Giang Dong Co

Thiết kế hệ thống ly hợp xe tải

Chương 1. TỔNG QUAN VỀ LY HỢP TRÊN ÔTÔ

1.1. Công dụng và yêu cầu của ly hợp

1.1.1. Công dụng của ly hợp

Ly hợp ôtô là khớp nối giữa trục khuỷu động cơ với hệ thống truyền lực.Nó

dùng để ngắt, nối truyền động từ động cơ đến hệ thống truyền lực. Ngoài ra, ly hợp

còn là cơ cấu an toàn cho hệ thống truyền lực

1.1.2. Yêu cầu đối với ly hợp

Với công dụng quan trọng như trên, ngoài việc đảm bảo các yêu cầu chung về

sức bền, tuổi thọ, hiệu suất… thì ly hợp trên ôtô máy kéo còn phải đảm bảo những

yêu cầu chính sau:

- Ly hợp phải truyền được moment lớn nhất của động cơ trong bất kỳ điều

kiện làm việc nào, hay nói cách khác mômen ma sát của ly hợp phải luôn luôn lớn

hơn moment cực đại của động cơ. Tuy nhiên, không được quá lớn nhằm đảm bảo

nhiệm vụ là cơ cấu an toàn cho hệ thống truyền lực khi quá tải.

- Việc ngắt ly hợp phải dứt khoát, hoàn toàn và nhanh chóng. Nghĩa là khi mở

ly hợp, phần bị động phải ngắt hoàn toàn với phần chủ động trong khoảng thời gian

ngắn nhất, vì nếu thời gian càng dài việc gài số sẽ khó khăn.

- Khi đóng ly hợp phải êm dịu. Tức là mômen ma sát hình thành ở ly hợp phải

tăng từ từ khi đóng ly hợp. Nhằm tránh hiện tượng giật xe khi vào số và gây dập

răng các bánh răng trong hộp số cũng như các chi tiết trong hệ thống truyền lực phía

sau.

- Mômen quán tính của các chi tiết phần bị động của ly hợp phải nhỏ đến mức

có thể để giảm các lực va đập lên bánh răng khi gài số, giảm nhẹ điều kiện làm việc

của bộ đồng tốc, giúp thời gian gài số là ngắn nhất.

- Kết cấu ly hợp phải gọn nhẹ, cơ cấu điều khiển nhẹ nhàng, đơn giản trong

việc điều chỉnh cũng như bảo dưỡng.

- ngoài ra còn các yêu cầu như thoát nhiệt tốt ở bề măt ma sát, hệ số ma sát

cao và ổn định, ly hợp làm việc ổn định và hiệu suất cao

- 1 -


1.2. Phân loại ly hợp trên ôtô

1.2.1. Phân loại theo tính chất truyền mômen

- Ly hợp ma sát cơ khí: Truyền mômen quay bằng các bề mặt ma sát.

- Ly hợp thủy lực: Truyền mômen quay bằng chất lỏng (dầu).

- Ly hợp điện từ: Đây là loại ly hợp mà mômen hình thành ở ly hợp nhờ

mômen điện từ.

- Ly hợp liên hợp: Là sự kết hợp của hai hay nhiều loại ly hợp nói trên.

1.2.2. Phân loại theo hình dáng bề mặt đĩa ma sát

- Ly hợp ma sát hình đĩa (đĩa phẳng).

- Ly hợp ma sát hình côn (đĩa bị động có dạng hình côn).

- Ly hợp ma sát hình trống (kiểu tang trống và guốc ma sát ép vào tang trống).

Ly hợp ma sát đĩa phẳng dùng phổ biến. Tuỳ theo cấu tạo có thể có kiểu một đĩa,

kiểu hai đĩa hoặc có thể nhiều đĩa.

1.2.3. Phân loại theo đặc điểm làm việc

- Loại thường đóng: Thường dùng sử dụng cho loại xe oto.

- Loại không thường đóng: Thường dùng sử dụng cho các loại máy kéo.

- 2 -


Chương 2.TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ VÀ PHÂN TÍCH

CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ LY HỢP ÔTÔ

2.1. Tính toán xác định các thông số yêu cầu ban đầu

2.1.1. Các số liệu cho trước

Loại ô tô Xe tải

Trọng lượng toàn bộ 5700 [KG]

Nhiên liệu xăng

Công suất cực đại của động cơ 80[Kw] ở tốc độ: 4200[v/ph].

Mô men cực đại của dộng cơ 220[N.m] ở tốc độ: 2200 [v/ph].

Bán kính làm việc của bánh xe 350 [mm]

Tốc độ cực đại của xe 120 (km/h)

Hệ số cản lớn nhất của đường 0,3

2.1.2. Mômen ma sát yêu cầu của ly hợp ôtô

Để đảm bảo yêu cầu truyền hết mômen quay của động cơ trong mọi điều kiện

làm việc thì ly hợp phải có khả năng truyền được mômen lớn hơn mômen xoắn lớn

nhất của động cơ Memax, đồng thời phải thỏa mãn điều kiện là cơ cấu an toàn cho hệ

thống truyền lực. Do đó, mômen ma sát yêu cầu của ly hợp được xác định theo [1]:

Mms=Memax.β [N.m] (2.1)

Trong đó:

+ Mms: Mômen ma sát yêu cầu của ly hợp [N.m].

+ Memax: Mômen xoắn lớn nhất của động cơ [N.m].

+ β = (1,6: 2,25) : Hệ số dự trữ của ly hợp,ta chọn β = 2.

Mms = Memax.β = 220.2 = 440 [N.m]

2.2. Phân tích chọn phương án thiết kế ly hợp trên ô tô

2.2.1. Phân tích chọn kết cấu ly hợp ôtô

Ngày nay trên ôtô sử dụng các loại ly hợp sau đây:

- Ly hợp ma sát cơ khí loại 1 đĩa

- 3 -


* Sơ đồ cấu tạo:

So

14

15

16

1

2

2b

3 3b 4 5

6

7

8

91011

12

13

Hình 2.1 sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát loại một đĩa

1-đĩa ép; 4- Mâm ép của ly hợp; 5- Thanh kéo; 6- Giá của đòn mở;7- Đòn mở;

8- Hộp bi tỳ; 9- Ổ đỡ phía sau của trục ly hợp; 10- Ống làm bạc trượt cho ổ bi

tỳ;11- Trục ly hợpTrục động cơ; 2- Bánh đà; 2b- Rãnh trên bánh đà; 3- Gờ để lắp

vào rãnh 2b; 3b- Đ; 12- Lò xo ép; 13- Các tấm ma sát; 14- Xương đĩa bị động; 15-

May-ơ của đĩa bị động; 16- Ổ đỡ trước của trục ly hợp.

