đại, xác định ứng suất uốn cực đại kiểm tra bền bánh Hệ số tải trọng động xác định tỷ số mô men động lớn Mttmax mô men tính toán Mtt dùng để tính toán độ bền mỏi; thường lấy Mtt = Memax Kđ = Mttmax / Memax 113 Mômen Mttmax Memax cần phải qui dẫn trục đồng thời phải xác định tỷ số truyền Việc tính toán thực tay số có Mttmax; Kđ Mttmax xác định theo chương (3.3) Thông số ứng suất tiếp xúc lớn bề mặt là: utxmax = K d Ft Z H Z K H K H K Hx b d 1 (4.8) Trong đó: - Kđ hệ số tải trọng động - Ft lực vòng bánh răng, Ft = Mj / rbx, Mj mômen đặt vào bánh răng, rbx bán kính vòng tròng ăn khớp bánh tính toán - ZH hệ số xét tới hình dạng bề mặt tiếp xúc - Zε hệ số xét tới tổng chiều dài tiếp xúc - KHα hệ số phân bồ tải trọng không - KH hệ số tải trọng tập trung - KHx hệ số phụ thuộc vào kích thước bánh - bω bề rộng bánh - dω đường kính khởi thủy bánh Công thức thực nghiệm:  txmax = Z M utxmax Ở đây: ZM hệ số xét đến tính vật liệu 114 (4.9) ZM  E1 E2  ( E2  12 )  ( E1  2 )  Với E1, E2 µ1, µ2 mô dun đàn hồi hệ số Poát xông vật liệu bánh Với bánh thép, ZM = 275 Ứng suất uốn lớn nhất:  umax = K d Ft YFY K F K F  K Fx K F  bi mn (4.10) Trong đó: - mn mô đun bánh - YF hệ số dạng - Yε hệ số phụ thuộc vào chiều dài tiếp xúc - KFα hệ số phân bố tải trọng không - KF hệ số tải trọng tập trung - KFx phụ thuộc vào kích thước bánh - KFµ hệ số xét tới ảnh hưởng dầu bôi trơn Trong công thức (4.8), (4.9), (4.10) lực vòng Ft tất hệ số, trừ hệ số Kđ , có giá trị tính toán bánh chế độ bền mỏi số truyền Độ bền tiếp xúc cho phép bề mặt là:  txmax = 0.95 tx limM (4.11) Trong đó:  txmax ứng suất tiếp xúc giới hạn mà xảy việc phá hủy bề mặt làm việc hư hại (ví dụ chèn dập, tróc rỗ…) tác dụng tải trọng động theo chu kỳ Giới hạn bền uốn là: 115  umax = 0.9 u limM (4.12) Ở đây:  u limM ứng suất uốn giới hạn xuất biến dạng mỏi bị gãy vỡ tác dụng tải trọng động 116 Chương KẾT LUẬN, KIẾN NGHỊ, HƯỚNG PHÁT TRIỂN ĐỀ TÀI Sau thời gian nghiên cứu hướng dẫn TS Nguyễn Nước Đề tài “Nghiên cứu mô hình hóa hệ thống truyền lực phương pháp tính tải trọng động hệ thống truyền lực” được thực cách hoàn chỉnh với nội dung: Chương 1.Tổng quan Chương Cơ sở lý thuyết tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô Chương Mô hình hóa hệ thống truyền lực Chương Tính toán ứng dụng Chương Kết luận, kiến nghị hướng phát triển đề tài Các kết nghiên cứu nêu đề tài giải vấn đề bản: - Nghiên cứu sở lý thuyết tải trọng động đặc trưng tải trọng động - Xây dựng phương pháp mô hình hóa HTTL, chuyển HTTL từ mô hình khí thành mô hình động lực học tương đương, đơn giản trình tính toán tải trọng HTTL - Sử dụng kết mô hình hóa để tính toán tải trọng lớn HTTL, tính toán dập tắt dao động tính toán độ bền bánh hộp số Những nghiên cứu có ý nghĩa: - Tạo thêm sở lý thuyết vấn đề tải trọng động HTTL ô tô; - Cho người sử dụng nhận thức đầy đủ kỹ điều khiển xe để giảm tải trọng động HTTL Với kiến thức chuyên ngành hạn chế, kinh nghiệm thực tế chưa nhiều, thời gian có hạn; trình thực đề tài không tránh khỏi sai sót số vấn đề cần tiếp tục nghiên cứu Rất mong