Đồ án môn học thiết kế tính toán ô tô
LI NểI U

ỏn mụn hc thit k tớnh toỏn ụ tụ l mt ỏn rt quan trng i vi
sinh viờn hc nghnh ụ tụ, ỏn giỳp sinh viờn hiu rừ nhng kin thc ó hc
v lm quen vi cụng vic thit k. L mt mụn hc úng vai trũ quan trng
trong trng trỡnh o to k s cng nh cỏn b k thut v chuyờn ngnh ụ tụ-
mỏy kộo.
ỏn thit k h thng li hp xe ti c 5 tn trờn c s xe IFA W50 do
cỏc thy ca b mụn ụtụ giao cho em ó giỳp em hiu rừ hn v kt cu v
nguyờn lý hot ng ca h thng li hp
c s giỳp v hng dn tn tỡnh ca thy TRNH MINH HONG
v cỏc thy trong b mụn ụ tụ n nay ỏn ca em ó hon thnh . Tuy nhiờn
trong vic thit k ỏn khụng trỏnh khi nhng sai sút em rt mong c s
ch bo v hng dn ca cỏc thy em rỳt ra kinh nghim phc v cho ỏn
tt nghip ca em sau ny c hon thnh tt hn.
Em xin chõn thnh cm n thy TRNH MINH HONG v cỏc thy trong
b mụn ó giỳp em hon thnh ỏn ny.

H NI, ngy 05/11/2003
SV: Nguyễn Ngọc Toàn lớp ô tô k44
1
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«

Sinh viên: Nguyễn Ngọc Toàn
PH Ầ N I : NHIỆM VỤ THIẾT KẾ CỤM LY HỢP.
I. S ố li ệ u ban đ ầ u:
Xe tham khảo IFA_W50
- Mômen xoắn cực đại Me
max
= 43KG.m khi n=1350 v/ph

- Tải trọng của xe G = 4800kg
- Khối lượng bản thân xe G
0
= 5200kg
- Tốc độ cực đại V
max
= 80 km/h
- Hộp số có 5 cấp đồng tốc cho II, III, IV.
- Tỉ số truyền i
I
= 8,62, i
II
= 4,65, i
III
= 2,62, i
IV
= 1,59, i
V
= 1, i
R
= 6,38
- Tỉ số truyền của truyền lực chính i
0
= 5,36
- Li hợp masát khi một đĩa loại thường đóng.
II. Nội dung tính toán.
1. Xác định mômen masát của li hợp, xác định hệ số dự trữ của
mômen.
2. Xác định kích thước cơ bản của ly hợp.
-Xác định bán kính đĩa bị động

- Xác định số đôi bề mặt masát (i)
3. Tính công trượt riêng.
- Tính công trượt của ly hợp khi khởi động (L)
- Xác định công trượt riêng l
0
- Kiểm tra nhiệt độ các chi tiết
4. Tính toán động học và động lực học của hệ thống dẫn động.
- Dẫn động cơ khí của ly hợp thường đóng.
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
2
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
- Xác định tỉ số truyền và hành trình bàn đạp của li hợp.
- Kiểm tra bền của một số chi tiết của hệ thống dẫn động
5. Tính sức bền của một số chi tiết.
- Đĩa bi động ( gồm đinh tán, moayơ, …)
- Lò xo ép
- Các chi tiết của bộ phận giảm chấn
- Tính chi tiết truyền lực từ phần chủ động đến phần bị động.
III . Công dụng và yêu cầu của li hợp.
Các ly hợp của ôtô thường là loại luôn luôn đóng. Ở ôtô thường dùng ly
hợp một hoặc hai đĩa thụ động.Ly hợp một đĩa thụ động thường dùng ở tất cả
các loại ôtô. Ưu điểm của nó là kết cấu đơn giản, thoát nhiệt tốt và mở dứt
khoát. Khuyết điểm là đóng không êm dịu bằng ly hợp nhiều đĩa.
1.Công dụng của ly hợp
- Truyền mômen từ động cơ đến hệ thống truyền lực.
- Ngắt tạm thời động cơ khỏi hệ thống truyền lực.
- Đảm bảo an toàn cho hệ thống truyền lực.
2.Yêu cầu
- Truyền được momen quay lớn nhất của động cơ mà không bị trượt trong
bất cứ điều kiện nào.

- Đóng êm dịu.
- Ngắt dứt khoát.
- Momen quán tính phần bị động nhỏ.
- An toàn khi truyền lực.
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
3
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
- Điều khiển dễ ràng , lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ.
- Bề mặt ma sát thoát nhiệt tốt , đảm bảo làm việc bình thường.
- Kết cấu đơn giản, trọng lượng nhỏ, làm việc bền, điều chỉnh và chăm sóc
dễ dàng.
3.Sơ đồ :
Trong đó :
1.Đĩa ma xát
2.Bánh đà
3.Trục ly hợp
4.Đĩa ép
5.Vỏ ly hợp
6.Lò xo ép
7.Bàn đạp ly hợp
8.Dẫn động
9.Bi Tì
10.Càng mở
11.Lò xo hồi vị
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
4
1
2
3
4

