MỤC LỤC

MỤC LỤC

ĐẶT VẤN ĐỀ

PHẦN 1 : PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1. Phân loại hệ thống truyền lực.

1.1.1. Phân loại theo đặc điểm biến đổi mômen xoắn.

1.1.2. Phân loại theo đặc tính thay đổi tỷ số truyền.

1.2. Các sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực.

1.3. Phân tích đặc điểm kết cấu, chọn các cụm trong hệ thống truyền lực

1.3.1. Ly hợp

1.3.2. Hộp số

1.3.3. Truyền động các đăng

1.3.4. Truyền lực chính và vi sai

1.3.5. Bán trục và vỏ cầu

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ LY HỢP  

2.1. Xác định các thông số cơ bản của ly hợp

2.1.1. Xác định mômen ma sát của ly hợp

2.1.2. Xác định kích thước vòng ma sát

2.1.3. Xác định số đôi bề mặt ma sát của ly hợp

2.1.4. Xác định lực ép các đĩa ma sát

2.1.5. Xác định hành trình đĩa ép

2.2. Kiểm tra ly hợp theo công trượt riêng và nhiệt độ đốt nóng các chi tiết ly hợp

2.2.1. Công trượt của ly hợp

2.2.2. Công trượt riêng của ly hợp

2.2.3. Xác định nhiệt độ của các chi tiết bị nung nóng

2.3. Tính toán các chi tiết chủ yếu của ly hợp

2.3.1. Lò xo ép của ly hợp

2.3.2. Đĩa ma sát bị động

2.3.3. Moayơ đĩa bị động

2.3.4. Bộ giảm chấn xoắn

2.3.5. Trục bị động của ly hợp

2.3.6. Đòn mở ly hợp

2.4. Dẫn động điều khiển ly hợp trực tiếp bằng cơ khí

2.4.1 Xác định tỷ số truyền của dẫn động điều khiển

2.4.2. Xác định tổng hành trình của bàn đạp ly hợp

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO

PHỤ LỤC

TÍNH TOÁN CHỌN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỘP SỐ

LỜI NÓI ĐẦU

   Trong quá trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội, việc vận chuyển hàng hoá, hành khách có vai trò to lớn. Việc vận chuyển bằng ôtô có khả năng đáp ứng tốt hơn về nhiều mặt so với các phương tiện vận chuyển khác do đặc tính đơn giản, an toàn, cơ động. Trong các loại hình vận chuyển thì vận chuyển bằng  ôtô là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại đường ngắn và trung bình. Ôtô có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa điểm mà các phương tiện vận chuyển khác khó có thể thực hiện được.

   Tại các thành phố lớn - đầu mối kinh tế của cả n­ước, có tốc độ phát triển rất mạnh mẽ, lư­ợng hàng hoá cần l­ưu thông và vận chuyển là rất lớn. Như­ng do đặc điểm của nền kinh tế n­ước ta là một nền kinh tế nông nghiệp, mạng lưới đường sá giao thông còn hạn chế không thể sử dụng nhiều ôtô tải lớn để vận chuyển hàng hoá vì đặc điểm cồng kềnh, dễ gây ách tắc giao thông của nó. Vì vậy, ôtô vận tải loại vừa và loại nhỏ trở thành ph­ương tiện vận tải vô cùng quan trọng không thể thiếu trong việc vận chuyển hàng hoá, nông sản giữa các vùng trong địa phương hoặc vận chuyển đến với người tiêu dùng.

   Vấn đề thiết yếu hiện nay là phải thiết kế đư­ợc các loại xe ôtô đặc biệt là ôtô vận tải loại vừa, loại nhỏ nhằm đáp ứng cho nhu cầu sử dụng ôtô trong n­ước. Tuy nhiên, do công nghệ chế tạo của nước ta còn chưa đáp ứng nổi các tiêu chuẩn kỹ thuật nên ngành công nghiệp ôtô mới chỉ dừng lại ở mức khai thác, sử dụng, sửa chữa và bảo dưỡng hoặc có thiết kế, chế tạo nhưng chỉ là một số bộ phận, cụm hệ thống của ôtô.

   Xuất phát từ những phân tích trên đề tài được đặt ra là : “Thiết kế hệ thống truyền lực cho ôtô tải ”. Trong khuôn khổ của một Đồ án tốt nghiệp và do trình độ, thời gian có hạn nên đề tài này chủ yếu nghiên cứu về thiết kế bộ ly hợp của hệ thống truyền lực và em sẽ giải quyết một số nội dung sau :

   Phần thuyết minh :

  + Đặt vấn đề.

  + Phần 1 : Phân tích chọn phương án thiết kế.

  + Phần 2 : Tính toán, thiết kế ly hợp.

  + Kết luận.

   Phần hình vẽ :

  + 01 bản vẽ sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực (A₀).

  + 01 bản vẽ sơ đồ động học hộp số (A₀).

  + 01 bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của ly hợp (A₀).

  + 01 bản vẽ kết cấu ly hợp (A₀).

  + 01 bản vẽ kết cấu hộp số (A₀).

PHẦN 1 : PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Hệ thống truyền lực của ôtô là tổ hợp tất cả các cụm và cơ cấu được liên kết với nhau từ động cơ tới bánh xe chủ động, nhờ chúng cơ năng từ động cơ được truyền đến các bánh xe chủ động bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biến đổi giá trị mômen truyền.

Hệ thống truyền lực có các nhiệm vụ cơ bản :

+ Truyền, biến đổi mômen quay và số vòng quay từ động cơ tới bánh xe chủ động sao cho phù hợp giữa chế độ làm việc của động cơ và mômen cản sinh ra trong quá trình ôtô chuyển động.

+ Cắt dòng truyền động trong thời gian ngắn hoặc dài.

+ Thực hiện đổi chiều chuyển động nhằm tạo nên chuyển động lùi cho ôtô.

+ Tạo khả năng chuyển động mềm mại và tính năng việt dã cần thiết trên đường.

Hình 1.1 : Hệ thống truyền lực của ôtô có một cầu chủ động.

Hiện nay chúng ta thường gặp các loại ôtô có sử dụng động cơ đốt trong (nhiên liệu là xăng hoặc dầu diezel). Sau hơn một thế kỷ từ khi ra đời và nhất là trong giai đoạn sau năm 1975 cho đến nay, động cơ đốt trong đã không ngừng được hoàn thiện, dẫn tới kết cấu hệ thống truyền lực có biến động đáng kể ; những chỉ tiêu chính có thể kể tới là giảm tiêu hao nhiên liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn nhất của động cơ, … ảnh hưởng nhiều nhất tới hệ thống truyền lực là việc tăng tốc độ và tăng công suất động cơ. Do đòi hỏi tăng tốc độ ôtô và những phát triển vượt bậc của kỹ thuật động cơ nên đã làm tăng tính đa dạng trong kết cấu hệ thống truyền lực.

1.1  Phân loại hệ thống truyền lực.

Hệ thống truyền lực được phân loại theo đặc điểm biến đổi mômen xoắn và theo đặc tính thay đổi tỷ số truyền.

1.1.1  Phân loại theo đặc điểm biến đổi mômen xoắn hệ thống truyền lực có thể là :

+ Hệ thống truyền lực cơ khí bao gồm các bộ truyền ma sát, các hộp biến tốc, hộp phân phối truyền động các đăng, loại này được dùng phổ biến.

+ Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực bao gồm các bộ truyền cơ khí, bộ truyền thuỷ lực.

+ Hệ thống truyền lực điện từ bao gồm nguồn điện, các động cơ điện, rơle điện từ, dây dẫn.

+ Hệ thống truyền lực thuỷ lực bao gồm bơm thuỷ lực, các động cơ thuỷ lực, van điều khiển, ống dẫn.

+ Hệ thống truyền lực liên hợp bao gồm một số bộ phận cơ khí, một số bộ phận thuỷ lực, một số bộ phận điện từ.

1.1.2  Phân loại theo đặc tính thay đổi tỷ số truyền ta chia ra hệ thống truyền lực có cấp, vô cấp, hoặc kết hợp :

+ Truyền lực có cấp là truyền lực có các tỷ số truyền cố định, việc thay đổi số truyền theo dạng bậc thang.

+ Truyền lực vô cấp là truyền lực có tỷ số truyền biến đổi liên tục tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và cản từ mặt đường.

Hiện nay chúng ta thường hay gặp :

Hệ thống truyền lực cơ khí có cấp điều khiển bằng cần số (Manual Transmissions : MT).

Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực điều khiển tự động (Automatic Transmission : AT).

Những cụm và cơ cấu chính của hệ thống truyền lực cơ khí có cấp bao gồm : Ly hợp , hộp số , hộp số phụ , truyền động các đăng, hộp số phân phối , cầu chủ động và đôi khi có truyền lực cạnh (hộp giảm tốc bánh xe).

1.2  Các sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực cho các loại ôtô có 1 cầu chủ động.

Ở các ôtô hiện nay có rất nhiều kiểu bố trí hệ thống truyền lực tuỳ theo tổng số bánh xe và số lượng bánh xe chủ động của một ôtô. Theo ký hiệu 4x2 , 4x4 , 6x4 , 6x6 là các công thức bánh xe trong đó số thứ nhất biểu thị tổng số bánh xe của một xe (loại bánh kép cũng chỉ coi là một bánh xe), số thứ hai là số bánh xe chủ động của một xe. Hệ thống truyền lực có thể tập hợp nhiều cụm chức năng khác nhau, thông thường bao gồm :

- Ly hợp , hộp số chính , truyền động các đăng , cầu chủ động , bánh xe.

- Ly hợp , hộp số chính , hộp số phân phối , truyền động các đăng , cầu chủ động , khớp nối , bánh xe.

- Hoặc hộp số thuỷ cơ , hộp số phân phối , truyền động các đăng , cầu chủ động , khớp nối , bánh xe .

Kiểu hệ thống truyền lực có ảnh hưởng rất lớn đến bố trí chung của toàn xe. Do vậy khi phân tích, so sánh và đánh giá bố trí hệ thống truyền lực ta cần chú ý đến các yếu tố sau :

+ Công dụng của ôtô, từ đây biết được điều kiện hoạt động của xe.

+ Số lượng động cơ và vị trí bố trí động cơ ở trên xe.

+ Số lượng cầu xe (bánh xe) ; số lượng cầu chủ động ; số lượng cầu dẫn hướng.

+ Phương án truyền mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động.

+ Kiểu liên kết giữa các cầu xe và giữa các bánh xe của một cầu (có vi sai hoặc không có vi sai).

+ Đặc điểm cấu tạo của hệ thống treo của xe (hệ thống treo phụ thuộc, hệ thống treo độc lập và hệ thống treo cân bằng).

Chính vì thế mà kiểu bố trí hệ thống truyền lực trên các xe ôtô hiện nay rất đa dạng và phong phú. Ngay cả hệ thống truyền lực của một số loại ôtô của một hãng (hoặc một nhà máy sản xuất) cũng không ngừng được hoàn thiện nhằm nâng cao chất lượng của xe. Sau đây ta xét một số sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực cho các loại ôtô có 1 cầu chủ động sử dụng hệ thống truyền lực cơ khí có cấp, bao gồm các cụm sau : ly hợp, hộp số, truyền động cácđăng, truyền lực chính, vi sai, bán trục và bánh xe.

   Hình 1.2 : Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực.

Ôtô hai cầu với một cầu chủ động (công thức bánh xe 4x2) có thể bố trí theo sơ đồ hình (1.2a, b, c, d, e và g).

Sơ đồ a : Động cơ (Đ), ly hợp (L), hộp số (H) đặt hàng dọc phía trước đầu xe và mômen xoắn được dẫn động ra cầu sau chủ động (C). Trong sơ đồ này trục truyền động cácđăng nối dẫn động từ hộp số đến cầu sau chủ động thường khá dài nên người ta thiết kế lắp đặt ổ đỡ trung gian (ổ treo) cho truyền động cácđăng. Sơ đồ này khá phù hợp với ôtô vận tải có công dụng chung vì tận dụng được trọng lượng bám của xe khi đầy tải. Sơ đồ này thông dụng và quen thuộc trên nhiều ôtô đã gặp như ở các ôtô GAZ-53; GAZ-53A; ZIL-130; Mercedes-Benz mác C280, S280, C200 Diezel, Toyota Crown 2.5i 24V.

Sơ đồ b : Động cơ, ly hợp, hộp số chính, cầu xe nằm dọc và ở trước xe tạo nên cầu trước chủ động. Toàn bộ các cụm liên kết với nhau thành một khối lớn, gọn. Nhờ cách bố trí này trọng tâm xe nằm lệch hẳn về phía đầu xe, kết hợp với cấu tạo vỏ xe tạo khả năng ổn định cao khi có lực bên tác động đồng thời giảm độ nhạy cảm với gió bên. Song không gian đầu xe rất chật hẹp. VD : xe Volvo (Thuỵ Điển) 850 2.5 20V.

Sơ đồ c : Động cơ , ly hợp , hộp số chính nằm ngang đặt trước xe, cầu trước chủ động. Toàn bộ cụm truyền lực làm liền khối. Trọng lượng khối động lực nằm lệch hẳn về phía trước đầu xe giảm đáng kể độ nhạy cảm của ôtô với lực bên, nhằm nâng cao khả năng ổn định ở tốc độ cao. Trong cầu chủ động bộ truyền bánh răng trụ thay thế cho bộ truyền bánh răng côn. VD : xe Honda City1.2 ; Mazda 323 C1.9 ; Toyota Corolla Compact 1.6.

Các sơ đồ b , c ngày nay rất thông dụng , đặt trên các loại ôtô một cầu chủ động, có tốc độ cao nhằm đảm bảo trọng lượng phân bố về phía trước lớn (kể cả khi ôtô đầy tải) điều này có lợi cho khả năng điều khiển ôtô và giảm nhẹ công việc lắp ráp trong sản xuất.

Sơ đồ d : Động cơ , ly hợp , hộp số chính , cầu chủ động làm thành một khối gọn ở phía sau xe, cầu sau chủ động. Sơ đồ này hiện nay ít gặp trên ôtô con loại 4 ; 5 chỗ ngồi, tuy vậy vẫn tồn tại vì lý do công nghệ truyền thống của hãng sản xuất, hoặc được bố trí trên các loại ôtô mini bus.

Sơ đồ e : Giống như sơ đồ d nhưng cụm động cơ nằm quay ngược lại, đặt trước cầu sau.

Sơ đồ d , e rất phù hợp cho việc tăng lực kéo của xe của xe, tức là đảm bảo khả năng tăng tốc xe tốt, hạ thấp chiều cao đầu xe, phù hợp với việc tạo dáng khí động học cho ôtô cao tốc.

Sơ đồ g : Động cơ , ly hợp đặt trước xe, hộp số chính , cầu xe đặt sau xe và cũng tạo nên một khối lớn, trục các đăng nối giữa ly hợp và hộp số chính, trọng lượng san đều cho cả hai cầu.

1.3  Phân tích đặc điểm kết cấu, chọn các cụm trong hệ thống truyền lực.

Qua những đặc điểm, cách bố trí hệ thống truyền lực cho xe ôtô ở trên và để phù hợp với đề tài Tốt nghiệp “Thiết kế hệ thống truyền lực cho ôtô vận tải (4x2) có tải trọng 4 tấn” ta chọn hệ thống truyền lực cơ khí có cấp, điều khiển bằng cần số, có sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực như sau.

Hình 1.3 : Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực.

Hệ thống truyền lực này bao gồm cầu trước dẫn hướng, mômen xoắn được truyền từ động cơ qua ly hợp, hộp số (cơ khí 4 cấp), truyền động cácđăng, truyền lực chính, vi sai, bán trục đến bánh xe cầu sau chủ động.

Sau đây là nghiên cứu cụ thể các cụm trong hệ thống truyền lực.

1.3.1  Ly hợp :

Ly hợp là cụm đầu tiên của hệ thống truyền lực, nó được đặt ngay sau động cơ và trước hộp số. Công dụng của ly hợp là :

- Dùng để truyền mômen xoắn từ trục khuỷu động cơ đến các cụm tiếp theo của hệ thống truyền lực.

- Dùng tách nối động cơ với hệ thống truyền lực khi cần thiết.

- Dùng làm cơ cấu an toàn đảm bảo cho động cơ và hệ thống truyền lực khỏi bị quá tải dưới tác dụng của tải trọng động và mômen quán tính.

1.3.1.1  Yêu cầu đối với ly hợp :

- Có khả năng truyền mômen xoắn lớn nhất của động cơ mà không bị trượt ở bất kỳ điều kiện sử dụng nào.

- Đóng êm dịu và hoàn toàn.

- Mở dứt khoát và nhanh chóng.

- Mômen quán tính phần bị động phải nhỏ hơn để giảm lực va đập lên các bánh răng khi gài số.

- Thoát nhiệt tốt.

- Cân bằng lực chiều trục.

- Điều khiển dễ dàng, nhẹ nhàng.

- Dễ chăm sóc, bảo dưỡng, sửa chữa và tháo lắp.

- Là cơ cấu an toàn.

1.3.1.2  Phân loại cụm ly hợp :

Ly hợp đang được sử dụng hiện nay trên các loại ôtô thường được chia làm 4 loại theo các cách sau:

- Theo cách truyền mômen xoắn  .

- Theo cách tạo lực ép .

- Theo trạng thái làm việc .

- Theo phương pháp dẫn động điều khiển ly hợp .

1.  Phân loại ly hợp theo cách truyền mômen xoắn.

Theo cách phân loại này ly hợp được chia làm 4 loại sau đây :

a)  Ly hợp ma sát :

Là loại ly hợp truyền mômen xoắn bằng bề mặt ma sát. Ở đây ly hợp ma sát lại được phân loại theo các đặc điểm sau :

* Theo hình dạng bề mặt ma sát gồm có :

+ Ly hợp ma sát hình đĩa.

+ Ly hợp ma sát côn.

+ Ly hợp ma sát loại tang trống.

Hiện nay ly hợp ma sát hình đĩa được sử dụng rộng rãi vì có kết cấu đơn giản, khối lượng phần bị động của ly hợp tương đối nhỏ. Hai loại ly hợp còn lại ít được sử dụng vì phần bị động của ly hợp có trọng lượng lớn gây ra tải trọng động lớn tác dụng lên các cụm chi tiết của hệ thống truyền lực.

