MỤC LỤC
MỤC LỤC..............................................................................................................1
LỜI NÓI ĐẦU ………………………………………………………….................……4
CHƯƠNG 1 : TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG………………..............……5
1.1. Nhiệm vụ, yêu cầu, cấu tạo hộp số tự động…………………….........…….5
1.1.1 Nhiệm vụ ………………………………………………….......................……...5
1.1.2 Yêu cầu ……………………………………………………….......................….5
1.1.3 Cấu tạo chung………………………………………………….....................….5
1.2. Đặc điểm vận hành và ưu nhược điểm của hộp số tự động…….....……6
1.2.1 Đặc điểm vận hành…………………………………………….....................….6
1.2.2 So sánh hộp số tự động với hộp số thường……………….....................……6
1.2.3 Ưu nhược điểm của hộp số tự động……………………...................………..8
1.3. Phân loại hộp số tự động…………………………………...........……………10
1.3.1 Theo cách bố trí………………………………………………....................…..10
1.3.2 Theo bộ truyền sau biến mô………………………………...................……..11
1.3.3 Theo cách điều khiển…………………………………………...................…..11
1.4. Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số tự động…………......…………………12
CHƯƠNG 2 : CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ……………………………..........…14
2.1. Biến mô thủy lực…………………………………………………….........…….15
2.1.1 Nhiệm vụ của biến mô………………………………………................………15
2.1.2 Cấu tạo của biến mô…………………………………………….................…..16
2.2. Các bộ truyển hành tinh cơ bản ……………………………….......………..27
2.2.1 Bộ truyền hành tinh Wilson……………………………………................…….27
2.2.2 Bộ truyền hành tinh Simpson……………………………………..............…...28
2.2.3.Bộ truyền hành tinh Ravigneaux ……………………………….................….29
2.3. Các phương án thiết kế bộ truyền hành tinh……………….......…….……31
2.3.1 Phương án 1………………………………………………….................….…..32
2.3.2 Phương án 2…………………………………………………................………34
2.3.3 Phương án 3…………………………………………………….................…..35
2.3.4 Phương án 4…………………………………………………….................…..37
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC………………………………...............…42
3.1. Các thông số xe tham khảo và thông số cho trước……………….......…42
3.1.1 Xác định công suất của động cơ theo điều kiện cản chuyển động…...…...42
3.1.2. Xác định công suất cực đại của động cơ…………………………….....…..44
3.2. Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ………………………….......….44
3.3. Tính chọn biến mô………………………….……………………….............…44
3.3.1. Các thông số cơ bản của biến mô……………………………………......….46
3.3.1.1. Hệ số biến mô thủy lực………………………………………….........….…47
3.3.1.2. Tỷ số truyền của biến mô………………………………………….......…...48
3.3.1.3. Hiệu suất của biến mô. …………………………………………........…….48
3.3.1.4. Hệ số độ nhạy…………………………………………………….........……48
3.3.2. Lựa chọn biến mô thủy lực thiết kế………………………………..........…..48
3.3.3. Tính toán và chọn biến mô thủy lực……………………………….......……49
3.3.4. Xây dựng đường đặc tính trên trục vào của biến mô………………...…...51
3.3.5. Xây dựng đường đặc tính trên trục ra của biến mô…………………...…..53
3.4. Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực…………………….......…55
3.5. Đồ thị đặc tính kéo…………………………………………………….............58
CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỘP SỐ HÀNH TINH……..............…68
4.1. Thành lập phương trình động học của hộp số………………………........….68
4.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt……………………........70
4.3. Tính toán tỉ số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở......77
4.4. Tính toán kích thước của các bánh răng trong các bộ truyền………...........79
4.5. Tính toán lại đặc tính kéo………………………………………………............90
4.6. Tính bền cho các chi tiết trong hộp số……………………………......…....….91
4.7. Tính chọn các phần tử điều khiển…………………………………….........….99
CHƯƠNG 5 : TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN………............…....102
KẾT LUẬN…………………………………………………………………..............105
TÀI LIÊU THAM KHẢO………………………………………………..........…......107
LỜI NÓI ĐẦU
Với sự phát triển mạnh mẽ của công nghệ thông tin , tin học trong vai trò dẫn đường quá trình tự động hóa không ngừng phát triển đi sâu vào công nghệ sản xuất và đi vào sản phẩm . Trong đó nghành công nghiệp ô tô luôn được ứng dụng hàng đầu các giải pháp công nghệ mới. Tự động hóa không những làm cho người dùng cảm thấy thoải mái , thần thiện với chiếc xe của mình hơn mà nó còn nâng cao sự an toàn trong sự dụng.
Trong sự phát triển của ngành công nghiệp ôtô thế giới, các hệ thống trên ôtô đã không ngừng được hoàn thiện. Hệ thống truyền lực cũng không nằm ngoài quy luật đó. Mục đích của sự biến đổi hoàn thiện là nhằm : Giảm tiêu hao nhiên liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn nhất của động cơ, sử dụng tốt nhất công suất động cơ sinh ra và tạo sự thuận lợi, đơn giản cho người lái.
Một phần của hệ thống truyền lực trên ô tô hiện nay là hộp số, dùng để thay đổi tỉ số truyền của hệ thống truyền lực nhằm tạo lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động. Hộp số ngày nay gồm 3 dạng cơ bản là hộp số thường, hộp số tự động, hộp số vô cấp. Xu thế của công nghiệp ôtô hiện nay là tạo ra những hộp số ô tô có khả năng chuyển số một cách tự động hoặc tỉ số truyền biến đổi vô cấp. Tuy nhiên, hộp số vô cấp có độ bền và hiệu suất thấp nên còn ít phổ biến. Do đó, đề tài lựa chọn hộp số tự động để thiết kế cho xe yêu cầu.
CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN VÀ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG
1.1. Nhiệm vụ, yêu cầu , cấu tạo hộp số tự động.
1.1.1. Nhiệm vụ:
Hộp số dùng để:
- Truyền, biến đổi tốc độ và mô men truyền (hay lực kéo) tới các bánh xe phù hợp với tải động cơ và tốc độ của ô tô,
- Thay đổi chiều chuyển động (tiến hoặc lùi) cho ô tô,
- Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực.
1.1.2. Yêu cầu:
- Có dãy tỷ số truyền hợp lý, phân bố các khoảng thay đổi tỷ số truyền tối ưu, phù hợp với tính năng động lực học yêu cầu và tính kinh tế vận tải
- Phải có hiệu suất truyền lực cao
- Khi làm việc không gây tiếng ồn không phát sinh các tải trọng động, chuyển số nhẹ nhàng
1.1.3. Cấu tạo chung của hộp số tự động (EAT)
Cụm hộp số tự động trên ô tô hiện nay bao gồm biến mômen và hộp số hành tinh, là một cụm có chung một vỏ được lắp liền sau động cơ. Trong hệ thống truyền lực, chức năng của cụm hộp số tự động có hệ thống điều khiển điện từ thủy lực phức tạp làm việc cùng với máy tính điện tử cỡ nhỏ, thực hiện tự động đóng ngắt thay đổi các số truyền bên trong hộp số chính.
1.2. Đặc điểm vận hành và ưu điểm của hộp số tự động:
1.2.1 Đặc điểm vận hành:
Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động. Khi lái xe lên dốc hay khi động cơ không có đủ lực để leo dốc tại số đang chạy, hộp số được chuyển về số thấp. Vì thế lái xe phải thường xuyên nhận biết tải và tốc độ động cơ để chuyển số một cách phù hợp. Điều đó sẽ gây nên sự mất mát công suất động cơ một cách không cần thiết, ngoài ra nó còn gây nên sự khó khăn khi điều khiển và sự tập trung quá mức đối với người lái.
1.2.2 So sánh giữa hộp số thường và hộp số tự động.
So với hộp số thường hộp số tự động có những điểm riêng biệt sau.
Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động. Khi lái xe lên dốc hay khi động cơ không có đủ lực để leo dốc tại số đang chạy, hộp số được chuyển về số thấp.
1.2.3 Ưu nhược điểm của hộp số tự động so với hộp số thường.
* Ưu điểm:
Nhờ kết cấu của bộ truyền hành tinh mà hộp số hành tinh khi được tự động hóa quá trình chuyển số có được rất nhiều ưu điểm.
Quá trình chuyển số được thực hiện tự động nên giảm được thao tác điều khiển ly hợp và hộp số, giảm cường độ lao động cho người lái tạo điều kiện cho người lái xử lý các tình huống khác trên đường. Điều này làm cho tính tiện nghi trong sử dụng của ô tô tăng rõ rệt.
* Nhược điểm:
Bên cạnh đó hộp số tự động cũng không tránh khỏi những nhược điểm:
Sự thay đổi tốc độ còn kèm theo sự trượt của các phần tử truyền lực, dẫn tới sự tổn hao một phần nhỏ công suất động cơ.
Khả năng chuyển động của ô tô không hoàn toàn phụ thuộc vào thao tác người lái mà còn phụ thuộc vào tình trạng mặt đường, đôi khi có thể xảy ra tình huống khó làm chủ chuyển động của ô tô trên đường.
1.3. Phân loại hộp số tự động.
1.3.1. Theo cách bố trí có.
- Theo cách bố trí:
+ Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động (FF):
+ Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động (FR):
Các hộp số sử dụng trên ôtô FF được thiết kế gọn nhẹ hơn so với loại sử dụng trên ôtô FR do chúng được lắp đặt cùng một khoang với động cơ.
Các hộp số sử dụng cho ôtô FR có bộ truyền động bánh răng cuối cùng với vi sai lắp bên ngoài. Còn các hộp số sử dụng trên ôtô FF có bộ truyền bánh răng cuối cùng với vi sai lắp ở bên trong, vì vậy loại hộp số tự động sử dụng trên ôtô FF còn gọi là hộp số có vi sai.
1.3.2. Theo bộ truyền sau biến mô.
- Hộp số tự động vô cấp (bộ truyển đai)
- Hộp số tự động có cấp (trục cố định thông thường và trục di động bộ truyền hành tinh)
1.3.3. Theo cách điều khiển.
Hộp số tự động thường. (gọi AT)
Hộp số tự động điện tử (gọi là EAT).
Hôp số bán tự động
1.4. Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số cho xe 8 chỗ.
Vì xe 8 chỗ là loại xe đa dụng nên tải trọng thay đổi trong một khoảng rộng, hoạt động ở nhiều địa hình khác nhau. Loại xe này chủ yếu hoạt động trên những mặt đường có chất lượng tương đối tốt như bê tông, nhựa đường. Kích cỡ xe nhỏ nên thích hợp cho các công ty sử dụng làm xe đưa đón nhân viên của từng phòng ban riêng hoặc với một số gia đình cũng thích hợp để đưa những gia đình nhỏ đi tham quan hay về quê. Do đó yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe:
Chuyển số nhanh chóng êm dịu và chính xác, không gây giật hoặc gây ồn.