5
6
7
8
9
10
11
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
PHẦN II: TRÌNH TỰ THIẾT KẾ LI HỢP
I. Xác đ ị nh mômen masát c ủ a li h ợ p:
Mômen masát của li hợp được xác định theo công thức sau: M
e
= β. M
emax
Trong đó: M
emax
: Mômen xoắn cực đại của động cơ ô tô.
β : Hệ số dự trữ của li hợp
Theo xe tham khảo IFA W50 ta chọn M
emax
= 43 KG.m là loại xe vận tải theo
thực nghiệm người ra đưa ra hệ số dự trữ của li hợp β = 1,6 ÷ 2,25. Hệ số dự trữ
β nếu nhỏ quá có ảnh hưởng đến khả năng truyền mômen của li hợp. Nếu hệ số
β lớn quá làm cho kết cấu của li hợp trở nên cồng kềnh do đĩa ma sát lớn, do đó
ta chọn
β = 1,6.
M
emax
=1,6x43 = 68,8 ( KG.m) ≈ 675(N.m)
II. Xác định kích thước cơ bản của li hợp.

Mômen masát của li hợp được xác định theo công thức;
M
e
= β . M
emax
= µ . P
Σ
. R
tb
.i
Trong đó µ: Hệ số masát của đĩa masát
P
Σ
: Tổng lực ép trên đĩa masát ( lực này do lò xo ép sinh ra)
i : Số đôi bề mặt masát do ta thiết kế li hợp masát 1 đĩa do đó i = 2.
R
tb
: Bán kính masát trung bình. Ta coi R
tb
=
2
RR
21
+
Với R
1
, R
2
tính theo công thức kinh nghiệm:
r


1
r 2
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
5
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
D
2
= 2R
2
= 3,16
C
M
maxe
M
emax
: Nm; R
2
, D
2
: cm
C: hệ số kinh nghiệm đối với xe tải ta chọn C=3,6.
D
2
= 2R
2
= 3,16
6,3
81,9x43
= 34 cm

⇒ R
2
= 17 cm R
1
= (0,53÷0,75)R
2
Trong quá trình đóng mở li hợp bên ngoài trượt nhiều hơn bên trong do
đó ta chọn R
1
, R
2
sao cho độ mòn của đĩa masát không chênh lệch nhau quá lớn
do đó ta chọn
R
1
= 0,53R
2
R
1
= 0,53x17 = 9,0 cm
⇒ R
tb
=
2
RR
21
+
=
2
170,9 +

= 13,0 cm
R
tb
= 130 mm
Quá trình thiết kế ta chọn trước số đôi bề mặt masát i=2 ta phải kiểm tra
áp suất trên bề mặt masát theo công thức sau:
q=
i b.R.2
M.
2
tb
maxe
µπ
β
≤ [q]
Với i: số đôi bề mặt masát i=2
µ: hệ số masát
Đối với li hợp masát khô hiện nay người ta thường chọn µ=0,25÷0,35
ta chọn µ= 0,35
b: bề rộng tấm masát gắn trên đĩa bị động
b = R
2
– R
1
= 17 – 9,0 = 8 cm = 80 mm
R
tb
: Bán kính trung bình R
tb
= 13,0 cm = 130 mm

q=
2.35,0.80.130.14,3x2
1000.675
2
= 0,144 N/mm
2
= 144KN/m
2
q ≤ [q] = 100÷250 KN/m
2
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
6
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
⇒ thoả mãn điều kiện áp suất trên bề mặt masát khi làm việc.
III. Xác định công trượt sinh ra trong quá trình đóng li hợp:
Khi đóng li hợp có thể sảy ra hai trường hợp:
- Đóng li hợp đột ngột tức là để động cơ làm việc ở số vòng quay cao rồi
đột ngột nhả bàn đạp li hợp, trường hợp này không tốt cho bộ li hợp ta phải
tránh.
- Đóng li hợp một cách êm dịu: Người lái thả từ từ bàn đạp li hợp khi xe
khởi động tại chỗ sẽ làm tăng thời gian đóng li hợp và do đó sẽ tăng công trượt
sinh ra trong qúa trình đóng li hợp. Trong sử dụng người lái thường dùng
phương pháp này nên ta tính công trượt sinh ra trong trường hợp này.
Công thức tính công trượt li hợp của ô tô khi khởi động tại chỗ. Sử dụng
công thức kinh nghiệm của viện HAMH.
L =
].Gi.M.95,0.[i.i.i
.]100/n.[M.G.6,5
0tmaxefh0
2

0maxe
ψ−
G: Trọng lượng toàn bộ của ô tô
G= 5200+4800 = 10.000KG
M
emax
: mô men xoắn cực đại của động cơ M
emax
= 43 KG.m
i
t
: tỉ số truyền của hệ thống truyền lực i
t
= i
0
.i
h
.i
f
do xe ta thiết kế không
có hộp số phụ ⇒ i
f
ta bỏ qua.
i
0
: tỉ số truyền của truyền lực chính i
0
= 5,36
i
h

