Tính Toán Thiết Kế Oto - Tài Liệu Text - 123doc

Có thể bạn quan tâm

Tải bản đầy đủ (.pdf) (21 trang)

Trang chủ

Giáo Dục - Đào Tạo

Cao đẳng - Đại học

tính toán thiết kế oto

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.1 MB, 21 trang )

GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôCÁC THÔNG SỐ CẦN THIẾTCác thông số cần thiết(Tài liệu mercedes-Benz việt nam)Loại xeĐặc điểm xeKí hiệuĐơn vịMercedes-benz Xe khách 16 chỗPrinter minibusFRLoại động cơMô mem xoắn cực đạiGiá trị4x2DieselMemax300NmSố vòng quay ứng với momen cực đạinm2000v/phTrọng lượng toàn bộ xeG35000N129HPnN3800v/phVmax140Km/hChiều rộng cơ sởB1933mmChiều dài cơ sởL1665mmChiều cao toàn thểH2345mmCông suất cực đạiSố vòng quay ứng với công suất cực đạiTốc độ cực đạiSVTH: Đỗ Như LinhTrang 1GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôI.TÍNH TOÁN HỘP SỐ1. 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: 35000 ( N )- Hệ số cản lớn nhất của đường: ψmax = fChọn độ dốc tiêu chuẩn lớn nhất 20%, hê số cản lăn lớn nhất (đường đất cát) f = 0.2 [1]ψmax = 0,2= 0,39- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: ( 185/65R14 )rbx = (185.0,65) +.25,4 = 298,05 (mm)- Momen xoắn cực đại của động cơ: Memax = 300 (N/m)- ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực.Do xe thiết kế là xe tải khách 16 chỗ vi sai một cấp nên chọn ηtl = 0.89- Tỉ số truyền lực chính i0.Trong đó:- nemax = nN, với: nN = 3800v/ph, λ = 1 ( động cơ diesel) => nemax = 3800v/ph- ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xechủ động. Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn = 0,8để tính toán.- Chọn vmax = 140km/h= 3,80=>SVTH: Đỗ Như Linh== 4,01Trang 2GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôKiểm tra theo điều kiện kéo và điều kiện bám:- Hệ số bám:P𝞧Pk[2] chọnPhay G≤<=>max≤≤G≤<=> 4,01 ≤ ih1 ≤= 7,711Do xe tải khách 16 chỗ nên chọn ih1= 5,851.2 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:√√1,644Ta tính được tỷ số truyền các tay số còn lại như sau:Số 2:Số 3:Số 4 :Số OD:0,8Số lùi: theo [3] iR = (0,8-1,3)ih12. Xác định kích thước cơ bản của hợp số :2.1 Bánh răng của hợp số :a) Chọn khoảng cách giữa các trụcKhoảng cách giữa các trục được chọn theo công thức kinh nghiệm sau:A = C√SVTH: Đỗ Như Linh(mm)Trang 3GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôỞ đây: Memax là momen xoắn cực đại của động cơ (Nm)C là hệ số kinh nghiệm:-Đối với xe dùng động cơ diezel: C = 20 ÷ 21, ta chọn C = 20,5Thay số ta được: A = C √= 20,5 √= 137,23 (mm)Theo [4] chọn A = 140 mm.b) chọn môđuyn pháp tuyến của bánh răng.mn = (0,032 ÷ 0,040).A (mm) mn = 4,8 ÷ 5,6 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mmc) xác định số răng của các bánh răng.ZaZ3Z2Z1 ZRZ ODTSCTTCZRATTGSơ đồ tính toán số răng của các bánh rănghộp số 3 trục.A là khoảng cách giữa các trụcZa, Z´a là số răng của cặp răng luôn ănkhớp.Z1, Z2,….số răng của các bánh răng trêntrục trung gian.Z´1, Z´2,…. số răng của các bánh răng trêntrục thứ cấp.Khoảng cách A được tính như sau:A=Bởi vậy:Z2Z1==–1ZRZ3Z𝒂ZODTrong đó:ia tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớpmn: mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng luôn ăn khớpβa: góc nghiêng của răng của cặp bánh răng ăn khớp.SVTH: Đỗ Như LinhTrang 4GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô-Với bánh răng nghiêng theo [5] 200≥β≥80 chọn β = 200Ta có ih1 = 5,85 theo công thức kinh nghiệm ta chọn Za = (16 ÷12)lấy Za = 15.