nhận ý kiến đóng góp quý Thầy Cô bạn đồng nghiệp Hướng phát triển đề tài : 117 - Nghiên cứu thực HTTL khác không khí ; - Mở rộng đối tượng nghiên cứu với xe có dạng công thức bánh xe khác 4x 4, x 4, x 6,… - Tiến hành nghiên cứu thực nghiệm xác định bền cụm HTTL Một lần nữa, xin cảm ơn : Ban Giám Hiệu Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật Thành phố Hồ Chí Minh, Ban Chủ nhiệm Khoa Cơ Khí Động Lực, Thầy giáo hướng dẫn _ TS Nguyễn Nước giúp hoàn thành luận văn 118 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên, Thiết kế tính toán ô tô máy kéo, Nhà xuất Đại học trung học chuyên nghiệp Hà Nội, 1987, 208 trang [2] Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng Lý thuyết ô tô máy kéo Nhà xuất khoa học kỹ thuật Hà Nội, 2000, 359 Trang [3] Nguyễn Khắc Trai, Hệ thống truyền lực ô tô con, Nhà xuất Giao thông vận tải, 1999, [4] Nguyễn Nước, Kết cấu tính toán ô tô, tập 1, ĐH Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh, 2011, 131 trang [5] Lâm Mai Long, Cơ học chuyển động ô tô, ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật Thành Phố Hồ Chí Minh, 2001, 112 trang [6] Đặng Quý, Tính toán thiết kế ô tô, ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật Thành Phố Hồ Chí Minh, 2001, 277 trang [7] Nguyễn Trọng Hiệp, Chi Tiết Máy, tập Nhà xuất Giáo dục, 2006, 212 trang [8] Grishkevich A.I.Proektirovanie transmissy avtomobiley Spravochnik, MOSKVA "MASHINOSTROENIE, 1984, 268 trang [9] Grishkevich AI Vavula V.A etal Avtomobili, konstruktsiya, konstruirovanie u raschet, transmissiya M: Vysheyshaya shkola, 1985 240 trang [10] N A Buharin, VS Prozorov, M SchSchukin, Pod ed NA Buharina Avtomobili Konstruktsiya, nagruzochnye rezhimy, rabochie protsessy, prochnost gregatov avtomobilya, Mashinostroenie, 1973 - 504 trang [11] Reza N Jazar, Vehicle Dynamics theory and application, Springer, 2008, 1022 trang 119 [12] Harald Naunheimer –Bernd Bertsche- Joachim Ryborz – Wolfgang Novak, Automotive tránmissions, Springer, 2010, 742 trang 120 [...]... 3.2 Mơ hình hóa hệ thống truyền lực để tính tốn hệ thống 58 ix 3.3 Xác định tải trọng lớn nhất trong hệ thống truyền lực 78 3.4 Chế độ tải trọng khi tính tốn về độ bền lâu của hệ thống truyền lực 84 Chương 4: TÍNH TỐN ỨNG DỤNG TRÊN MỘT SỐ CHI TIẾT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 98 4.1 Tính tốn bộ dập tắt dao động 98 4.1.1 Lựa chọn thơng số bộ dập tắt dao động 98 4.1.2 Tính. .. đầu để tính tốn hệ thơng truyền lực 12 2.3 Thống số cơ bản của hệ thống truyền lực kiểu cơ khí có cấp 25 2.4 Đánh giá chất lượng kéo của ơ tơ có hệ thống cơ khí 38 2.5 Tính tốn chế độ chuyển động của ơ tơ 45 Chương 3 MƠ HÌNH HĨA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 51 3.1 Đặc tính hư hỏng và các dạng tính tốn hệ thống truyền lực 51 3.1.1 Đặc tính hư hỏng 51 3.1.2 Các dạng tính tốn... động lực học của ơ tơ ZIL 130 41 Hình 2.6 Mối quan hệ giữa gia tốc và vận tốc khi thay đổi số truyền 45 Hình 3.1 Mơ hình tính tốn hệ thống truyền lực 62 Hình 3.2 Phương pháp tính mơ men khi chia nhỏ chi tiết 65 Hình 3.3 