+ Ưu điểm: do truyền mômen bằng các bề mặt ma sát nên việc mở ly hợp

được nhanh chóng, dứt khoát. Do đó, ta có thể vào số một cách êm dịu, giảm lực va

đập các trên các bánh răng. Ngoài ra, ly hợp ma sát còn có kết cấu đơn giản, dễ chế

tạo, và bảo dưỡng vì vậy nó có giá thành rẽ,được sử dụng phổ biến.

+ Nhược điểm: dễ bị mài mòn đĩa ma sát, không truyền được momen lớn,

nếu muốn truyền được momen lớn thì đường kính ly hợp phải lớn

- ly hợp ma sát cơ khí loại 2 đĩa

* Sơ đồ cấu tạo

- 4 -


Hình 2.2: sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát cơ khí loại 2 đĩa:

1-Trục động cơ; 2- Bánh đà; 3b-Mâm ép;4- Đĩa ép trung gian; 5- Thanh kéo;

6-Giá của đòn mở ; 7- Đòn mở; 8-Ổ bi tỳ; 9- Ổ đỡ phía sau trục ly hợp;10-

Ống;11-Trục sơ cấp của hộp số; 12- Lò xo ép; 13-Các đĩa ma sát;14- Đĩa ép trung

gian;15-Moay ơ của đĩa bị động; 16-Ổ bi.

+ Ưu điểm: kích thước đường kính bé hơn loại một đĩa nếu cần tạo lực ép

bằng nhau, và do có hai đĩa nên khi đóng ly hợp các bề mặt ma sát làm việc một

cách từ từ, do đó đóng êm dịu

+ Nhược điểm: kết cấu phức tạp kích thước khá dài, hành trình mở và

momen phần bị động lớn hơn so với loại ly hợp một đĩa.

lực điều khiển tăng lên do phải thắng momen ma sát ở khớp nối các đĩa chủ động

với bánh đà, mở dứt khoát kém hơn loại một đĩa, khó cách ly phần bị động khỏi

phần chủ động:

- Ly hợp ma sát thủy lực:


- 5 -


Hình 2.3: sơ đồ cấu tạo ly hợp ma sát thủy lực:

1-Bánh tua bin; 2-Nắp; 3-Bánh bơm; 4-Cánh cong; 5-Tấm ngăn ngoài;

6-Tấm ngăn trong; 7-Đường dầu vào; 8-Bình tản nhiệt; 9-Van an toàn; 10-Bơm

dầu; 11-Thùng dầu; 12-Van xả.

+ Ưu điểm: làm việc rất êm dịu (nhờ tính chất dễ trượt của chất lỏng) vì vậy

giảm tải trọng động cho hệ thống truyền lực, kết cấu gọn nhẹ. Cho phép khởi động

động cơ và dừng oto khi đang gài số bởi vì giữa động cơ và hệ thống truyền lực

không có nối cứng.

+ Nhược điểm: Mở không dứt khoát vì luôn có mômen dư (dù số vòng quay

của động cơ rất thấp), kết kấu cồng kềnh và các chi tiết đòi hỏi độ chính xác cao,

nên khó sản xuất, vì nhưng yêu cầu đó dẫn tới giá thành loại này thường đắt và ít

được sử dụng trên oto

- Ly hợp điện từ:


- 6 -


Hình 2.4: sơ đồ cấu tạo ly hợp điện từ:

1-Bánh đà; 2-Khuôn từ; 3-Cuộn dây; 4-Lõi sắt bị động; 5-Trục ly hợp; 6-Mặt sắt.

+ Ưu điểm nổi bật của loại này là đóng rất êm dịu, cắt dứt khoát, độ tin cậy

cao. Tuy nhiên do kết cấu rất cồng kềnh, giá thành sản xuất cao nên loại ly hợp này

ít được sử dụng trên ôtô.

Qua những phân tích ở trên ta chọn loại ly hợp ma sát cơ khí một đĩa ma sát

Để tạo lực ép, hiện nay trên oto người ta thường sử dụng ba loại lò xo ép sau:

- Lò xo ép hình trụ bố trí xung quanh

+ Nhược điểm: Áp lực sinh ra ở bề mặt ma sát dễ không đều.

+ Ưu điểm: Kiểu này có kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, có độ tin cậy cao (nếu một lò xo

bị gãy ly hợp vẫn làm việc được).

- Lò xo ép trung tâm: chỉ gồm duy nhất một lò xo hình côn (hoặc có thể một

hoặc hai lò xo trụ) bố trí ở giữa

+ Ưu điểm: Do chỉ có một lò xo bố trí ở giữa nên áp suất sinh ra ở các bề mặt ma

sát là đồng đều.

+ Nhược điểm: Độ tin cậy thấp (nếu lò xo bị gãy thì ly hợp mất tác dụng), kết cấu

đòn mở phức tạp và điều chỉnh rất khó khăn nên ít sử dụng.

Lò xo ép đĩa nón cụt: chỉ có một lò xo đĩa nón cụt bố trí ở giữa.

+ Ưu điểm: Áp lực phân bố đều lên bề mặt ma sát do chỉ có một lò xo bố trí ở giữa

- 7 -


Lò xo làm luôn nhiệm vụ đòn mở nên kết cấu rất gọn nhẹ.

Đặc tính của lò xo là phi tuyến nên lực để mở ly hợp hầu như không tăng

thêm như loại lò xo trụ, vì vậy điều khiển nhẹ nhàng hơn.

+Nhược điểm: Không thể điều chỉnh khe hở giữa đòn mở và bạc mở khi tấm ma sát

bị mòn nên ly hợp kiểu này chỉ sử dụng trên xe du lịch và xe khách cỡ nhỏ có đặc

tính động lực tốt, sử dụng trong điều kiện đường tốt (ít phải sang số).

Qua phân tích đặc điểm trên ta sẽ lựa chọn ly hợp ma sát cơ khí một đĩa dung lò trụ


Hình 2.5- Ly hợp cơ khí lò xo trụ.

1-Bánh đà; 2-Đĩa ma sát; 3-Đĩa ép; 4-Đòn mở; 5-Ổ bi tỳ; 6-Vít điều chỉnh;

7-Vỏ ly hợp; 8-Lò xo trụ.

2.2.2. Phân tích chọn dẫn động ly hợp.

Trên ôtô hiện nay sử dụng chủ yếu hai loại dẫn động ly hợp:

+ Dẫn động cơ khí.

+ Dẫn động thủy lực.

- 8 -


- Ly hợp dẫn động bằng cơ khí:

Sơ đồ cấu tạo:

Hình 2.6: sơ đồ điểu khiển ly hợp bằng cơ khí

1.Bàn đạp; 2.Thanh kéo; 3.Đòn trung gian; 4.Thanh đẩy; 5.Càng mở (bên ngoài);

6.Càng mở(bên trong); 7.Lò xo hồi vị; 8.Ổ bi tỳ; 9. Giá tùy động; 10.Đònmở;

11.Đĩa ép; 12.Bánh đà; 13.Tấm ma sát.

- ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, làm việc tin cậy sửa chữa bảo dưỡng dễ

dàng.

- nhược điểm: hiệu suất truyền lực thấp, làm việc trong một thời gian dài sẽ có mài

mòn các khớp dẫn động dẫn đến tăng trị số hành trình bàn đạp tự do (phải điều

chỉnh lại bằng tay), lắp đặt khó khăn.

-Ly hợp dẫn động bằng thủy lực:


- 9 -


Hình 2.7: Sơ đồ điều khiển ly hợp bằng thủy lực

1 ép. . Bánh đà; 2. Đĩa bị động; 3. Đòn mở; 4. Giá tùy động; 5. Bạc mở và ổ

bi tỳ; 6. Lò xo hồi vị; 7. Bàn đạp; 8. Xilanh chính; 9. Xi lanh công tác; 10. Càng

mở; 11. Ống trượt; 12. Đĩa

- Ưu điểm:

+ khắc phục được hiện thượng mòn rơ các khớp

+ có tính khuếch đại cao. Hiệu suất cao, độ cứng vữ tốt.

+ thuận lợi với việc hiện đại hóa kết hợp gài số tự động, nhất là hộp số phụ xe tải

lớn. dễ lắp đặt, thuận lớn cho việc bố trí cụm ly hợp xa người lái.

- nhược điểm:

+ kết cấu phức tạp, giá thành cao, sử dụng và sửa chữa phức tạp hơn

+ làm việc kém tin cậy so với kiểu dẫn động bằng cơ khí

Qua phân tích những đặc điểm nêu trên ta chọn hệ thông dẫn động ly hợp dẫn động

bằng thủy lực.

Chương 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN.

- 10 -

d

d

R1

R2

0


3.1. Tính toán thiết kế các thông số cơ bản của ly hợp ôtô.

3.1.1. Bán kính hình vành khăn của bề mặt ma sát đĩa bị động.

- Nếu gọi lực ép tổng cộng do cơ cấu ép tạo ra là F [N], đặt tại bán kính trung

bình Rtb [m] của đĩa bị động, thì mômen ma sát của ly hợp Mms [N.m] do cơ cấu ép

tạo ra là:

Mms = µ.F.Rtb.zms [N.m] (3.1)

Trong đó:

+ µ: Hệ số ma sát trượt giữa các đôi bề mặt ma sát.

+ zms: Số đôi bề mặt ma sát.

+ Rtb: Bán kính ma sát trung bình, tức là bán kính của điểm đặt lực ma

sát tổng hợp [m].

Hình 3.1 – Sơ đồ tính toán đĩa ma sát.

Lực F tác dụng lên vòng ma sát với bán kính trong là R1 và bán kính ngoài R2,

lúc đó áp suất trên vòng ma sát sẽ là:

p= FS

= F

π .(R22−R

12)[ N /m2 ]

+ Với S là tiết diện hình vành khăn của bề mặt ma sát.

- 11 -


Bán kính trong R1 và bán kính ngoài R2 của bề mặt ma sát ly hợp được xác

định phải đảm bảo sao cho áp suất làm việc của các bề mặt ma sát không vượt quá

giới hạn cho phép. Bán kính ngoài của bề mặt ma sát được xác định từ [1]:

[m] (3.3)

Trong đó:

+µ = (0,22 ÷ 0,30): Hệ số ma sát trượt giữa các đôi bề mặt ma sát, theo [1] ta

chọn = 0,25.

+zms : Số đôi bề mặt ma sát.Chọn zms = 2.

+ KR = (0,53 ÷ 0,75).: Hệ số tỷ lệ giữa bán kính trong và ngoài bề mặt ma sát,

.Ta chọn KR = 0,65

+p : Áp suất làm việc của bề mặt ma sát. Để bảo đảm tuổi thọ cho các

tấm ma sát, theo [1] thì ta chọn p nhỏ hơn hoặc bằng giá trị cho phép

[p]=1,4.1052,5.105[N/m2].Ta chọn [p]= 2.105[N/m2].

Ta có thể viết lại phương trình (3.3) như sau:

R2≥3√ 3 M e max . β

2 π . μ . [q ] .(1−Kr3 )Zms [m]

Thay các số vào ta được:

R2≥3√ 3 . 220 .2

2 . 3 ,14 . 0 ,25 .2 . 105 . (1−0 ,653 ) .2=0 ,143 [ m ]

Ta chọn R2 = 0,15 [m].

Như vậy, bán kính trong của đĩa ma sát là:

R1=KR.R2=0,65.0,15=0,098 [m].

Ta chọn R1 = 0,1 [m].

3.1.2. Diện tích và bán kính trung bình của hình vành khăn tấm ma sát.

Diện tích hình vành khăn của tấm ma sát được xác định theo [1].

S = π.(R22 – R1

2) [m2]

Thay số ta được: S = π.(0,152 – 0,12) = 0,039 [m2].

- 12 -


Bán kính trung bình hình vành khăn được xác định theo [1].

Rtb=23

.R

23−R13

R22−R

12

[m ]

Thay số ta được:

Rtb=23

.0 ,153−0,13

0 ,152−0,12=0 , 127 [ m ]

3.1.3. Lực ép của cơ cấu ép.

Sau khi đã xác định được cá thông số kích thước của vành ma sát, ta dễ dàng

xác định được lực ép cần thiết của cơ cấu ép phải tạo ra để đảm bảo áp suất làm việc

đã chọn và thỏa mãn moment ma sát yêu cầu.

F

Hình 3.2 - Lực ép bố trí trên ly hợp.

Theo [1], ta có:

F=β . M e max

μ . Rtb . zms

[ N ](3.4)

F= 2 .2200 ,25 .0 , 127 .2

=6929 [ N ]

3.1.4. Chiều dày tấm ma sát.

chiều dày tấm ma sát trong khoảng 3,5÷6 mm. Ta chọn δms = 5 mm.

3.1.5. Công trượt riêng của ly hợp.

Quá trình đóng êm dịu ly hợp bao giờ cũng kèm theo sự trượt ly hợp giữa các

đôi bề mặt ma sát. Sự trượt của ly hợp làm cho các bề mặt ma sát mòn, đồng thời

- 13 -


sinh nhiệt nung nóng các chi tiết tiếp xúc với các bề mặt trựơt. Nếu cường độ trượt

quá mạnh sẽ làm mòn nhanh các bề mặt ma sát và nhiệt sinh ra sẽ rất lớn, có thể

làm cháy cục bộ các tấm ma sát, làm nung nóng lò xo ép từ đó có thể làm giảm khả

năng ép của chúng.