Dải tỉ số truyền hợp lý nhằm tận dụng hết công suất động cơ và nâng cao khả năng tăng tốc cho xe.
CHƯƠNG 2
PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ
2.1. Biến mô thủy lực
Biến mô được bố trí sát động cơ, nhận mô men động cơ và biến đổi mô men tùy theo tốc độ của trục ra trước khi đưa vào hộp số hành tinh phía sau.
2.1.1 Nhiệm vụ biến mô:
- Truyền và biến đổi mô men động cơ tới hệ thống truyền lực, giá trị tỷ lệ MT/MB có thể đạt lớn hơn 2 khi nT/nB = 0,
- Do truyền và biến đổi mô men thông qua áp suất thủy lực nên biến mô hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực, giúp làm tăng tuổi thọ các chi tiết của hệ thống,
2.1.2 Cấu tạo của biến mô:
Cấu tạo biến mô được trình bày như trên hình 2.7
Biến mô gồm: bánh bơm B, bánh tuabin T và bánh phản ứng P. Bánh B, bánh T và bánh P xếp với nhau tạo thành hình xuyến và được đặt trong vỏ kín chứa đầy dầu. Các bánh của biến mô đều có cánh nghiêng hướng kính (để dẫn hướng dòng dầu) và được quay trên trục của nó.
a. Nguyên lý làm việc:
Khi cánh bơm được dẫn động bởi trục khuỷu của động cơ dầu trong cánh bơm sẽ quay với cánh bơm theo cùng một hướng.
Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên lực li tâm làm cho dầu bắt đầu chảy ra phía ngoài tâm của cánh bơm dọc theo bề mặt của cánh quạt và mặt bên trong của cánh bơm.
Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên nữa dầu sẽ bị đẩy ra khỏi cánh bơm rồi đập vào các cánh quạt của rôto tuabin làm cho rôto bắt dầu quay cùng hướng với cánh bơm. Sau khi dầu mất năng lượng do va đập vào các canh quạt của roto tuabin, nó chẩy vào trong dọc theo các cánh của roto tuabin khi nó chạm vào phần trong của rôto bề mặt cong của bên trong roto sẽ hướng dòng chảy ngược trở lại cánh bơm và dòng chảy lại bắt đầu.
Nguyên lý khuyếch đại mômen:
Việc khuyếch đại mômen do bộ biến mô thực hiện bằng cách dẫn dòng dầu khi nó vẫn còn năng lượng sau khi đi qua bánh tuabin trở về bánh bơm qua cánh của bánh phản ứng. hay nói cách khác là bánh bơm được quay do mômen quay từ động cơ mà mômen này lại được bổ xung dầu quay về từ bánh tuabin, có thể nói bánh bơm khuyếch đại mômen quay ban đầu để dẫn động bánh tuabin.
b. Ly hợp khóa biến mô:
Khi tốc độ bánh T tăng xấp xỉ bằng tốc độ bánh B, hiệu suất bộ truyền giảm nhanh. Do vậy trong biến mô bố trí ly hợp khóa biến mô (khóa Loch - up) để khóa cứng bánh T và bánh B với nhau (khi nT/nB = 0,8-0,9). Nhờ ly hợp khóa biến mô mà hiệu suất làm việc của biến mô η tếp tục tăng lên xấp xỉ bằng 100%, giá trị MT/MB ≈ 1.
Ly hợp khóa biến mô là loại ly hợp ma sát một hay nhiều đĩa làm việ trong dầu, được điều khiển bằng áp suất thủy lực. Nguyên lý làm việc như hình vẽ. Trạng thái đóng hay mở tùy thuộc vào dòng dầu cấp vào biến mô.
2.2. Các bộ truyền hành tinh cơ bản.
2.2.1. Bộ truyền hành tinh Wilson.
Được cấu tạo từ ba phần tử cơ bản có cùng trục quay gồm một bánh răng mặt trời, một bánh răng bao và một cần dẫn. Các bánh răng hành tinh quay trơn trên cần dẫn ăn khớp đồng thời với bánh răng mặt trời và bánh răng bao, đóng vai trò như phần tử trung gian nối giữa ba phần tử cơ bản.
Các phần tử của CCHT Wilson có 2 ràng buộc về hình học và 2 ràng buộc về động học:
rCωC = rSωS+ rPωP , rC = rS + rP
rRωR = rCωC+ rPωP , rR = rC + rP
Gọi Z = rR/rS là đặc tính của CCHT Wilson, ta rút ra được phương trình liên kết 3 phần tử cơ bản của cơ cấu:
(1 + Z).ωC = ωS + Z.ωR
Từ phương trình liên kết, nhận thấy chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần tử là xác định được chuyển động của cả cơ cấu. Bởi vậy, CCHT Wilson có 2 bậc tự do.