* Theo số lượng đĩa ma sát có loại ly hợp một đĩa, hai đĩa hoặc nhiều đĩa.

* Theo vật liệu làm bề mặt ma sát có thể chia ra như sau :

+ Atbet đồng với gang.

+ Ferado đồng với gang.

+ Hợp kim gốm với gang.

+ Thép với gang.

+ Thép với thép.

* Theo đặc điểm môi trường ma sát gồm có :

+ Ma sát khô.

+ Ma sát ướt (bề mặt ma sát được ngâm trong dầu).

Loại ly hợp ma sát có ưu điểm là kết cấu đơn giản, dễ chế tạo. Tuy nhiên nó cũng có nhược điểm cơ bản là bề mặt ma sát nhanh mòn do hiện tượng trượt tương đối giữa chúng với nhau trong quá trình đóng mở ly hợp và thực hiện chức năng cơ cấu an toàn. Các chi tiết trong ly hợp bị nung nóng do nhiệt tạo ra bởi một phần công ma sát. Tuy vậy ly hợp ma sát hiện nay vẫn được sử dụng rộng rãi vì nó vẫn đảm bảo được những điều kiện làm việc.

b)  Ly hợp thuỷ lực :

Ly hợp thuỷ lực là loại ly hợp truyền mômen xoắn bằng năng lượng của dòng chất lỏng (thường là dầu). Ly hợp thuỷ lực hiện vẫn được nghiên cứu và hoàn thiện .

* Ưu điểm của loại ly hợp này là làm việc bền lâu, giảm được tải trọng động tác dụng lên hệ thống truyền lực, dễ tự động hoá quá trình điều khiển xe.

* Nhược điểm cơ bản là chế tạo khó, giá thành cao, hiệu suất truyền lực nhỏ do hiện tượng trượt .

Ly hợp thuỷ lực ít được sử dụng trên các ôtô. Hiện nay mới được sử dụng trên một số loại xe ôtô du lịch cỡ nhỏ. Tuy nhiên trong tương lai nó sẽ được sử dụng rộng rãi đặc bệt trên các loại xe vận tải hạng nặng.

c)  Ly hợp điện từ :

Là loại ly hợp truyền mômen xoắn nhờ tác dụng từ trường của nam châm điện. Loại ly hợp này ít được sử dụng trên xe.

d)  Ly hợp loại liên hợp  :

Là loại ly hợp truyền mômen xoắn bằng cách kết hợp các loại trên. Thường là ly hợp thuỷ lực và nó ít được dùng trên các loại xe.

2.  Phân loại ly hợp theo phương pháp tạo lực ép.

Theo cách tạo lực ép lên đĩa ly hợp được chia làm 4 loại :

a)  Ly hợp lò xo nén :

- Là loại ly hợp dùng lò xo tạo lực ép lên đĩa ép.

- Ly hợp lò xo nén có thể là loại lò xo bố trí xung quanh (các lò xo bố trí đều trên đường tròn thành một hoặc hai vòng) hoặc lò xo bố trí trung tâm (một hoặc hai lò xo) .

- Theo đặc điểm kết cấu của lò xo nén có thể có loại lò xo xoắn trục, lò xo kiểu đĩa hoặc lò xo đĩa côn.

- Loại ly hợp lò xo nén bố trí xung quanh được sử dụng phổ biến hiện nay trên các loại ôtô vì nó có ưu điểm là nhỏ, gọn, tạo được lực ép lớn, độ tin cậy cao.

b)  Ly hợp điện từ :

Lực ép được tạo ra là lực điện từ.

c)  Ly hợp bán ly tâm :

Là loại ly hợp mà lực nén sinh ra do lực ly tâm của khối lượng quay. Loại này có kết cấu phức tạp nên chỉ sử dụng trên một số ôtô du lịch như ZIL110, POBEDA.

d)  Ly hợp ly tâm :

Là loại ly hợp mà lực nén sinh ra do lực ly tâm của khối lượng quay lọai này ít được sử dụng.

3.  Phân loại ly hợp theo trạng thái làm việc :

Theo trạng thái làm việc ly hợp được phân làm hai loại :

- Ly hợp luôn đóng : loại này được sử dụng ở hầu hết các ôtô hiện nay .

- Ly hợp luôn mở : được sử dụng trên một số loại máy bánh hơi như : C-10, C-80.

4.  Phân loại ly hợp theo phương pháp dẫn động  điều khiển :

Theo phương pháp này ly hợp được chia làm 2 loại :

- Ly hợp điều khiển tự động .

- Ly hợp điều khiển cưỡng bức: loại này để điều khiển người ta phải tác dụng một lực cần thiết lên hệ thống dẫn động điều khiển ly hợp. Loại này được sử dụng hầu hết trên các ôtô hiện nay dùng ly hợp ở trạng thái luôn đóng. Theo đặc điểm kết cấu và nguyên lý làm việc của hệ thống dẫn động điều khiển có các loại đẫn động:

           + Dẫn động điều khiển bằng cơ khí .

          + Dẫn động điều khiển bằng thuỷ lực (dầu).

           + Dẫn động điều khiển bằng trợ lực. Tức là ngoài tác dụng của người lái còn có tác động của trợ lực để người lái điều khiển ly hợp được dễ dàng. Theo đặc điểm cấu tạo của trợ lực nó có thể là trợ lực cơ khí (lò xo), trợ lực khí nén hoặc trợ lực thuỷ lực.

1.3.1.3  Cấu tạo và nguyên lý hoạt động của ly hợp ma sát khô một đĩa :

1.  Cấu tạo (hình 1-4):

Cơ cấu ly hợp được cấu tạo từ các bộ phận sau :

Hình 1.4 : Cấu tạo ly hợp loại ma sát khô một đĩa.

a)  Phần chủ động của ly hợp bao gồm : Bánh đà 5 , đĩa ép 1 , vỏ ly hợp 16 và các lò xo ép 17. Các bề mặt ma sát của bánh đà và đĩa ép được gia công phẳng. Trong quá trình làm việc, ly hợp bị trượt sẽ phát sinh nhiệt làm cho các chi tiết của ly hợp bị nóng lên. Vì vậy đĩa ép được thiết kế, chế tạo có độ bền mòn cao, độ bền cơ học cao và khả năng thoát nhiệt tốt. Đĩa ép có dạng khối và khá dày nên nó sẽ thu nhiệt vào bản thân rồi toả ra môi trường không khí. Bởi vì đĩa ép và bánh đà được xem là sẽ hấp thu toàn bộ lượng nhiệt sinh ra khi ly hợp bị trượt.

Ngoài ra đĩa ép dày còn đảm bảo đủ độ cứng vững và tránh được hiện tượng cong vênh trong quá trình ly hợp làm việc. Đĩa ép ngoài chuyển động quay cùng với bánh đà nó còn phải có khả năng di chuyển dọc trục ly hợp khi mở và đóng ly hợp. Vì vậy mặt ngoài của đĩa ép có gia công ba vấu lồi và chúng được lắp lọt vào trong các ôtô cửa hình chữ nhật ở vỏ ly hợp 16. Nhờ liên kết này mà đảm bảo sự định tâm cần thiết cho đĩa ép ; đảm bảo sự truyền mômen xoắn từ bánh đà động cơ do không xuất hiện sự quay tương đối giữa bánh đà với đĩa ép và cũng để đảm bảo khả năng di chuyển dọc trục của đĩa ép. ở mặt ngoài đĩa ép còn gia công các gờ lồi để định vị các lò xo ép 17. Đôi khi ta còn thấy các lỗ khoan bỏ bớt phần kim loại ở bề mặt đĩa ép. Đó chính là việc đảm bảo độ cân bằng động cho phần chủ động của ly hợp.

Vỏ ly hợp 16 được lắp cố định với bánh 5 bằng 6 con bulông. Trong vỏ có dập các lỗ tạo ra các gờ để định vị một đầu các lò xo ép 17.

Lò xo ép 17 gồm có 9 chiếc được bố trí trên một vòng tròn. Mỗi lò xo ép 17 có đầu tỳ vào vỏ ly hợp, đầu kia tỳ vào đĩa ép qua vòng cách nhiệt 18. Các lò xo ép được định tâm bằng các mép lỗ ở vỏ ly hợp 16 và các gờ lồi ở đĩa ép.

b)  Phần bị động của ly hợp bao gồm : đĩa bị động 2 và trục bị động 13.  Đĩa bị động 2 được được lắp ghép then hoa với trục 13 cũng chính là trục sơ cấp của hộp số. Mối ghép then hoa này đảm bảo truyền mômen xoắn tới trục 13 và đồng thời đĩa bị động 2 có thể di chuyển dọc trục khi mở và đóng ly hợp.

*  Đặc điểm kết cấu đĩa bị động của ly hợp :

Đĩa bị động 2 (hình1-4) của ly hợp là đĩa đàn hồi và có bộ giảm chấn xoắn kiểu lò xo - ma sát. Cấu tạo của đĩa bị động này gồm bốn phần : xương đĩa, moayơ đĩa, tấm ma sát, bộ giảm chấn xoắn và được mô tả trên hình 1-5.

+ Xương đĩa 4 bằng thép mỏng có sáu rãnh hướng kính chia xương đĩa thành sáu phần hình rẻ quạt đều nhau. Biện pháp này làm cho xương đĩa  được giảm độ cứng, tăng độ đàn hồi cho đĩa bị động đồng thời hạn chế được hiện tượng cong vênh đĩa khi quá nóng. Ở mặt sau của xương đĩa (mặt gần với đĩa ép) trên mỗi phần rẻ quạt có lắp lò xo tấm gợn sóng 5. Mỗi lò xo tấm gợn sang 5 được tán với xương đĩa bằng hai đinh tán và mỗi lò xo 5 có gia công bốn lỗ để lắp tấm ma sát của đĩa bị động.

Hình 1.5 : Cấu tạo đĩa bị động ly hợp ma sát khô.

Ở phần phía trong của xương đĩa 4 (gần moayơ đĩa) có gia công tám lỗ hình chữ nhật để lắp các lò xo giảm chấn xoắn 8. Hai phần của xương đĩa (2 và 4 hình 1-5) được lắp ghép cố định với nhau bằng phương pháp tán nhờ bốn chốt 10. Xương đĩa có xẻ rãnh và có đặt lò xo tấm gợn sóng sẽ làm tăng độ êm dịu khi đóng ly hợp, nhưng nó cũng kéo dài thời gian đóng ly hợp. Nhược điểm cơ bản của loại xương đĩa có xẻ rãnh này là độ cứng của các phần của đĩa bị động là khác nhau nên ảnh hưởng xấu đến độ tiếp xúc đều trên toàn bộ bề mặt ma sát của đĩa bị động. Khi đặt lò xo tấm gợn sóng cũng sẽ làm cho ly hợp mở không dứt khoát và làm tăng hành trình chuyển của đĩa ép ly hợp.

+ Moayơ đĩa bị động 9 dùng để truyền mômen xoắn từ đĩa bị động tới trục bị động của ly hợp (trục sơ cấp của hộp số). Mặt trụ trong của moayơ có gia công rãnh then hoa để lắp ghép với đoạn trục then hoa của trục bị động. Vành moayơ được chế tạo liền với moayơ. Hai bề  mặt ma sát thân moayơ được gia công phẳng để tiếp xúc với các vòng 1 (tấm ma sát) của bộ giảm chấn xoắn. Trên vành moayơ cũng gia công tám lỗ chữ nhật để lắp các lò xo giảm chấn xoắn và có bốn rãnh vát hình chữ U. Mỗi rãnh vát có một chốt 10 đi qua và nó có khe hở theo phương tiếp tuyến về hai phía đối với chốt 10.

+ Các tấm ma sát 6 có dạng hình vành khăn. Trên bề mặt ma sát có gia công các rãnh hướng tâm và nghiêng a để thoát nhiệt và thoát phần vật liệu mà các bề mặt ma sát bị mài mòn ; thoát dầu hoặc nước khỏi bề mặt ma sát. Mỗi tấm ma sát thường gia công hai vòng lỗ, mỗi lỗ có dạng bậc để lắp tấm ma sát với xương đĩa bằng các đinh tán. Tấm ma sát gần bánh đà động cơ được lắp trực tiếp lên xương đĩa 4, tấm ma sát còn lại lắp lên các lò xo tấm gợn sóng 5 bằng các đinh tán 3. Các đinh tán này thường được chế tạo bằng kim loại mềm (đồng hoặc nhôm). Sau khi gắn tấm ma sát lên xương đĩa các đầu đinh tán phải tụt xuống khỏi bề mặt ma sát từ 1 ¸ 2 mm để tránh sự cọ xát của các đầu đinh tán lên các bề mặt ma sát của đĩa ép và bánh đà khi các tấm ma sát quá mòn.

+ Bộ giảm chấn xoắn : được đặt ở đĩa bị động của ly hợp để tăng độ êm dịu khi đóng ly hợp và để tránh cho hệ thống truyền lực khỏi những dao động xoắn cộng hưởng khi tần số dao động riêng của hệ thống truyền lực trùng với tần số kích thích dao động gây ra bởi sự thay đổi mômen xoắn của động cơ.

Bộ giảm chấn xoắn gồm có tám lò lo xoắn trụ 8 được lắp trong các lỗ hình chữ nhật của xương đĩa và của vành moayơ đĩa với độ nén nhất định ; các tấm ma sát của giảm chấn xoắn 1 có một bề mặt tiếp xúc với mặt ma sát của vành moayơ, mặt còn lại bị ép vào mặt bích của xương đĩa 2 và 4. Như vậy xương đĩa 4 liên kết đàn hồi với moayơ 9 qua các lò xo giảm chấn 8, giữa xương đĩa với moayơ có thể xoay tương đối với nhau. Khi có sự xoay tương đối giữa xương đĩa với moayơ (trong giới hạn khe hở giữa các chốt 10 với các rãnh vát hình chữ U ở vành moayơ) thì các lò xo xoắn trụ 8 bị nén lại, nên nó làm giảm độ cứng của hệ thống truyền lực cũng có nghĩa là giảm được tần số dao động riêng của của hệ thống truyền lực và triệt tiêu được khả năng xuất hiện dao động cộng hưởng ở tần số cao. Do độ cứng tối thiểu của lò xo giảm chấn xoắn bị giới hạn bởi điều kiện kết cấu ly hợp nên dao động của hệ thống truyền lực vẫn có thể xảy ra cộng hưởng ở tần số thấp. Bởi vậy các bề mặt ma sát của tấm ma sát 1 cùng với các bề mặt của vành moayơ và xương đĩa 2 và 4 khi có sự xoay tương đối giữa moayơ với xương đĩa sẽ xuất hiện mômen ma sát giữa các bề mặt ma sát kể trên. Năng lượng dao động cộng hưởng ở tần số thấp nhờ đó mà khuếch tán ra môi trường và triệt tiêu được dao động cộng hưởng này.

Nguyên tắc truyền mômen qua các chi tiết đàn hồi bằng lò xo xoắn trụ có thể được thể hiện trên hình sau :

Hình 1.6 : Sơ đồ nguyên lý làm việc của bộ giảm chấn xoắn.

 Đĩa bị động sau khi đã lắp ghép các chi tiết của nó người ta tiến hành việc cân bằng đĩa bằng các tấm kim loại cân bằng 7 (hình 1-5).

c)  Cơ cấu đóng - mở ly hợp.

Cơ cấu đóng - mở ly hợp gồm đòn mở 4 và bạc mở 5 (hình 1-4).

+ Đòn mở ly hợp : dùng để tách cưỡng bức đĩa ép và giải phóng đĩa bị động ra khỏi bánh đà khi mở ly hợp. Đòn mở được kết cấu theo nguyên lý đòn bẩy : đầu ngoài nối bản lề với đĩa ép qua ổ thanh lăn kim 7 (hình 1-4) để giảm ma sát ở khớp nối này khi mở ly hợp ; đầu trong sẽ tỳ vào bạc mở khi tác động mở ly hợp còn ở phần giữa của đòn mở nối bản lề với giá đòn mở 11. Giá này được lắp với vỏ ly hợp 16 bằng bulông và đai ốc. Khớp bản lề ở giữa đòn mở (nối giá 11 với đòn mở 4) phải đảm bảo cho đầu trong của đòn mở có thể quay quanh bản lề này với tấm quay có thể thay đổi để đầu ngoài của đòn mở chỉ có một chuyển động tịnh tiến dọc trục ly hợp khi mở và đóng ly hợp. Kết cấu để thay đổi đường tâm khớp bản lề giữa của đòn mở này là đai ốc có mặt ngoài côn luôn tỳ sát vào vỏ ly hợp 16 nhờ lò xo.

Đầu phía trong của các đòn mở (có ba đòn mở) phải nằm trong cùng một mặt phẳng vuông góc với đường tâm trục. Muốn vậy ta phải điều chỉnh nhờ các đai ốc dùng bắt giá đòn mở vào vỏ ly hợp. Sau khi lắp ráp và ly hợp ở trạng thái đóng hoàn toàn thì giữa các đầu trong của đòn mở với ổ bi tỳ của bạc mở phải có khe hở D = 2 ¸ 4 mm. Khe hở này cần thiết để đảm bảo cho ly hợp luôn luôn đóng hoàn toàn.

+ Bạc mở ly hợp dùng để truyền lực tác động từ dẫn động mở ly hợp tới đòn mở. Bạc mở có cấu tạo gồm ổ bi tỳ hướng trục 3 và bạc trượt 15 (hình1-4). Khi đóng mở ly hợp thì bạc trượt 15 di chuyển dọc trục 13 ; vòng phía trước (bên trái) của ổ bi tỳ 3 khi ly hợp mở sẽ quay cùng với các đầu đòn mở 4, còn vòng phía sau (bên phải) sẽ không quay mà được cố định tương đối so với bạc trượt 15. Để bôi trơn cho ổ bi 3 và bạc trượt 15 người ta bổ sung mỡ lỏng định kỳ nhờ ống mềm 8.

2.  Nguyên lý hoạt động :

Ly hợp có hai trạng thái làm việc là trạng thái đóng và trạng thái mở.