–1=== 2,51= ia.za = 2,51.15 = 37,65 ( răng ) chọn= 38 răng.ỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài là: Ta có: igi =suy ra: ig1 = 2,331 : ig2 = 1,425; ig3 = 0,862 ; igOD = 0,32; igR = igR1.igR2 = 1,865số răng của các bánh răng trục trung gian và trục thứ cấp được xác định:;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.chọn z1= 16(răng)(răng)= 16.2,311 = 37,296 chọnTương tự:(răng), =>= 28 (răng),=>= 40(răng),=>= 31 (răng)= 25(răng)= 13 (răng)Số R: ; igR = igR1.igR2 = 1,865 chọn ZigR1R=31 (răng), ZR = 14 (răng)=> igR2vậy : z'R = 0,84.31 =26,04 chọn z'R= 26 (răng)SVTH: Đỗ Như LinhTrang 5GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôXác định lại tỉ số truyền các cặp bánh răng gài số:Số 1 : ig1 =2,3125Số 2 : ig2 =Số 3 : ig3 =Số lùi: igR =Số OD : igOD =Xác định lại tỉ số truyền của hộp số: ihi = ia.igiih1 = 2,51.2,3125 = 5,8Tương tự: ih2 = 3,54; ih3 = 2,24; iR = 4,66; ihOD = 0,82Tính chính xác khoảng cách trục A.-Cặp bánh răng luôn ăn khớp: Aa =-Cặp gài số 1: A1 =-Cặp gài số 2: A2 =-Cặp gài số 3: A3 =-Cặp gài số OD: AOD =Chọn A= Aa= A1= A3=AOD = 141(mm)3. Trục hộp sốChọn 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: d1 = 5,3 √,với d1 là đường kính của trục sơ cấp (mm),Memax là momen cực đại của động cơ (Nm).Thay số ta được: d1 = 5,3 √Đối với trục trung gian: d2=0,45.A và√= 35,48 (mm) = 3,548 (cm)= 0,16 ÷ 0,18Với 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. 141 = 63,45 (mm) = 6,345 (cm)l2 = d2/0,18 = 352,50 (mm) = 35,250 (cm)SVTH: Đỗ Như LinhTrang 6GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôĐối với trục thứ cấp : d30,45.A và= 0,18 ÷ 0,21Với d3, l3 là đường kính và chiều dài của trục thứ cấpA là khoảng cách giữa các trục sốThay số ta được : d3 = 0,45. 141 = 63,45(mm) = 6,345(cm)l3 = d3/0,21 = 304,143 (mm) = 30,4143(cm)SVTH: Đỗ Như LinhTrang 7GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôII.TÍNH TOÁN LY HỢP1. 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 cơMemax:Mms = Memax.βMms : Momen ma sát yêu cầu của ly hợp. (N.m)Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo lyhợp ma sát khô sử dụng mộtđĩa ma sát: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 tải khách nênβ = 1,6÷2,25 nên ta chọnβ = 2,25.Thế số ta được momen ma sát :Mms = 300.2,25 = 675 Nm.Trục khuỷu động cơĐĩa épVỏ ly hợpBạc đạn chàtrục sơ cấp hợp sốcàng mởLò xo đĩaĐĩa ma sátBánh đà1.2 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 theocông 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 tải khách chọn C = 3,6Thay số ta được:D2 = 2R2 = 3,16√Hình 1.2 Kích thước vành của đĩa ma sát.√ R2 = 14,425cmSVTH: Đỗ Như LinhTrang 8GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôBán kính trong của đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số tađược:R1 = 0,65.14,425 = 9,376 (cm)Bán kính ma sát trung bình được xác định theo công thức:Rtb === 12,079 (cm) = 0,12079(m)1.3 Xác định lực ép lên đĩa ma sát:Ta có thể viết lại phương trình Mms = Memax.