Tính mơ men với chi tiết khơng phân tích được thành các hình đơn giản 65 Hình 3.4 Đơn giản hóa hệ thống động lực học 76 Hình 3.5 Mơ men trong. .. thường, tải trọng động đặc trưng bằng hệ số tải trọng động Hệ số này bằng tỷ số của của trị số tải trọng động trên tải trọng tĩnh Đối với HTTL của ơ tơ, tải trọng tĩnh tác dụng lên chi tiết được tính từ mơmen cực đại của động cơ Memax truyền xuống Khi khởi động ơ tơ tại chỗ và đóng ly hợp đột ngột sẽ gây tải trọng động lớn nhất, bởi vì khi đóng ly hợp đột ngột các đĩa chủ động và bị động được ép vào nhau... chuyển động xuống dốc, khi đóng ly hợp đột ngột để gài số trong q trình chuyển động của ơ tơ, hoặc khi phanh bằng phanh tay (trên HTTL) cũng gây tải trọng động khá lớn Như vậy, khi đóng ly hợp đột ngột sẽ gây tải trọng động lớn nhất lên HTTL có thể làm gãy vỡ các chi tiết Đó là chế độ tải trọng thừa nhận để tính tốn bánh răng, trục của hệ thống truyền truyền lực theo tải trọng động Hệ số tải trọng động. .. động có thể sinh ra trong lúc sử dụng, nghĩa là phải chọn hệ số an tồn cho thích hợp Ngồi ra ở một số cơng thức tính tốn có tính tới hệ số tải trọng động tìm ra bằng thực nghiệm Hiện nay có rất nhiều phương pháp tính tốn tải trọng động Những nội dung tiếp theo của đề tài sẽ tiến hành nghiên cứu một trong những phương pháp tính được nhiều người quan tâm 2.1 Sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực HTTL của ơ tơ... sinh viên và kỹ thuật viên Vì vậy đề tài có nhiệm vụ: - Nghiên cứu cơ sở lý thuyết về tải trọng động trong HTTL kiểu cơ khí trên ơ tơ - Mơ hình hóa HTTL trên ơ tơ 4 - Tính tốn ứng dụng trên một vài cụm chi tiết của HTTL 1.3 Nhiệm vụ của đề tài và giới hạn đề tài: - Xác định các chế độ tải trọng tác dụng lên HTTL ơ tơ; - Xây dựng mơ hình và phương pháp tính tốn, xác định các chế độ tải trọng động đặc... tốn tải trọng riêng của một số loại xe 93 xi DANH SÁCH CÁC HÌNH Hình 2.1 Đồ thị trị số khối lượng riêng phụ thuộc vào sức chứa định mức của xe bt chạy liên tỉnh và trong thành phố 15 Hình 2.2 Mối quan hệ giữa khối lượng và hệ số tải trọng trên xe vận tải 16 Hình 2.3 Đặc tính ngồi của động cơ IAMZ– 238 20 Hình 2.4 Đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa Ner và vamax 25 Hình 2.5 Đồ thị động. .. trong thành phố Nếu biết trọng tải của xe vận tải, khối lượng tồn bộ của nó có thể căn cứ vào số liệu đã cho ở trạng thái tĩnh và xuất phát từ hệ số tải trọng kG kG = mG / ma Các đường cong tương ứng với hệ số tải trọng cực đại trên xe vận tải đối với ơ tơ tải thùng, xe ben và xe đầu kéo được cho trên hình 2.2: 16 Hình 2.2: Mối quan hệ giữa khối lượng và hệ số tải trọng trên xe vận tải Đường nét đậm là... xác định tải trọng động tác dụng lên các chi tiết đó khi ơ tơ làm việc Xác định chính xác trị số tải trọng động tác dụng lên các chi tiết ơ tơ là vấn đề rất phức tạp, vì tải trọng động có thể sinh ra trong nhiều điều kiện sử dụng khác nhau Xác định tải trọng động bằng lý thuyết có mục đích để hạn chế bớt số trường hợp gây nên tải trọng động và để đơn giản q trình tính tốn Bởi vậy tải trọng động thường