*  Trạng thái đóng : Đây là trạng thái làm việc thường xuyên của ly hợp luôn đóng. Khi người lái chưa tác dụng lên bàn đạp ly hợp một lực Q nào đó, dưới tác dụng của các lò xo ép 17 (hình 1-4) sẽ đẩy đĩa ép 1 ép sát đĩa bị động 2 vào bánh đà động cơ 5. Khi đó bánh đà 5, đĩa bị động 2, đĩa ép 1, các lò xo ép 17 và vỏ ly hợp 16 sẽ quay liền thành một khối. Mômen xoắn từ trục khuỷu động cơ, qua bánh đà 5, qua các bề mặt ma sát giữa đĩa bị động 2 với bánh đà và đĩa ép 1 truyền đến moayơ đĩa bị động và tới trục bị động 13 nhờ mối ghép then hoa giữa moayơ đĩa bị động 2 với trục 13. Ly hợp thực hiện chức năng của một khớp nối dùng để truyền mômen xoắn.

*  Trạng thái mở : Người lái tác dụng lên bàn đạp ly hợp một lực Q, qua hệ thống dẫn động điều khiển ly hợp sẽ đẩy bạc mở 15 di trượt dọc trục 13 (sang bên trái) và tỳ vào các đầu đòn mở 4, thắng lực ép của các lò xo ép 17 tách đĩa ép 1 (kéo nó sang bên phải), giải phóng bề mặt ma sát giữa đĩa bị động 2 với bánh đà 5 và đĩa ép 1. Khi đó phần chủ động của ly hợp vẫn quay không tải theo bánh đà động cơ 5 và mômen xoắn không được truyền đến trục bị động 13.

Ngoài hai trạng thái làm việc trên, ta chú ý rằng khi tốc độ quay của phần chủ động và phần bị động của ly hợp khác nhau (xuất hiện tại thời điểm đóng hoặc mở ly hợp hoặc khi có sự quá tải dưới tác dụng của tải trọng và mômen quán tính) sẽ xuất hiện hiện tượng trượt tương đối giữa các bề mặt ma sát của ly hợp. Đây là hiện tượng không tránh khỏi đối với ly hợp đĩa ma sát.

1.3.1.4  Dẫn động điều khiển ly hợp :

Dẫn động điều khiển ly hợp là hệ thống dùng để truyền tác động của người lái đến cơ cấu mở ly hợp và cùng với cơ cấu mở thực hiện việc điều khiển ly hợp theo ý muốn người lái.

Trên các ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng loại ly hợp đĩa ma sát khô thường xuyên đóng cho nên ta xét dẫn động cho loại này.

1.  Dẫn động điều khiển bằng cơ khí :

Đây là hệ thống dẫn động bao gồm các thanh, đòn, khớp nối và được lắp đặt theo nguyên lý đòn bẩy. Loại dẫn động cơ khí đơn thuần này có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và có tin cậy cao khi làm việc nên được sử dụng phổ biến trên nhiều loại xe đời cũ. Nhược điểm cơ bản của kiểu dẫn động này là yêu cầu lực tác dụng của người lái lên bàn đạp ly hợp lớn, đặc biệt với các ôtô hạng nặng.

* Nguyên lý làm việc :

Khi người lái tác dụng một lực Q lên bàn đạp ly hợp 1 sẽ làm cho đòn quay 8 quay quanh tâm O₁, kéo thanh kéo 7 dịch chuyển sang phải (theo chiều mũi tên) làm đòn quay 9 và nạng mở 11 quay quanh tâm O₂ (đường tâm trục nạng mở 11) đẩy bạc mở 12 dịch chuyển sang trái tác động vào đòn mở, ly hợp được mở ra. Khi người thôi tác dụng lên bàn đạp ly hợp , dưới tác dụng của lò xo hồi vị 2 bàn đạp 1 trở về vị trí ban đầu duy trì khe hở D giữa bạc mở và đòn mở ly hợp.

Hình 1.7 : Sơ đồ nguyên lý dẫn động điều khiển ly hợp kiểu cơ khí.

Hành trình của toàn bộ bàn đạp ly hợp thường bằng 150 ¸ 180 mm, trong đó hành trình tự do bằng 35 ¸ 50 mm. Trong quá trình ly hợp làm việc do hiện tượng trượt nên đĩa ma sát bị mòn dần và hành trình tự do  của bàn đạp ly hợp giảm dần cho tới khi không còn hành trình tự do (tương ứng với khe hở D) làm cho ly hợp bị quay trượt gây ra mòn nhanh các bề mặt ma sát và ly hợp không thể truyền hết mômen xoắn của động cơ. Trường hợp hành trình tự do của bàn đạp ly hợp quá lớn thì người lái đạp hết hành trình toàn bộ của ly hợp mà ly hợp vẫn chưa mở hoàn toàn nên cũng gây ra sự quay trượt của ly hợp. Do vậy trong quá trình sử dụng phải điều chỉnh đảm bảo hành trình tự do của bàn đạp ly hợp nằm trong giới hạn cho phép. Hành trình tự do của bàn đạp ly hợp được điều chỉnh bằng cách thay đổi chiều dài thanh kéo 7 nhờ vặn ốc điều chỉnh thanh kéo (khi vặn vào thì hành trình tự do của bàn đạp giảm và ngược lại).

2.  Dẫn động điều khiển bằng thuỷ lực (dầu) :

* Nguyên lý làm việc :

Khi người lái tác dụng lực Q lên bàn đạp ly hợp (hình 1-8), nhờ thanh đẩy làm piston của xylanh chính 3 chuyển dịch sang trái sẽ làm dầu trong xilanh chính bị nén lại. Dầu từ xilanh chính sẽ bị ép theo đường ống dẫn dầu 5 vào xylanh công tác 6 đẩy piston sang trái làm cho đầu nạng mở 8 quay, đẩy bạc mở 9 sang phải (chiều mũi tên) ép lên các đầu đòn mở, ly hợp mở.

Hình 1.8 : Sơ đồ nguyên lý dẫn động điều khiển ly hợp kiểu thuỷ lực.

Khi người lái thả từ từ bàn đạp ly hợp 1, dưới tác dụng của các lò xo hồi vị và lò xo ép làm cho các piston của xylanh chính và xylanh công tác từ từ trở về vị trí ban đầu. Dầu từ xylanh công tác 6 theo đường ống dẫn dầu 5 trở lại xilanh chính. Lò xo hồi vị 7 kéo nạng mở 8 quay, đẩy bạc mở 9 sang trái, ly hợp đóng lại.

Dẫn động điều khiển bằng thuỷ lực có ưu điểm là kết cấu gọn, chỉ cần khoảng không gian nhỏ hẹp để bố trí các cụm và đường ống của hệ thống. Việc bố trí dẫn động thuỷ lực cũng đơn giản và thuận tiện hơn nhất là khi ly hợp bố trí liền khối với động cơ ở phần mũi xe ; khi xe tải có động cơ nằm trong ca bin lật và đặc biệt khi ly hợp bố trí ở đuôi xe xa vị trí người lái.

Khi bị nén dầu không bị giảm thể tích và các đường ống dẫn không có biến dạng lớn nên dẫn động thuỷ lực có độ cứng cao. Dẫn động thuỷ lực cũng đảm bảo đồng thời đóng và mở hai ly hợp. Sự đồng thời này khó có thể đạt được ở dẫn động cơ khí vì độ cứng của các thanh kéo khác nhau, độ dơ khác nhau ở những chỗ nối ghép, … Dẫn động thuỷ lực cho phép đóng ly hợp êm hơn so với dẫn động cơ khí. Vì vậy dẫn động thuỷ lực được sử dụng nhiều trên các ôtô hiện nay.

3.  Dẫn động điều khiển ly hợp có trợ lực :

 Ở một số ôtô tải hạng nặng, để giảm lực tác dụng của người lái lên bàn đạp ly hợp, người ta thường dùng hệ thống dẫn động điều khiển có trợ lực. Khi đó lực tác dụng của người lái lên bàn đạp ly hợp thực hiện hai chức năng : tác động đến bạc mở ly hợp như trường hợp dẫn động điều khiển không có trợ lực và đồng thời tác động lên van điều khiển của trợ lực (dầu hoặc khí nén đối với trợ lực thuỷ lực hoặc khí nén) hay thanh kéo của trợ lực lò xo. Dẫn động điều khiển ly hợp có trợ lực có ưu điểm là độ tin cậy làm việc cao hơn, có thể tận dụng được công suất thiết bị sẵn có trên xe. Trợ lực có thể là cơ khí (thường dùng lò xo), khí nén hoặc thuỷ lực.

1.3.1.5  Xác định loại ly hợp cần thiết kế :

Trong đồ án này ta chọn loại ly hợp cần dùng là ly hợp ma sát khô, 1 đĩa, thường đóng, được dẫn động điều khiển bằng cơ khí vì chúng có kết cấu đơn giản và thoả mãn các yêu cầu kỹ thuật đặt ra.

1.3.2  Hộp số :

Hộp số dùng để thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực trong quá trình chuyển động của ôtô nhằm thay đổi lực kéo ở các bánh xe chủ động và thay đổi vận tốc chuyển động của ôtô trong khoảng rộng tuỳ theo sức cản bên ngoài, ngoài ra hộp số còn giúp cho ôtô có thể chuyển động lùi được và có thể tách động cơ đang làm việc ra khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tuỳ ý (khi nạp bình điện, để bôi trơn động cơ, quay trục thu công suất, …).

Hình 1.9 : Hộp số cơ khí ôtô loại 4 cấp.

1.3.2.1  Phân loại hộp số :

Hiện nay trên xe ôtô có rất nhiều loại hộp số khác nhau, tuỳ theo đặc điểm của hộp số tong hộp số mà chúng được chia ra thành những loại sau :

1.  Theo đặc tính truyền mômen xoắn hộp số được chia thành ba loại :

a)  Hộp số vô cấp : Theo phương pháp biến đổi năng lượng truyền, hộp số vô cấp có thể được chia như sau :

+ Dạng thuỷ động như biến mômen thuỷ lực (BMM).

+ Dạng cơ khí như bộ truyền đai.

+ Truyền động điện.

+ Dạng kết hợp gồm có BMM với các bộ truyền đai và truyền động điện kết hợp cơ khí thuỷ lực.

b)  Hộp số có cấp : Hộp số cơ khí có cấp có thể được chia thành các loại

* Theo số lượng trục chia ra :

+ Hộp số đồng trục : Các trục lồng vào nhau kết hợp với khớp ma sát gài số.

+ Hộp số hai trục : Trục sơ cấp (trục vào) và trục thứ cấp (trục ra) bố trí không đồng tâm nhau.

+ Hộp số ba trục : Trục sơ cấp và trục thứ cấp đặt đồng tâm nhau và thêm trục trung gian.

* Theo đặc điểm bố trí trục có :

+ Hộp số trục ngang : Các đường tâm trục vuông góc với trục đối xứng dọc của ôtô.

+ Hộp số trục dọc : Các đường tâm trục nằm trong mặt phẳng song song với trục đối xứng dọc của ôtô.

* Theo đặc tính động học của trục bao gồm :

+ Hộp số có trục cố định : Đường tâm các trục cố định. Đây là hộ số cơ khí đơn giản.

+ Hộp số có trục di động : Hộp số hành tinh.

* Theo số lượng số truyền ta có : Hộp số 3 cấp, 4 cấp hoặc 5 cấp.

Hiện nay trên các xe ôtô thường sử dụng hộp số cơ khí có cấp với các trục có đường tâm cố định. Thông thường các hộp số này được thực hiện theo sơ đồ ba trục dọc và thường có 3, 4 hoặc 5 cấp. Chúng có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và đảm bảo thay đổi mômen xoắn phù hợp với sức cản bên ngoài.

c)  Hộp số kết hợp vô cấp với có cấp.

Hốp số vô cấp đảm bảo có được mọi giá trị của tỷ số truyền trong một khoảng nào đó. Bằng cách thay đổi vô cấp mômen xoắn truyền đến các bánh xe chủ động mà đảm bảo khả năng làm việc của động cơ ở chế độ kinh tế nhất trong một khoảng vận tốc rộng, cho phép tận dụng công suất lớn của động cơ cho chuyển động. Khi sử dụng hộp số vô cấp lực kéo tại các bánh xe chủ động thay đổi liên tục và từ từ, không phải cắt dòng công suất dẫn đến các bánh xe khi chuyển số nên nó nâng cao được chất lượng động lực học và tăng được tính năng thông qua của ôtô. Tuy nhiên hộp số vô cấp có nhược điểm là kết cấu phức tạp, hiệu suất truyền động thấp.

Hộp số có cấp đảm bảo thay đổi không liên tục giá trị tỷ số truyền và mômen xoắn đến các bánh xe chủ động. Nhờ các điều khiển mà người lái tác động làm thay đổi tỷ số truyền và mômen xoắn cho phù hợp với lực cản bên ngoài. Hộp số có cấp là bộ biến mômen xoắn và nó được sử dụng rộng rãi nhất trên các ôtô vì kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành hạ.

Hộp số kết hợp thông thường là sự kết hợp giữa bộ truyền vô cấp (bộ biến mômen xoắn) với hộp giảm tốc cơ khí có cấp.

2.  Theo đặc điểm môi trường truyền mômen hộp số có thể được chia thành các loại sau đây :

a)  Hộp số cơ khí : truyền mômen xoắn bằng các bộ truyền cơ khí, phổ biến nhất là bộ truyền bánh răng.

b)  Hộp số thuỷ lực : truyền mômen xoắn nhờ năng lượng dòng chất lỏng. Loại này có thể là thuỷ động hoặc thuỷ tĩnh. Hộp số loại thuỷ lực có kết cấu rất phức tạp, giá thành chế tạo cao, hiệu suất truyền thấp. Ngoài những nhược điểm trên bộ truyền loại thuỷ lực thuỷ tĩnh còn có trọng lượng lớn và kém tin cậy khi làm việc.

c)  Hộp số loại điện : Truyền mômen xoắn từ động cơ đốt trong đến các bánh xe chủ động nhờ dòng điện. Loại này cũng ít được sử dụng do có trọng lượng lớn và có hiệu suất thấp.

d)  Hộp số loại liên hợp thường là hộp số thuỷ cơ - kết hợp giữa bộ biến mômen thuỷ lực với hộp số hành tinh tạo thành truyền động thuỷ cơ và có thể tự động chuyển số.

3.  Theo phương pháp dẫn động điều khiển, hộp số có thể được chia thành :

a)  Dẫn động điều khiển cưỡng bức.

b)  Dẫn động điều khiển tự động (tự động hoàn toàn hoặc bán tự động).

Đối với dẫn động điều khiển tự động hoàn toàn thì quá trình thay đổi tỷ số truyền được tiến hành tự động không cần sự tác động của người lái. Đối với dẫn động điều khiển bán tự động thì người lái chọn tay số gài, còn tay số đã chọn thì được tự động gài.

1.3.2.2  Đặc điểm cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hộp số cơ khí ba trục dọc 4 cấp :

1.  Đặc điểm cấu tạo (hình 1-10) :

Trục sơ cấp 1 đồng thời là trục bị động của ly hợp. Trục này được gối lên hai ổ : một ổ thanh lăn trong hốc bánh đà ở đuôi trục khuỷu động cơ và một ổ bi đặt ở vỏ hộp số. Bánh răng Z₄ thường được chế tạo liền trục là bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp (thường tiếp) với bánh răng Z’₄ trên trục trung gian và có vành răng để gài số truyền thẳng (số truyền IV).

Trục trung gian 8 được đặt trên hai ổ ở vỏ hộp số. Các bánh răng lắp trên trục trung gian thường tạo thành một khối hình tháp và lắp cố định với trục 8. Các bánh răng Z’₃ , Z’₂ là bánh răng trụ răng nghiêng, Z₁ , Z’₁ , Z_L và Z’_L là các bánh răng trụ răng thẳng.

Hình 1.10 : Sơ đồ nguyên lý cấu tạo và hoạt động của hộp số 4 cấp.

Trục thứ cấp 7 được gối lên hai ổ : một ổ đũa trong hốc bánh răng Z₄ và một ổ bi đặt ở thành phía sau của vỏ hộp số 2. Ở phần giữa trục và đuôi trục có gia công then hoa để lắp moayơ của đồng tốc 4 và lắp bánh răng di trượt Z₁ , Z₂ , Z₃ để gài số truyền I , số truyền II , số truyền III , số lùi và lắp mặt bích dẫn động trục truyền các đăng. Cặp bánh răng số truyền II là cặp bánh răng nghiêng thường tiếp. Gài số truyền II được thực hiện nhờ càng gài 6 dịch chuyển bánh răng Z₁ sang trái để cho vành răng ở bánh răng này vào ăn khớp với vành răng gài số ở bánh răng Z₂.

Trục số lùi 9 được liên kết cứng với vỏ hộp số 2. Trên trục có khối bánh răng Z_L và Z’_L quay trơn nhờ bạc.

Càng gài 5 tác động vào đồng tốc 4 làm cho nó di trượt theo chiều trục và để thực hiện gài số truyền III hoặc số truyền IV. Số truyền thẳng là số truyền IV, còn càng gài 6 thực hiện di trượt bánh răng trụ Z₁ để gài số truyền I và số truyền II.

Gài số lùi nhờ càng gài 10 làm xê dịch khối bánh răng số lùi (Z_L và Z’_L) để cho  Z’_L vào khớp với Z’₁ và Z_L vào khớp với Z₁ .

2.  Nguyên lý hoạt động :

Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có cấp được thực hiện theo nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. Ở các số truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục thứ cấp và trục sơ cấp có cùng chiều quay. Ở số lùi phải qua ba cặp bánh răng ăn khớp nên trục thứ cấp quay ngược chiều với trục sơ cấp. Ở số truyền thẳng (số truyền IV) do gài trực tiếp trục sơ cấp với trục thứ cấp nên chúng quay thành một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.

Nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trượt đồng tốc hoặc bánh răng mà các vành răng hoặc bánh răng ăn khớp với nhau để được tỷ số truyền tương ứng với từng tay số.

Dòng lực đi vào hộp số từ trục sơ cấp và đi ra từ trục thứ cấp. Sơ đồ dòng lực ở các số truyền như sau,

Bảng 1.1 : Sơ đồ dòng lực truyền trong hộp số.