Hình 3.3 – Biểu đồ moment quá trình đóng ly hợp

Vì vậy, việc xác định công trượt, công trượt riêng để hạn chế sự mòn, khống

chế nhiệt độ cực đại nhằm bảo đảm tuổi thọ cho ly hợp là hết sức cần thiết.

Để đánh giá tuổi thọ của ly hợp theo điều kiện trượt, người ta dùng chỉ tiêu

công trượt riêng, được xác định bằng công trượt trên một đơn vị diện tích làm việc

của các bề mặt ma sát, ký hiệu lr [J/m2]:

lr=L

zms. π . (R22−R

12 )

[ J /m2 ]

Trong đó:

L : Công trượt tổng cộng của ly hợp [J].

zms : Số đôi bề mặt ma sát.

R2 : Bán kính ngoài hình vành khăn bề mặt ma sát [m].

R1 : Bán kính trong hình vành khăn bề mặt ma sát [m].

3.1.5.1. Moment quán tính quy dẫn về trục ly hợp Ja [kg.m2].

Mô men quán tính khối lượng qui dẫn Ja được xác định từ điều kiện cân bằng

động năng khi ôtô đang chuyển động (Hình 3.2). Theo [1]:

Ja=(Ga+Gm

g ) rbx2

( ih ip io )2

δ t

(3.5)

- 14 -


Trong đó:

+ Ga : Trọng lượng toàn bộ của ôtô, Ga = 5700.9,81 = 55917 [N].

+ Gm : Trọng lượng toàn bộ của rơ mooc hoặc đoàn xe kéo theo, Gm = 0[N].

+ g : Gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s2].

+ rbx : Bán kính làm việc của bánh xe chủ động, rbx = 0,35 [m].

+ ih : Tỷ số truyền của hộp số. Tính công trượt cho số 1.

+ ip : Tỷ số truyền số phụ. Chọn ip = 1.

+ io : Tỷ số truyền của truyền lực chính.

+ t : Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống

truyền lực. Trong tính toán có thể lấy bằng t = 1,05 1,06. Chọn = 1,05.

a) Xác định tỷ số truyền lực chính i0

Giá trị tỷ số truyền lực chính io cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số

truyền cao nhất của hộp số ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của

động cơ ωemax. Theo [1], ta có:

i0=ωemax . Rbx

ihn .V max (3.6)

Trong đó:

+ ihn : Giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số. Chọn ihn=1.

+ ωemax: Tốc độ góc lớn nhất của động cơ, ωemax= (0,8÷ 1¿ ωN.

+ Vmax : Tốc độ thiết kế lớn nhất của xe, theo đề bài Vmax=33.33[m/s].

+ rbx : Bán kính làm việc của bánh xe, theo đề bài thì rbx=0,35 [m].

Thay các đại lượng đã biết vào (3.6) ta được:

i0=4200 .π . 0 ,3530 .1 .33 ,33

=4 ,62

b) Xác định tỷ số truyền của hộp số, tay số 1.

Theo [1], ta xác định ihI theo điều kiện kéo:

ih1≥Ga . ψmax . rbx

M emax .i0 .ηt (3.7)

Trong đó:

- 15 -


+ ψmax : Hệ số cản lớn nhất của đường. Theo đề, ψmax=0,3.

+ ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực. Theo [3] ta chọn ηt = 0,89.

+ rbx : Bán kính làm việc của bánh xe, theo đề rbx = 0,35 [m].

+ Memax : Mômen cực đại của động cơ, theo đề Memax = 220 [N.m].

+ i0 : Tỷ số truyền lực chính, ta tính ở trên thì i0 = 4,62.

Thay các đại lượng vào (3.7) ta được:

ih1≥55917 . 0,3 .0 ,35220 .4 ,62 . 0 ,89

=6 .5

Ta cũng cần kiểm tra ihI theo điều kiện bám:

ih1≤Ga . ϕmax .r bx

M emax .i0 .ηt (3.8)

Với:

φ : Hệ số bám giữa lốp và đường với đường bê tông và đường nhựa. Ta có

φ=(0,7÷0,8).

Chọn φ=0,7.

Từ (3.8) ta có:ih1≤

55917 . 0,7 . 0.35220 .4 ,62 . 0 ,89

=15 ,14. (Thỏa điều kiện)

Ta chọn ih1 = 6.5.

Từ các đại lượng trên, thay vào (3.5) ta được:

Ja=(55917+09 ,81 ) .

0 ,352

(6,5 .1.4 ,62 )2. 1,05=0 .82 [ Kg .m2 ]

3.1.5.2. Moment cản chuyển động quy dẫn về trục ly hợp Ma [N.m].

- 16 -


Hình 3.4 – Mô hình tính toán Ma.

Moment cản chuyển động của xe quy dẫn về trục của ly hợp (Hình 3.3) được

tính theo.

tt

bxmaa i

rPGGM

)(

[N.m] (3.9)

Trong đó:

+ ψ : Hệ số cản tổng cộng của đường. Ở đây, ta xét trường hợp xe bắt đầu

chuyển động trên đường nằm ngang, khi đó moment cản là lớn nhất và hệ số

cản của đường chính bằng hệ số cản lăn, chọn ψ=0,02.

+ Pω : Lực cản của không khí. Khi khởi hành thì Pω=0 (vì tốc độ nhỏ).

+ it : Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền lực. it=ihI.ip.i0.

+ ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực.

Thế số vào (3.9) ta được:

M a=[ (55917+0 ) . 0 , 02+0 ] . 0 , 356,5 .4 , 62 .1 . 0 ,89

=14 .64 [ N . m ]

3.1.5.3. Tính toán thời gian trượt ly hợp trong các giai đoạn.

Chọn cách tính theo thời gian trượt tổng cộng của ly hợp t0 =1,1 [s]

Tính hệ số kết thúc trượt ly hợp ta có kd (kd >0) từ phương trình:

t 0=kd . M emax ( ωe−ωa ) .2. J a

(kd . M emax−M a )2(3.10)

+ ωe: Tốc độ động cơ khi đóng ly hợp, khi tính toán lấy bằng tốc độ góc ứng

với moment cực đại ωe= ωM. Theo đề ωM=nM.π/30 =2200.π/30 = 230,26 [rad/s].

