Tính Toán Thiết Kế ô Tô - Chương 1: Tải Trọng Và ứng Suất Tương đương

Có thể bạn quan tâm

Đăng ký
Đăng nhập
Liên hệ

TimTaiLieu.vn - Tài liệu, ebook, giáo trình, đồ án, luận văn

TimTaiLieu.vn - Thư viện tài liệu, ebook, đồ án, luận văn, tiểu luận, giáo trình, hướng dẫn tự học

Trang Chủ
Tài Liệu
Upload

Tính toán thiết kế ô tô - Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương

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.  Trong khi đó, kích thước của một chi tiết phụ thuộc vào độ lớn và bản chất của ứng suất sinh ra bên trong chi tiết đó khi nó làm việc.  Mà ứng suất sinh ra trong các chi tiết của ô tô 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 toán độ bền của các bộ phận và chi tiết của ôtô, ngoài 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 nó lớn hơn tải trọng tĩnh rất nhiều. I. KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI TẢI TRỌNG.

18 trang | Chia sẻ: hoang10 | Lượt xem: 4802 | Lượt tải: 2

Bạn đang xem nội dung tài liệu Tính toán thiết kế ô tô - Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trênTÍNH 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.  Trong khi đó, kích thước của một chi tiết phụ thuộc vào độ lớn và bản chất của ứng suất sinh ra bên trong chi tiết đó khi nó làm việc.  Mà ứng suất sinh ra trong các chi tiết của ô tô 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 toán độ bền của các bộ phận và chi tiết của ôtô, ngoài 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 nó 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 đóng ly hợp đột ngột.  Khi gài số trong quá trình tăng tốc.  Khi phanh đột ngột bằng phanh tay hoặc khi phanh gấp mà không mở ly hợp. Đối với các bộ phận không được treo và hệ thống lái, tải trọng động sẽ xuất hiện khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng. Đối với hệ thống truyền lực của ôtô, tải trọng tĩnh tác dụng lên chi tiết được tính từ mômen xoắn cực đại của động cơ Memax. Tải trọng động thường được xác định theo công thức kinh nghiệm nhận được từ hàng loạt các thí nghiệm . Hệ số tải trọng động kđ: tónh troïng taûi trò giaù ñoäng troïng taûi trò giaù k ñ  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. Đóng ly hợp đột ngột. Công thức kinh nghiệm i 8i k ñ   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 toán. Qua thí nghiệm, người ta nhận thấy rằng khi đóng ly hợp đột ngột thì mômen quay sinh ra trên trục sơ cấp của hộp số có thể lớn gấp 33,5 lần mômen quay cực đại của động cơ và ở bánh xe chủ động mômen xoắn có thể gấp hai lần so với mômen xoắn từ động cơ truyền xuống. Kết quả của việc đóng ly hợp đột ngột là xe bị giật mạnh hoặc động cơ sẽ tắt máy. Hiện tại chưa có phương pháp chính xác để tính toán tải trọng động sinh ra khi đóng ly hợp đột ngột CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Không mở ly hợp khi phanh. Khi phanh mà không 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 bñ Mômen 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 còn quay thêm một góc bđ và sẽ làm cho các trục của hệ thống truyền lực bị xoắn với các góc xoắn: bđ = c.ih + n.i0.ih .G.J .l.i.iM .GJ .l.iM n nhj n c chj c 2 0   Các góc 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. Không mở ly hợp khi phanh. Jbñ i Haõm Haõm i0 2 c hi + n 0i hi i0n+c  bñ 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. Không mở ly hợp khi phanh. lc, ln :chiều dài trục các đăng và bán trục. Jc, Jn : mô men quán tính. G : môđuyn 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 có: 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 bñTừ (1) và (2) => CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. II. CÁC TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG. 2. Không mở ly hợp khi phanh. Mặt khác ta có : bñ bñ bñbñ bñ bñbñ bñ bñ bñ d J dt d J       d J d d dt dω => C.bđ.dbđ = Jbđ.bđ.dbđ     bñbñ dC max 0 bñbñ 0 bñ d.J 0   Lấy tích phân 2 vế: => C. 2max = Jbđ.02 C J ω bđ0max  CJCM bđoj .maxmax  Ta được:  Mômen của các lực quán tính Mj sẽ lớn hơn mômen cực đại của động cơ khoảng 15 ÷ 20 lần.  