: tỉ số truyền của hộp số chính i
h
= i
h1
= 8,62
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
7
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
i
f
: tỉ số truyền của hộp số phụ
⇒ i
t
= 5,36 x 8,6 = 46,2
ψ: hệ số cản tổng cộng của đường ψ = f + tgα ta chọn ψ = 0,16
n
0
: Tổng vòng quay của ôtô khi khởi động tại chỗ ta chọn n
0
= 0,75. n
emax
n
0
= 0,75[
b
5h0max
r.2
i.i.60.V
Π
]

r
b
: bán kính bánh xe : Ta có công thức của lốp xe 9.00_20
Bán kính thiết kế của bánh xe r
0
=
2
B2d +
.25,4 =
2
209x2 +
.25,4 = 482,6 mm
R
b
= 0,93 x r
0
= 0,93 x 482,6 ≈ 1899 ( v/ph)
Chọn n
0
= 1900 ( v/ph)
⇒L =
]16,0.449,0.100002,46.43.95,0[2,46
499,0.)
100
1900
(43.10000.6,5
22
−
= 3245,25 KG.m
2. Xác định công trượt riêng.

Để đánh giá độ hao mòn của đĩa masát, ta phải xác định công trượt riêng
theo công thức sau:
l
0
=
i.F
L
≤ [l
0
]
trong đó L: công trượt của li hợp ( KG.m)
F: diện tích bề mặt đĩa masát (
2
cm
)
i: số đôi bề mặt masát
l
0
: công trượt riêng
[l
0
]: công trượt riêng cho phép
F = π(R
2
2
– R
1
2
) = 3,14 (17
2

– 9
2
) = 653,12 cm
2
l
0
=
2.12,653
25,3245
= 2,48 KG.m/cm
2
⇒ l
0
≤ [l
0
] = 4÷6 KG.m/cm
2
đĩa masát thoả mãn điều kiện mài mòn trong khi sử dụng.
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
8
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
IV. Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết.
Công trượt sinh nhiệt làm nóng các chi tiết đĩa ép, lò xo ép, lò xo giảm chấn,
… Do đó phải kiểm tra nhiệt độ của các chi tiết bằng cách xác định độ gia tăng
nhiệt độ theo công thức: ∆T=
t
m.c
L.γ
=
t

G.c.427
L.γ
≤ [∆T]
Trong đó γ: hệ số xác định phần công trượt dùng nung nóng chi tiết cần
tính đối vơí đĩa ép ngoài.
γ =
n2
1
n: số lượng đĩa bị động n=1
⇒ γ = 1/2= 0,5 ( li hợp 1 đĩa masát)
c: nhiệt của chi tiết bị nung nóng. Với thép và gang c =0,115 Kcal/kg.
0
C
M
t
: khối lượng chi tiết bị nung nóng
G
t
: trọng lượng chi tiết bị nung nóng
Theo xe tham khảo ta có: G
t
= 5kg
∆T =
5.115,0.427
25,3245.5,0
= 6,6
0
⇒∆T ≤ [∆T] = 8
0
÷10

0
đối với xe không kéo móc.
Độ tăng nhiệt độ của chi tiết bị nung nóng nằm trong giới hạn cho phép.
Do đó các chi tiết của ta không bị giảm bền khi nhiệt độ gia tăng.
V. Tính toán hệ dẫn động li hợp.
Do dẫn động li hợp là cơ khí của li hợp thường đóng, lực cần thiết của
người lái tác dụng lên bàn đạp để mở li hợp: Q
bđ
=
Kc
'
.i
P
η
Σ
≤ [Q
bđ
]
Trong đó Q
bđ
: lực người lái tác dụng lên bàn đạp
P
’
∑
: Tổng lực ép cực đại của các lò xo ép lên đĩa ép khi mở li
hợp
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
9
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
Có thể lấy P

’
∑
= 1,2P
∑
P
∑
: tổng lực ép của các lò xo ép lên đĩa ép khi
chưa mở li hợp.
P
∑

=
i.R.
M
tb
e
µ
=
2.13,0.35,0
8,68
= 756(KG)
P
’
∑
= 1,2 x 756 = 907,2 (KG)
i
c
: tỉ số truyền chung hệ dẫn động ( từ bàn đạp đến đĩa ép)
η
K

: hiệu suất của cơ cấu dẫn động thường chọn theo thực nghiệm η
K
= 0,8÷0,85
ta chọn η
K
= 0,8
[Q
bđ
]: lực cho phép người lái cần thiết để mở li hợp.
Đối với xe tải cơ cấu dẫn động cơ khí lực bàn đạp ta chọn lớn nhất. Q
bđmax
=
400N.
⇒ i
c
=
Kmaxbd
'
.Q
P
η
Σ
=
8,0x400
81,9x2,907
= 27,8

c
d
f

A
e
δ
a
b
1. Phân tỉ số truyền cho hệ dẫn động:
Coi hệ dẫn động cơ khí của ta có sơ đồ như hình vẽ.
i
c
= i
1
. i
2
=
b
a
x
d
c
x
f
e

Trong đó i
1
=
b
a
x
d

c
tỉ số truyền từ bàn đạp đến điểm bạc mở ( ổ bi tì)
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
10
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
i
2
=
f
e
tỉ số truyền đòn mở.
Ta chọn i
2
= 4 ⇒
f
e
= 4 chọn e = 100mm, f= 25mm
i
1
=
2
i
i
c
=
4
8,27
= 6,95
Ta có i
1