β = µ.P.Rtb.pTrong 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=== 9313,685 (N)9,313685(KN)1.4 Chiều dày đĩa ma sátTheo [11], chiều dày của đĩa ma sát là:Vậy ta chọn:xác định trong khoảng 4÷5(mm).1.5 Tính áp lực tạo ra trên mặt ma sátÁp lực tạo ra trên vành khăn ma sát được tính theo công thức sau:(< 250 (KN/m2) thỏa yêu cầu điều kiện bền.Trong đó: P là lực ép của cơ cấu (KN) .S là diện tích vành khăn ma sát (m2)2. Tính toán công trượt của ly hợp0JmJa00Hình 1.5 sơ đồ tính toán công trượtt0Tăng tốcTốc độ ổn địnhLy hợpTrượcSVTH: Đỗ Như LinhTrang 9GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô2.1 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:: vận tốc gốc của bánh xe.[rad/s]V: vận tốc chuyển động tịnh tiến của xe [m/s]: vận tốc cực đại của trục ly hợp.[rad/s]Động năng của chuyển động quay:Động năng chuyển động tịnh tiến:Điều kiện cân bằng động năng khi ô tô đang chuyển động : wt = wđ()(Kg.m2)Trong đó :Ga: Trọng lượng toàn bộ xe Ga = 35000(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 độngih tỉ số truyền của hộp số. Vì lúc khởi động thì sức ì lớn nhất nên ta chọnih = ih1 = 5,8ip: tỉ số truyền của hộp số phụ. Không có hộp số phụ nên ip = 1i0: tỉ số truyền lực chính. i0 =Thế số ta được:()(Kg.m2)Vớ 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.SVTH: Đỗ Như LinhTrang 10GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôa. 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:Trong đó:ψ là hệ số tổng cản tổng cộng của đường mà ô tô có thể khắc phục đượcTheo [7] ta chọn ψ = 0,02.K là hệ số cản không khí, tra bảng [8] chọn K = 0,5÷0,6 ứng với F nằm trong khoảng 4,5÷6(m2 ), ta chọn K = 0,5.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 1933x2345(mm)Trong đó:B - chiều rộng cơ sở của ô tô.(m)H – chiều cao toàn bộ của ô tô (m)m- hệ số điền đầy chọn theo chủng loại ô tô.Đối với ô tô tải khách chọn m = 1,00÷1,10 lấy m = 1 ta có:F = 1933.2345.10-6 = 4,532 (m2) thỏa mãn điều kiện.[4,5÷6](m2)rbx là bán kính lăn của bánh xe bx = 298,05 mm = 0,29805mit là tỉ số truyền chung của hệ thống truyền lực. it = ih1.i0.ipηt hiệu suất của hệ thống truyền lực. Xe tải khách vi sai một cấp chọn ηt = 0,89.Thế số ta được:(N.m)2.3 Tính thời gian trượt trong các giai đoạn t1 và t2Xét 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 đầukhởi động tại chỗ:+ 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:SVTH: Đỗ Như LinhTrang 11GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôTrong đó:(s)A(s)Kt2 =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 tải khách:K = 150 ÷ 750 Nm/s ta chọn K = 450 Nm/s.thế số vào ta có:- A có giá trị là:√Trong đó:-  a : vận tốc góc của ly hợp. Ta tính cho lúc khởi động nên  a = 0 rad/s-  m : vận tốc góc của trục khuỷu.Ta lấy  m =  max hay  m =t2 =A √=K(rad/s)√√(s)√ Công trượt toàn bộ L của ly hợp là:(())(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 trượtriêng được xác định theo công tức sau:Trong đó:L=công trược tổng cộng của ly hợp.S: diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động (m2)S=p = 2 số đôi bề mặt ma sát.[L0] công trược riêng cho phép, theo [9] ta có [L0] = 150 000÷250 000J/m2 đối với ôtô tải có tải trọng nhỏ hơn 50KNSVTH: Đỗ Như Linh≤ [L0]Trang 12GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô4 Tính khối lượng phần ma sát của đĩa ép.m = Vms. = S.