Loại hộp số 4 cấp thường dùng ở ôtô du lịch có dự trữ công suất nhỏ, ôtô vận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất của động cơ.

1.3.2.3  Đồng tốc của hộp số :

Để gài số được nhẹ nhàng và không xảy ra va đập ở đầu răng, người ta thường dùng đồng tốc quán tính. Đồng tốc dùng để làm đồng đều tốc độ quay giữa trục quay với bánh răng quay trơn trên trục đó hoặc giữa hai trục chủ động và bị động. Tuỳ thuộc vào công dụng của từng loại ôtô mà đồng tốc được dùng ở tất cả các số truyền hoặc chỉ ở các số truyền cao của hộp số.

1.  Phân loại đồng tốc :

Đồng tốc thường được phân loại theo các đặc điểm sau :

    a)  Theo đặc điểm kết cấu của phần tử khoá thì đồng tốc được chia ra :

+ Đồng tốc chốt hướng kính.

+ Đồng tốc chốt hướng trục.

+ Đồng tốc vành răng khoá.

    b)  Theo mức độ hoà đều tốc độ góc của hai dòng năng lượng quán tính khi gài số, chia ra :

+ Đồng tốc quán tính hoàn toàn : khi tốc độ góc của trục quay với bánh răng quay trơn trên trục hoặc giữa trục chủ động với trục bị động hoàn toàn bằng nhau mới chuyển được số truyền (tăng hoặc giảm số).

+ Đồng tốc quán tính không hoàn toàn (đồng tốc áp lực giới hạn) : Đồng tốc loại này cho phép chuyển số với áp lực đủ lớn của người lái tác dụng lên cần gài số, mặc dù tốc độ quay của hai chi tiết cần gài chưa hoàn toàn bằng nhau.

2.  Các chi tiết chính của đồng tốc :

Hiện nay, trên các ôtô sử dụng phổ biến nhất kiểu đồng tốc quán tính hoàn toàn, phần tử khoá có kết cầu khác nhau tuỳ thuộc vào loại ôtô cụ thể. Các bộ đồng tốc lắp ở hộp số các loại ôtô có hình dạng, kích thước và cấu tạo của các chi tiết là khác nhau. Tuy nhiên, cấu tạo chung của một bộ đồng tốc có thể chia thành bốn phần :

+ Phần tử ma sát : thường là các bề mặt côn ma sát, dùng để tạo ma sát hoà đều hai dòng năng lượng quán tính khi chuyển số.

Hình 1.11 : Đồng tốc của hộp số ôtô.

+ Phần tử khoá : có tác dụng tạo ra lực cản, không cho phép vào số khi tốc độ quay của trục quay và bánh răng quay trơn trên trục đó hoặc giữa trục chủ động với trục bị động chưa hoàn toàn bằng nhau.

+ Phần tử định vị : xác định vị trí tương đối của các bề mặt khóa khi thôi khoá và cho phép vào số khi tốc độ quay đã đồng đều.

+ Vành gài số và moay ơ của đồng tốc : moayơ của đồng tốc luôn được lắp then hoa với trục thứ cấp của hộp số. Vành gài và moayơ của đồng tốc có thể được chế tạo liền hoặc rời.

Đồng tốc quán tính với vành răng khoá được thể hiện trên hình 1-11. Loại đồng tốc này được sử dụng nhiều ở các hộp số ôtô du lịch cũng như vận tải hiện nay.

Vành gài 3 có thể di chuyển dọc trục moayơ 8 của đồng tốc. Moayơ 8 được lắp then hoa với trục thứ cấp của hộp số và được cố định với trục này bằng đai ốc. Các con trượt 7 nằm trong ba rãnh dọc 9 của moayơ. Phần lồi của các con trượt 7 này tỳ vào rãnh lõm của vành gài 3 dưới tác dụng lực của các lò xo vòng 5. Đồng tốc có hai vành côn khoá 2 bằng đồng. Mỗi vành côn khoá 2 có vành răng ngoài và có mặt côn trong. Mặt côn trong có góc côn giống mặt côn của vành răng trục chủ động và vành răng gài số của bánh răng 6. Đầu các con trượt 7 có thể di chuyển vào các rãnh cắt ở thân vành côn khoá 2. Các đầu răng của vành gài 3 và đầu răng và đầu răng của các vành côn khoá 2 đều được vát nghiêng để dễ dàng vào số.

Khi dịch chuyển càng gài số 4 sẽ làm cho vành gài 3 di chuyển dọc trục và làm cho bề mặt côn của vành côn khoá 2 tỳ vào bề mặt côn của vành răng cần gài. Do chênh lệch tốc độ góc giữa moayơ 8 với tốc độc góc của bánh răng cần gài mà vành côn khoá 2 sẽ xoay đi một góc tương đối so với moayơ 8. Góc xoay này tương ứng với khe hở giữa đầu con trượt 7 với rãnh cắt trên vành côn khoá 2. Khi đó vành côn khoá 2 nằm ở vị trí mà răng của nó chống lại sự dịch chuyển chiều trục của vành gài 3. Khi tốc độ góc của trục và bánh răng cần gài bằng nhau thì chỉ cần tác động một lực nhẹ để vành côn khoá 2 ra khỏi vị trí khoá và đẩy được vành gài 3 vào ăn khớp với vành răng của bánh răng cần gài số. Các con trượt 7 khi đó sẽ thoát khỏi rãnh vòng của vành gài 3 và các lò xo 5 lúc đó bị ép lại.

1.3.2.4  Dẫn động điều khiển hộp số :

1.  Dẫn động điều khiển trực tiếp :

Hình 1.12 : Hộp số với cần số đặt ngay trên nắp hộp số.

Cần số 1 được đặt ngay trên nắp hộp số. Cần số 1 và cần nối 2 được chế tạo rời rồi lắp ghép cố định với nhau. Ở cần nối 2 có bề mặt cầu đặt trong hõm của nắp vỏ hộp số. Nhờ vậy mà đầu trên của cần số 1 và đầu dưới của cần nối 2 sẽ di chuyển được theo hai phương vuông góc với nhau (phương dọc theo trục trượt 3 và phương vuông góc với nó). Các càng gài 4 được lắp ghép cố định với các trục trượt 3. Khi chuyển số, người lái tác động vào đầu cần số 1 làm cho đầu dưới của cần nối 2 vào rãnh của một càng gài số 4 và sẽ làm di chuyển một trong ba trục trượt 3 để thực hiện việc gài một số truyền theo sự điều khiển của người lái.

2.  Dẫn động điều khiển gián tiếp :

Khi hộp số đặt xa vị trí người lái thì cần số hoặc cần nối với các trục trượt đặt ở nắp hộp số được nối ghép bởi các thanh kéo và các trục quay. Trường hợp này ta gọi chúng là dẫn động điều khiển từ xa.

Khi khoảng cách giữa cần số với hộp số là tương đối ngắn ta có thể áp dụng cơ cấu dẫn động điều khiển bằng các thanh kéo hình 1-13.

Hình 1.13 : Dẫn động điều khiển với 3 thanh kéo cho hộp số 4 cấp.

Khi đó các trục trượt gài số được lắp  cố định với các đòn quay. Các đòn quay này được đặt ở bên ngoài vỏ hộp số. Phía dưới cần số được đặt các thanh kéo nối ghép với các đòn quay.

1.3.2.5  Chọn kiểu hộp số cần thiết trong hệ thống truyền lực cho xe :

Trên xe này ta sử dụng hộp số loại cơ khí 4 cấp có 3 trục dọc trong đó ở các số tiến mômen xoắn được truyền qua hai cặp bánh răng và ba trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đặt đồng tâm nhau.

Hộp số ba trục dọc so với hộp số loại có trục di động và loại hộp số hai trục có những ưu nhược điểm sau :

* Ưu điểm : Khi cùng kích thước ngoài, thì hộp số ba trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn hơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực hiện việc truyền mômen. Đặc điểm này rất quan trọng vì hiện nay động cơ cao tốc được sử dụng nhiều trên ôtô. Nếu cần đảm bảo một giá trị tỷ số truyền như nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thước bé, trọng lượng nhỏ hơn, do đó làm giảm trọng lượng toàn bộ của ôtô.

Hộp số có số truyền thẳng với tỷ số truyền bằng 1 (khi gài trực tiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp). Hiệu suất truyền lực là cao nhất (coi như bằng 1), vì truyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào cả. Trong khi đó, thời gian sử dụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao (50% ¸ 80%) thời gian làm việc của ôtô nên nâng cao được tính kinh tế.

* Nhược điểm : Trừ số truyền thẳng, các số truyền tiến khác, mômen đều được truyền qua hai cặp bánh răng (số lùi qua ba cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.

Kích thước của ổ phía trước (theo chiều chuyển động của xe) của trục thứ cấp hộp số bị hạn chế và ổ này đặt vào hốc sau của trục sơ cấp. Vì vậy khi làm việc ổ thường xuyên chịu quá tải. Để không quá tải, có thể làm kích thước bánh răng thường tiếp chế tạo liền trên trục sơ cấp lớn và như vậy tăng được kích thước ổ. Nhưng nếu bánh răng thường tiếp lớn thì tỷ số truyền của cặp bánh răng này sẽ nhỏ. Do vậy kích thước bánh răng thường tiếp trên trục sơ cấp không tăng được. Thông thường ổ trước của trục thứ cấp dùng ổ đũa (thanh lăn trụ). Do ổ đũa không chịu lực chiều trục nên người ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răng của các bánh răng để lực chiều trục không tác động vào ổ này.

Phần tính toán chọn các thông số cơ bản của hộp số được trình bày trong phần phụ lục ( trang 85 ).

1.3.3  Truyền động cácđăng :

Truyền động cácđăng dùng để truyền mômen xoắn giữa các trục của hai cụm mà các đường tâm trục không nằm trên một đường thẳng và vị trí tương đối của các cụm thay đổi trong quá trình ôtô hoạt động.

Trên ôtô truyền động các đăng được dùng nhiều nhất ở hệ thống truyền lực. Ở xe có một cầu chủ động (cầu sau) truyền động cácđăng thường được bố trí để nối hộp số chính với truyền lực chính.

Hình 1.14 : Bố trí truyền động cácđăng trên ôtô một cầu chủ động.

1.3.3.1  Phân loại truyền động cácđăng :

Truyền động các đăng được tạo bởi các trục, ổ đỡ và các khớp các đăng. Có thể phân loại truyền động các đăng theo các đặc điểm sau :

1.  Theo số lượng khớp các đăng :

+ Loại có 1 khớp các đăng (hình 1-15a): còn được gọi là truyền động các đăng đơn, được sử dụng chủ yếu ở dẫn động giữa 2 cụm có khoảng cách ngắn và vị trí cụm không thay đổi.

Hình 1.15 : Sơ đồ truyền động cácđăng.

+ Loại có 2 khớp các đăng (hình 1.15b): còn được gọi là truyền động các đăng kép, được sử dụng phổ biến trên các loại xe ôtô hiện nay có cầu sau chủ động. Ở cách bố trí này không đòi hỏi độ chính xác cao khi lắp ráp các cụm và còn cho phép dịch chuyển tự do tương đối giữa các cụm với nhau.

+ Loại có 3 khớp cácđăng (hình 1.15c): Do khoảng cách giữa hai cụm cần truyền động là lớn nên để rút ngắn chiều dài trục cácđăng người ta sử dụng thêm ổ đỡ trung gian 6.

2.  Theo quan hệ động học của khớp các đăng ta có các loại :

+ Khớp các đăng khác tốc : hai trục được nối với nhau bởi khớp các đăng khác tốc, khi chúng chuyển động quay sẽ luôn có tốc độ góc là khác nhau : tốc độ góc của trục 1 và trục 3 luôn khác nhau. Sự quay không đồng đều càng lớn nếu như góc lệch (g) giữa các đường tâm của các trục quay càng lớn.

+ Khớp các đăng đồng tốc : hai trục luôn có cùng tốc độ góc với nhau, nó không phụ thuộc vào góc lệch giữa các đường tâm các trục quay mà phụ thuộc vào nguyên tắc cấu tạo và đặc điểm kết cấu khớp các đăng đồng tốc. Thông thường khớp các đăng đơn đồng tốc là khớp các đăng kiểu bi hoặc khớp các đăng cam.

3.  Theo đặc điểm kết cấu khớp các đăng :

Tuỳ thuộc vào vật liệu chế tạo và đặc điểm cấu tạo của các chi tiết thuộc khớp các đăng mà nó gồm hai loại :

+ Khớp các đăng cứng : các chi tiết của khớp được nối ghép cứng tương đối so với nhau.

+ Khớp các đăng mềm : các chi tiết của khớp được nối ghép qua phần tử đàn hồi thường bằng cao su. Khớp đàn hồi có khả năng giảm tải trọng động và rung động trong hệ thống truyền lực.

4.  Theo khả năng bao kín :

+ Các đăng loại kín : là toàn bộ truyền động các đăng (trục, khớp và ổ) được đặt kín trong ống bọc. Loại này làm tăng khả năng bảo vệ, tránh hư hỏng cho truyền động các đăng.

+ Các đăng loại hở : truyền động các đăng không được bọc kín. Loại này có cấu tạo đơn giản, độ tin cậy làm việc khá cao nên nó được sử dụng phổ biến trên các xe ôtô.

1.3.3.2  Cấu tạo và nguyên lý làm việc khớp cácđăng khác tốc :

1.  Đặc điểm cấu tạo :

Hình 1.16 : Sơ đồ khớp cácđăng khác tốc.

Khớp các đăng khác tốc gồm hai nạng 2 và 4 được lắp cố định với trục 1 và 5 ; trục chữ thập 3 mà các ngõng của nó nằm trong lỗ của nạng 2 và 4. Hai trục 1 và 5 có đường tâm trục lệch nhau một góc là g.

2.  Nguyên lý làm việc :

Khi trục chủ động quay đi một góc a, lúc đó nạng 2 cùng với đường tâm A-A của trục chữ thập 3 cũng quay đi một góc tương tự. Đồng thời trục chữ thập 3 với đường tâm B-B cùng với nạng 4 với trục 5 được truyền chuyển động quay và chúng có cùng giá trị góc quay. Trục chữ thập có thể quay quanh đường tâm trục A-A và nạng 4 cùng trục 5 có thể quay quanh đường tâm trục B - B khi góc quay g thay đổi. Như vậy, trục chữ thập 3 cùng với nạng 4 tham gia hai chuyển động quay. Do vậy khi trục 1 quay được một góca là a thì trục 5 sẽ quay được một góc b, trong đó b ¹ a.

3.  Một số chi tiết chính của truyền động cácđăng :

a) Khớp các đăng khác tốc (hình 1-17):

Khớp các đăng gồm có nạng 10 được hàn với trục 11, còn nạng 6 có bích nối. Các ngõng trục chữ thập 8 nằm trong lỗ của các nạng 6, nạng 10 và chúng được lắp ghép với nhau qua các ổ thanh lăn kim.

Hình 1.17 : Cấu tạo của khớp cácđăng khác tốc.

Các ổ lăn loại này có kích thước nhỏ gọn, khả năng chịu tải lớn. Vòng ngoài của các ổ thanh lăn kim 3 được định vị với các nạng bằng các tấm 2, các tấm 2 này được bắt chặt vào nạng bằng các bulông. Vòng trong của ổ thanh lăn kim chính là bề mặt ngoài của các ngõng trục chữ thập.

Để giữ mỡ bôi trơn cho các ổ thanh lăn kim và bảo vệ các ổ này khỏi bụi bẩn và nước có các vòng bít 5, phớt tự ép 13 và vòng làm kín 15, 16. Mỡ lỏng được bơm vào khoang rỗng ở trục chữ thập qua vú mỡ 9. Van an toàn 7 có tác dụng bảo vệ cho các phớt khỏi bị phá hỏng do tác dụng của áp suất mỡ bôi trơn. Khớp các đăng với các ổ thanh lăn kim có hiệu suất truyền động cao, đảm bảo định tâm giữa các trục chữ thập chính xác và có độ bền, tuổi thọ cao.

Góc lệch của các đường tâm trục của các trục nối bởi khớp các đăng khác tốc này phụ thuộc vào cấu tạo của các nạng các đăng và thường nằm trong khoảng g = 15⁰ ¸ 20⁰.

b) Trục các đăng (hình 1-18):

Trục các đăng là một trục rỗng, được chế tạo bằng thép cán ống liền hoặc thép ống hàn. Sử dụng trục rỗng với mục đích khi cùng kích thước chiều dài và đường kính ngoài, trục rỗng vẫn đảm bảo điều kiện bền, trọng lượng nhỏ nên giảm được tải trọng quán tính phụ và tăng được số vòng quay tới hạn của trục các đăng.

Hình 1.18 : Cấu tạo trục cácđăng.

Một đầu trục được hàn với nạng các đăng 1, còn đầu kia hàn nối giữa nạng 3 với ống then hoa 4. Giữa hai đầu trục có mối ghép then hoa cho phép thay đổi chiều dài trục khi vị trí tương đối giữa hai cụm truyền lực thay đổi trong quá trình xe hoạt động.

Trục các đăng được cân bằng động bằng cách hàn các tấm cân bằng lên bề mặt ống trục. Đôi khi người ta còn cân bằng bởi các tấm kim loại ở nắp các ổ thanh lăn kim của khớp các đăng. Vị trí tương hỗ giữa hai phần của trục các đăng được xác định bởi mối ghép then hoa khi lắp ráp và sau khi đã cân bằng động, chúng được đánh dấu bằng những dấu đặc biệt do nhà máy chế tạo xác định. Vì vậy trong sử dụng khi tháo lắp cần chú ý theo đúng các dấu hiệu ghi trên bề mặt ngoài của trục. Nếu điều kiện cân bằng động bị phá huỷ sẽ làm xuất hiện tải trọng phụ và rung động, làm giảm tuổi thọ của truyền động các đăng và các chi tiết của các cụm nối bởi truyền động các đăng.

Vị trí mối ghép then hoa trên trục các đăng tuỳ thuộc vào bố trí cụ thể của từng loại xe. Bôi trơn cho mối ghép này là mỡ bôi trơn, có thể cho mỡ vào trong khoang rỗng của trục hoặc bơm mỡ lỏng qua các vú mỡ. Mối ghép then hoa của trục các đăng phải được bảo vệ khỏi bụi, nước.

c) Ổ đỡ trung gian (hình 1-19):

Trên ôtô khi khoảng cách giữa các cụm là lớn, người ta sử dụng ổ đỡ trung gian nhằm rút ngắn chiều dài của trục các đăng chính và như vậy sẽ nâng cao được độ tin cậy và tuổi thọ của truyền động các đăng khi nó làm việc ở số vòng quay lớn.