=
b
a
x
d
c
= 6,95
Ta chọn
b
a
= 4,16 ⇒ a = 100mm, b = 24,03mm

d
c
= 1,76 ⇒ c = 24mm, d = 14,4mm
Do đó ta có i
1
= 6,95 với a = 100mm b = 24,03mm c = 24mm d = 14,4mm
i
2
= 4 với e = 100mm f = 25mm
2. Hành trình bàn đạp.
Hành trình toàn bộ cảu bàn đạp được xác định theo công thức:
S
t
= ∆. i
c
+ δ.
b
a

.
d
c
= S
l
+ S
0
≤ [S
t
]
Trong đó ∆: Khe hở của đĩa ép cần thiết để mở li hợp ∆ = ( 1,5 ÷ 2,0) mm
Ta chọn ∆ = 2 mm
i
c
: tỉ số truyền của hệ dẫn động i
c
= 27,8
δ : khe hở của đòn mở và bi tì δ = 3 ÷ 5 mm ta chọn δ = 3mm
S
l
: hành trình làm việc của bàn đạp
S
0
: hành trình tự do của bàn đạp
[S
t
] : hành trình tìm bàn đạp cho phép. Đối với xe tải [S
t
] = 180mm
S

t
= 2 x 27,8 + 3 x 6,95 = 90,35 mm
⇒ S
t
≤ [S
t
] = 180 mm
Vậy hệ dẫn động ta đã chọn ở trên thoả mãn điều kiện mở li hợp và hành
trình bàn đạp cho phép.
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
11
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
VI. Tính toán sức bền một số chi tiết chủ yếu của li hợp:
1. Tính sức bền đĩa bị động:
Để giảm kích thước của li hợp, khi li hợp làm việc trong điều kiện masát
khô không chọn vật liệu có hệ số ma sát cao. Đĩa bị động gồm các tấm ma sát và
xương đĩa. Xương đĩa thường chế tạo bằng thép các bon trung bình và cao ( thép
50 và 85). Theo xe tham khảo ta chế tạo xương đĩa bằng thép các bon trung bình
C50. Chiều dày xương đĩa ta chọn 2mm.
Chiều dày tấm ma sát ta chọn 4mm
Vật liệu chế tạo là phêrado đồng
Tấm ma sát được gắn trên xương đĩa bị động bằng các đinh tán. Vật liệu
đinh tán ta chọn là đồng có đường kính là 5mm.
Số lượng đinh tán bố trí trên đĩa thành 2 dãy có bán kính là r
1
và r
2
.
r
1

= 111 mm vòng trong
r
2
= 143 mm vòng ngoài

Lực tác dụng lên mỗi dãy đinh tán được xác định theo công thức:
F
1
=
)rr(2
r.M
2
2
2
1
1maxe
+
=
)143111(2
111.43000
22
+
= 72,83 KG = 714,46N
F
2
=
)rr(2
r.M
2
2

2
1
2maxe
+
=
)143111(2
143.43000
22
+
= 93,82 KG = 920,37 N
Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và chèn dập:
• ứng suất cắt và chèn dập đối với đinh tán ở vòng trong:
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
12
r

1
r

2
F2
F1
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
τ
c1
=
4
d.
.n
F

2
1
1
π
≤ [σ
c
] KG/cm
2
σ
cd1
=
d.l.n
F
1
1
≤ [σ
cd
] KG/cm
2
Trong đó τ
c
: ứng suất cắt đinh tán ở vòng trong
σ
cd
: ứng suất chèn dập của đinh tán
n
1
: số đinh tán bố trí ở vòng trong. Ta chọn n
1
= 10

F
1
: lực tác dụng lên dãy đinh tán ở vòng trong. F
1
= 72,83 KG
d: đường kính đinh tán d = 5 mm
l: chiều dài làm việc của đinh tán l = 6 mm
[τ
c
]: ứng suất cắt đinh tán cho phép [τ
c
] = 100 KG/cm
2
[σ
cd
]: ứng suất chèn dập của đinh tán cho phép [σ
cd
] = 250 KG/cm
2
τ
c1
=
4
5.14,3
.10
83,72
2
= 0,371 [KG/mm
2
] = 37,1 [KG/cm

2
]
⇒ τ
c1
≤ [τ
c
] = 100 [KG/cm
2
]
σ
cd1
=
5x6.10
83,72
= 0,243 [KG/mm
2
] = 24,3 [KG/cm
2
]
⇒ σ
cd1
≤ [σ
cd
] = 250 [KG/cm
2
].
• ứng suất cắt và chèn dập vòng ngoài:
τ
c2
=

4
d
n
F
2
2
2
π
≤ [τ
c
] σ
cd2
=
d.l.n
F
2
2
≤ [σ
cd
]
Với n
2
= 10 đinh tán
τ
c2
=
4
5.14,3
x10
82,93

2
= 0,478 KG/mm
2
= 47,8 KG/cm
2
⇒ τ
c2
≤ [τ
c
] = 100 [KG/cm
2
]
σ
cd2
=
5x6x10
82,93
= 0,313 KG/mm
2
= 31,3 KG/cm
2
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
13
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
⇒ σ
cd2
≤ [σ
cd
] = 250 [KG/cm
2