+ ωa: Tốc độ góc của trục ly hợp. Khi xe khởi hành thì ωa=0.

t 0=kd . M emax ( ωe−ωa ) .2. J a

(kd .M emax−M a )2

→ t0 . M emax2 . kd

2−2 (t0 . M emax . M a+ M emax . ωe . J a ) kd+t o . M a2=0

Đặt: A=t0 . M emax2 =1,1.2202=53240

B=−2 (t 0 . M emax . M a+M emax . ωe . J a )=−2.220 (1,1.14,64+230,26.0,82 )=−90153,57

C=t o . M a2=1,1. 14,642=235,76

- 17 -


Ta có phương trình:

A . kd2+B . kd +C=0

Giải phương trình, ta có hệ số kết thúc trượt ly hợp k d=1,6

Thay vào các công thức tính thời gian trượt , ta có:

t 2=ωe .2. Ja

kd . M emax−M a

= 230,26.2 .0,821,6.220−14,64

=1,12

t 1=t 2 .M a

kd . M emax−M a

=1,1214,64

1,6.220−14,64=0,05

Dựa vào [1] thì thời gian đóng ly hợp êm dịu: t0 = t1 + t2 và t0 nằm trong

khoảng (1,1 ÷ 2,5 [s]). Ta tính được t0 = t1 + t2 = 1,12 + 0,05 = 1,17 thỏa mãn yêu

cầu.

3.1.5.4. Công trượt tổng cộng của ly hợp L [J].

Theo [1] công trượt tổng cộng của ly hợp được xác định bởi:

2aea2

1aea ).(J

2

1t

3

2

2

t)..(ML

[J] (3.13)

Trong đó, t1, t2 là thời gian trượt của ly hợp trong hai giai đoạn, được xác định

từ (3.12). Thay các đại lượng đã biết vào (3.13) ta được:

L=14 ,64 .230 , 26(0 , 052

+23

. 1, 12)+12

.0 , 82 .230 , 262

=24339 ,36[ J ].

3.1.5.5. Xác định công trượt riêng cho ly hợp.

Để đánh giá tuổi thọ của ly hợp theo điều kiện trượt, người ta dùng chỉ tiêu

công trượt riêng, được xác định bằng công trượt trên một đơn vị diện tích làm việc

của các bề mặt ma sát ,kí hiệu lr [J/m2] theo [1] ta có :

Thay số liệu vào ta được:

- 18 -

lr=L

Zms .π .( R2

2−R12 )

[J /m2]


lr=24339 , 36

2. π .(0 ,152−0,12)=310055 ,5 [ J /m2 ].

3.1.6. Nhiệt sinh ra do trượt ly hợp.

Ngoài việc tính toán kiểm tra công trượt riêng, ly hợp còn cần phải tính toán

kiểm tra nhiệt độ nung nóng các chi tiết của ly hợp trong quá trình trượt ly hợp để

bảo đảm sự làm việc bình thường của ly hợp, không ảnh hưởng nhiều đến hệ số ma

sát, không gây nên sự cháy các tấm ma sát hoặc ảnh hưởng đến sự đàn hồi của lò xo

ép.

Với ly hợp 1 đĩa, nhiệt sinh ra nung nóng ly hợp được xác định theo [1]:

(3.14)

Trong đó:

+ ν : Hệ số xác định phần nhiệt nung nóng đĩa ép.Với ly hợp 1 đĩa bị động

ν=0,5.

+ c : Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, với vật liệu bằng gang có thể

chọn c=481,5 [J/kg0K].

+ m : Khối lượng chi tiết bị nung nóng [Kg].

+ ΔT : Độ tăng nhiệt độ của chi tiết bị nung nóng [0K].

Theo [1] thì độ tăng nhiệt độ cho phép của chi tiết tính toán đối với mỗi lần

khởi hành xe không vượt quá 100K. Từ đó ta tính được khối lượng đĩa ép tối thiểu:

m≥ ν . Lc . ΔT

=0,5 . 24339 ,36481 ,5 . 10

=2 ,53 [ kg ]

3.1.7. Bề dày tối thiểu của đĩa ép.

Bề dày tối thiểu đĩa ép [m] được xác định theo khối lượng tính toán chế độ

nhiệt (m) ở trên có thể được xác định theo [1]:

[m] (3.15)

+ ρ: Khối lượng riêng của đĩa ép. Với vật liệu là gang thể chọn

ρ=7800 [kg/m3].

Thay các đại lượng đã biết vào (3.15) ta được:

- 19 -


δ≥ 2 ,53

π .(0 , 152−0,12 ) .7800=8,3 [mm ]

3.1.8. Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu ép.

Tính toán lò xo dây xoắn: Lò xo thường được chế tạo bằng thép silic 60C, 60C2A

hoặc thép man-gan 65 hay cacbon 85 có ứng suất cho phép [τ] = 650÷850 [MN/m2].

Lò xo được tính toán nhằm bảo đảm lực ép F cần thiết cho ly hợp

3.1.8.1. Lực ép cần thiết của một lò xo dây xoắn khi làm việc

Flx =

ko . F

zlx [N] (3.16)

Trong đó: F :lực ép cần thiết của ly hợp, F = 6929 [N]

k o : Hệ số tính đến sự giãn nở của lò xo, k o=1,05 ÷ 1,08. Chọn k o=1,05

z lx : Số lượng lò xo sử dụng để tạo ra lực ép. Đối với xe tải cở nhỏ

z lx=16 ÷ 28. Chọn z lx=18

F lx=k0 . F

Z lx

=1 , 05 .962918

=561 , 69 [ N ]

3.1.8.2. độ cứng của một lò xo dây xoắn.

Độ cứng của một lò xo dây xoắn được xác định theo 2 điều kiện: tạo ra lực

ép cần thiết để hình thành mô men ma sát yêu cầu và điều kiện tối thiểu của hệ số

dự trữ ly hợp βmin khi tấm ma sát đã mòn đến giới hạn phải thay thế. Nghĩa là ta phải

có:

C lx=F lx

lm(1−

βmin

β )(3.17)

Trong đó:

β : Hệ số dự trữ tính toán của ly hợp, β=2

βmin : Hệ số dự trữ của ly hợp khi tấm ma sát mòn đến giới hạn phải thay thế.

Theo kinh nghiệm số dự trữ tính toán của ly hợp βmin=(0,8÷ 0,85) β.