δms.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 gầnđúng đó là thép:[-].- δms chiều dày của đĩa ma sát δms = 5mm = 0,005m- S diện tích bề mặt ma sát S ==>m=. 0,005.7800 = 1,56 kg.5. Tính toán nhiệt độ của đĩa épCông trược sinh ra làm đun nóng các chi tiết như đĩa ép, lò xo,... do đó phải kiểm tranhiệt độ các chi tiết bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ khi xe khởi hành:Trong đó:T- nhiệt độ tăng lên của chi tiết (0K) [T]Khệ số xác định công trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính,như sau:được xác định: Đối với đĩa ép (n – số lượng đĩa bị động ) với n=1 =>L=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 cm – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg)SVTH: Đỗ Như LinhTrang 13GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôIII.TÍNH TOÁN TRỤC CÁC ĐĂNGCardan 1KĐcơVỏ đỡCardan 2Hộp sốVi saiL2L1L3L4L=3665mmHình III.1 Sơ đồ bố trí FR 4x2 dùng cardan képTrong quá trình chuyển động Cardan chịu xoắn là chủ yếu.Theo lý thuyết bền ta có:[13]Trong đó:: mômen xoắn (KNm)Wp: mômen chống xoắn của mặt cắt ngang.-Đối với tiết diện tròn đặc ta có:-Đối với tiết diện tròn rỗng:=với d là đường kính trong và D là đường kính ngoài của thanh.Do bề dày thành trục rỗng= 1,85 ÷ 2 mmcó giá trị không đáng kểnên nếu cùng một khối lượng vật liệu thì trục rỗng có mômen chống xoắn cao hơn nhiềuso với trục đặc. Ta chọn cardan trục rỗng khi tính toán thiết kế.SVTH: Đỗ Như LinhTrang 14GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôGiả thuyết khi bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm trong mặt phẳng thẳng đứngta có:[14]Giả thuyết cả hệ thống quay đi với góc ta có:Từ biểu thức trên ta thấy:cấu cardan kép đồng tốc.thìtứcthìtứctrường hợp này gọi là cơtrường hợp này gọi là cơ cấu cardan kép kháctốc.Do cơ cấu cardan dọc nên trong tính toán kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardankhác tốc, nghĩa là:.Khi K là khớp cardan khác tốc thì trục bị động sẽ chịu mômen xoắn lớn hơn. Cho nênnếu trục hai đủ bền thì trục một cũng đảm bảo điều kiện bền, vì vậy chúng ta chỉ cần tínhtoán 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 =Ở đây :nemax = λnN = 1. 3800 = 3800 (v/ph) là số vòng quay cực đại của động cơ(do động cơ diesel nên λ=1)ih = iOD= 0,82 là tỉ số truyền nhanh nhất của hộp số chính.ip =1 là tỉ số truyền số cao nhất cảu hộp số phụ.= 4634(vg/ph)Thay số ta được:nmax =Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt của trục các đăng:nt = (1,2 - 2).nmax = 4634.1,6913 = 7837,5[v/ph].SVTH: Đỗ Như LinhTrang 15GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô2. Đường kính cardan:Đối với trục cardan thứ hai:Ta khảo sát dưới dạng trục rỗng đặt tự do trong các điểm tựa.√Thay d1 =:[15]- 2 vào công thức trên ta nhận được phương trình bậc 2 đối với2Giả thiết bề dày thành trục rỗng2-4 .