]
Lượng đinh tán bố trí trên đĩa thoả mãn điều kiện làm việc của li hợp.
2. Lò xo ép li hợp:
Lò xo ép dùng trong li hợp thường đóng là loại là loại lò xo trụ, lò xo côn,
lò xo đĩa. Theo xe tham khảo IFA.W50 ta chọn lò xo ép là loại lò xo trụ.
Số lượng lò xo ép được chọn theo đường kính ngoài của đĩa bị động D
2
=
340 mm.
Theo bảng 7 “ HDTK hệ thống li hợp của ô tô” D
2
= 280÷380 dùng 12÷18
lò xo ép.
Lực cực đại tác dụng trên mỗi lò xo cho phép trong giới hạn:
đối với xe tải P
lx
≤ 100 KG P
Σ
: Lực ép tổng cộng của lò xo
⇒
n
P
Σ
≤ 100 KG n : số lượng lò xo ép
⇒
n
756
≤ 100
⇒ n ≥ 7,56 lò xo P
lx

P
’
lx
Vậy ta chọn số lò xo ép là 12 lò xo.
l
Quan hệ lực và biến dạng của lò xo. l’
Sơ đồ trên trình bày đặc tính chịu tải của lò xo và biến dạng của lò xo khi
đóng và mở li hợp. Đó là đường tuyến tính.
P
lx
: lực tác dụng lên lò xo khi đóng li hợp
P
’
lx
: lực tác dụng lên lò xo khi mở li hợp
l: biến dạng của lò xo khi đóng li hợp
l’: biến dạng của lò xo khi mở li hợp.
Khi mở li hợp lò xo lại biến dạng thêm một lượng ∆l và tương ứng với lực
ép P
’
Σ
= 12 P
Σ
.
* Độ cứng của lò xo xác định theo công thức:
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
14
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
C =
l

P
lx
∆
∆
=
ll
P2,0
'
lx
−
=
3
0
4
d.n8
Gd
(KG/cm)
Trong đó P
lx
: lực tác dụng trên lò xo P
lx
=
n
p
Σ
=
12
756
= 63KG
Tương ứng khi mở li hợp lực tác dụng lên 1 lò xo là:

P
’
lx
=
n
P
'
Σ
=
12
12,907
= 75,6KG
d: đường kính dãy lò xo (cm)
c: độ cứng của lò xo thường chọn trong khoảng c = (50÷70) KG/cm
ta chọn c = 70 KG/cm
* n
0
số vòng làm việc của lò xo được xác định theo công thức:
n
0
=
3
lx
4
D.P.6,1
d.G.l∆
Trong đó G: mô đuyn đàn hồi dịch chuyển G = 8.10
5
KG/cm
2

D: đường kính của vòng lò xo
* Đường kính của dây lò xo được xác định theo công thức:
d =
d] [4,0
D.P
x
'
lx
τ
=
].[4,0
C.P
x
'
lx
τ
(cm)
Thường C =
d
D
= 5÷8 ta chọn C = 8
Vật liệu chế tạo lò xo thường là thép các bon cao 85, 60F có ứng suất xoắn cho
phép [τ
x
] = 5000÷7000, chọn ứng suất xoắn cho phứp [τ
x
] = 5000 KG/cm
2
d =
5000.4,0

8.6,75
= 0,5 cm = 5 mm
⇒ D= C . d = 8 x 0,5 = 4 cm
∆l =
C
P.2,0
lx
=
70
63x2,0
= 0,18 cm = 1,8 mm
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
15
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
Vậy n
0
=
3
45
4.63.6,1
5,0.10.8.18,0
≈ 4 vòng.
* Chiều dài toàn bộ lò xo ở vị trí tự do:
L = (n
0
+ 2)d + δ
1
(n
0
+ 1) + ∆l

δ
1
: khe hở cực tiểu của lò xo khi mở li hợp chọn δ
1
= 1mm
⇒ L = ( 4+2).5+ 1.(4+1) + 1,8 = 36,8 mm = 3,68 cm
* Kiểm tra ứng suất cắt của lò xo:
τ =
3
lx
d
K.D.P.8
π
≤ [τ] = 5000÷7000 KG/cm
2
K: hệ số tập trung ứng suất C =
d
D
= 8 ⇒ K = 1,2
⇒ τ =
3
5,0.14,3
2,1.4.63.8
= 6163,6 KG/cm
2
⇒ τ ≤ [τ].
Số vòng toàn bộ của lò xo n = n
0
+ 2 = 4


+ 2 = 6 vòng
Với n
0
: số vòng làm việc của lò xo
2: là 2 vòng đầu và cuối của lò xo.
3. Lò xo giảm chấn:
Lò xo giảm chấn được đặt ở đĩa bị động để tránh sự cộng hưởng ở tần số
cao của dao động xoắn. Do sự thay đổi mô men của động cơ và của hệ thống
truyền lực đảm bảo truyền mô men một cách êm dịu từ đĩa bị động đến moay ơ
trục li hợp.
Mô men cực đại có khả năng ép lò xo giảm chấn được:
M
max
=
1h0
bb
i.i
r G ϕ
( KG.cm)
Trong đó G
b
: hệ số bám của ô tô ( KG) G
b
= 7200 KG
ϕ: hệ số bám của đường. Với đường tất lấy ϕ = 0,8
i
0
: tỉ số truyền của truyền lực chính. i
0
= 5,36

SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
16
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
i
n1
: tỉ số truyền của hộp số ở số truyền 1 i
h1
= 8,62
r
b
: bán kính bánh xe r
b
= 44,9 cm
M
max
=
62,8.36,5
9,44.8,0.7200
= 5597,5 ( KG.cm)
Mô men quay mà giảm chấn có thể truyền được bằng tổng mô men quay
của các lực lò xo giảm chấn và mô men masát.
M
max
= M
1
+ M
2
= P
1
.R

1
.f
1
+ P
2
.R
2
.f
2
( KG.cm)
Trong đó M
1
: mô men quay của lò xo giảm chấn dùng để dập tắt dao động
cộng hưởng tần số cao;
M
2
: mô men masát dùng để dập tắt cộng hưởng ở tần số thấp
P
1
: lực ép của lò xo giảm chấn.
R
1
: Bán kính đặt lò xo. Thường chọn theo đường kính ngoài của
moay ơ R
1
= 70 mm.
Z
1
: số lượng lò xo giảm chấn đặt trên moay ơ. Ta chọn Z
1

= 8 cái
P
2
: lực tác dụng trên vùng masát
R
2
: bán kính trung bình đặt các vòng masát
Z
2
: số lượng vòng masát ( số đôi cặp masát) Z
2
= 2
µ: hệ số masát giữa vòng masát và đĩa bị động µ = 0,35
Thường chọn M
2
= 25%M
max
⇒ M
1
= 75%M
max
⇒ M
1
= 0,75 x 5597,5 = 4198,13 ( KG.cm)
⇒ P
1
=
11
1
Z.R

M
=
8.6
13,4198
= 87,46 (KG)
Khi chưa truyền mômen quay, thanh tựa nối các đĩa sẽ có khe hở λ
1,
λ
2
tới
các thành bên của moay ơ.
λ
1
: Khe hở đặc trưng cho biến dạng giới hạn của lò xo khi truyền mômen
từ động cơ.
λ
2
: khe hở như λ
1
nhưng khi truyền mômen bám từ bánh xe.
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
17
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«

R1
B
d
λ
1
λ

2
Có thể xác định độ cứng tối thiểu của lò xo giảm chấn ( là mômen quay
tác dụng nên đĩa bị động để xoay đĩa đi 1
0
so với moay ơ). Độ cứng được xác
định theo công thức.
S = 17,4 . R
1
2
. K. Z
1
(KG.cm)
Trong đó Z
1
: số lò xo giảm chấn Z
1
= 8.
R
1
: bán kính đặt lò xo R
1
= 70 mm = 7 cm.
K: độ cứng của 1 lò xo ( KG.cm)
Các cửa sổ đặt lò xo của moay ơ có kích thước chiều dài là A, nhỏ hơn
chiều dài tự do của lò xo 1 ít, thường chọn A = 25 mm.
Khi truyền mômen từ động cơ và từ bánh xe qua bộ phân giảm chấn giống
nhau thì cửa sổ ở moay ơ và ở đĩa bị động có chiều dài như nhau.
Đường kính thanh tựa cho d = (10÷12) mm ⇒ d = 10 mm đặt trong kích
thước lỗ được xác định theo khe hở λ
1

, λ
2
B = d + λ
1
+ λ
2
λ
1,
λ
2
= 2,5 mm
⇒ B = 10 + 2,5 + 2,5 = 15 mm
ứng suất xoắn của lò xo được xác định theo công thức:
τ =
3'
'
1
d.
D.P.8
π
. K ≤ [τ]
Trong đó D
’
: đường kính trung bình của vòng lò xo. Thường D = (14÷19) mm
⇒ D = 18 mm. Số vòng toàn bộ của lò xo n = 6 vòng.
d
’
: đường kính dây lò xo d’ = (3÷4) mm chọn d’ = 4 mm
P
1

: lực cực đại tác dụng lên lò xo giảm chấn P
1
= 87,46 KG.
'
'
d
D
= 3,5 ⇒ K = 1,5
⇒ τ =
3
4,0.14,3
4,1.46,87.8
x 1,5 = 7311,5 ( KG/cm
2
)
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
18
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
⇒ τ ≤ [τ] = 6500÷8000 KG/cm
2
do vật liệu làm lò xo giảm chấn là thép lò xo
65T.
4. Moay ơ đĩa bị động:
Chiều dài moay ơ được chọn tương đối lớn để giảm độ đảo củ đĩa bị
động, moay ơ được ghép với xương đĩa bị động bằng đinh tán và lắp với trục li
hợp bằng then hoa. Chiều dài moay ơ thường được chọn bằng đường kính then
hoa trục li hợp.

b
D

d
L
Khi làm việc then hoa của moay ơ chịu ứng suất chèn dập và cắt, được
xác định theo công thức:
τ
c
=
)dD(b.L.Z.Z
M.4
21
maxe
+
≤ [τ
c
] = 100 KG/cm
2
τ
cd
=
)dD.(L.Z.Z
M.Z
22
21
maxe
−
≤ [τ
cd
] = 200 KG/cm
2
do ta chọn vật liệu chế tạo moay ơ là thép C

