Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ
HỒ CHÍ MINH

™&™
Khoa: Động lực
Môn: TÍNH TOÁN KẾT CẤU ĐỘNG CƠ

Tiểu luận: TÍNH TOÁN VÀ KIỂM NGHIỆM
LY HỢP-TRỤC CÁC ĐĂNG VÀ HỘP SỐ

GVHD:Trần Anh Sơn

Trang 1


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

BÀI TẬP TIỂU LUẬN
Chọn thông số xe
I: Bộ ly hợp.
-

Tính toán thiết kế, kiểm nghiệm bền của đĩa ma sát
- Tính toán thiết kế cơ cấu điều khiển ly hợp bằng thủy lực

II: Hộp số
- Chọ sơ đồ động học
- Tính toán và chọn tỉ số truyền của hộp số loại 5 cấp và có số OD
- Tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng và trục hộp số
III: Cácđăng
- Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bền trục các đăng
-

CÁC THÔNG SỐ CẦN THIẾT

Trang 2


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

Các thông số cần thiết
(Tài liệu captiva việt nam)

Loại xe

Đặc điểm xe

GVHD: Trần Anh Sơn

Kí hiệu

Captiva

FR


Loại động cơ
Mô mem xoắn cực đại

Giá trị

Đơn vị

Xe du lich 7 chỗ

4x2
Xăng

Memax

220

Nm

Số vòng quay ứng với momen cực đại

nm

2200

v/ph

Trọng lượng toàn bộ xe

G


16513

N

Nemax

136

HP

nN

5000

v/ph

Vmax

184

Km/h

Chiều rộng cơ sở

B

1560

mm


Chiều dài cơ sở

L

2705

mm

Chiều cao toàn thể

H

1720

mm

Công suất cực đại
Số vòng quay ứng với công suất cực đại

Tốc độ cực đại

Trang 3


I.

TÍNH TOÁN HỘP SỐ

1. Xác định tỉ số truyền số thấp nhất – tỉ số truyền số cao nhất.
1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện sau:


≥
Trong đó:
- G là trọng lượng toàn bộ xe: 16513 ( N )
- Hệ số cản lớn nhất của đường: ψmax = f
Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn nhất 20%, hê số cản lăn lớn nhất (đường đất cát) f = 0.2 [1]
ψmax = 0,2xCos11º11’ + Sin11º18’ = 0,39
- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: ( 215/70R16 )
rbx = (215x0,7) + (8x25,4) = 353,7 (mm)
- Momen xoắn cực đại của động cơ: Memax = 220 (N/m)
- ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực.
Do xe thiết kế là xe du lịch 7 chỗ vi sai một cấp nên chọn ηtl = 0,93
- Tỉ số truyền lực chính i0.

iₒ =
Trong đó:
- nemax = nN, với: nN = 5000v/ph, λ = 1,1 ( động cơ xăng không có bộ CHK) => nemax = 5500v/ph
- ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ
động. Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn = 0,85
- Chọn vmax = 184km/h ≈ 51
= > io= = 4,69
=>

≥

= = 2,37

để tính toán.



Kiểm tra theo điều kiện kéo và điều kiện bám:
- Hệ số bám: φ = (0,7 : 0,8) [2] chọn φ =0,75
P� ≤ Pk ≤ Pφ hay G �max ≤ ≤ Gφ

<=> ≤ ≤
<=> 2,37 ≤ ih1 ≤ =4,56
Do xe du lịch 7 chỗ nên chọn ih1= 3,57
1.2 Xác định tỉ số truyền của các số còn lại.
Vì hộp số dọc 5 cấp có OD với số IV là số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tính công bội q:
q=

= = 1,43

Ta tinh được ty số truyền các tay số còn lại như sau:

Số 2:

= = 2,49

Số 3:

= = 1,74

Số 4 : = 1
Số OD: = = 0,85
Số lùi: theo [3] iR = (0,8-1,3)ih1
= 0,8. = 2,85 >
2. Xác định kích thước cơ bản của hộp số :
2.1 Bánh răng của hợp số :
a) Chọn khoảng cách giữa các trục

Khoảng cách giữa các trục được chọn theo công thức kinh nghiệm sau:


A = C (mm)
Ở đây: Memax là momen xoắn cực đại của động cơ (Nm)
C là hệ số kinh nghiệm:
- Đối với xe dùng động cơ xăng: C= 13 :16 ta chọn C=14,5
Thay số ta được: A = C = 14,5 = 87,53
Theo [4] chọn A = 90 mm.
b) chọn môđuyn pháp tuyến của bánh răng. mn = (0,032 ÷ 0,040).A (mm)
™ mn = 2,88 ÷ 3,6 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3mm
c) xác định số răng của các bánh răng.