Hình 1.19 : Truyền động cácđăng của ôtô.

Ổ đỡ trung gian 3 có giá đỡ bằng kim loại 4 được lắp cố định lên xà ngang của khung xe bằng các bulông. Vòng kẹp bằng cao su 10 cho phép giảm ứng suất gây ra do sự lắp ráp không chính xác vị trí của các cụm và do sự biến dạng (uốn, xoắn) của khung xe khi nó chuyển động trên đường không bằng phẳng. Mối ghép then hoa giữa đuôi trục của nạng 9 với ống 2 cho phép thay đổi được chiều dài của trục chính 6 khi vị trí tương đối của truyền lực chính cầu xe thay đổi so với khung xe. Kiểu ổ đỡ trung gian được lắp cố định lên khung xe được sử dụng ở các ôtô như GAZ-53A , JULIE - MISUBISHI , TOYOTA - LAND CRUISER.

1.3.3.4  Truyền động các đăng kép :

Truyền động các đăng kép được sử dụng để đảm bảo tốc độ góc của trục chủ động và trục bị động luôn bằng nhau nhằm loại trừ tải trọng quán tính phụ phát sinh do sự quay không đều của khớp các đăng khác tốc, tác dụng lên các chi tiết trong hệ thống truyền động.

Cấu tạo của truyền động các đăng khác tốc bao gồm hai khớp các đăng khác tốc và ba trục : trục chủ động, trục trung gian và trục bị động.

1.20 : Sơ đồ bố trí truyền động cácđăng kép.

Đường tâm trục 1 tạo với đường tâm trục 4 góc lệch g₁ , còn đường tâm trục 6 tạo với đường tâm trục 4 góc lệch g₂ . trong quá trình xe hoạt động góc g₁ và g₂ thay đổi và chiều dài trục trung gian 4 cũng thay đổi nhờ khớp nối then hoa di trượt 3. Theo hai sơ đồ trên trục 1 và trục 6 quay cùng tốc độ khi đảm bảo đồng thời ba điều kiện sau đây :

- Góc lệch trục g₁ = g₂ .

- Các nạng các đăng của hai khớp ở hai đầu trục trung gian (nạng 2 và nạng 5) phải nằm trong cùng một mặt phẳng.

- Đường tâm của các trục truyền các đăng (trục 1, trục 4 và trục 6) phải nằm trong cùng một mặt phẳng.

Truyền động các đăng kép được sử dụng phổ biến trên các ôtô hiện nay đều thoả mãn được các điều kiện trên. Tuy nhiên trong thực tế g₁ » g₂ do nhiều nguyên nhân, vì vậy các trục sẽ quay không đều trong quá trình truyền động, nhưng sự chênh lệch tốc độ góc này là không đáng kể.

1.3.3.5  Chọn kiểu truyền động cácđăng cần thiết trong hệ thống truyền lực:

Trong đồ án này ta chọn bố trí cácđăng kiểu truyền động cácđăng kép bao gồm 3 khớp cácđăng khác tốc (hình 1-14b), trên trục các đăng 4 có sử dụng ổ đỡ trung gian 5.

1.3.4  Truyền lực chính và vi sai :

1.3.4.1  Truyền lực chính :

Truyền lực chính dùng để tăng mômen xoắn và truyền mômen xoắn từ trục cácđăng cho các bán trục theo đường vuông góc (góc 90⁰). Truyền lực chính có thể là truyền lực đơn gồm có một cặp bánh răng hoặc truyền lực kép gồm có hai cặp bánh răng. Truyền lực chính được lắp bên trong vỏ cầu chủ động.

1.  Phân loại truyền lực chính :

Truyền lực chính trên xe ôtô có thể phân loại theo dạng bộ truyền, theo số lượng tỷ số truyền hay theo số cặp bộ truyền :

a)  Theo dạng bộ truyền gồm có các dạng sau :

* Truyền lực chính kiểu xích : sử dụng phổ biến trên các loại xe gắn máy.

* Truyền lực chính kiểu trục vít - bánh vít : rất ít gặp.

* Truyền lực chính kiểu bánh răng : được dùng phổ biến trên các loại xe ôtô hiện nay.

b)  Theo số lượng tỷ số truyền gồm có các dạng sau :

* Truyền lực chính một cấp : chỉ có một tỷ số truyền cố định. Loại này hiện nay được sử dụng phổ biến trên các loại xe ôtô.

* Truyền lực chính hai cấp : cho hai tỷ số truyền tuỳ thuộc vào vị trí gài. Đây là một trường hợp đặc biệt, rất ít được sử dụng.

c)  Theo số cặp bộ truyền truyền lực chính chia ra làm hai loại gồm có truyền lực chính đơn (sử dụng một cặp bánh răng ăn khớp) và truyền lực chính kép (sử dụng hai cặp bánh răng ăn khớp).

*  Truyền lực chính đơn : chỉ có một cặp bộ truyền ăn khớp. Theo đặc điểm cấu tạo bộ truyền, truyền lực chính đơn có thể là truyền lực chính bánh răng côn  ; truyền lực chính hypoit ; truyền lực chính trục vít – bánh vít. Tuy nhiên thực tế hiện nay sử dụng phổ biến là truyền lực chính đơn, một cặp bánh răng côn xoắn ăn khớp hoặc truyền lực chính hypoit.

Hình 1.21 : Sơ đồ truyền lực chính đơn.

a- Loại bánh răng côn ;   b- Loại hypoit ;   c- Loại trục vít bánh vít.

1.  Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng.

Trục của các bánh răng được bố trí dưới một góc bằng 90⁰ , nhưng có khi được bố trí dưới một góc khác 90⁰.

Hình 1.22 : Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng.

+ Ưu điểm của bộ truyền: dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ.

+ Nhược điểm của bộ truyền:

- Số răng ít nhất của bánh răng nhỏ lớn hơn 9 răng. Nếu nhỏ hơn 9 sẽ xuất hiện hiện tượng cắt chân răng.

- Nếu xe có tỷ số truyền lớn thì kích thước của bộ truyền lớn.

- Làm việc ồn, hiệu suất thấp, số răng đồng thời ăn khớp ít.

Nhưng hiện nay bộ truyền này ít được sử dụng do những nhược điểm như trên.

2.  Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn.

Gồm bánh răng chủ động được chế tạo liền trục, còn bánh răng bị động được chế tạo rời thành vành răng. Vành răng sau khi được chế tạo được lắp ghép cố dịnh với vỏ vi sai thành một khối.  

 Hình 1.23 : Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn.

+ Ưu điểm của bộ truyền:                           

- Số răng nhỏ nhất của bánh răng chủ động có thể lấy từ 6...7 răng mà vẫn đủ bền và ăn khớp tốt.

- Khi bộ truyền có tỷ số truyền lớn thì kích thước và trọng lượng của cầu xe nhỏ gọn, và đảm bảo được tính năng thông qua cao.

- Làm việc êm dịu do có nhiều răng đồng thời ăn khớp.

- Có khả năng truyền lực và mômen lớn, khả năng chống mòn tốt.

- Gia công được trên các máy cắt có năng suất cao.

+ Nhược điểm của bộ truyền:

- Phát sinh lực chiều trục ở tâm ăn khớp và phương của lực thay đổi theo chiều quay của bánh răng.

- Nếu chiều xoắn của răng và chiều quay của bánh răng trùng nhau thì lực chiều trục sẽ hướng từ đáy lên đỉnh bánh răng nón nên có thể gây hiện tượng kẹt răng. Còn nếu chiều xoắn của răng và chiều quay của bánh răng ngược nhau, lực chiều trục sẽ ngược lại đẩy bánh răng chủ động rời khỏi bánh răng bị động.

3.  Truyền lực chính hypôit.

  Là loại truyền chuyển động mà bánh răng có răng theo đường cong. Đặc điểm quan trọng của loại truyền  động này là đường tâm của bánh chủ động và bánh bị động được bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục là E. Trục chủ động có thể được bố trí ở dưới hoặc trên tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật của từng xe.

Hình 1.24 : Truyền lực chính hypôit.

+ Ưu điểm của bộ truyền:

- Số răng nhỏ nhất của bánh chủ động là nhỏ ( 5…6 răng).

- Làm việc êm dịu (hơn cả cặp bánh răng côn xoắn).

- Hiệu suất của bộ truyền cao h = 0,94 ... 0,96.

- Khi chế tạo bộ truyền động thì không đòi hỏi vật liệu thật tốt.

- Có thể dịch chuyển được trục của bánh răng chủ động so với bánh răng bị động một khoảng dịch trục: E = (0,125 ¸ 0,2).d₂.

- Trục có kết cấu vững, độ bền lớn, làm việc êm dịu do đường kính bánh răng chủ động lớn.

-  Áp suất tổng hợp lên bề mặt răng giảm từ 25% ... 30% so với bánh răng côn xoắn cùng kích thước.

+ Nhược điểm của bộ truyền:

- Có sự trượt giữa các răng tăng theo cả chiều dài răng và chiều cao răng. Do vậy, khi dùng bộ truyền này ta phải dùng dầu bôi trơn chuyên dùng.

- Khi lắp ráp bộ truyền đòi hỏi lắp phải chính xác, bánh răng chủ động phải có điểm tựa thật chắc chắn.

4.  Truyền lực chính trục vít - bánh vít.

Được sử dụng trên xe ô tô có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước của bộ truyền phải nhỏ. Đặc điểm của truyền động trục vít - bánh vít là trục vít có thể đặt trên hoặc dưới bánh vít.

Hình 1.25 : Truyền lực chính trục vít - bánh vít.

+ Ưu điểm của bộ truyền:

- Làm việc êm do có số răng ít, kích thước nhỏ mà tỷ số truyền lớn.

- Có thể đặt vi sai ngay giữa cầu xe do vậy mà cầu xe có kết cấu đối xứng, dễ tháo lắp.                  

- Đối với xe có 3 cầu chủ động thì bộ truyền có khả năng truyền mômen quay lên cả 2 cầu chủ động thông qua 1 trục.

- Khi đặt trục vít xuống dưới thì hạ thấp được trọng tâm xe.

- Áp suất riêng ở chỗ tiếp xúc của răng của bộ truyền là nhỏ, nhỏ hơn cả bộ truyền côn xoắn, bộ truyền hypôit vì các răng của trục vít có bán kính cong bé mà bán kính cong của bánh vít lớn hơn rất nhiều.

+ Nhược điểm của bộ truyền:

- Hiệu suất thấp do mất mát công suất vì có ma sát dọc răng.

- Khi đặt trục vít dưới bánh vít thì khoảng sáng gầm xe nhỏ, nhưng làm tăng góc lệch của trục các đăng, nếu đặt trục vít ở trêm thì tăng được khoảng sáng gầm xe nhưng khó khăn trong việc bôi trơn bộ truyền.

- Chế tạo cặp trục vít - bánh vít phức tạp, bánh vít đòi hỏi phải chế tạo bằng kim loại màu (thường bằng đồng).

*  Truyền lực chính kép : sử dụng hai cặp bộ truyền ăn khớp. Nó gồm hai cặp bánh răng : cặp bánh răng côn xoắn và cặp bánh răng trụ. So với truyền lực chính đơn, truyền lực chính kép do sử dụng hai cặp bộ truyền nên cho tỷ số truyền lớn mà vẫn có được khoảng sáng gầm xe lớn do kích thước hướng kính nhỏ hơn. Truyền lực chính kép được dùng nhiều cho các xe hai cầu, xe ba cầu và các xe kéo có tải trọng lớn.

Hình 1.26 : Sơ đồ truyền lực chính kép.

Có hai cách bố trí các cặp bánh răng cho truyền lực chính kép là truyền lực chính kép trung tâm và truyền lực chính bố trí tách cụm.

+ Ở truyền lực chính kép trung tâm, cả hai cặp bánh răng côn xoắn và cặp bánh răng trụ được bố trí trong một cụm. Khi bố trí theo phương án này hai cặp bánh răng ăn khớp đặt trong cùng một vỏ cầu và bộ vi sai đặt ngay sau cặp bánh răng thứ hai. Với phương án này trục bánh răng côn và trục bánh răng trụ nằm trong cùng một mặt phẳng và vuông góc với nhau.

Hình 1.27 : Truyền lực chính kép kiểu trung tâm.

+ Truyền lực chính bố trí tách cụm trong đó thường là cặp bánh răng côn răng xoắn cùng với bộ vi sai đặt ở trung tâm còn các bánh răng trụ đặt ở sườn xe hình thành hộp giảm tốc bánh xe.

Hình 1.28 : Sơ đồ truyền lực chính bố trí tách cụm.

Hộp giảm tốc bánh xe (còn gọi là truyền lực cạnh) thường là cặp bánh răng trụ ăn khớp trong, hoặc cặp bánh răng trụ ăn khớp ngoài, hoặc là bộ truyền hành tinh.

Giảm tốc cạnh hay giảm tốc bánh xe với cặp bánh răng trụ ăn khớp ngoài tạo điều kiện cho người thiết kế sử dụng các sơ đồ bố trí khác nhau theo yêu cầu thiết kế. Như đặt bánh răng chủ động thấp hơn bánh răng bị động để hạ thấp sàn xe từ đó hạ thấp trọng tâm xe, nâng cao tính ổn định của xe.

2. Chọn kiểu truyền lực chính trong hệ thống truyền lực cho xe :

Với tỷ số truyền của truyền lực chính i₀ = 6,83 ta sẽ dùng truyền lực chính đơn vì với tỷ số truyền như vậy ta có thể dùng một cặp bánh răng côn ăn khớp là có thể đảm bảo tỷ số truyền mà kết cấu của cầu xe lại đơn giản, gọn nhẹ. Mặt khác, với i₀ = 6,83 ta có thể dùng được truyền lực chính loại kép. Nhưng khi đó kết cấu của bộ truyền sẽ phức tạp lên và kích thước của cụm cầu tăng lên  theo chiều dọc xe do phải bố trí thêm một cặp bánh răng ăn khớp. Do đó sẽ làm cho khối lượng phần không được treo của xe tăng lên làm ảnh hưởng đến quá trình dao động của ôtô khi chuyển động trên đường không bằng phẳng.

Dựa vào những phân tích ở trên, xét về mặt ưu điểm và nhược điểm của từng loại truyền động, trong đồ án này ta chọn truyền lực chính đơn với cặp bộ truyền hypôít. Trục bánh răng côn chủ động đặt lệch với trục bánh răng côn bị động xuống phía dưới một khoảng E.

1.3.4.2  Vi sai :

Vi sai là một cơ cấu truyền lực, dùng để đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay với các tốc độ góc khác nhau tránh hiện tượng trượt bánh xe khi xe đang hoạt động (khi xe quay vòng, khi mấp mô ở hai vệt bánh xe khác nhau; khi bán kính lăn của bánh xe khác nhau, khi lực cản khác nhau...). Mặt khác, cơ cấu vi sai dùng để phân chia mômen xoắn cho các bánh xe của một cầu xe chủ động, hoặc cho các cầu xe chủ động của một xe theo một tỷ lệ nhất định.

1.  Phân loại vi sai :

Hiện nay vi sai kiểu bánh răng côn đối xứng đơn giản được sử dụng phổ biến nhất trên các xe ôtô. Tuy nhiên, tuỳ theo yêu cầu và hoàn cảnh sử dụng, sản xuất vẫn có nhiều loại vi sai khác nhau. Dưới đây là một số kiểu vi sai đã được sản xuất và sử dụng trên xe ôtô.

a)  Vi sai đối xứng :

Là loại vi sai có ma sát trong bé. Ở xe du lịch thường dùng vi sai đối xứng với hai bánh răng hành tinh và hộp vi sai liền không tháo rời để đảm bảo độ cứng vững lớn. Còn ở xe tải thường dùng vi sai có bốn bánh răng hành tinh  và hộp vi sai phải tháo rời được. Do vậy, độ cứng của kết cấu giảm và điều kiện làm việc của các cặp bánh răng truyền lực trung tâm giảm đi.

Hình 1.29 : Vi sai bánh răng côn đối xứng đơn giản.

a) Các chi tiết; b) Lắp ráp bộ vi sai; c) Sơ đồ nguyền lý.

Mặt tháo rời thường đi qua trục của các bánh răng hành tinh, các nửa hộp được lắp đồng tâm nhờ các gờ. Xiết các nửa hộp bằng các bu lông hoặc đinh tán. Các bánh răng bán trục được chế tạo riêng và lắp với bán trục bằng then hoa hoặc có khi bán trục và bánh răng bán trục được chế tạo liền.

Vỏ hộp vi sai được chế tạo bằng gang rèn, bằng gang hợp kim hoặc là thép 45. Mặt bích trên vỏ vi sai dùng để gắn bánh răng bị động của truyền lực chính. Hai nửa vỏ hộp gắn chặt với bánh răng bị động bằng bulông hay đinh tán.

Bôi trơn các cặp bánh răng hành tinh qua các rãnh vát trên trục của nó hay trên trục chữ thập và khoan lỗ giữa các bánh răng. Giữa các mặt tựa của bánh răng hành tinh, bán trục và vỏ vi sai thường đặt các tấm đệm đồng để giảm ma sát và để dễ đặt đúng các bánh răng vi sai.

          Hãm vi sai có thể bằng ly hợp có vấu, ly hợp răng hay ly hợp có chốt. Dẫn động hãm vi sai có thể bằng cơ khí, bằng điện-khí hay bằng thuỷ lực.

b)  Vi sai tăng ma sát :

                                      Hình 1.30 : Vi sai tăng ma sát.

Được thiết kế thêm vào kết cấu ly hợp ma sát đặt giữa một trong hai bán trục và hộp vi sai. Trong kết cấu này các đĩa bằng đồng được xếp trên then hoa của ống 2. ống 2 nối liền với vỏ hộp vi sai, các đĩa thép được đặt trên then hoa của bán trục 3. Lò xo 4 ép các đĩa lại với nhau, khi ôtô chuyển động thẳng hai bánh xe chịu sức cản như nhau, cả hộp vi sai quay thành một khối liền và ma sát trong ly hợp 1 không có. 

c)  Vi sai cam :

Hình 1.31 : Vi sai cam.