Chọn: βmin=0,8 β=0,8.2=1,6

lm : Lượng mòn tổng cộng cho phép của các tấm ma sát. Chọn phương pháp gắn

tấm ma sát vào đĩa bằng phương pháp đinh tán, ta có:

- 20 -


lm=0,25.δms . zms

Với: δms: Độ dày của một tấm ma sát, với xe vận tải, chọn δms=5

→ lm=0,25. δms . zms=0,25.5 .2=2,5 [mm]

→ Clx=F lx

lm(1−

βmin

β )=561,690,0025 (1−1,6

2 )=44935,33 [N /m]

3.1.8.3. Lực lớn nhất tác dụng lên một lò xo ép

Lực nén lớn nhất tác dụng lên một lò xo F lxmax được xác định bằng:

F lxmax=F lx+C lx . λm(3.18)

Trong đó:

C lx : Độ cứng của một lò xo

λm : Độ biến dạng thêm của một lò xo khi ly hợp mở, được xác định bằng độ

dịch chuyển của đĩa ép khi mở ly hợp:

λm=δm . zms+δ dh

Với:

δm : Khe hở hoàn toàn giữa mỗi đôi bề mặt ma sát. Với ly hợp một đĩa

δm=0,75 ÷ 1,0[mm]. Chọn δm=0,8 [mm]

δ d h : Độ dịch chuyển thêm cần thiết của đĩa ép do độ đàn hồi của đĩa bị

động. δ d h=0,25÷ 1. Chọn δ d h=1

→ λm=δm. zms+δ d h=0,8.2+1=2,6[mm]

→ F lxmax=Flx +Clx . λm=561,69+44935,33.0,0026=678,5 [N ]

3.1.8.4.Đường kính dây và đường kính trung bình của lò xo

Đường kính dây lò xo d và đường kính trung bình D được xác định từ các

công thức tính ứng suất τ

= τ

8 .k . D

π .d3. Flx max

≤ [ ]τ [N/m2] (3.19)

- 21 -


Hình 3.5- Sơ đồ tính toán lò xo trụ.

Trong đó:

[τ ] : Ứng suất tiếp cho phép của lò xo. [ τ ]=650.106 [N /m2]

k : Hệ số tăng ứng suất tiếp do lò xo chịu xoắn khi chịu tải

Chọn D /d=6 ta được k=1,25

→ d ≥√ 8kπ . τ ( D

d )F lxmax=√ 8.1,25π .650 .106 .6.678,5=0,0047 [ m ]

Chọnd=0,005 [ m ]=5 [mm]

→ D=6. d=6.5=30[mm]

3.1.8.5. Số vòng làm việc của lò xo

Số vòng làm việc của lò xo được tính như sau:

C lx=G .d4

8. D3 . nlx

→ nlx=G . d4

8. D3 .C lx

(3.20)

Trong đó:

G: mô đun đàn hồi trượt của vật liệu làm lò xo, G=0,81.1011 [N /m2]

→ nlx=G . d4

8. D3 .C lx

= 0,81. 1011 . 0,0054

8. 0,033 .44935,33=5,5[vòng ]

3.1.8.6.Chiều dài tối thiểu của lò xo.

Chiều dài tối thiểu của lò xo Lmin được xác định khi chịu tải lớn nhất F lxmax với

khe hở tối thiểu giữa các vòng là 1[mm]

Lm∈¿=( nlx−1) ( d+1 )+(1,5÷ 2) d+2(3.21)¿

Trong đó:

nlx−1 : Số bước lò xo

1,5 ÷ 2 : Số vòng không làm việc, được tính thêm cho việc tì lò xo vào đế

2 : Khe hở giữa các vòng tì với vòng làm việc

→ Lmin=( nlx−1 ) (d+1 )+ (1,5÷ 2 ) d+2= (5,5−1 ) (5+1 )+2.5+2=39 [mm]

Chiều dài tự do của lò xo

Chiều dài tự do của lò xo Lmax được xác định khi không chịu tải:

Lmax=Lmin+λmax(3.22)

Trong đó:

- 22 -


λmax : Độ biến dạng lớn nhất của lò xo khi chịu lực F lxmax

λmax=F lxmax

C lx

= 678,542935,33

=0,016 [ m ]=16 [mm ]

→ Lmax=Lmin+λmax=39+16=55[mm ]

3.1.8.7. Chiều dài làm việc của lò xo

Chiều dài làm việc của lò xo Llv được xác định khi chịu lực ép Llx:

Llv=Lmax− λlv(3.23)

Trong đó:

λ lv : Độ biến dạng của lò xo khi chịu lực ép F lx

λ lv=F lx

C lx

= 561,6942935,33

=0,13 [ m ]=13[mm]

→ Llv=Lmax−λ lv=55−13=42[mm]

3.1.9. Giảm chấn.

Các lò xo giảm chấn được đặt theo hướng tiếp tuyến trong các lỗ được khoét

trên may-ơ của đĩa bị động. Bán kính trung bình tiếp tuyến với tâm các lò xo vào

khoảng 80 ÷ 120 [mm], ta chọn Rtbg = 100 [mm].

Kích thước hình học của lò xo giảm chấn hình trụ:

- dlx [mm]: Đường kính dây lò xo, d = (3 ¿ 4) [mm] , chọn d = 3 [mm].

- Dtbgc [mm] : Đường kính trung bình của lò xo D tbgc = (14 ¿19) [mm]. Chọn

Dtbgc = 18 [mm].

- nlx [vòng] : Số vòng của lò xo, nlx = (3 ¿ 4) vòng, chọn nlx = 4 vòng.

- Zlx : Số lượng lò xo giảm chấn, Zgc = (6¿12) chọn Zgc = 8.

Tính toán các thông số cơ bản của giảm chấn

- Mô men ma sát của giảm chấn Mmsgc được xác định theo điều kiện đảm bảo

cho biên độ các dao động cộng hưởng xuất hiện là nhỏ nhất, theo [2] Mmsgc được

tính theo công thức : Mmsgc = (0,06¿0,17) Memax .

Ta chọn Mmsgc =0,1. Memax = 0,1.220 = 22 [N.m]

- Độ cứng tối thiểu của lò xo giảm chấn bị giới hạn bởi mô men lớn nhất

truyền qua ly hợp Mmax = β.Memax (khi các vòng lò xo tỳ sát vào nhau). Nghĩa là ta có

- 23 -


lực lớn nhất tác dụng lên mỗi lò xo giảm chấn Fmaxgc [N] , Fmaxgc xác định bằng công

thức :

Fmax gc=(M max−M msgc )

Zgc . Rtbg

[ N ]

Thay số vào ta được :

Fmax gc=(M max−M msgc )

Zgc . Rtbg

=(440−22 )

8 . 0,1=552,5 [ N ]

Ứng suất của lò xo giảm chấn xác định :

τ=8kD

πd3F lx

- k: hệ số tăng ứng suất. Với: D/d = 18/3 = 6. Tra bảng được k = 1,25

τ=8.1,25 .18 .10-3

π .(3 .10-3 )3552,5=215337

[N/m2]

Độ cứng của lò xo giảm chấn xác định

Cgc=G . d4

8 . D3 . nlx

=0 , 81 .1011 .(3 . 10−3 )4

8 .(18 .10−3)3 . 4=35156

[N/m]

Trong đó:

- G = 0,81.1011 [N/m2]: môđun đàn hồi trượt của vật liệu làm lò xo.

3.2. Tính toán, thiết kế dẫn động ly hợp.

Đối với ly hợp thường đóng (dùng lò xo ép), muốn mở ly hợp người ta phải

dùng hệ thống điều khiển để truyền lực đạp từ bàn đạp ly hợp đến đĩa ép nhằm

thắng lực ép lò xo, tách đĩa ép khỏi đĩa ma sát bị động.