Z ‘1 Z’ R
Z’OD

Za
TSC

Sơ đồ tính toán số răng của các bánh răng
hộp số 3 trục.
A là khoảng cách giữa các trục
Za, Z´a là số răng của cặp răng luôn ăn
khớp.
Z1, Z2,….số răng của các bánh răng trên
trục trung gian.
Z´1, Z´2,…. số răng của các bánh răng trên
trục thứ cấp.
Khoảng cách A được tính như sau:


A=
Z1
ZOD

Bởi vậy: ia =


Trong đó:
ia tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
mn: mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng luôn ăn khớp
βa: góc nghiêng của răng của cặp bánh răng ăn khớp.

-

™

™

0

Với bánh răng nghiêng xe du lịch [5] β=22 : 34 chọn β = 28
Ta có ih1 = 3,57 theo công thức kinh nghiệm xe du lịch ta chọn Za = (17 :15)
lấy Za = 16.

= - 1 = - 1 = 2,31

= ia.za = 2,31.16 = 36,96 ( răng ) chọn

= 37 răng.


Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài là:
™ Ta có: igi =

suy ra: ig1 = 1,545 : ig2 = 1,078; ig3 = 0,753 ; igOD = 0,368;

™ igR = igR1.igR2 = 1,865
số răng của các bánh răng trục trung gian và trục thứ cấp được xác định:

= ; =.

i

Trong đó:
zi số răng của bánh răng thứ i trên trục trug gian.
số răng của bánh răng thứ i trên trục thứ cấp.
βi góc nghiêng của cặp bánh răng thứ i.
mi mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng thứ i.

= = = 20,8 chọn = 21 (răng)
= = 21.1,545 = 32,44 chọn = 32 (răng)
Tương tự:
= 26 (răng), =>

= 28 (răng)

= 30 (răng), =>

= 23 (răng)

=39 (răng),=> = 13 (răng)

Số R: ; igR = igR1.igR2 = 1,865 chọn ZR = 18 (răng), Z”R = 36 (răng)
=

= = 2 => = = = = 0,93

vậy : z'R = 0,93.36 =33,48 chọn z'R= 34 (răng)


Xác định lại tỉ số truyền các cặp bánh răng gài số:
Số 1 : ig1 = = = 1,5238
Số 2 : ig2 = = = 1,0769
Số 3 : ig3 = = = 0,7666
Số lùi: igR = = = 1,8889
Số OD : igOD = = = 0,3333
Xác định lại tỉ số truyền của hộp số: ihi = ia.igi
ih1 = 2,31.1,5238 = 3,52
Tương tự: ih2 = 2,48; ih3 = 1,77; iR = 4,36; ihOD = 0,77
Tính chính xác khoảng cách trục A.
-

Cặp bánh răng luôn ăn khớp: Aa = = = 90mm

-

Cặp gài số 1: A1 = = = 90mm

-

Cặp gài số 2: A2 = = = 91,7mm


-

Cặp gài số 3: A3 = = = 90mm

- Cặp gài số OD: AOD = = = 88mm

Chọn A= Aa= A1= A3=AOD = 90(mm)
3. Trục hộp số
Chọn sơ bộ kích thước trục:
Ta có thể chọn kích thước sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau:
Đối với trục sơ cấp: = 5,3.
d1 là đường kính của trục sơ cấp (mm),
Memax là momen cực đại của động cơ (Nm).
Thay số ta được: = 5,3.= 32 (mm)= 3,2 (cm)
Đối với trục trung gian: ≈ 0,45.A và = 0,16 ÷ 0,18
Với d2, l2 là đường kính và chiều dài của trục trung gian (mm)
A là khoảng cách giữa các trục hộp số (mm)
Thay số ta được: d2 = 0,45. 90 = 40,5 (mm) = 4,05 (cm)
l2 = d2/0,18 = 225 (mm) = 22,5 (cm)
Đối với trục thứ cấp : d3 ≈0,45.A và =0,18 : 0,21
Với d3, l3 là đường kính và chiều dài của trục thứ cấp


A là khoảng cách giữa các trục số
Thay số ta được : d3 = 0,45. 90 = 40,5(mm) =4,05 (cm)
l3 = d3/0,21 = 192,86 (mm) = 19,286 (cm)


II.