Loại vi sai cam mà các con chạy đặt theo hướng kính nằm giữa các vành mà có dạng cam của bán trục. Các con chạy được đặt vào vòng ngăn cách ở giữa. Vòng ngăn được nối với vỏ vi sai và là phần tử chủ động. Vòng ngăn cách tác dụng vào con chạy một lực P và ép con chạy vào vành cam ngoài với lực P1’ và vào vành cam trong với lực P2’. Hai lực P1’ và P2’ tác dụng thẳng góc với mặt bên của các vành cam. Khi cả hai bánh xe chủ động chịu lực cản như nhau thì vận tốc góc của vòng giữa và các vành cam bằng nhau. Số mặt lồi lõm trên các vành cam của các bán trục phải khác nhau. Vì nếu số mặt lồi lõm của các vành cam bằng nhau thì khi hộp của vi sai quay tới một vị trí nào đó, các con chạy sẽ dịch chuyển theo chiều hướng kính và lực sẽ không truyền đến vành hình cam nữa.

d)  Vi sai kiểu trục vít- bánh vít :

Vỏ của vi sai bao gồm 3 phần: các bánh răng bán trục (1 và 5) ăn khớp với các bánh răng hành tinh (2 và 4), các bánh răng hành tinh gắn với nhau nhờ các bánh vít hành tinh phụ (3) quay quanh các trục gắn trong hộp (6). Các góc nghiêng của đường xoắn trục vít được chọn sao cho vi sai có thể có khả năng hãm cần thiết nhưng không có hiện tượng tự hãm.

Hình 1.32 : Vi sai trục vít bánh vít.

          Vi sai loại trục vít – bánh vít làm việc êm dịu và lâu mòn. Về mặt kết cấu thì phức tạp hơn và đắt tiền hơn loại vi sai cam.

e)  Vi sai có hành trình tự do :

Bánh răng nón bị động 7 quay theo bánh răng nón chủ động 8. Đầu mút của các bán trục 1 và 5 có các đĩa 9 và 10, các đĩa này có dạng lõm được đặt trong trống 3. Trống 3 gắn cứng trên bánh răng nón bị động 7. Trong các chỗ lõm của đĩa 9 và 10 có đặt các con lăn 6. Khi trống 3 quay theo chiều mũi tên các con lăn 6 sẽ có tác dụng chêm giữa trống 3 và một trong các đĩa 9 và 10. Nhờ có mômen xoắn từ bánh răng nón bị động 7 sẽ truyền qua các đĩa 9 và 10 đến các nửa trục 1 và 5.

          Nếu một trong các bán trục quay nhanh hơn trống 3 và bánh răng nón bị động 7 thì các con lăn 6 ứng với bán trục này sẽ được tự do và mômen quay từ trống 3 đến bán trục ấy sẽ không truyền nữa mà toàn bộ mômen xoắn sẽ truyền về bán trục quay chậm.

Hình 1.33 : Vi sai có hành trình tự do.

          Như vậy, sự truyền mômen xoắn từ trống 3 đến các bán trục 1 và 5 có thể chỉ thực hiện theo một phương. Để vi sai loại này có thể làm việc được cả lúc ô tô chuyển động lùi ta phải ngăn ngừa khả năng bị kẹt con lăn khi quay vi sai cả hai chiều. Muốn vậy các vành ngăn cách của con lăn của hai cơ cấu hành trình tự do được gắn liền với nhau như thế nào để chúng có thể chuyển dịch tương đối với nhau một góc chỉ đủ để các con lăn của một dãy ra khỏi vị trí kẹt. Vì vậy các con lăn được giải phóng và không bị kẹt giữa các mặt nghiêng ngược chiều nhau và bánh xe có khuynh hướng quay nhanh hơn vì không bị lực truyền đến giữ lại. Trong cơ cấu giới hạn vành ngăn cách dịch chuyển có lò xo. Lò xo có khuynh hướng trả ngược vành ngăn cách với các con lăn bán trục quay nhanh về vị trí ban đầu, vị trí đảm bảo chốt cả hai dãy thanh lăn.   

f)  Vi sai ma sát nhờ thuỷ lực chất lỏng :

Vi sai ma sát nhờ chất lỏng có đặc trưng mômen ma sát:

                             M­r = A.(n” - n’)²

Trong đó:  Mr    : là mômen ma sát.

                           A      : là hằng số phụ thuộc vào kết cấu.

        n’,n” : là số vòng quay của các bán trục quay chậm và nhanh (v/ph).

Trị số hệ bám sẽ có:

K_s =

Mômen ma sát trong loại vi sai này do cách điều tiết dòng chất lỏng từ bơm chất lỏng H loại thể tích đặt giữa vỏ vi sai và một trong các bán trục. Khi một bánh xe bị trượt quay thì hiệu số (n”-n’) tăng nhanh thì Mr cũng tăng nhanh. Vì vậy khả năng thông qua của ô tô được tăng lên.

2.  Chọn kiểu vi sai trong hệ thống truyền lực cho xe :

Do yêu cầu xe cần có khả năng quay vòng tốt, kết cấu đơn giản, giá thành rẻ và khả năng phân phối đều mômen xoắn ra cả hai bán trục. Do đó ta chọn loại vi sai bánh răng côn đối xứng giữa các bánh xe có ma sát trong bé.

1.3.5. Bán trục và vỏ cầu :

1.3.5.1  Bán trục :

Bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai tới các bánh xe. Mỗi bán trục được nối với các bánh răng hành tinh của bộ vi sai nhờ có các bánh răng của bán trục. Ở moayơ bánh răng bán trục có then hoa để lắp lồng vào với đầu trong của bán trục, đầu ngoài của bán trục được nối với moayơ bánh xe hoặc với trống phanh.

1.  Phân loại bán trục :

Các bán trục được sử dụng trên ôtô hiện nay được phân loại theo đặc điểm kết cấu các ổ tỳ phía ngoài của bán trục mà các ổ này xác định mức độ chịu tải trọng uốn của bán trục. Chúng được chia làm hai loại :

a)  Bán trục giảm tải một nửa (hình 1-34a) :

Bán trục giảm tải một nửa là loại bán trục mà đầu phía trong tỳ lên vỏ vi sai còn đầu phía ngoài có ổ đỡ mà vòng trong lắp trực tiếp lên bán trục còn vòng ngoài tỳ lên vỏ bán trục.

Hình 1.34 : Sơ đồ các loại bán trục.

Bán trục giảm tải một nửa truyền mômen M đến các bánh xe chủ động. Ngoài mômen đó nó còn chịu mômen uốn do phản lực Rz sinh ra với cánh tay đòn là a trong mặt phẳng thẳng đứng ngang ; mômen uốn do lực dọc Rx gây ra với cánh tay đòn cũng là a trong mặt phẳng chứa đường tâm trục và song song với mặt phẳng đường ; mômen uốn do phản lực ngang Ry gây ra với cánh tay đòn r trong mặt phẳng thẳng đứng ngang.

Bán trục giảm tải một nửa có ổ phía ngoài là ổ bi cầu hoặc hai ổ thanh lăn côn chịu được lực chiều trục về cả hai phía. Loại này có kết cấu tương đối đơn giản nên được sử dụng ở các ôtô du lịch và các ôtô vận tải cỡ nhỏ.

b)  Bán trục giảm tải hoàn toàn (hình 1-34b) :

Bán trục giảm tải hoàn toàn là loại bán trục mà mà đầu phía trong tỳ lên vỏ vi sai còn đầu phía ngoài gồm hai ổ thanh lăn côn có vòng trong tỳ lên vỏ của bán trục còn vòng ngoài tỳ lên moayơ bánh xe. Trong trường hợp này bán trục không chịu các mômen uốn do các phản lực gây nên, nó chỉ truyền mômen xoắn. Loại bán trục này được sử dụng rộng rãi trên các xe ôtô chở khách, ôtô vận tải loại vừa, loại lớn, …

Hình 1.35 : Cấu tạo các bán trục.

Đối với bán trục ở hình 1-35a, đầu có then hoa sẽ ăn khớp lỗ then hoa ở bánh răng bán trục của vi sai bánh răng hoặc với lỗ then hoa ở vành cam của vi sai cam còn đầu ngoài được kẹp chặt với moayơ bánh xe bằng các gugiông. Trong các lỗ bích đầu trục có một lỗ gia công ren và lắp bulông vào đó. Nó được dùng để tháo bán trục ra khỏi cầu xe khi cần thiết.

Đối với bán trục ở hình 1-35b thì bích nối đầu trục phải có lỗ then hoa để lắp ráp với một đầu bán trục và nó cũng được kẹp chặt với moayơ bánh xe thường bằng các gugiông.

2.  Chọn kiểu bán trục trong hệ thống truyền lực cho xe :

Chọn bán trục loại giảm tải hoàn toàn, bích đầu bán trục chế tạo liền và đầu kia có then hoa.

1.3.5.2  Vỏ cầu :

Vỏ cầu xe dùng để bảo vệ, chứa dầu bôi trơn, tránh chảy dầu bôi trơn ra ngoài, tránh lọt bụi, nước, vào các bộ phận của cầu xe chủ động là truyền lực chính, vi sai, các bán trục. Ngoài ra vỏ cầu chủ động còn dùng để đỡ toàn bộ trọng lượng của phần được treo của xe phân bố lên cầu chủ động đó đồng thời nó nhận và truyền các phản lực, các mômen phát sinh do tác động tương hỗ giữa bánh xe với mặt đường lên khung xe hoặc vỏ xe.

1.  Phân loại vỏ cầu :

a)  Theo đặc điểm kết cấu vỏ cầu có thể được chia làm các loại :

+ Vỏ cầu ghép (hình 1-36a): vỏ cầu gồm hai phần được ghép cố định với nhau bằng các bulông.

Hình 1.36 : Vỏ cầu chủ động.

+ Vỏ cầu liền (hình 1-36b): vỏ cầu được chế tạo liền và để dễ dàng tháo lắp điều chỉnh các cụm của cầu xe trên vỏ cầu có nắp.

Vỏ cầu ghép tạo điều kiện thuận lợi và dễ dàng hơn so với vỏ cầu liền trong việc tháo lắp cầu chủ động nhưng nó lại có độ cứng vững kém hơn. Đối với vỏ cầu liền, để thuận tiện cho việc tháo lắp cầu xe, vỏ cầu được gia công có khoảng hở và được đậy kín bằng nắp 12.

b)  Theo phương pháp chế tạo vỏ cầu có các loại là :

+ Vỏ cầu đúc : có trọng lượng và kích thước lớn. Vỏ cầu được đúc liền cho có độ cứng vững cao.

+ Vỏ cầu dập : có trọng lượng và kích thước nhỏ gọn hơn (trọng lượng giảm tới 30% so với loại đúc) và giá thành chế tạo rẻ hơn. Tuy nhiên nó có nhược điểm là độ cứng vững và độ bền không cao. Để khắc phục người ta phải có các biện pháp kết cấu và công nghệ tăng cứng.

2.  Chọn kiểu vỏ cầu cần thiết trong hệ thống truyền lực cho xe :

Chọn vỏ cầu chủ động không dẫn hướng là vỏ cầu liền và được gia công theo phương pháp dập hàn.

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP

2.1 Xác định các thông số cơ bản của ly hợp:

2.1.1. Xác định mômen ma sát của ly hợp:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền qua bộ ly hợp được xác định như sau :

M_ms = b.M_emax                            (2.1)

Trong đó :

M_ms : mômen ma sát của ly hợp.

M_emax : mômen xoắn cực đại của động cơ.

M_emax = 29 [KG.m] = 2900 [KG.cm]

b : hệ số dự trữ mômen của ly hợp, ta chọn b = 2,2.

Vì phải chọn hệ số b > 1 để đảm bảo truyền hết mômen của động cơ trong mọi trường hợp. Tuy nhiên b không được lớn quá để còn đảm bảo chức năng của cơ cấu an toàn tránh quá tải cho động cơ và thống truyền lực.

Thay các giá trị vào công thức (2.1) ta được :

à M_ms = 2,2 . 2900 = 6380 [KG.cm].

2.1.2 Xác định kích thước vòng ma sát:

*  Đường kính ngoài của vòng ma sát (D).

Đường kính ngoài (D) của vòng ma sát thường chọn phụ thuộc vào đường kính ngoài của bánh đà động cơ hoặc xác định theo công thức kinh nghiệm sau:

                  (2.2)

A - Hệ số kinh nghiệm, do đây là ôtô tải loại vừa,vì vậy ta chọn A = 3,6.

Thay số ta có:

Vì công nghệ chế tạo đã có tiêu chuẩn sẵn, để chế tạo thống nhất ta chọn theo Bảng 3 – tài liệu [1] :

Hình 2.1 : Lược đồ đĩa ma sát ly hợp.

*  Bề rộng tấm ma sát gắn trên đĩa bị động (b).

Được tính theo công thức.

                                     (2.3)

 Theo kết quả tính được ở trên, thay vào công thức ta có :

 .

2.1.3. Xác định số đôi bề mặt ma sát của ly hợp (i).

Xác định theo công thức sau:

                       (2.4)

Trong đó:

+ m- hệ số ma sát của các bề mặt tiếp xúc, chọn m = 0,35 ;

+ q-  áp lực riêng trên bề mặt ma sát, chọn q = 2,0 [KG/cm²] ;

+ D , d - tính theo [cm].

Thay số ta có:

          .

Vậy số đôi bề mặt ma sát ta chọn là i = 2. Như vậy, ly hợp ta tính toán có một đĩa ma sát bị động.

 2.1.4. Xác định lực ép các đĩa ma sát.

Lực ép các đĩa ma sát xác định theo công thức sau:

                         (2.5)

Trong đó:

+ m : Hệ số ma sát, m = 0,35 ;                

+ R­_tb: Bán kính trung bình của vòng ma sát, tính theo [cm] ;

 [cm] ;    (2.6)

.Đường kính ngoài vòng ma sát D = 2.R₂ = 280 [mm] Þ R­_2­= 140[mm] ;

.Đường kính trong vòng ma sát  d = 2.R₁= 160 [mm] => R₁ = 80[mm] ;

Thay số vào ta được :

                   » 113 [mm] = 11,3 [cm.].

Thay số vào công thức (2.5) ta có :

          .

2.1.5. Xác định hành trình đĩa ép.

Hành trình của đĩa ép được xác định theo công thức sau:

DS = i.d                                   (2.7)

+ d - Khe hở giữa hai bề mặt đĩa kề nhau khi ly hợp ở trạng thái mở,

chọn d = 1 [mm] ;

+ i - là số đôi bề mặt ma sát của ly hợp.

=> DS = 2.1 = 2 [mm].

2.2. Kiểm tra ly hợp theo công trượt riêng và nhiệt độ đốt nóng các chi tiết

của ly hợp :

2.2.1. Công trượt của ly hợp:

Khi ly hợp đóng có thể xảy ra 2 trường hợp :

          1- Đóng ly hợp đột ngột tức là để động cơ làm việc ở số vòng quay cao rồi đột ngột nhả bàn đạp ly hợp. Trường hợp này không tốt nên phải tránh.

          2- Đóng ly hợp một cách êm dịu, người lái nhả từ từ bàn đạp ly hợp khi xe khởi động tại chỗ sẽ làm tăng thời gian đóng ly hợp và do đó sẽ làm tăng công trượt sinh ra trên các bề mặt ma sát trong quá trình đóng ly hợp. Trong sử dụng thường dùng phương pháp này nên ta tính công sinh ra trong trường hợp này theo công thức sau :

                                     (2.8)

Trong đó :

+ L : Công trượt của ly hợp ;

+ n_o : số vòng quay nhỏ nhất của trục khuỷu động cơ (khi xe khởi hành) ;

Chọn n_o = 0,75.n_Memax = 0,75.2200 = 1650 [vg/ph] ;

+ J_b : Mômen quán tính của bánh đà tượng trưng đặt trên trục bị động của li hợp tương đương với động năng của ôtô ;

 ;            (2.9)

.d : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của khối lượng vận động quay trong trường hợp mở li hợp. Chọn d = 1,1 ;

.G : Trọng lượng toàn bộ xe; G = 7400 [KG] ;

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

.r_k : Bán kính tính toán r_k = l .r ;

.l : Hệ số biến dạng của lốp,

đối với lốp có áp suất thấp ta chọn l = 0,935 ;

.r : Bán kính thiết kế, được xác định theo công thức sau :

 [m] ;                (2.10)

 Bán kính thiết kế được xác định theo kích thước tiêu chuẩn của lốp. Đối với loại xe có trọng lượng như đề bài cho ta lốp có ký hiệu 8,25 - 20. Thay số vào công thức ta được :

 ;

r_k = l . r = 0,935.0,46 = 0,43 [m] ;

.i_o : Tỷ số truyền của truyền lực chính                     i₀ = 6,83 ;

.i_h : Tỷ số truyền ở số truyền cao nhất của hộp số : i_h = 1,0 ;

Thay số ta có:

                    ;

+ J_e :Mômen quán tính của các khối lượng vận động quay của động cơ và phần chủ động li hợp. Xác định J_e một cách chính xác sẽ gặp khó khăn. Với độ chính xác đảm bảo có thể xác định J_e theo công thức gần đúng như sau:

J_e = 1,3.J_m  [KG.m.s²] ;            (2.11)

.J_m : Mômen quán tính của bánh đà động cơ ;

Với độ chính xác dùng trong thực tế, mômen quán tính bánh đà J­_m có thể tính theo công thức :

                        (2.12)

.m : Trọng lượng bánh đà.

.r_bd : Khoảng cách từ trục quay đến điểm giữa vành bánh đà.

Để tính khối lượng được bánh đà ta chia bánh đà ra làm hai phần như hình vẽ để tính toán cho thuận lợi :

Hình 2.2 : Lược đồ kết cấu bánh đà.