40
.
Trong đó M
emax
: mô men cực đại của động cơ M
emax
= 43 KG.m
Z
1
: số lượng moay ơ riêng biệt Z
1
= 1
Z
2
: số then hoa của một moay ơ ta chọn Z
2
= 15
L: chiều dài moay ơ
D: đường kính ngoài then hoa chọn L = D = 50 mm
d: đường kính trong của then hoa d = 40 mm
b: bề rộng của 1 then hoa b = 4mm
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
19
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
τ
c
=
)45(4,0.5.15.1
100.43.4
+

= 63,7 (KG/cm
2
)
⇒ τ
c
≤ [τ
c
] = 100 KG/cm
2
τ
cd
=
)45.(5.15.1
100.43.8
22
−
= 50,96 ( KG/cm
2
)
τ
cd
≤ [τ
cd
] = 200 ( KG/cm
2
).
Do đó moay ơ đĩa bị động thoả mãn điều kiện làm việc của ta khi thiết kế.
5. Trục li hợp:
Đối với ô tô, trục li hợp vừa là trục sơ cấp hộp số, đầu cuối trục có cặp
bánh tăng luôn ăn khớp thường là bánh răng nghiêng, đầu trước trục có lắp ổ bi

trong khoang của bánh đà, đầu sau lắp ổ bi trên thành vỏ hộp số.
Theo sơ đồ, lực tác dụng trên bánh răng gồm 3 thành phần lực vòng, lực
hướng kính P
r1
và lực chiều trục P
a1
. Ngoài ra, lực còn chịu mômen xoắn của li
hợp ở khu vực lắp then hoa với đĩa bị động.
A
R
R
R
R
B
P
P
P
R
R
Ay
Ax
By
Bx
a1
v1
r1
r
r
Khi tính trục ta phải vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn. Sau đó, kiểm tra
trục tại tiết diện nguy hiểm theo ứng xuất uốn xoắn tổng hợp.

σ
th
=
3
2
x
2
n
d1,0
MM +
≤ [σ
th
] (KG/cm
2
)
Trong đó d: đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
20
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
σ
th
: ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm
M
n
: mômen uốn tác dụng lên trục
M
x
: mômen xoắn tác dụng lên trục
M
x

= M
emax
= 43 KG.m
Ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép hợp kim 18XTT có ứng suất cho
phép là: [σ
th
] = 700 KG/cm
2
.
Trong quá trình làm việc tay số I là tay số có khả năng truyền được mô men
lớn nhất. Nhưng để tính bền trục của li hợp ta phải kiểm tra ứng suất tại các mặt
cắt nguy hiểm theo các tay số khác nhau. Tuy nhiên vì điều kiện không cho phép
nên em chỉ tính bền trục treo tay số I.
Đối với tay số I: có tỷ số truyền i
h1
= 8,62
Ta có i
h1
=
1
'
1
Z
Z
.
2
'
2
Z
Z

= i
1
’
. i
2
’

Theo điều kiện thiết kế của hộp số i’
1
= 1,2
÷
1,5
Ta chọn tỉ số truyền i
1
’
=1,5, i
2
’
= 5,75
* Tính khoảng cách trục theo công thức:
a
ω
= K
a
.
3
maxe
M

Trong đó a

ω
: khoảng cách trục (mm)
M
emax
: mômen cực đại của động cơ M
emax
= 421,83 [N.m]
K
a
: hệ số đối với xe tải K
a
= 17÷19,5
⇒ a
ω

= (17÷19,5)
3
83,421
= 127,49÷146,24 mm
Ta chọn: a
ω

= 140 mm.
* Khi đó số răng của vành răng 1 của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được tính
theo công thức Z
1
=
)1i.(m
cos.a2
'

1n
+
β
ω
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
21
Z1
Z1'
Z2'
Z2
a
ϖ
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
Trong đó m
n
: môđun pháp tuyến . Để giảm tiếng ồn khi làm việc ta phải
giảm mô đun và tăng chiều rộng răng. Do đó ta chọn mô đun pháp m
n
= 5.
a
ω

: khoảng cách trục sơ cấp và trục trung gian.
β : góc nghiêng của răng. Ta chọn đối với xe tải β = 20÷30
0

⇒ ta chọn góc nghiêng của răng β = 30
0
Z
1

: số răng bánh răng cuối trục li hợp.
⇒ Z
1
=
)15,1.(5
30cos.140.2
0
+
= 19,4
Để đảm bảo kết cấu số răng Z
1
phải chọn làm sao cho bánh răng 1 phải
đủ độ cứng vững và có khả năng lắp được ổ bi đỡ trục thứ cấp do đó Z
1
≥ 12.
Tuy nhiên đường kính vòng lăn bánh răng 1 không được lớn quá vì còn phải
thoả mãn điều kiện lắp giáp do đó đường kính vành răng 1phải đút qua được lỗ
lắp ổ bi trục thứ cấp.
Ta chọn Z
1
= 19 răng
* Ta chọn lại góc nghiêng β của răng:
cosβ =
ω
a.2
)1i.(Z.m
'
11n
+
=