TÍNH TOÁN LY HỢP

1. Xác định các thông số cơ bản của Ly hợp.
1.1 Momen ma sát yêu cầu của ly hợp:
Ly hợp phải có khả năng truyền hết momen xoắn lớn nhất của động cơ
Memax:
Mms = M .β

Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo ly
hợp ma sát khô sử dụng một
đĩa ma sát:

emax

Mms : Momen ma sát yêu cầu của ly hợp. (N.m)

1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.

Memax : Momen xoắn lớn nhất của động cơ.(N.m)

β :Hệ số dự trữ của ly hợp. Vì là xe du lịch nên
β = 1,3÷1,75 nên ta chọn

β = 1,3
Thế số ta được momen ma sát :

Trục khuỷu động cơ
Đĩa ép
Vỏ ly hợp
Bạc đạn chà
trục sơ cấp hợp số
càng mở
Lò xo đĩa
Đĩa ma sát
Bánh đà

Mms = 220.1,3 = 286 Nm.

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của đĩa ma sát:
Khi thiết kế có thể chọn sơ bộ đường kích ngoài của đĩa ma sát theo
công thức kinh nghiệm sau:
D2 = 2R2 = 3,16.
Trong đó:
D2 đường kính ngoài của tấm ma sát (cm).
Memax Mômen xoắn cực đại (Nm).
C là hệ số kinh nghiệm.
Đối với xe du lịch chọn C = 4,7

Hình 1.2 Kích thước vành của đĩa
ma sát.

Thay số ta được:
D2 = 2R2 = 3,16 = 21,62 (cm)

 R2 = = = 10,81 (cm)


Bán kính trong của đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số ta
được:
R1 = 0,65.10,81 = 7,02 (cm)
Bán kính ma sát trung bình được xác định theo công thức:
Rtb = = = 9,0492 (cm)= 0,090492 (m)
1.3 Xác định lực ép lên đĩa ma sát:
Ta có thể viết lại phương trình M ms

= Memax.β = µ.P.R tb.p

Trong đó:
- µ là hệ số ma sát của ly hợp, Theo [6] ta có µ = 0,25 ÷ 0,35. Chọn µ = 0,3.
- p là số đôi bề mặt ma sát. Đối với xe 1 đĩa ly hợp thì p = 2.
- P là lực ép lên các đĩa ma sát.
- Rtb là bán kính ma sát trung bình.
=>

P = = = 5267,5 (N) = 5,2675 (KN)

1.4 Chiều dày đĩa ma sát
Theo [11], chiều dày của đĩa ma sát là: δms xác định trong khoảng 4÷5(mm)
Vậy ta chọn:

δms = 5 (mm)

.


1.5 Tính áp lực tạo ra trên mặt ma sát
Áp lực tạo ra trên vành khăn ma sát được tính theo công thức sau:
q = = = = 248,24 (
2

(< 250 (KN/m ) thỏa yêu cầu điều kiện bền.
Trong đó: P là lực ép của cơ cấu (KN) .
2
S là diện tích vành khăn ma sát (m )
2. Tính toán công trượt của ly hợp
M1
Jm
ωm, Mm

ωm

ωa, Ma
Ja

Hình 1.5 sơ đồ tính toán công trượt

ω0

ωa

t0

Ly hợpTrược

Tăng tốc


Tốc độ ổn định


2.1 Momen quán tính quy dẫn Ja (kg.m2)
Từ công thức quan hệ vận tốc tịnh tiến của ô tô và vận tốc gốc của bánh xe ta có:

V=ωbx.rbx = rbx
ωbx: vận tốc gốc của bánh xe.[rad/s]
V: vận tốc chuyển động tịnh tiến của xe [m/s]
ωa: vận tốc cực đại của trục ly hợp.