Theo bản vẽ kết cấu ta có:

R = 28,5 [mm] ; B =30 [mm] ; r =141,5 [mm] ;

b = 20 [mm] ; r_bd = 155,75 [mm] ;                                    

V­_I  = p.R².B = 3,14.(0,0285)².0,03 = 0,077.10^-3 [m³] ;

V_II = p.r².b  = 3,14.(0,1415)².0,02 = 1,260.10^-3 [m³] ;                                                                            

Vậy ta có thể tích toàn bộ bánh đà là:

V = (V_I+V_II) = 0,077.10^-3+1,260.10^-3 = 1,337 .10^-3 [m³] ;

Khối lượng riêng của thép là g = 7800 [kg/m³] ;

Ta có khối lượng toàn bộ bánh đà là :

m = V.g = 1,337.10^-3.7800 = 10,43 [kg] ;

Do đó mômen quán tính của bánh đà là :

=>  [KG.m.s²] ;

=> J_e = 1,3.0,026 = 0,033 [KG.m.s²].

          Thay các giá trị vào công thức (2.8) ta được công trượt của ly hợp :

.

2.2.2. Công trượt riêng của ly hợp :

Công trượt chưa phản ánh đầy đủ điều kiện làm việc của ly hợp. Xét điều kiện làm việc nặng nhọc của ly hợp phải tính đến công trượt riêng. Công trượt riêng trên một đơn vị diện tích bề mặt làm việc của tấm ma sát, đặc trưng cho sự hao mòn của ma sát.

Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát ta phải xác định công trượt riêng (l) theo công thức:

                                       (2.13)

Trong đó:

+ l : Công trượt riêng. Đối với ôtô tải [l₀] = 400 ¸ 600 [kJ/m²] ;

+ L : tính theo công thức (2.8) L = 898,54 [KG.m] ;

+ i : Số đôi  bề mặt ma sát i = 2 ;

+ F : Diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động [m²] ;

                              [m²].

              Thay vào (2.13) ta được:

 = 112,32 [kJ/ m²] £ [l₀]

 Như vậy l < [l₀], phản ánh được rằng công ma sát sinh ra trên một đơn vị diện tích tấm ma sát là nhỏ hơn so với giá trị cho phép, như vậy là tốc độ hao mòn bề mặt ma sát là nhỏ, kéo dài được thời gian làm việc của các tấm ma sát. Công trượt riêng thoả mãn điều kiện.

2.2.3. Xác định nhiệt độ của các chi tiết bị nung nóng :

Công trượt sinh ra nhiệt làm nung nóng các chi tiết như đĩa ép, lò xo, … Do đó phải kiểm tra nhiệt độ của các chi tiết, bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ theo công thức :

                              (2.14)

Trong đó :

+ c : nhiệt dung của chi tiết bị nung nóng, c = 0,115 [Kcal/Kg.⁰C] ;

+ L : theo công thức (2.8), L = 898,54 [KG.m] ;

+ G_t : trọng lượng của bánh đà bị nung nóng ta lấy G_t = 7,5 [KG] ;

+ n : hệ số xác định phần công trượt dùng nung nóng chi tiết cần tính, do đây là ly hợp một đĩa : n = 1 và

 ;                                   (2.15)

.

Thay số vào công thức (2.14) ta được :

Ta thấy độ tăng nhiệt độ lên cho phép của các chi tiết đều nằm trong giới hạn cho phép [D_t] = 10⁰ ¸ 15⁰C.

2.3. Tính toán sức bền một số các chi tiết chủ yếu của ly hợp :

2.3.1. Lò xo ép của ly hợp:

Lò xo ép dùng trong ly hợp thường đóng là loại lò xo trụ, lò xo côn và lò xo đĩa. Riêng lò xo trụ là sử dụng phổ biến và được đặt xung quanh đĩa ép (có thể một dãy hoặc hai dãy).

Ở đây ta tính toán lò xo trụ. Số lượng lò xo ép được chọn theo đường kính ngoài của đĩa bị động. Số lò xo ép là 16.

L

Hình 2.3 : Lực đồ biến dạng của lò xo.

Sơ đồ hình trên trình bày đặc tính chịu tải của lò xo và biến dạng của lò xo khi đóng và mở ly hợp. Đó là đường tuyến tính trong đó :

+  : là lực tác dụng lên một lò xo khi đóng ly hợp.

+  : là lực tác dụng lên một lò xo khi mở ly hợp.

+  : là biến dạng của lò xo khi đóng ly hợp.

+ : là biến dạng của lò xo khi mở ly hợp.

* Tổng lực ép trên tất cả các lò xo ép khi li hợp đóng được xác định theo công thức (2.5), ta được :

Khi mở li hợp lò xo lại biến dạng thêm một lượng Dl và tương ứng với lượng ép :

P_Smax = 1,2.P_S = 1,2.806,57 = 967,88 [KG]

* Độ cứng lò xo được xác định theo công thức :

(2.16)

Trong đó :

+ Plx : lực tác dụng trên một lò xo khi đóng ly hợp ;

  với Z  là số lượng lò xo bố trí trên đĩa ma sát ;

 ;

Tương ứng khi mở ly hợp, lực tác dụng lên một lò xo là :

+  ;

 ;

+ : là hành trình làm việc của lò xo cũng là hành trình làm việc của bạc mở ly hợp, ta chọn

          Thay các giá trị vào công thức (2.16) :

* Xác định đường kính dây lò xo :

[cm]                             (2.17)

Trong đó :

+  : lực tác dụng lên một lò xo khi mở ly hợp.

+ [t_x] : là ứng suất xoắn cho phép. [t_x] = 6000 [KG/cm]

+ c : là tỷ số giữa đường kính trung bình của lò xo với đường kính của dây lò xo, thường chọn

Thay số vào ta được :

với c = 6, ta có đường kính trung bình của vòng lò xo là :

D = 6.0,4 = 2,4 [cm].

* Xác định số vòng làm việc của lò xo, được tính theo công thức :

                           (2.18)

Trong đó:

+ G : là mô đun đàn hồi dịch chuyển

+: là hành trình làm việc của lò xo. Ta lấy Dl = 0,2 [cm]

+ d : đường kính dây lò xo, d = 0,4 [cm]

+ D : đường kính trung bình của vòng lò xo,  D = 2,4 [cm]

+ Plx : lực tác dụng trên một lò xo khi đóng ly hợp.

Vậy số vòng làm việc của lò xo :       

(vòng)

* Xác định số vòng toàn bộ của lò xo, do đây là lò xo chịu nén ép phẳng ở hai đầu mút nên :

n = n + 2 = 3,67 + 2 = 5,67 [vòng]

*  Xác định chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do :

         (2.19)

Trong đó:

+  : là khe hở cực tiểu giữa các vòng lò xo khi mở ly hợp, d = 0,05 [cm]

[cm]

*  Kiểm tra lò xo theo ứng suất xoắn :

                         (2.20)

Trong đó :

+ [t] : ứng suất cắt cho phép [t] = (5000 ¸ 9000) [KG/cm²]

+ t : ứng suất sinh ra khi lò xo làm việc, ứng với trường hợp mở li hợp.

+ Plx : lực tác dụng trên một lò xo.

+ k : hệ số điều chỉnh lò xo, lò xo xoắn ốc trụ chịu nén c = 6 thì k = 1,24.

          Thay các giá trị vào ta tính được :

 [KG/cm²]

Như vậy, t £ [t], lò xo đủ bền.

2.3.2. Đĩa ma sát bị động :

Để giảm kích thước của ly hợp, khi ly hợp làm việc trong điều kiện ma sát khô nên 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 cácbon trung bình và thép cácbon cao (thép C50 và C85). Ở đây ta chọn thép C50.

Chiều dày xương đĩa thường chọn 1,5 ¸ 2,0 mm. Ở đây ta chọn chiều dày xương đĩa bằng 2 mm. Chiều dày tấm ma sát thường chọn từ 3 ¸ 5 mm. Ở đây ta chọn chiều dày tấm ma sát bằng 3,5 mm và vật liệu làm tấm ma sát là loại phêrađô đồng.

Hình 2.4 : Đĩa ma sát bị động ly hợp.

Tấm ma sát được gắn với xương đĩa bị động bằng đinh tán. Vật liệu đinh tán bằng đồng hoặc nhôm có đường kính từ 4 ¸ 6 mm. Ta chọn đinh tán bằng đồng có đường kính 4 mm. Đinh tán có thể bố trí trên đĩa theo 1 dãy hay nhiều dãy (thường là 2 dãy) tương ứng với các bán kính vòng trong là r₁ và vòng ngoài là r₂. Tấm ma sát được gắn với xương đĩa bị động bằng đinh tán, vật liệu làm đinh tán bằng đồng.

Đinh tán bố trí hai dãy trên đĩa, tương ứng với :

+ r₁= 9,5 [cm] ;

+ r₂= 12,5 [cm].

Lực tác dụng lên mỗi dãy đinh tán được xác định theo công thức :

Đối với vòng trong :      (2.21)

Đối với vòng ngoài :     (2.22)

F₁ : lực tác dụng lên dãy đinh tán ở vòng trong ;

F₂ : lực tác dụng lên dãy đinh tán ở vòng ngoài ;

M_emax : mômen xoắn cực đại của động cơ M_emax = 2900 [KG.cm].

Thay số vào ta có :

*  Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và chèn dập :

Ứng suất cắt           :            (2.23)

Ứng suất chèn dập :            (2.24)

+ [t_c] = 200 ¸ 300 [KG/cm²] ;

+ [s_cd] = 300 ¸ 400 [KG/cm²] ;

* Ứng suất cắt và chèn dập đối với đinh tán ở vòng trong :

Trong đó :

  + t_c1 : ứng suất cắt của đinh tán ở vòng trong ;

  + s_cd1 : ứng suất chèn dập của đinh tán ;

  + n₁ : số đinh tán bố trí ở vòng trong chọn n₁ = 8 ;

  + l : chiều dài bị chèn dập của đinh tán l = 4 mm = 0,4 cm ;

  + d : đường kính đinh tán d = 4 mm = 0,4 cm.

Thay vào công thức (2.23) và (2.24) ta có :

* Ứng suất cắt và chèn dập đối với đinh tán ở vòng ngoài, tương tự như đinh tán ở vòng trong ta có :

+ t_c2 : ứng suất cắt của đinh tán ở vòng ngoài ;

+ s_c2 : ứng suất chèn dập của đinh tán ;

+ n₂ : số đinh tán bố trí ở vòng ngoài, chọn n₂ = 12 ;

+ d : đường kính đinh tán d = 4 mm = 0,4 cm.

Thay số vào công thức (2.23) và (2.24) ta có :

Như vậy đinh tán đủ bền.

2.3.3. Moayơ đĩa bị động.

Chiều dài của moayơ được chọn tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa bị động. Moayơ được ghép với xương đĩa bị động bằng đinh tán và lắp với trục ly hợp bằng then hoa. Chiều dài của moayơ thường được chọn bằng đường kính ngoài của then hoa trục ly hợp (l = D).

Moayơ được làm từ vật liệu là thép 40X có các ứng suất cho phép :

+ [t_c] = 200 ¸ 300 [KG/cm²].

+ [s_cd] = 300 ¸ 400 [KG/cm²].

Hình 2.5 : Moayơ đĩa bị động.

Khi làm việc then hoa của moayơ đĩa bị động chịu ứng suất cắt và ứng suất chèn dập được xác định theo công thức :

                     (2.25)

                (2.26)

Trong đó :

+ M_emax = 2900 N.m là mômen xoắn cực đại của động cơ ;

+ Z₁ = 1 là số lượng moayơ riêng biệt ;

+ Z₂ = 8 là số then hoa của moayơ ;

+ e = 0,4 cm là chiều dày của moayơ ;

+ l = 3,8 cm là chiều dài của moayơ ;

+ D = l = 3,8 cm là đường kính đỉnh then hoa ;

+ d = 3,2 cm là đường kính chân then hoa ;

+ b = 0,7 cm là bề rộng của một then hoa.

Thay số vào công thức trên ta có :

Như vậy then hoa của moayơ đủ bền để truyền lực.

* Đinh tán nối moayơ với xương đĩa bị động thường làm bằng thép có đường kính d = 8 mm. Phương pháp kiểm tra đinh tán cũng tương tự như ở phần tính đĩa bị động tức là kiểm tra theo ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.

Trị số ứng suất cho phép là : [t_c] = 300 [KG/cm²] ; [s_cd] = 250 [KG/cm²].

Lực tác dụng lên đinh tán được xác định theo công thức :

Với r = 6,6 cm là bán kính bố trí vòng đinh tán, thay số vào ta có :

* Đinh tán được kiểm tra theo ứng suất cắt và ứng suất chèn dập.

Ứng suất cắt và ứng suất chèn dập đối với đinh tán bằng :

Trong đó :

+ t_c : ứng suất cắt của đinh tán.

+ d_cd : ứng suất chèn dập của đinh tán.

+ n : số đinh tán bố trí, chọn n = 4.

+ l : chiều dài bị chèn dập của đinh tán l = 0,4 cm.

+ d : đường kính đinh tán d = 8 mm = 0,8 cm.

Thay vào công thức trên ta có :

Như vậy các chi tiết của moayơ đĩa bị động đều đảm bảo đủ bền.

2.3.4. Bộ giảm chấn xoắn.

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 mômen xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực đảm bảo truyền mômen một cách êm dịu từ đĩa bị động đến moayơ trục ly hợp.

*  Mômen cực đại có khả năng ép lò xo giảm chấn :

              (2.27)

Trong đó:

+ G_b: Trọng lượng bám của ôtô (là phần trọng lượng tác dụng lên cầu chủ động tính theo KG). G_b = 5590 (KG).

+ j : Hệ số bám đường, với đường tốt lấy : j = 0.8

+ r_b : Bán kính làm việc của bánh xe : r_b = 0,43 (m).

+ i₀ : Tỉ số truyền của lực chính : i₀ = 6,83.

+ i₁ : Tỉ số truyền của hộp số ở số truyền 1: i₁ = 6,55.

*  Mômen quay mà giảm chấn có thể truyền được bằng tổng mômen quay của các lực lò xo giảm chấn và mômen ma sát :

M_max = M1 + M2 = P1.R1.Z1 + P2.R2.Z2

Trong đó :

+ M1: Mômen quay của lò xo giảm chấn.

+ M2 : Mômen masát dùng để triệt tiêu cộng hưởng ở tần số thấp.

+ P1: Lực ép của một lò xo giảm chấn.

+ R1: Bán kính đặt lò xo thường chọn theo đường kính ngoài của mặt bích moayơ. Thường R= (40 ¸ 60) mm. Ta chọn R1  = 55 mm.

+ Z1: Số lượng lò xo giảm chấn đặt trên moayơ. Z1 = 6 

+ P2 : Lực tác dụng trên vòng ma sát.

+ R2 : Bán kính trung bình đặt các vòng ma sát. R2 = 38 mm

+ Z2 : Số lượng vòng ma sát (số đôi cặp ma sát). Z2 = 24

Thường chọn M2 = 25%.Mmax

M_emax = M1 + M2 = P1.R1.Z1 + P2.R2.Z2 = 4.M2

®            [KG.m]

®           M1 = 32,24 [KG.m]

*  Ứng suất xoắn của lò xo được xác định theo công thức

Trong đó

+ [t] = 5000 ¸ 9000 [KG/cm²] ;

+ D : Đường kính trung bình của vòng lò xo, chọn D = 13 [mm] ;

+ d : Đường kính dây lò xo, d = 4 [mm] ;

+ P₁ : Lực cực đại tác dụng lên lò xo giảm chấn, P₁ = 97,69 [KG] ;

+ k : Tính tương tự như phần tính lò xo ép, k = 1,24.

 *  Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức.

Trong đó:

+ G : môđuyn đàn hồi dịch chuyển. G = 8.10⁵KG/cm² ;

+ l : Độ biến dạng của lò xo giảm chấn từ vị trí chưa làm việc đến vị trí làm việc, thường chọn l = 2 [mm] = 0,2 [cm].

 [vòng]

*  Độ cứng của lò xo còn được xác định theo công thức

Trong đó:

+ P: Lực căng ban đầu khi lắp lò xo giảm chấn

Po = 0,2 . M_emax = 0,2.29 = 5,8 [KG].
          (M:Mômen tạo ra lực căng P chiếm khoảng (15 ¸ 20)% M_emax­ [KG.m])

*  Chiều dài làm việc của vòng lò xo được tính theo công thức :

(ứng với khe hở giữa các vòng lò xo bằng 0)

l₁ = n_o .d = 5,7.4 = 22,8 [mm]

*  Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do :

l₂ = l₁ + l + 0,5.d = 22,8 + 2 + 0,5.4 = 26,8 [mm].

2.3.5. Trục bị động của ly hợp.

Trục bị động của ly hợp dùng để truyền mômen xoắn của động cơ sang hộp số xe ôtô. Muốn vậy, then hoa của trục bị động của ly hợp phải đủ bền. Kiểm tra độ bền của then hoa là đánh giá các chỉ tiêu về độ bền dập và độ bền mòn.

*  Tính mối ghép về độ bền dập :

Ta chọn mối ghép then hoa răng chữ nhật. Ứng suất dập trên mặt răng làm việc phải thoả mãn điều kiện, tài liệu [2] :

                              (2.28)

Trong đó :

+ [s_d] = 10 ¸ 20 [MPa] ở mối ghép di động và điều kiện sử dụng tốt.

+ Me : mômen xoắn trên trục, Me = 290000 [N.mm]

+ l : chiều dài làm việc của mối ghép then, l = 42 [mm]

+ z : số răng, z = 8.

+ d_tb : đường kính trung bình của mối ghép, d_tb = 39 [mm]

+ h : chiều cao làm việc của răng, h = 2,2 [mm]

Thay các giá trị vào công thức trên ta được :

*  Tính mối ghép về độ bền mòn :

Để đảm bảo đủ độ bền mòn cho bề mặt làm việc của răng then hoa, ứng suất quy ước khi tính về mòn s_m phải thoả mãn điều kiện, tài liệu [2] :

                              (2.29)

Trong đó :

+ [s_m] = 47 [MPa] ;

+ Các trị số của các giá trị như trên công thức (2.28).

Thay các giá trị vào công thức trên ta được :

Như vậy, then hoa trục bị động ly hợp đủ bền để truyền mômen xoắn cho xe.

2.3.6. Đòn mở ly hợp.

Vật liệu chế tạo đòn mở là thép C50.