2.2.2. Bộ truyền hành tinh Simpson.
CCHT Simpson gồm hai CCHT cơ bản Wilson hai bánh mặt trời cùng một trục. Các phần tử M1, N1, H1, G1 (S1, R1, P1, C1) thuộc dãy hành tinh thứ nhất; M2, N2, H2, G2 (S2, R2, P2, C2) thuộc dãy hành tinh thứ hai. Chúng được ghép nối với nhau như hình vẽ:
Rút ra được các ràng buộc về động học và hình học của các phần tử trong CCHT Simpson.
rC1ωC1 = rSωS+ rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1
rR1ωR1 = rC1ωC1+ rP1ωP1 , rR1 = rC1 + rP1
rC2ωR1 = rS2ωS + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2
rR2ωR2 = rC2ωR1+ rP2ωP2 , rR2 = rC2 + rP2
Từ đặc tính của 2 dãy hành tinh Wilson trong CCHT Simpson là Z1= rR1/rS1 và Z2 = rR2/rS2
2.2.3. Bộ truyền hành tinh Ravigneaux
Cấu tạo của CCHT kiểu ravigneaux gồm 2 bánh răng mặt trời M1 (S1), M2 (S2) nối với 2 trục khác nhau. Hai nhóm bánh răng hành tinh H1 (P1), H2 (P2) ăn khớp với nhau và nằm trên một giá hành tinh G (C), một bánh răng bao N (R) ăn khớp với H2 còn H1 ăn khớp với M2. Sơ đồ cấu tạo như hình vẽ.
CCHT Ravigneaux có 4 ràng buộc động học và 4 ràng buộc hình học:
rC1ωC = rS1ωS1 + rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1
rC2ωC = rS2ωS2 + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2
(rC2 – rC1)ωC = rP1ωP1 + rP2ωP2 , rC2 – rC1= rP2 + rP1
rRωR = rC2ωC + rP2ωP2 , rR = rC2 + rP2
Từ các ràng buộc trên và đặc tính của dãy hành tinh cơ bản Wilson Z1 = rR/rS1 và dãy hành tinh bánh răng hành tinh kép Z2 = rR/rS2
Hộp số chính dùng trên ô tô có thể chia ra: một hoặc nhiều nhóm tỉ số truyền. Hộp số có một nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đơn lẻ kiểu Simpson, Ravigneaux hay được tổ hợp từ các CCHT kiểu Wilson. Hộp số có hai hay nhiều nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đã được tổ hợp như trên cùng với CCHT đơn giản. Các ô tô con hiện đại thường bố trí các loại động cơ có số vòng quay lớn, hộp số cần có nhiều số truyền và tỉ số truyền thay đổi trong giới hạn rộng, trong khi đó không gian chỉ cho phép trong giới hạn nhất định, vì vậy hộp số đã được cấu tạo thành hai phần nhằm giảm bớt tỉ số truyền cho các bộ truyền, thu gọn kích thước chung. Đối với loại hộp số được cấu tạo từ nhiều phần, hộp số được chia ra: phần chính hộp số, phần phụ hộp số. Phần phụ hộp số có thể đặt trước hoặc đặt sau phần chính.
2.3. Các phương án thiết kế bộ truyền hành tinh.
2.3.1. Phương án 1.
Hộp số hành tinh cơ cấu hành tinh Simpson.
Cấu tạo của cơ cấu hành tinh này là cơ cấu hành tinh Wilson có 2 bộ bánh răng hành tinh. Để thay đổi tỷ số truyền của hộp số ta có bố trí thêm các ly hợp, phanh và các khớp một chiều.
* Nguyên lý hoạt động :
a) Dãy “2” số 2.
Khi xe đang chạy ở số 2 với cần chọn số ở vị trí “2”, khi đó ly hợp C1 đóng, phanh B2 đóng và F1 cũng tham gia hoạt động.
Dòng công suất được truyền như sau :
Dòng công suất khi hộp số đang được dẫn động bởi các bánh xe chủ động với cần chọn số ở vị trí “2” như ở vị trí “D”. Tuy nhiên khi hộp số được dẫn động bởi các bánh xe chủ động thì xảy ra hiện tượng phanh bằng động cơ : Chuyển động từ trục thứ cấp hộp số tới cần Cd1 nên các bánh răng hành tinh quay xung quanh các bánh răng mặt trời Z3, Z4 theo chiều dương. Các bánh răng hành tinh khi đó quay theo chiều dương, trong khi bánh răng mặt trời có thể quay theo 2 chiều.
b) Dãy “L” số 1 (Phanh bằng động cơ)
Số 1 ở dãy “L” được hoạt động khi người điều khiển gạt cần chọn số về vị trí “L” xe sẽ chuyển xuống số 1. Khi đó ly hợp C1 đóng, phanh B3 đóng và F2 hoạt động.
Dòng công suất được truyền như sau :
Dòng truyền công suất đang bị dẫn động bởi các bánh xe chủ động được truyền tới trục thứ cấp của hộp số. Từ trục thứ cấp của hộp số được truyền đến bánh răng bao Z6 của bộ truyền hành tinh sau làm cho các bánh răng hành tinh cố gắng quay theo chiều dương xung quanh bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4. Tuy nhiên cần dẫn Cd2 được giữ lại không cho quay bởi phanh số B1 và phanh số lùi B3, các bánh răng hành tinh sau Z5 quay theo chiều dương trong khi các bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4 quay theo chiều âm. Kết quả là các bánh răng hành tinh trước quay theo chiều dương xung quanh bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4, trong khi cũng quay xung quanh trục của nó theo chiều dương. Do vậy truyền chuyển động quay theo chiều dương đến các bánh răng bao trước Z1 qua C1 đến trục sơ cấp của hộp số.
2.3.2. Phương án 2.
Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Ravigneaux
Tổ hợp Wilson - Ravigneaux. Với bánh răng mặt trời bị khóa cứng và bánh răng bao trở thành đầu vào của hộp số, số bậc tự do của bộ truyền Wilson (1) đã được xác định hết. Do đó, bậc tự do của cả hộp số lúc này là số bậc tự do của bộ truyền Ravigenaux (2) phía sau. Qua các cơ cấu điều khiển, bộ truyền Wilson tạo ra nhiều đầu vào khác nhau cho bộ truyền Ravigneaux và lập nên những tỉ số truyền khác nhau cho hộp số. Tương tự như sơ đồ trên, cũng chỉ có 5 số truyền có thể được sử dụng trong sơ đồ này nhằm giảm bớt sự phức tạp về kết cấu.