ωa =

Động năng của chuyển động quay: Wđ

(rad/s)

= Ja. (J)

Động năng chuyển động tịnh tiến: Wt =

(J)

Điều kiện cân bằng động năng khi ô tô đang chuyển động : wt = wđ

Ja =
Trong đó :
Ga: Trọng lượng toàn bộ xe Ga = 16513(N)
Gm: Trọng lượng toàn bộ rơ móc hoặc đoàn xe kéo theo,Gm = 0 (N)

rbx : Bán kính làm việc của bánh xe chủ động
ih tỉ số truyền của hộp số. Vì lúc khởi động thì sức ì lớn nhất nên ta chọn
ih = ih1 = 3,52
ip: tỉ số truyền của hộp số phụ. Không có hộp số phụ nên ip = 1
i0: tỉ số truyền lực chính. i0 = 4,69
Thế số ta được:
J a = (= 1685. 1,05 = 0,812 (Kg.m2)

δt Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống truyền lực,
trong tính toán lấy δt = 1,05÷1,06. Ta chọn δt=1,05.

a. Momen cản chuyển động qui dẫn Ma (N.m)
Momen cản chuyển động của xe qui dẫn về trục li hợp được tính khi xe bắt đầu khởi
động:

Ma = [(G0+Gm).� + KFV2].


Trong đó:
ψ là hệ số tổng cản tổng cộng của đường mà ô tô có thể khắc phục được
Theo [7] ta chọn ψ = 0,02.
K là hệ số cản không khí, tra bảng [8] chọn K = 0,2÷0,35 ứng với F nằm trong
2
khoảng 1,6÷2,8 (m ), ta chọn K = 0,25.
v là vận tốc của xe, v = 0 (m/s) vì khi khởi hành tốc độ quá nhỏ.
F là diện tích mặt chính diện của xe, xem như một hình chữa nhật có kích thước
1560x1720 (mm)
F=0,8B.H

Trong đó:

B - chiều rộng cơ sở của ô tô.(m)
H – chiều cao toàn bộ của ô tô (m)
2

F = 0,8.1560.1720.10-6 = 2,146 (m ) thỏa mãn điều kiện bền của ô tô du lịch. [1,8 : 2,8]
(m2)
rbx là bán kính lăn của bánh xe bx = 353,7 mm = 0,3537m
it là tỉ số truyền chung của hệ thống truyền lực. it = ih1.i0.ip
ηt hiệu suất của hệ thống truyền lực. Xe tải khách vi sai một cấp chọn ηt = 0,93.
Thế số ta được:
Ma= [(16513+0).0,02+0,25.2,146.0]. = 7,608 (N.m)
2.3 Tính thời gian trượt trong các giai đoạn t1 và t2
Xét đến 2 giai đoạn thực tế của việc đóng ly hợp từ từ.
+ Giai đoạn 1: khoảng thời gian. (t1) tăng momen ma sát từ 0 đến Ma. Lúc đó
xe bắt đầu khởi động tại chỗ: L1=Ma
+ Giai đoạn 2: Tăng momen của ly hợp đến giá trị không còn sự trượt của ly
hợp. (t2) Khoảng thời gian (t1) và (t2) được tính như sau:

L2= Ja (ωm – ωa) + Ma (ωm-ωa)t2

Trong đó:

t1 =

t2 =

Với:
- K là hệ số tỉ lệ đặc trưng cho nhịp độ tăng momen của đĩa ly hợp khi đóng ly hợp.



Đối với xe du lịch:

K = 50 ÷ 150 Nm/s ta chọn K = 100 Nm/s.

thế số vào ta có: t1 = = 0,07608 (S)
- A có giá trị là: A =
Trong đó:

- ω a : vận tốc góc của ly hợp. Ta tính cho lúc khởi động nên ω a = 0 rad/s
- ω m : vận tốc góc của trục khuỷu.

Ta lấy: ωm = ωmax hay ωm = = = 230 (rad/s)
t2 = = = = 1,93 (S)
=> Công trượt toàn bộ L của ly hợp là:

L = L1 + L2 = Ma (ωm – ωa). ( + Ja.(ωm – ωa)2
=7,608(230 – 0).(2 = 23795 (J)


3. Kiểm tra công trược riêng của ly lợp:
Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát ta phải kiểm tra công trượt riêng, công trượt
riêng được xác định theo công tức sau:

L0 =
Trong đó:
L = 23795 (N.m)công trược tổng cộng của ly hợp.
2
S: diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động (m )
S = R22 – R21) = 3,14.(0,10812 – 0,07022) = 0,0212 (m2)
p = 2 số đôi bề mặt ma sát.