140.2
)15,1(19.5 +
= 0,848
⇒ β = 31
0

* đường kính vòng lăn của bánh răng được xác định theo công thức:
D
1
= m
t
. Z
1
= 5 . 19 = 95 (mm)
Lực tiếp tuyến cặp bánh răng 1 được xác định theo công thức ( lực vòng)
P
v1
=
t1
maxe
m.Z
M.2
=
19.5
1000.83,421.2
= 8880 N
Lực dọc trục ( chiều trục)
P
a1
= P

v1
. tgβ = 8880.tg 31
0
= 5336 (N)
Lực hướng kính
P
r1
= P
v1
.
β
α
ω
cos
tg

SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
22
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
Trong đó α
ω
: góc ăn khớp, ta chọn góc ăn khớp α
ω
= 20
0
P
r1
= 8880.
0
0

31cos
20tg
= 3770 (N)
*Số răng bánh răng 1 của cặp bánh răng thứ hai được tính theo công thức
Z
2
=
)1i.(m
cos.a2
'
2n
+
β
ω
Trong đó Z
2
: số răng bánh răng cuối trục li hợp.
a
ω

: khoảng cách trục sơ cấp và trục trung gian cũng chính là
khoảng cách trục trung gian và trục thứ cấp.
β : góc nghiêng của răng. Ta chọn đối với xe tải β = 20÷30
0

⇒ ta chọn góc nghiêng của răng β = 25
0
m
n
: môđun pháp tuyến chon m

n
= 4
⇒ Z
2
=
)175,5.(4
25cos.140.2
0
+
= 9,4
Ta chọn bánh răng thứ nhất của cặp bánh răng ăn khớp thứ 2 là Z
2
= 9 răng
* Ta chọn lại góc nghiêng β của răng:
cosβ =
ω
a.2
)1'i.(Z.m
22n
+
=
140.2
)175,5.(9.4 +
= 0,868
⇒ β = 30
0
* đường kính vòng lăn của bánh răng được xác định theo công thức:
D
1
= m

t
. Z
1
= 4 . 9 = 36 (mm)
Lực tiếp tuyến cặp bánh răng 1 được xác định theo công thức ( lực vòng)
P
v2
=
t2
1
'
maxe
m.Z
i.M.2
=
4.9
1000.5,1.83,421.2
= 35153 N
Lực dọc trục ( chiều trục)
P
a2
= P
v2
. tgβ = 35153.tg 30
0
= 20296 (N)
Lực hướng kính
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
23
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«

P
r2
= P
v2
.
β
α
ω
cos
tg

Trong đó α
ω
: góc ăn khớp, ta chọn góc ăn khớp α
ω
= 20
0
P
r2
= 35153.
0
0
30cos
20tg
= 14774 (N)
Ta chọn sơ đồ bố trí trục thứ cấp như sau:

o
R
R

R
R
c
P
P
P
oy
ox
cy
cx
a2
v2
r2
300
60
Ta có sự phân bố các lực lên các ổ đỡ của trục thứ cấp
ΣM
O
= R
Cy
. (60 + 300) – P
r2
.300 = 0
⇔ R
Cy
. 360 – P
r2
.300= 0
⇒ R
Cy

=
360
300.P
2r
=
360
300.14774
= 12312 N
ΣR
y
= R
Oy
+ R
Cy
– P
r2
= 0
R
Oy
= P
r2
– R
Cy
= 14774 – 12312 = 2462 N
⇒ R
Cy
= 12312 N
R
Oy
= 2462 N

ΣM
O
= R
Cx
. ( 60 + 300) – R
v2
.300 = 0
⇒ R
Cx
=
360
300.P
2v
=
360
300.35153
= 29294 ( N)
ΣR
x
= R
OX
+ R
CX
– P
v2
= 0
⇒ R
OX
= P
v2

– R
CX
= 35153 – 29294 = 5859 (N)
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
24
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ tÝnh to¸n « t«
⇒ R
OX
= 5859 N
R
CX
= 29294 N
Lực tác dụng nên ổ bi R
OX
= 5859 N R
Oy
= 2462 N
Sơ đồ phân bố các lực nên ổ đỡ của trục sơ cấp

v1
P
Ay
Ax
R
R
A
Bx
R
a1
P

P
r1
By
R
B
Ox
R
Oy
R
Me
30
19460

Ta có phương trình mô men theo trục x.
ΣM
AX
= R
Oy
. (60 + 194 + 30) – P
r1
.(60 + 194 + 30) + R
By
.(60+194) = 0
⇔( R
Oy
– P
r1
).284 + R
By
.254= 0

⇒ R
By
=
( )
254
284.RP
Oy1r
−
=
( )
254
284.24623770 −
= 1462 N
ΣR
y
= R
Ay
+ R
By
– P
r1
+ R
Oy
= 0
R
Ay
= P
r1
– R
By

– R
Oy
= 3770 – 1462 – 2462 = -154 N
⇒ R
By
= 1462 N
R
Ay
= - 154 N (Ngược chiều ta chọn)
Phương trình mômen đối với trục y:
ΣM
Ay
= R
Ox
. (60 + 194 + 30) – P
v1
.(60 + 194 + 30) + R
Bx
.(60+194) = 0
⇔( R
Ox
– P
v1
).284 + R
By
.254= 0
⇒ R
Bx
=
( )

254
284.RP
Ox1v
−
=
( )
254
284.58598880 −
= 3378 N
SV: NguyÔn Ngäc Toµn líp « t« k44
25