Tổ hợp này đem lại 5 số truyền chỉ với 5 cơ cấu điều khiển là 3 ly hợp C1, C2, C3 cùng với 2 phanh dải B1, B2.
2.3.3. Phương án 3.
Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson.
Tổ hợp Wilson – Simpson tạo ra được hộp số tự động 5 số tiến. Tổ hợp có 6 cơ cấu điều khiển bao gồm các ly hợp C1 đến C4 và phanh B1, B2. Dựa vào việc điều khiển đóng mở ly hợp và các phanh thông qua hệ thống thủy lực mà hộp số cho ra những tốc độ khác nhau.
2.3.4. Phương án 4.
Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson.
* Cấu tạo gồm 2 phần :
Phần trước là bộ truyền tăng với cơ cấu hành tinh Wilson có 2 tỷ số truyền được điều khiển bằng ly hợp khoá C0, phanh B0, được ghép song song trong mạch truyền lực của cơ cấu hành tinh.
Phần sau là cơ cấu hành tinh simpson gồm dãy hành tinh phía trước và dãy hành tinh phía sau. Hai dãy này được điều khiển qua các ly hợp khoá C1, C2, phanh B1, B 2, B3 và các khớp một chiều F1,F2.
* Nguyên lý hoạt động :
a) Số “2”.
Khi xe giảm tốc với cần chọn số ở vị trí số “2” khi đó ly hợp C0, C1, các phanh B1, B2 đóng, khớp một chiều F0, F1 khoá.
Trục thứ cấp quay theo chiều dương, cần dẫn Cd2(+), bánh răng Z3 bị khoá bởi phanh B2 và khớp một chiều F1, bánh răng Z4 quay theo chiều dương, các bánh răng Z0, Z1và cần dẫn Cd1 quay cùng một khối theo chiều dương dẫn đến bánh tuabin quay theo chiều dương và kết quả là phanh bằng động cơ được thực hiện.
b) Số 1 số “L”.
Khi xe giảm tốc với cần chọn số ở vị trí số “1” khi đó ly hợp C0, C1, các phanh B3 đóng, khớp một chiều F0, F2 khoá.
Dòng công suất được truyền từ trục thứ cấp đến trục sơ cấp, lúc này xảy ra hiện tượng phanh bằng động cơ. Đường truyền dòng công suất được chia làm 2 nhánh : Nhánh 1 : Trục thứ cấp quay theo chiều dương, bánh răng Z8 (+), cần dẫn Cd2 quay theo chiều dương, bánh răng Z7 quay theo chiều (+) quanh trục của nó bắt chặt trên cần dẫn, bánh răng Z6 quay theo chiều âm và bánh răng Z3 cũng quay theo chiều âm. Bánh răng Z4 quay theo chiều âm, bánh răng Z5 quay theo chiều dương.
CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC
3.1. Các thông số của xe được chọn và thông số cho trước
Các thống số cho trước thê rhieenj như bảng 3.1.
3.1. Xác định công suất của động cơ theo điều kiện cản chuyển động:
Theo điều kiện đầu bài đã cho biết loại ôtô, hệ số cản lăn f, vận tốc Vmax khi xe chạy trên đường nằm ngang, không kéo moóc nên khi đó động cơ phải sinh ra công suất cần thiết là:
Ta có:
ηtl - Hiệu suất của hệ thống truyền lực, có thể xác định theo kinh nghiệm đối với ôtô con: ηtl = 0,93.
G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G = 24500 (N)
f - Hệ số cản lăn của đường, f = 0,018
Vmax - Vận tốc cực đại của ôtô, Vmax = 140 km/h
C - Hệ số cản không khí, với ôtô con C = 0,37 Ns2/m4
F - Diện tích cản chính diện ôtô, khi tính toán đối với ôtô con sử dụng công thức gần đúng sau: F = m.B0.H
Với: m-Hệ số điền đầy diện tích, với m=0,78÷0,85 chọn: m=0,8
B0 - Chiều rộng lớn nhất của xe, B0 = 1,84 m
H - Chiều cao của ôtô, H = 1,85 m
F = 0,8.B.H (m2) = 0,8.1,84.1,85 = 2,72 (m2)
Thay các giá trị vào công thức (3.2) ta được: N = 98,56 kW
Công suất tính theo công thức (3.2) thoả mãn đầu đề đã cho và dùng công suất này để tính toán các phần sau, trên cơ sở đó xác định các đồ thị. Nhưng nếu lấy công suất tính theo công thức (3.2) để chọn động cơ thì chưa đủ vì công suất trên chưa kể đến công suất tiêu hao cho bộ phận tiêu âm, quạt gió, máy phát điện, máy nén khí, …, và các trang bị phụ khác.
Ndc = Nv + (15÷20)% Nv = (113,3÷118,27) (kW)
3.1.2. Xác định công suất cực đại của động cơ:
Ở đây: nN - Số vòng quay của động cơ ứng với công suất lớn nhất, chọn theo xe tham khảo: nN =nemax= 4000 vòng/phút;
nemax - Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ôtô.
Vậy: Thay các giá trị vào công thức (3.3) được: Nv = Nmax = 98,56 kW
3.2. Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.
Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là đường biểu thị mối quan hệ giữa công suất động cơ Ne, mômen động cơ Me theo số vòng quay trục khuỷu ne
Với động cơ diesel 4 kỳ và là xe du lịch ta có :
Nemax= 98,56(kW)
Đối với động cơ diesel 4 kỳ : a = 0,7; b = 1,3 ; c = 1
nN= nemax = 4000 (vg/ph)
Chia khoảng số vòng quay của động cơ từ ne= 400 (vg/ph) đến nemax.l=4000(vg/ph) bởi khoảng chia 400 (vg/ph) . Thay tất cả các số liệu vào công thức (3.4) ta có đường Ne .
3.3. Tính chọn biến mô.
3.3.1. Các thông số cơ bản của biến mô.
3.3.1.1. Hệ số biến mô thủy lực.
Ta có:
MT : Mômen xoắn trên trục tuabin.
MB : Mômen xoắn trên trục bánh bơm.
Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện làm của ôtô khi. Khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc ôtô giảm xuống do đó số vòng quay của trục tuabin giảm xuống dẫn đến MT tăng lên do vậy Kbm tăng lên.Hệ số biến mô Kbm có giá trị lớn nhất khi bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là nT=0.
3.3.2. Lựa chọn biến mô thủy lực thiết kế.
* Đặc điểm của xe:
Xe thiết kế hộp số tự động là xe đa dụng. Đây là loại xe yêu cầu khắt khe về tính ổn định, độ ổn định, sự êm dịu, khả năng tăng tốc nhanh …
* Điều kiện làm việc:
Tải trọng của xe luôn luôn thay đổi, không ổn định .
Trong quá trình hoạt động với điều kiện đường xá Việt Nam, động lực học của xe phải thường xuyên thay đổi do địa hình phức tạp, tăng tốc, phanh nhiều lần …
Vì vậy mà yêu cầu xe phải có tính năng động lực học tốt, khởi hành, tăng tốc một cách nhanh chóng, êm dịu, phát huy được công suất tối đa và đảm bảo sức tiêu hao nhiên liệu là nhỏ nhất.
3.3.3. Tính toán và chọn biến mô thủy lực.
Chọn kích thước thiết kế của biến mô thuỷ lực được tiến hành trên cơ sở dùng phương pháp “tương tự ”. Theo phương pháp này, với chế độ “dừng lại” tương ứng khi phanh bánh tuabin biểu diễn các điểm làm việc đồng thời của biến mô thuỷ lực và động cơ ( MB =Me và nB = ne)
M1 : Mômen trên trục vào của biến mô (bánh B), trong trường hợp này ta lấy M1 = Memax= 263,58 (N.m) là mômen lớn nhất của động cơ phát ra.
λ : Hệ số mômen của biến mô: λ = 3,19.10-6 (ph2/vg2). (theo đồ thị đặc tính không thứ nguyên của biến mô)
γ : Trong lượng riêng của dầu biến mô trong buồng công tác, với dầu trong ở đây ta dùng dầu Dixon II có γ = 8500 (N/m3) .
nb : Số vòng quay tại điểm mà mômen lớn nhất nb = 2400 (vg/ph)
Thay tất cả vào công thức (2.1) ta có : Da =0,2742 (m)
* Nhận xét :
Lấy biến mô với D = 0,275 (m). Với biến mô, khi hệ số biến mô lớn sẽ giúp nâng cao hiệu suất của biến mô và khiến thời điểm li hợp biến mô khóa diễn ra ở tỉ số truyền i nhỏ hơn. Do đó, lựa chọn loại biến mô có hệ số biến mô Kbmmax = 2 để tính toán.
3.3.5. Xây dựng đường đặc tính trên trục ra của biến mô.
Đặc tính trên trục ra của động cơ và biến mô chính là đặc tính ngoài của động cơ mới mà ta sẽ dùng đặc tính này để xây dựng đặc tính kéo của ôtô.
Từ những giao điểm A = i, ta xác định được trị số M và số vòng quay n của trục chủ động của biến mô tương ứng với các tỷ số truyền i đã chọn.
Theo đường đặc tính không thứ nguyên của biến mô, với những giá trị i đã xác định ta sẽ tìm được các giá trị của M, nvà η. Với những thông số này ta sẽ xác định được các đại lượng n2, M2, N2 tương ứng theo các công thức sau đây :
n2 = ibm . n1
M2 = M1.Kbm
Bảng giá trị công suất, mômen, số vòng quay trên trục ra của biến mô thể hiện như 4.5
3.4. Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực.
Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp tổng quát được xác định theo công thức sau:
it = ih.if.i0
Trong đó:
ih: Tỉ số truyền của hộp số chính.
if: Tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối.
i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính.
Với xe 1 cầu chủ động, truyền lực chính loại đơn, có if = 1.
3.4.1. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính.
Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtô đạt được vận tốc cực đại ở tay số cao nhất của hộp số cơ khí khi xe chở đầy tải.
Từ những thông số trên: i0 = 4,12
3.4.2. Xác định tỉ số truyền của từng tay số trong hộp số.
a. Xác định tỉ số truyền ở số truyền 1.