2
[L0] công trược riêng cho phép, theo [9] ta có [L0] = 1000 000÷1200 000J/m đối
với ô tô du lịch


L0 = = 561202 ( ≤ [L0]

4 Tính khối lượng phần ma sát của đĩa ép.
m = Vms.ρ = S.δms.ρ
Với :
- Vms là thể tích của phần ma sát đĩa bị động.
Vật liệu làm đĩa ma sát gồm thép và nhiều thành phần chất khác nhau nên ta chọn gần
đúng đó là thép:

ρ ≈ 7800 [ ]
- δms chiều dày của đĩa ma sát δms = 5mm = 0,005m
- S diện tích bề mặt ma sát S = 0,0212 (m2)
=>

m = 0,0212 . 0,005.7800 = 0,8268 kg.

5. Tính toán nhiệt độ của đĩa ép
Công trược sinh ra làm đun nóng các chi tiết như đĩa ép, lò xo,... do đó phải kiểm tra
nhiệt độ các chi tiết bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ khi xe khởi hành:

T=
Trong đó:
0
T- nhiệt độ tăng lên của chi tiết ( K) [T] ≤ 100K
hệ số xác định công trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính,

như sau:
Đối với đĩa ép (n: số lượng đĩa bị động) với n=1 =>

được xác định


L= 23795 (N.m) công trượt sinh ra toàn bộ khi đóng ly hợp (J)
C : nhiệt dung riêng của các chi tiết khi đun nóng , đối với thếp và gang c≈
m – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg)
T = = 28,780T ≤ [T]
III.

TÍNH TOÁN TRỤC CÁC ĐĂNG

Trong quá trình chuyển động Cardan chịu xoắn là
chủ yếu. Theo lý thuyết bền ta có:

τmax =
Trong đó:
Mz: mômen xoắn (KNm)
Wp: mômen chống xoắn của mặt cắt ngang.

-

Đối với tiết diện tròn đặc ta có: Wp =

-

Đối với tiết diện tròn rỗng: Wp = 4)
η = với d là đường kính trong và D là đường kính ngoài của thanh.

Do bề dày thành trục rỗng có giá trị không đáng kể
nên nếu cùng một khối lượng vật liệu thì trục rỗng có mômen chống xoắn cao
hơn nhiều so với trục đặc.
™ Ta chọn cardan trục rỗng khi tính toán thiết kế.


Giả thuyết khi bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm trong mặt phẳng thẳng đứng
ta có:

tan φ1 = tan φ3.cos α1 [14]
Giả thiết cả hệ thống quay với góc ta có
tan (ϕ3 + = tan (ϕ2 + 2 ™ tan ϕ2 = tan ϕ3. Cos 2


tan ϕ1 =tan ϕ2.

Từ iểu thức trên ta thấy: α1 = α2 thì ϕ1 = ϕ2 tức ω1 = ω2 trường hợp này gọi
là cơ cấu cacdan Kép đồng tốc
Do cơ cấu cardan dọc nên trong tính toán kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardan
khác tốc, nghĩa là:
Khi K là khớp cardan khác tốc thì trục bị động sẽ chịu mômen xoắn lớn hơn. Cho nên
nếu trục hai đủ bền thì trục một cũng đảm bảo điều kiện bền, vì vậy chúng ta chỉ cần tính
toán trục hai ứng với trường hợp K là khớp cardan khác tốc.
1.Xác định kích thước trục theo số vòng quay nguy hiểm nt:
Ta xác định số vòng quay cực đại nmax của trục các đăng ứng với tốc độ lớn nhất của xe:

nmax = (v/ph)
Ở đây :
nemax = λnN = 1,1. 5000 = 5500 (v/ph) là số vòng quay cực đại của động cơ
(do động cơ diesel nên λ=1,1)

ih = iOD= 0,77 là tỉ số truyền nhanh nhất của hộp số chính.
ip =1 là tỉ số truyền số cao nhất cảu hộp số phụ.
Thay số ta được:

nmax =

= 7142,85 (v/ph)

Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt của trục các đăng:
nt = (1,2 - 2).nmax = 1,6913.7142,85 = 12080,7[v/ph].