Hình 2.6 : Lược đồ lực tác dụng lên đòn mở.

*  Lực cần thiết tác dụng lên đầu dưới của đòn mở :

                                (2.30)

Trong đó :

+ P_Smax : lực cực đại của tất cả các lò xo ép khi mở ly hợp ;

         P_Smax = 1,2.P = 8065,7.1,2 = 9678,8 (N) ;

+ n_d : số lượng đòn mở : n_d = 3 ;

+ i : là tỷ số chiều dài của đòn mở :  ;

+ e , f : là chiều dài các đoạn trên đòn mở : e = 0,07 [m] ; f = 0,02 [m] ;

à

* Xác định ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của đòn mở ly hợp theo công thức :

                                               (2.31)

Trong đó :    

+ [s_u] = 300 ¸ 400 [MN/m²].

+ Q : lực tác dụng lên đầu dưới đòn mở.

+ l : khoảng cách từ đầu dưới đòn mở đến tiết diện nguy hiểm ;

 l = 0,06 [m].

+ W_u : mômen chống uốn của đòn mở tại tiết diện nguy hiểm của đòn mở.

          Mặt cắt tại tiết diện là hình chữ nhật : - Chiều ngang : b = 0,01 [m]

                                                                       - Chiều dọc : h = 0,02 [m]

Thay các kết quả tính được vào công thức (2.31), ta được :

Như vậy, s_u £ [s_u] , thoả mãn điều kiện bền cho đòn mở.

2.4. Dẫn động điều khiển trực tiếp ly hợp bằng cơ khí :

2.4.1. Xác định tỷ số truyền của dẫn động điều khiển.

Khi chọn phương án để tính toán thiết kế tỷ số truyền của cơ cấu phải thoả mãn các yêu cầu sau đây :

+ Phù hợp với cấu tạo.

+ Hạn chế đến mức thấp nhất số lượng của các khâu cơ khí để nâng cao hiệu suất.

+ Hành trình của bàn đạp và lực tác dụng lên bàn đạp phải nằm trong phạm vi cho phép.

+ Tải trọng tác dụng lên từng chi tiết phải nhỏ.

Chọn cơ cấu điều khiển đóng mở ly hợp là cơ cấu điều khiển bằng cơ khí.

* Tỷ số truyền của dẫn động được xác định theo công thức sau :

                                          (2.31)         

+ a, b, c, d, e, f : là kích thước của các đòn dẫn động và đòn mở [mm].

Hình 2.7 : Lược đồ dẫn động ly hợp kiểu cơ khí.

* Trên cơ sở đó ta chọn kích thước của các khâu như sau :

a = 350 [mm] ; b = 35 [mm] ; c = 147 [mm]

d = 86 [mm] ; e = 70 [mm] ; f = 20 [mm]

Thay số vào (2.27) ta tìm được tỷ số truyền của dẫn động cơ khí là :

2.4.2. Xác định tổng hành trình của bàn đạp ly hợp.

Tổng hành trình của bàn đạp ly hợp bao gồm hành trình tự do để khắc phục khe hở D và hành trình làm việc. [S_S] = (150 ¸180) mm.

*  Hành trình tự do để khắc phục khe hở được xác định theo công thức sau :

                                (2.33)

D : khe hở giữa đầu dưới đòn mở và bạc mở khi ly hợp đóng, thông thường D = 2 ¸ 4, chọn D = 2 [mm].

*  Hành trình làm việc của bàn đạp.

                          (2.34)

S : hành trình của đĩa ép, S = 2 [mm].

Thay số :

*  Tổng hành trình của bàn đạp ly hợp.

S_S = S_td + S_lv = 34,19 + 119,66 = 153,85 [mm].

Thoả mãn điều kiện.

*  Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp tính theo công thức sau :

                                            (2.35)

Trong đó :

+ [P_bd] £ 200[N]

+ i_ck : tỷ số truyền của dẫn động cơ khí.

+ h : hiệu suất truyền lực,

đối với cơ cấu điều khiển bằng cơ khí, chọn h = 0,85.

Thay số vào công thức ta được :

 » 190,3 [N] < [P_bd]

Như vậy, bàn đạp ly hợp thoả mãn điều kiện lực tác dụng nhỏ.

*  Công mở ly hợp :

                                    (2.36)

+ [A] £ 30 [J]

+ Với S = 0,002 [m] ; P_S = 8065,7 [N] như tính công thức (2.5) , ta có :

Vậy A < 30 (J). Công mở ly hợp không quá lớn, do đó ta không phải nghiên cứu thiết kế bộ trợ lực.

   3.1  Xác định các thông số cơ bản của hộp số.

Xác định tỉ số truyền của hộp số.

1) Khoảng động học và lực học của ôtô:

- Khoảng động học của ôtô:

                        d_K =_­                                  [3.1]

Với  V_{t max} : tốc độ tính toán lớn nhất của ôtô (Km/h)

        V_{t min} : tốc độ tính toán nhỏ nhất của ôtô (Km/h)

- Khoảng lực học của ôtô:

                  d_l  =                   [3.2]     

         Với :

+ h_S : hiệu suất của ôtô có kể đến sự tổn thất trong thiết bị động lực,

chọn h_S = 0,82 ;

+ j_o : hệ số cản quy dẫn. Chọn  j_o = 0,051 ;

+ j_o. h_S = 0,051.0,82 = 0,04182. Lấy j_o .h_S = 0,048 ;

+ G : trọng lượng toàn bộ của ôtô (KG): G = 7400 ;

+ G_j: trọng lượng bám của ôtô (KG): G_j = 5590 (cầu sau là cầu chủ động) ;

+ j : hệ số bám, chọn j = 0,72.

Thay vào công thức [3.2] ta có:

         d_l  = = 15

        d_l = d_K =  = 11,33

              V_tmin =  =  = 7,06  [Km/h]

2) Xác định tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền lực.

          Theo bảng số liệu ban đầu, tỷ số của truyền lực chính i₀ = 6,83.  

3) Xác định tỷ số truyền của các tay số trong hộp số:

Theo bảng số liệu ban đầu, ta có tỷ số truyền ở các tay số là :

          + Tay số I : i_h1 = 6,55

          + Tay số I : i_h2 = 3,09

          + Tay số I : i_h3 = 1,71

          + Tay số I : i_h4 = 1

4) Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số.

         A = K.  [mm]

Với    + A : khoảng cách giữa các trục [mm]

  + Me_max : mômen xoắn lớn nhất của động cơ, Me_max = 290  [N.m]

          + K        : hệ số kinh nghiệm. Chọn K = 15

           A = 15. = 94  [mm]

3.2) Xác định các thông số cơ bản của bánh răng:

1)  Môđyn pháp tuyến của bánh răng:

   Chọn m_n cho các cặp bánh răng nghiêng:  m_n = 3 [mm].

   Chọn m_n cho các cặp bánh răng thẳng:      m_n = 2 [mm].

2) Xác định số răng của các bánh răng trong hộp số:

   Số răng Z₄ của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp được chọn theo điều kiện không bị cắt chân răng. chọn Z₄ =15 răng.

- Tỷ số truyên của cặp bánh răng luôn ăn khớp:

i₄ =  - 1

    i₄  : tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

    b : Chọn góc nghiêng của tất cả các bánh răng là: b = 20^o

          i₄   =  - 1 = 2,92

Số răng Z₄’ của bánh răng bị động, cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định:

          Z₄’ = Z₄.i₄  = 15.2,92 » 43

- Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số:

        A =  =

         A  =  » 94  [mm].

- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền :

         i₁ =  =  = 2,26

         i₂ =  =  = 1,06

         i₃ =  =  = 0,59

         i₄ =  =  = 0,34

   Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả thiết các bánh răng đều có môđyn và góc nghiêng của răng như đã chọn Khi đó:

          Z₁^’ =  =  = 26

          Z₂^’ =  =  = 33

         Z₃^’ =  =  = 38

         Z₄^’ =  =  = 53

   Với Z₁, Z₂, Z₃, Z₄: số răng của các bánh răng chủ động tương ứng với số truyền 1, 2, 3, 4 đặt trên trục trung gian.

   Để đảm bảo triệt tiêu được lực chiều trục trên trục trung gian ta xác định góc nghiêng răng của các cặp bánh răng tương ứng với số truyền 1, 2, 3, 4 .

        tgb₁ =   tgb    =   tg20  =  0,519                   b₁ » 27⁰43’82”

        tgb₂ =   tgb    =   tg20  =  0,473                   b₂ » 25⁰31’72”

        tgb₃ =   tgb    =   tg20  =  0,459                   b₃ » 24⁰65’51”

        tgb₄ =   tgb    =   tg20  =  0,519                  b₄ » 27⁰43’82”

-  Ta tính lại chính xác các số răng của các bánh răng trên trục trung gian :

  Z₁^’ =  =    = 27

  Z₂^’ =  =   = 33

  Z₃^’ =  =  = 40

  Z₄^’ =  =   = 54

Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng ( số răng của bánh răng bị động tương ứng với số truyền 1, 2, 3, 4 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).

   Z₁ = i₁.Z₁^’ = 27.1,82 = 47

   Z₂ = i₂.Z₂^’ = 33.1,06 = 35

   Z₃ = i₃.Z₃^’ = 40.0,59 = 24

   Z₄ = i₄.Z₄^’ = 54.0,34 = 16

Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i₁, i₂, i₃, i₄ .

             i₁ =  =   = 0,44

             i₂ =  =   = 0,94

             i₃ =  =   = 1,67

             i₄ =  =   = 3,00

-  Xác định lại tỷ số truyền trong hộp số  i_h1, i_h2, i_h3, i_h4

             i_h1 =   = 5,22

             i_h2 =   = 3,18

             i_h3 =   = 1,80

             i_h4 =   = 1

4)  Xác định kích thước hình học của bánh răng:

Chọn  môđun của cặp bánh răng thường tiếp là:  m_n= 2

*  Cặp bánh răng thường tiếp :

Là bánh răng trụ răng nghiêng.

    Góc prôfin răng   a_t= arctg

Góc ăn khớp  a_tw= arccos

+Với bánh răng chủ động:

Đường kính vòng chia :    d₁=                   [mm]

Đường kính đỉnh răng :     d_a1= d₁+ 2.m = 56 + 2.2 = 60               [mm]

Đường kính đáy răng  :     d_f1= d₁- 2,5.m = 56 - 2,5.2 = 51            [mm]

Chiều rộng vành răng :     b₁= y_ba.A = 0,19.94 = 18                      [mm]

Hệ số y_ba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng, số truyền và tải trọng.

Theo bảng 6.6 tài liệu [3], ta chọn y_ba= 0,19

+ Với bánh răng bị động:

Đường kính vòng chia : d₂=                 [mm]

Đường kính đỉnh răng : d_a2= d₂+ 2m = 132 + 2.2   =  136          [mm]

Đường kính đáy răng :d_f2= d₂- 2,5m = 132 - 2,5.2 = 127           [mm]

Chiều rộng vành răng  : b₂= y_ba.A = 0,19.94  = 18            [mm]

Chọn y_ba= 0,19

*  Cặp bánh răng số 2: Chọn môđun của cặp bánh răng số 2 là : m_n = 3

Là bánh răng trụ răng nghiêng.

Góc prôfin răng   a_t= arctg

Góc ăn khớp  a_tw= arccos

+Với bánh răng chủ động:

Đường kính vòng chia:    d₁=                [mm]

Đường kính đỉnh răng : d_a1= d₁+ 2m = 82 + 2.3 = 88                 [ mm]

Đường kính đáy răng  : d_f1= d₁- 2,5m = 82 - 2,5.3  = 74,5         [mm]

Chiều rộng vành răng  : b₁= y_ba. = 0,18 . 94 = 17                      [ mm]

Chọn y_ba= 0,18

+ Với bánh răng bị động:

Đường kính vòng chia :d₂=                  [ mm]

Đường kính đỉnh răng : d_a2= d₂+ 2m = 90 + 2.3 = 96                [ mm]

Đường kính đáy răng : d_f2= d₂- 2,5m = 90 - 2,5.3 = 82,5         [mm]

Chiều rộng vành răng  :     b₂= y_ba.A = 0,18.94 =  17               [mm]

Chọn y_ba= 0,18

* Cặp bánh răng số 3: Chọn môđun của cặp bánh răng số 3 là : 3

Là bánh răng trụ răng nghiêng.

Góc prôfin răng   a_t= arctg

Góc ăn khớp  a_tw= arccos

+ Với bánh răng chủ động:

Đường kính vòng chia :    d₁=              [ mm]

Đường kính đỉnh răng  : d_a1= d₁+ 2m = 110 + 2.3 = 116            [mm]

Đường kính đáy răng:  d_f1= d₁- 2,5m = 110 - 2,5.3 =  102,5      [mm]

Chiều rộng vành răng: b₁= y_ba.A= 0,22.94 =  20                        [mm]

Chọn y_ba= 0,22

+ Với bánh răng bị động:

Đường kính vòng chia  :   d₂=                  [ mm]

Đường kính đỉnh răng  :    d_a2= d₂+ 2m = 78 + 2.3 = 84               [mm]

Đường kính đáy răng    :   d_f2= d₂- 2,5m = 78 - 2,5.3 = 70,5         [mm]

Chiều rộng vành răng   :    b₂= y_ba.A= 0,1.94 = 18                        [mm]

Chọn y_ba= 0,19

* Cặp bánh răng số 1:  Chọn môđun của cặp bánh răng số 1 là : 3

        + Với bánh răng chủ động:

Đường kính vòng chia : d₁= Z₁.m = 47.3 = 138                           [mm]

Đường kính đỉnh răng : d_a1= d₁+ 2m = 138 + 2.3 = 144              [ mm]

Đường kính đáy răng  : d_f1= d₁- 2,5m = 138 - 2,5.3 = 130,5        [mm]

Góc prôfin răng   a_t= arctg

Góc ăn khớp  a_tw= arccos

Chiều rộng vành răng      b₁= y_ba.A = 0,21.94 = 20               [mm]

Chọn y_ba= 0,21

+ Với bánh răng bị động:

Đường kính vòng chia :     d₂=           [mm]

Đường kính đỉnh răng :     d_a2= d₂+ 2.m = 50 + 2.3 = 56                   [mm]

Đường kính đáy răng  :     d_f2= d₂- 2,5.m = 50 - 2,5.3 = 42,5            [mm]

Chiều rộng vành răng :      b₂= y_ba.A = 0,22.94 = 21              [mm]

Chọn y_ba= 0,22.

KẾT LUẬN

   Sau một thời gian làm việc với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo:…………., các thầy trong Bộ môn Xe quân sự - Khoa Động lực, cùng với sự cố gắng nỗ lực của bản thân và sự giúp đỡ của các bạn đồng nghiệp, đồ án tốt nghiệp của em đã hoàn thành. Đồ án của em đã đề cập tới vấn đề “ Thiết kế hệ thống truyền lực cho xe ôtô tải với các số liệu cho trước ”.

   Đồ án đã hoàn thành nhiệm vụ được giao với các nội dung chính sau : Phân tích các cụm trong hệ thống truyền lực, chọn phương án thiết kế. Trong đó tập trung vào tính toán thiết kế ly hợp.

   Trong quá trình thiết kế tính toán, sau khi đã tham khảo thêm một số tài liệu và được sự giúp đỡ của các thầy giáo hướng dẫn em chỉ mới hoàn thành tính toán về mặt lý thuyết, chưa có điều kiện kiểm nghiệm lại trong thực tiễn. Để đảm bảo đồ án áp dụng được vào thực tế cần phải trải qua quá trình thực nghiệm trên xe một cách cụ thể. Qua đó sẽ rút ra được những thiếu sót hạn chế của bản đồ án và từ đó có thể chọn được phương án thiết kế tối ưu nhất.

   Tuy nhiên trong khuôn khổ của một đồ án lý thuyết không thể đề cập tới toàn bộ các vấn đề thực tế đòi hỏi. Bản đồ án xét ở mức độ nào đó thì vấn đề đã được xem xét khá đầy đủ về phương diện lý thuyết. Mặt khác do trình độ có hạn, thiếu kiến thức thực tế, kinh nghiệm còn ít, thời gian có hạn nên bản đồ án của em còn nhiều thiếu sót. Em rất mong được sự quan tâm, góp ý bổ sung của các thầy giáo và các bạn đồng nghiệp để đề tài được hoàn thiện hơn.

   Những kết quả đạt được đã giúp em hiểu biết thêm về lĩnh vực thiết kế hệ thống truyền lực cho ôtô vận tải để bắt kịp với sự phát triển của ngành ô tô trong nước và mở mang thêm được nhiều kiến thức bổ ích giúp cho công tác sau này.

   Trước hết, em xin tỏ lòng biết ơn đến toàn thể các thầy cô giáo Bộ môn Xe quân sự -Khoa Động lực và các thầy cô giáo trong Trường đã trang bị cho em rất nhiều kiến thức bổ ích và quý báu trong suốt quá trình em theo học tại đây. Đặc biệt em xin tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến thầy giáo:……………., người đã tận tình hướng dẫn em trong suốt thời gian thực hiện đề tài.

   Cuối cùng em xin cảm ơn tất cả các bạn bè xa gần đã giúp đỡ động viên em trong suốt quá trình làm đề tài này.

   Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn.

            ……, ngày… tháng ….năm 20…..

                                                                                      Học viên thực hiện    

                                                                                    ………………

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Phúc Hiểu.

Hướng dẫn thiết kế môn học “Kết cấu và tính toán ôtô quân sự -Tập 1.

Tính toán thiết kế ly hợp.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1998.

[2] Nguyễn Phúc Hiểu.

Hướng dẫn thiết kế môn học “ Kết cấu tính toán ôtô quân sự” - Tập II

Tính toán thiết kế hộp số.

Học viện kỹ thuật quân sự 1998.

[3] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập 1.

NXB Giáo dục 2000.

[4] Vũ Đức Lập - Phạm Đình Vi.

Cấu tạo ô tô quân sự - Tập 1.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1995.

[5] Vũ Đức Lập - Phạm Đình Vi.

Cấu tạo ô tô quân sự (Hình vẽ) - Tập 1.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1995.

[6] Thái Nguyễn Bạch Liên.

Kết cấu và tính toán ôtô.

Nhà xuất bản giao thông vận tải 1984.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"