+ (42-)=0= 1,85 ÷ 2 mmTa xác định được giá trị của đường kính D:Chọn δ = 2mm = 0,002mnt = 7837,5 (vg/ph).Trên thực tế chiều dài cơ sở của xe là L = 3665mm = 3,665 m nhưng trừ đi chiềudài hộp số và chiều dài vỏ đỡ vi sai(theo hình vẽ III.1) ta có l1+l2 nhỏ hơn L rấtnhiều.trên kết quả khảo sát thực tế ta có l1= 85cm = 0,85m; l2=125cm=1,25m()Giải ra ta được= 0,074(m) = 74 (mm) => d2 = 70 mm3. Kiểm tra trục cardanKhi làm việc trục hai sẽ bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén). Trong đó ứng suất xoắn là rất lớnso với các ứng suất còn lại, cho nên ta chỉ cần tập trung tính trục theo giá trị M2max :3.1 Ứng suất xoắn cực đại của trục cacđăng:Trong đó :SVTH: Đỗ Như LinhTrang 16GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tôlà góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến cáccầu chủ động nên ta chọnchọnMomen chống xoắn nhỏ nhất của trục cacđăng :(m3)Thay số ta có :thõa điều kiện.3.2 Tính giá trị góc xoắn của trục cardan[0 ]Trong đó:Mô men quán tính của tiết diện xoắn:= 29,32 cm4G: mô đun đàn hồi khi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m2=8.105kG/cm2l2 = 125cm – là chiều dài của trục cardan thứ 2.Memax mômen xoắn cực đại của động cơ. Memax= 300N.m = 30kN.cmThay số ta có :trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc xoắn cho phéptrên một mét chiều dài trục => thỏa yêu cầu.SVTH: Đỗ Như LinhTrang 17GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô3. Tính toán chốt chữ thập:dcPAARPHình 3.1 sơ đồ lực tác dụng lên chốtchữ 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 cáccầu chủ động nên ta chọnchọn.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.SVTH: Đỗ Như LinhTrang 18GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô3.1 ứng suất uốn≤ [ ] = 350MN/m2Với 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=0.025mTa có R = 46,5 mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 35mm = 0,035mthay số ta có:221 MN/m2 ≤ [ ] = 350MN/m2 Thõa điều kiện uốn.3.2 ứng suất cắtỞ đây: S - diện tích của tiết diện mặt cắt A-A. S=Thay số ta được:3.3 ứng suất chèn, dậpỞ đây: F – là diện tích tiết diện của cổ chốt. F = l.dc = 25.35.10-6 = 8,75.10-4 (m2)Thay số ta có:SVTH: Đỗ Như LinhTrang 19GVHD: Trần Anh SơnMôn: Tính Toán Thiết Kế ô tô5. tính toán nạng cardanbaheBRAAPBHình 4.1 sơ đồ lực tác dụgn lên nạncardan.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 = 0,084mSVTH: Đỗ Như LinhTrang 20Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tôGVHD: Trần Anh SơnChọn e = 86mm=0,086mDo tiết diện elip nên chọn b = 2δ = 30mm = 0,030mThay số ta có:Thỏa điều kiện uốn.4.2 Ứng suất xoắnChọn a = 0,0625mWx- mômen chống xoắn của tiết diện tại A-A.Mặt cắt tiết diện Elip nên:Thay số ta có: thõa điều kiện bền xoắnSVTH: Đỗ Như LinhTrang 21

Tài liệu liên quan

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT 2 CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN
- 44
- 890
- 1
Giáo trình tính toán thiết kế ôtô
- 290
- 2
- 37
Tính toán, thiết kế thiết bị chính
- 55
- 411
- 0
Tính toán, thiết kế thiết bị phụ
- 49
- 547
- 0
Tài liệu Tự động hóa tính toán thiết kế tàu pptx
- 173
- 687
- 4
Đồ án môn học tính toán thiết kế ôtô: hệ thống phun xăng điện tử EFI
- 69
- 4
- 12
Tài liệu Đồ án Tính toán thiết kế chi tiết máy pdf
- 20
- 963
- 10
Tài liệu tính toán thiết kế mô hình xử lý nước nhiễm sắt
- 44
- 773
- 1
Kỹ thuật tính toán, thiết kế ôtô ( rất hay )
- 101
- 524
- 5
Nghiên cứu khoa học " NGHIÊN CỨU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ CHẾ TẠO THIẾT BỊ NHỔ GỐC CÂY RỪNG TRỒNG SAU KHAI THÁC " pot
- 6
- 554
- 0