Mjmax > Ml Trong trường hợp này ly hợp làm nhiệm vụ của cơ cấu an toàn. => 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 không 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 còn quay đi một góc bx rồi mới dừng hẳn lại.  Bx chuyển động quay chậm dần với gia tốc góc : Nên làm xuất hiện mômen 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 Haõm 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 toán 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 có quan hệ giữa các góc xoắn: n o c bx i    Các góc 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 có: 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 có : 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: =>  Thông 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 TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ. 1. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực.  Để đảm bảo đủ độ bền làm việc, các bộ phận và chi tiết của ô tô phải được tính toán thiết kế theo chế độ tải trọng động.  Tính toán giá trị tải trọng động theo lý thuyết là rất phức tạp và khó chính xác.  Tính đến tải trọng động bằng cách chọn hệ số an toàn phù hợp hoặc đưa vào hệ số tải trọng động được rút ra từ thực nghiệm. Đối với ô tô con: Kđ = 1,5 – 2,0 Đối với ô tô tải: Kđ = 2,0 – 2,5 Đối với ô tô có tính năng cơ động cao: Kđ = 2,5 – 3,0 i 8i k ñ   β CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ. 1. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực. Mômen xoắn truyền từ động cơ xuống chi tiết của hệ thống truyền lực trong trường hợp tính theo động cơ là:  .i.MM maxeX Mômen 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 đó, tránh trường hợp thừa kích thước, tốn nhiều vật liệu chế tạo, không 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 TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ. 2. Tải trọng tác dụng lên hệ thống phanh. Mômen phanh Mp của bánh xe: Mp = Zbx . .rbx Trường hợp xe có 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 TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ. 3. Tải trọng tác dụng lên hệ thống treo và cầu. t max t max σ σ P P k ñ Tính toán bền theo tải trọng cực đại Pmax khi xe chuyển động thông 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 không bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là tải trọng động từ các khối lượng không được treo. CHƯƠNG 1: TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT TƯƠNG ĐƯƠNG. III. TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ. 4. Tải trọng tác dụng lên hệ thống lái.  Mômen cực đại của người lái tác dụng lên vô lăng : Ml = Plmax .R Plmax – Lực cực đại tác dụng lên vô 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 vô lăng.  Lực phanh cực đại tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng khi phanh xe trên đường có hệ số bám  = 0,8 – 1,0 c m ZP n m ZP bx2 bx1     m n m c P1 pP 2P 1P pP Tài liệu liên quan

Bài giảng Robot công nghiệp chương 1: Giới thiệu chung về robot công nghiệp
110 trang | Lượt xem: 2564 | Lượt tải: 5
Bài giảng Bảo dưỡng bộ phận chuyển động của động cơ
14 trang | Lượt xem: 655 | Lượt tải: 0
Bài giảng môn Kỹ thuật an toàn lao động
273 trang | Lượt xem: 2265 | Lượt tải: 2
Giáo trình Công nghệ hàn - Hàn và cắt kim loại
74 trang | Lượt xem: 815 | Lượt tải: 0
Đồ án Chi tiết máy - Phạm Anh Sơn
27 trang | Lượt xem: 2081 | Lượt tải: 5
Sổ tay hàng hải -Mớn nước của tàu
57 trang | Lượt xem: 2347 | Lượt tải: 0
Tháo,kiểm tra bạc trục
8 trang | Lượt xem: 3489 | Lượt tải: 3
Bài giảng hình họa
91 trang | Lượt xem: 5571 | Lượt tải: 2
Khái quát về hệ thống điện thân xe
16 trang | Lượt xem: 2286 | Lượt tải: 1
Giáo trình SolidWorks 99
86 trang | Lượt xem: 2529 | Lượt tải: 1