Điều khiển ly hợp có thể là điều khiển cơ khí, điều khiển thủy lực. Điều

khiển ly hợp có trợ lực (dẫn động cơ khí hoặc dầu) được áp dụng rộng rãi nhằm

giảm lực điều khiển cho lái xe, nhất là xe tải và khách có tải trọng lớn. Việc trợ lực

cho ly hợp có thể là khí nén, trợ lực chân không hoặc lò xo.

3.2.1. Xác định các thông số cơ bản của điều khiển ly hợp không có trợ lực.

Để mở ly hợp (ôtô là kiểu thường đóng) lái xe phải tác dụng lực vào bàn đạp

ly hợp, thông qua hệ thống điều khiển, lực sẽ được khuếch đại và truyền đến đĩa ép

- 24 -


một lực ngược chiều với đĩa ép lò xo và có giá trị bằng lực nén lò xo khi ly hợp ở

trạng thái mở.

Tỷ số khuếch đại (tỷ số truyền idk) của hệ thống điều khiển càng lớn, lực điều

khiển từ bàn đạp càng nhỏ và giảm nhẹ được điều kiện làm việc cho lái xe. Tuy vậy

tỷ số truyền này bị giới hạn bởi hành trình dịch chuyển của bàn đạp do tầm với chân

lái xe có giới hạn.

3.2.1.1. Xác định hành trình của bàn đạp Sbđ [mm]

Quan hệ giữa các khe hở với độ dịnh chuyển của bàn đạp Sbd khi ly hợp mở

được xác định theo các tỷ số truyền của hệ thống điều khiển được xác định như sau:

Sbd=( δm zms+δ dh)idk+δ 0ab

cd

ef+(δ 01+δ02)

ab

Trong đó:

δ o: Khe hở tự do cần thiết giữa đòn mở và bạc mở. Đối với xe tải cở

trung δ o=3 ÷ 4 [mm]. Chọn δ o=3 [mm]

δ 01: Khe hở tự do cần thiết giữa bàn đạp và hệ thống dẫn động. Chọn δ 01=0,5[mm]

δ 02: Khoảng cách mở lỗ thông bù dầu trong xy lanh chính. δ 02=1,5 ÷2 [ mm ]. Chọn

δ 02=1,5[mm]

a /b=ibd : Tỉ số truyền bàn đạp

c /d=itg : Tỉ số truyền của dẫn động trung gian. itg=0,9 ÷ 1. Chọn itg=1

e / f =icm : Tỉ số truyền của càng đẩy bạc mở. icm=1,4 ÷ 2,2. Chọn icm=2

idk : Tỉ số truyền chung của toàn bộ hệ thống điều khiển

idk=ibd .itg .icm . idm

Với:

idm : Tỉ số truyền của đòn mở. Với ly hợp kiểu lò xo trụ idm=3,8 ÷ 5,5.

Chọn idm=5

→ Sbd=[ (δm. zms+δ d h ) itg .icm . idm+δ o . itg . icm+(δ 01+δ 02) ]ibd

Hành trình tính toán phải nằm trong hạn tầm với của người lái xe. Với xe khách,

[ Sbd ]=170 ÷200 [ mm ]. Chọn [ Sbd ]=190[mm]

Ta có tỉ số truyền bàn đạp:

- 25 -


ibd=Sbd

(δm . zms+δ d h ) itg . icm .idm+δ o .itg .icm+ (δ 01+δ 02 )= 190

(0,8.2+1 ) .1 .2.5+3.1 .2+0,5+1,5=5,9

3.2.1.2. Xác định lực tác dụng lên bàn đạp Fbd [N]

Lực cần thiết phải tạo ra ở bàn đạp khi mở ly hợp, ký hiệu Fbd [N], được xác

định:

Fbd≥Fmmax

idk ηdk

Trong đó:

- Fmmax: lực ép lớn nhất của các lò xo ép tác dụng lên đĩa ép khi mở ly hợp,

[N].

Fmmax=F lxmax . zlx=678,5.18=12213[ N ]

- idk: tỷ số truyền của hệ thống điều khiển.

idk = ibd.itg.icm.idm

idk = 5,9.1.2.4 = 59

- ηdk ≈ 0,85 ÷ 0,9: hiệu susất của hệ thống điều khiển.Chọn: ηdk = 0,9

Vậy lực tác dụng lên bàn đạp Fbd [N]:

Fbd≥1221359. 0,9

=230[N].

Ta chọn Fbd =230 [N].

Đối với xe tải ta có: [Fbd] = 250 [N]

Do đó Fbdmax ≤ [Fbd]= 250 [N].(thỏa mãn điều kiện).

Vậy ta dung ly hợp điều khiển bằng thủy lực có Sbd = 190 [mm],Fbd =230 [N]

không cần cơ cấu trợ lực.

3.3. Kết cấu xylanh chính và xylanh công tác.

3.3.1. Xylanh chính.

- 26 -


Xilanh chính là bộ phận quan trọng không thể thiếu trong mọi dẫn động thuỷ

lực.Xilanh chính có nhiệm vụ cung cấp dầu cho toàn bộ hệ thống ,tạo áp suất trong

dòng dẫn động để mở ly hợp.

Hình 3.6 – Kết cấu xylanh chính

1. Buồng dầu phụ; 2. Cửa bù; 3. Cửa thông; 4. Vít điều chỉnh; 5. Piston; 6. Xylanh

chính; 7. Đệm cánh đàn hồi; 8. Nút làm kín; 9. Lò xo hồi vị; 10. Van 1 chiều;

11. Van ngược; 12. Bu-lông dầu.

Trên thân xilanh chính có l bù 2 n i thông bình ch a v i d n đ ngỗ ố ứ ớ ẫ ộ

(khi bàn đ p v trí ban đ u ) đ bù d u trong d n đ ng trong tr ng h p cóạ ở ị ầ ể ầ ẫ ộ ườ ợ

hao h t. L thông 3 cho d u đi t phía sau ra phía tr c piston, khi u n congụ ỗ ầ ừ ướ ố

mép cao su làm kín 8, đi n đ y kho ng không tr c đ u piston trong tr ngề ầ ả ướ ầ ườ

h p ng i lái nh bàn đ p đ t ng t đ tránh l t khí vào d n đ ng và h ngợ ườ ả ạ ộ ộ ể ọ ẫ ộ ẫ

bàn đ p khi ng i lái đ p bàn đ p ki u “b m”.ạ ườ ạ ạ ể ơ

Đ m cánh 7 ch t o b ng thép m ng đàn h i đ che không cho nút làm kínệ ế ạ ằ ỏ ồ ể

8 ti p xúc tr c ti p v i mép l thông 3 trên đ u piston nh m tăng tu i th .ế ự ế ớ ỗ ầ ằ ổ ọ