Tỷ số truyền ở tay số 1 cần phải chọn sao cho lực kéo tiếp tuyến phát ra ở các bánh xe chủ động của ôtô có thể khắc phục được lực cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường. Từ phương trình cân bằng lực kéo khi ôtô chuyển động ổn định ta có :
Pkmax ≥ ψmax.G + W.v2
Khi ôtô chuyển động ở số 1 thì vận tốc của nó nhỏ, do đó ta có thể bỏ qua lực cản của không khí. Như vậy:
Pkmax ≥ ψmax.G
G : Trọng lượng của xe khi đầy tải : G = 24500 (N)
ψ : Hệ số cản tổng cộng của đường: ψ = f + tgθ = 0,018 + 0,381 = 0,399
θ : Góc vượt dốc lớn nhất : θ = 20,90
rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động : rb = 0,32 (m).
i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính. i0 = 4,12
ifc: xe không dùng hộp số phụ nên ifc = 1.
Mmax : Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên trục vào của hộp số. Đối với động cơ có sử dụng biến mô thì momen xoắn lớn nhất thu được trên trục ra của bánh tua-bin. (trục bánh tuabin): Mmax = 536 (N.m)
ηt : Với ôtô du lịch ta có ηt = 0,9
Thay vào công thức ta có: ih1 ≥ 1,47
Ta có:
Gφ : Trọng lượng bám của xe. Gφ = m.G2
G2 : Trọng lượng phân ra cầu sau khi xe đủ tải: G2=G0/2
m : Hệ số phân bố tải trọng: m = 1.3
→ Gφ = 1,3.(24500/2) = 15925 (N)
φ = 0.85 : Hệ số bám của đường.
Thay vào công thức trên ta có : ih1 ≤3,35
Như vậy ihi cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên. Ta chọn ih1 = 2,5 để tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian.
b. Xác định tỉ số truyền của các tay số trung gian.
* Chọn số cấp tiến của hộp số:
Đối với xe ôtô con số cấp tiến thường được chọn: n = 4 ÷ 5, chọn: n = 5
Với hộp số tự động, số lùi chịu ảnh hưởng bởi số răng của các bánh răng trong hộp số. Bởi vậy, số lùi sẽ được tính toán sau.
3.5. Đồ thị đặc tính kéo.
* Tính lực cản của đường .
Để xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo của xe, ta tính lực cản của đường theo vận tốc của xe khi chuyển động trên đường nằm ngang (α = 0) có hệ số cản lăn f = 0,018.
Pf = G.f (N)
* Tính lực cản của đường .
Để xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo của xe, ta tính lực cản của đường theo vận tốc của xe khi chuyển động trên đường nằm ngang (α = 0) có hệ số cản lăn f = 0,018; Pf = G.f (N)
Nhận xét:
* Khi ôtô chuyển động ở tay số thấp thì nhân tố động lực học D sẽ lớn hơn so với khi ôtô chuyển động ở tay số cao. Dựa vào đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia khi tải trọng thay đổi có thể xác định được:
+ Giá trị của nhân tố động lực học tại một vận tốc xác định khi tải thay đổi (non tải hay quá tải).
+ Hệ số cản lớn nhất của mặt đường.
+ Xác định vận tốc chuyển động của ôtô khi biết hệ số cản của mặt đường và tải trọng.
CHƯƠNG 4
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỘP SỐ HÀNH TINH
4.1. Thành lập phương trình động học của hộp số.
Hình trên là kết cấu nguyên lý của CCHT Wilson, với bánh răng mặt trời S, bánh răng hành tinh P, bánh răng ngoại luân R ăn khớp với nhau và một cần dẫn C.
* Quan hệ động học của dãy hành tinh
Phương trình động học của dãy hành tinh được viết dựa trên cơ sở xác lập mối quan hệ tốc độ góc tương đối giữa các cặp bánh răng khi dừng giá hành tinh C.
Đặt Z = RR/RS, Z được gọi là đặc tính của dãy hành tinh, dấu âm là để xác định chiều quay của R và S khi dừng giá hành tinh là ngược nhau.
Với công thức trên có thể xác định tốc độ góc của R, S và C khi biết khâu chủ động, khâu bị động và các liên kết trong các phần tử của dãy. Giá trị Z bị hạn chế bởi kích thước của bánh răng hành tinh và của kích thước chung. Giá trị Z thường nhận được từ 1,5 đến 4.
Nhận thấy, trên hộp số Lepelletier các bộ truyền hành tinh cơ sở có mối quan hệ động học song song với nhau, các chuyển động của các bộ phận trong hệ diễn ra một cách đồng thời.
Một bộ truyền hành tinh cơ sở (bao gồm cả bộ truyền bánh hành tinh kép) có 3 phần tử cơ bản là bánh răng mặt trời S, bánh răng ngoại luân R và giá hành tinh C. Bộ bánh răng hành tinh P được coi là khâu liên kết giữa S và R.
Theo phân tích động học của một hộp số, chúng cần một phần tử chủ động và một phần tử bị động. Quan hệ số vòng quay trên trục chủ động chia cho số vòng quay trên trục bị động là tỉ số truyền của cơ cấu hành tinh ở trạng thái đang xét.
4.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt.
Hộp số được lựa chọn có đầu vào là bánh răng ngoại luân R1, đầu ra là bánh răng ngoại luân R2.
4.2.1. Số truyền 1.
C0 đóng, C1 đóng, do đó có . Khâu truyền động là cd OD, ROD, R1,S 1-2, cd2, R2 và các bánh răng hành tinh trên các cần dẫn. Bánh răng S2 chạy không tải, không tham gia truyền chuyển động nên phương trình liên kết của bộ truyền bánh răng hành tinh có S2 có thể loại bỏ trong tính toán.