2. Đường kính cardan:
Đối với trục cardan thứ hai:
Ta khảo sát dưới dạng trục rỗng đặt tự do trong các điểm tựa.

nt = 12.104. [15]
Thay d1 = D2 – 2. vào công thức trên ta nhận được phương trình bậc 2 đối với
D2.
2D22 - 4δ.D2 + (4.δ2 Giả thiết bề dày thành trục rỗng δ = 1,85 ÷ 2 mm
Ta xác định được giá trị của đường kính D:
Chọn δ = 2mm = 0,002m
nt = 12080,7 (vg/ph).
d = D – 2.δ
 d = D – 0,004 (m)
D2 + (D – 0,004)2
™ D2 + D2 – 0,008D + 1,6.105-0,022 =0
™ 2D2 – 0,008D – 0,022 = 0
 D= 10 (cm)
 Đường kính trục cacdan D=10 cm

d = 10-0,4= 9,6 (cm)
3. Kiểm tra trục cardan
Khi làm việc trục hai sẽ bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén). Trong đó ứng suất xoắn là rất lớn
so với các ứng suất còn lại, cho nên ta chỉ cần tập trung tính trục theo giá trị M2max :

M2max =
3.1 Ứng suất xoắn cực đại của trục cacđăng:

τ = = (MN/m2)
Trong đó :


α:là góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến
các cầu chủ động nên ta chọn α = 150 : 200 chọn α = 150
Momen chống xoắn nhỏ nhất của trục cacđăng .
Wx = m3)

Thay số ta có :

τ = = 25,53 ()
τ = 25,53 (MN/m2) < [τ]= 100 : 300 (MN/m2) thỏa điều kiện bền
3.2 Tính giá trị góc xoắn của trục cardan

Trong đó:
Jx = (D4 – d4) = (0,14 – 0,0964) =
7,39.10-7 (m4) = 73,9 (cm4)

Mô men quán tính của tiết diện xoắn:

2


5

2

G: mô đun đàn hồi khi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m =8.10 kG/cm
l2 = 125cm – là chiều dài của trục cardan thứ 2.
Memax mômen xoắn cực đại của động cơ. Memax= 220N.m = 22kN.cm
Thay số ta có :
0

/cm = 1,1 0/m

1,10 trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc xoắn cho phép trên một mét chiều dài

trục => thỏa yêu cầu.


3. Tính toán chốt chữ thập:

dc
P

A

A

R
P


Hình 3.1 sơ đồ lực tác dụng lên chốt
chữ thập.

Vì M2max > Mms nên lực P tính theo M2max.

Trong đó:
R = D/2 + δ/2 + k ; δ: bề dày phần thịt nạn cardan; K hệ số an toàn k>0.
Theo khảo sát thực tế ta chọn δ = 15 mm, k= 2mm
™ R=

=0,0465m

: góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến các
cầu chủ động nên ta chọn
chọn
.

Dưới tác dụng của lực P, tại mặt cắt nguy hiểm A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và cắt.
Ngoài ra trên bề mặt của cổ chốt chữ thập còn chịu ứng suất chèn dập.


3.1 ứng suất uốn
2

≤ [ ] = 350MN/m
Với Wu – mô men chống uốn tại mặt cắt A-A.
Chốt có mặt cắt ngang hình tròn nên ta có:

dc - là đường kính mặt cắt ngang chốt. Theo khảo sát thực tế ta có dc= 25mm=0.025m
Ta có R = 46,5 mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 35mm = 0,035m

thay số ta có:
2

2

221 MN/m ≤ [ ] = 350MN/m
™ Thõa điều kiện uốn.
3.2 ứng suất cắt

Ở đây: S - diện tích của tiết diện mặt cắt A-A. S=
Thay số ta được:

™
3.3 ứng suất chèn, dập
-6

-4

2

Ở đây: F – là diện tích tiết diện của cổ chốt. F = l.dc = 25.35.10 = 8,75.10 (m )
Thay số ta có:


™
5. tính toán nạng cardan
b

a


h

e
B
R

A

A
P

B

Hình 4.1 sơ đồ lực tác dụgn lên nạn
cardan.

Dước tác dụng của lực P, tại tiết diện A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
4.1 Ứng suất uốn:

Ở đây:

Wu- mômen chống uốn của tiết diện tại A-A.
Ta chọn mặt cắt tiết diện Elip:

h – đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D = 74mm (đã tính ở trên),
K: độ dày mỗi bên so với đường kính D, chọn k =5mm
™ h = 74 + 2.5= 84mm = 0,084m


Chọn e = 86mm=0,086m

Do tiết diện elip nên chọn b = 2δ = 30mm = 0,030m
Thay số ta có:

Thỏa điều kiện uốn.
4.2 Ứng suất xoắn

Chọn a = 0,0625m
Wx- mômen chống xoắn của tiết diện tại A-A.
Mặt cắt tiết diện Elip nên:

Thay số ta có:

™ thõa điều kiện bền xoắn