- 27 -


đ u ra c a xilanh chính có b trí van ng c 11, van này có tác d ng duyỞ ầ ủ ố ượ ụ

trì trong d n đ ng m t áp su t d nh đ tránh không cho không khí l t vàoẫ ộ ộ ấ ư ỏ ể ọ

d n đ ng. B i vì ch t l ng t d n đ ng mu n tr v xilanh chính ph i có m tẫ ộ ở ấ ỏ ừ ẫ ộ ố ở ề ả ộ

áp su t đ đ th ng đ c l c lò xo c a van ng c.ấ ủ ể ắ ượ ự ủ ượ

Van m t chi u 10 b trí đ u van ng c ch cho ch t l ng t xilanh chínhộ ề ố ở ầ ượ ỉ ấ ỏ ừ

đi qua đ n d n đ ng mà không cho ch t l ng đi qua theo chi u ng c l i.ế ẫ ộ ấ ỏ ề ượ ạ

3.3.2. Xylanh công tác.

Hình 3.7 – Kết cấu xylanh công tác

36. Vít xả khí; 37. Bu-lông dầu; 38. Nút làm kín; 39. Piston; 40. Xylanhs

3.3.3. Xác đ nh đ ng kính xị ườ ylanh thu l cỷ ự .

3.3.3.1. Đ ng kính xilanh chínhườ .

Khi m ly h p ng i lái tác d ng lên bàn ly h p 1 l c Fở ợ ườ ụ ợ ự bd, thông qua tỷ

s truy n c a bàn đ p iố ề ủ ạ bd l c này sẽ đ c khu ch đ i thành l c Fự ượ ế ạ ự 1 trên c nầ

piston c a xi lanh chính làm xilanh chính d ch chuy n t o ra 1 áp su t c c đ iủ ị ể ạ ấ ự ạ

cho phép trong ch t l ng d n đ ng [pấ ỏ ẫ ộ max] áp su t này càng cao thì k t c u d nấ ế ấ ẫ

đ ng càng g n, nh ng yêu c u đ i v i các ng d n và v n đ làm kín l i kh tộ ọ ư ầ ố ớ ố ẫ ấ ề ạ ắ

khe h n, nh t là các đo n ng m n b ng cao su cho các đo n m i ghép.ơ ấ ạ ố ề ằ ạ ố Nên

[pmax] = (5 ¿ 8) [MN/m2], ta ch n [pọ max] = 5 [MN/m2].

L c Fự 1 theo đ c tính theo công th c sau: ượ ứ F1=Fbd .ibd [N]

- 28 -


Khi tính toán ta ph i k t i t n th t do ma sát (ma sát c a đ u piston,ả ể ớ ố ấ ủ ầ

ph t làm kín và đ m cánh v i thành xớ ệ ớ ilanh chính). Do đó: F1=Fbd .ibd .ηck [N]

V i ớ ηck là hi u su t c khí c a xệ ấ ơ ủ ilanh chính, ta ch n ọ ηck = 0,95

Áp su t [pấ max] đ c tính theo công th c sau: ượ ứ

[ pmax ]=F1

S1 [MN/m2] (3.24)

V i: Sớ 1 = π .

d12

4 [m2]: Ti t di n xy lanh chính, v i dế ệ ớ 1 là đ ng kính c a xườ ủ ilanh

chính.

Khi tính toán giá tr c a áp su t cho phép pị ủ ấ max c a ch t l ng trong d nủ ấ ỏ ẫ

đ ng phộ iả k đ n s l t khí vào d n đ ng và rò r c a ch t l ng trong d nể ế ự ọ ẫ ộ ỉ ủ ấ ỏ ẫ

đ ng nh : Rò r trong xộ ư ỉ ilanh chính, xilanh công tác, đ ng ng, các kh p n i.ườ ố ớ ố

Do đó:

[ pmax ]=F1

S1

=F1

S1 . ηQ

=4 . F1

π .d12 .ηQ [MN/m2]

V i ớ ηQ là hi u su t l u l ng c a đ ng ng ệ ấ ư ượ ủ ườ ố ηQ = 0,9

d1=√ Fbd .ibd . ηck

[ pmax ] . π .ηQ

=√230 .5,9 . 0 ,955 . 106 .π . 0,9

=9,6 .10−3 [ m ]

V y ta ch n đ ng kính c a xậ ọ ườ ủ ilanh chính là d1 = 10.10-3 [m] = 10 [mm].

3.3.3.2. Đ ng kính ườ xylanh công tác.

Đ ng kính c a xườ ủ ilanh công tác đ c tính theo công th c:ượ ứ

itg=d2

2

d12⇒d2=d1.√ itg=10.√1=10

[mm]

V y đ ng kính c a xậ ườ ủ ilanh công tác là 10[mm].

- 29 -


4. KẾT LUẬN.

Qua phân tích đã thấy được công dụng của ly hợp trên ô tô là rất quan trọng . Với yêu cầu thiết kế ly hợp cho ô tô tải có tải trọng toàn bộ là 5700[KG], ly hợp được chọn để thiết kế là loại ly hợp ma sát một đĩa, sử dụng lò xo trụ với hệ thống dẫn động bằng thủy lực và không có trợ lực. Ly hợp đã thiết kế có thể đảm bảo những yêu cầu làm việc của ly hợp.

Trong phạm vi đồ án này, do thời gian và kiến thức còn hạn chế nên việc phân tích và tính toán không tránh những thiếu sót, việc tính toán và xử lý các số liệu chỉ mang tính lý thuyết. Tuy nhiên, sau khi hoàn thành đồ án này, bản thân em đã hiểu rõ hơn về kết cấu các chi tiết của ly hợp trên ô tô. Qua đó có thể khai thác các tính năng kỹ thuật của ly hợp một cách tốt nhất.

- 30 -


TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] LÊ VĂN TỤY(2007), Hướng dẫn thiết kế ôtô(phần truyền lực trên ôtô), Giáo

trình mạng nội bộ Khoa Cơ Khí Giao Thông – Đại học Bách Khoa, Đà Nẵng.

[2] NGUYỄN HỮU CẨN, PHAN ĐÌNH KIÊN (1996), Thiết kế và tính toán ôtô

máy kéo, NXB Giáo dục, Hà Nội.

[3] LÊ VĂN TỤY (2007), Kết cấu và tính toán ôtô(phần truyền lực trên ôtô), Giáo

trình mạng nội bộ Khoa Cơ Khí Giao Thông – Đại học Bách Khoa, Đà Nẵng.

[4] NGUYỄN HỮU CẨN (1998), Lý thuyết ôtô và máy kéo, NXB Khoa học và kỹ

thuật Hà Nội.

- 31 -

Documents

Giang Dong Co