4.2.2. Số truyền 2.
C0 đóng, C1 đóng, B2 đóng. Dẫn đến khâu truyền động là Cd OD, ROD,C1, R1,cd1. Các bánh răng hành tinh làm nhiệm vụ nối giữa các khâu.
4.2.3. Số truyền 3.
C1, C3,B3 đóng. Khâu truyền động là R1, C1, S2, S3, C2, R2. Không có khâu chạy không.
Nhận thấy trong trường hợp này, bộ truyền Ravigneaux có tỉ số truyền thẳng. Mặt khác có công thức tính tỉ số truyền của hộp số:
ih3 = iWilson .iSimpson
Do đó, ih3 = iWilson. Từ phương trình động học của bộ truyền hành tinh cơ sở, với điều kiện bánh răng mặt trời của bộ Wilson bị khóa cứng nên ωS1 = 0.
4.2.5. Số truyền 5.
B0, B2,C1, C2 đóng. Do đó ωS2 = ωC1 ; ωC2 = ωR1 ; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, S2, C2, R2.
Lúc này bánh răng mặt trời S3 chạy không, không tham gia vào quá trình truyền nên có thể loại bỏ phương trình động học của bộ truyền cơ bản chứa bánh răng S3.
4.2.7. Bảng thống kê tỉ số truyền của từng tay số.
Bảng thống kê tỉ số truyền của từng tay số thể hiện bảng 4.1.
4.3. Tính toán tỉ số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở.
Xét số truyền 3:
ih3 = 1,41 ; Z1 + 1 = 1,41.Z1 ; Z1 = 2,44
Xét số truyền 1:
ih1 = 2,5 ; Z3 = 1,77
Xét số truyền 5:
ih5 = 0.85 ; Z2 = 1,64
Ta thấy Z1, Z2,Z3 thỏa mãn yêu cầu yêu cầu Z = 1,5 ÷ 4.
Ta thấy tỉ số giữa bán kính các bánh răng chính là tỉ số giữa số răng của các bánh răng trong 1 bộ truyền cơ sở xác định, do đó ta có bảng tỉ số giữa các cặp bánh răng xác định trong các bộ truyền như bảng 4.3.
4.4. Tính toán kích thước của các bánh răng trong các bộ truyền.
4.4.1. Chọn vật liệu.
Do tốc độ hoạt động trung bình của xe là tương đối lớn, nên số vòng quay của bánh răng là cao, lựa chọn loại thép hợp kim cho bánh răng cao tốc và làm việc nặng nhọc. Chọn thép hợp kim theo tiêu chuẩn DIN cho toàn bộ hộp số là 34CrNiMo6 có thấm Nitơ bề mặt, có độ cứng HV lần lượt là 300 cho lõi và 750 cho bề mặt, giới hạn chảy σch = 750(MPa), giới hạn bền σb = 965(MPa).
KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, với hộp số được tính ra thấy, do bánh răng mặt trời của bộ truyền cơ sở thứ nhất bị khóa cứng nên bộ truyền này chỉ truyền được theo 1 chiều xác định, còn với bộ truyền Ravigneaux phía sau thì nó có thể truyền được theo 2 chiều khác nhau. Do đó, khi tính bộ truyền thứ nhất lấy KFC = 1, với bộ truyền Ravigneaux và bánh răng hành tinh, do làm việc cả 2 phía nên sử dụng KFC = 0,8
Do đó ta có : NHE= NFE= 60.1.1741.5000 = 522,3.106
Như vậy, NHE và NFE có trị số lớn hơn so với NHO và NFO do đó sử dụng giá trị KHL = KFL = 1.
4.4.4. Xác định các thông số hình học cơ bản của bộ truyền.
4.4.4.1. Xét bộ truyền Wilson.
Ta có:
Kd : là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng. Vật liệu cả 2 bánh răng là thép hợp kim nên ta chọn. Kd = 67,5 (MPa)
MS1 : Mômen xoắn trên bánh răng chủ động.
MS1 được tính theo công thức sau: MS1 = Mt2./(Z1+1)
Với Mt2 : Mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực. Mt2 = 536 (N.m)
MS1 = 536./(1+2,44) = 155,81 (N.m) = 155,81.103 (N.mm)
i : Tỷ số truyền của bánh răng bao R1 và bánh răng hành tinh P1 khi cần dẫn cố định tức thời: i = 3,33
Bề rộng bánh răng mặt trời:
bωS1 = dωS1.ψbd = 40,72.0,35 = 14,2 (mm). Lấy bωS1 = 14 (mm)
Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng bao:
dωR1 = dωS1.Z1 = 40,72.2,44 = 99,35 (mm)
Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng hành tinh:
dωP1 = dωR1.60/200 = 30,82 (mm)
Do đó, khoảng cách trục sơ bộ là: aω1 = (dωR1 – dωP1)/2 = 34,26 (mm)
Chọn mô-đun pháp tuyến cho bộ truyền Wilson cơ sở là m = 2. Chọn trước góc nghiêng răng β = 300.
Số răng của bánh răng bao:
ZR1 = ZS1.100/38 = 17.100/40 = 42,5 (răng)
chọn ZR1 = 43 (răng)
Theo điều kiện đồng trục để đảm bảo các bánh răng đặt đúng tâm:
ZR1 = ZS1 + 2ZP1
ZP1 = (ZR1 - ZS1)/2 = (43 - 17)/2 = 13 (răng)
Theo điều kiện lắp ráp, có số bánh răng hành tinh là 3.
ZR1 + ZS1 = 43 + 17 = 60
Nhận thấy, 60/3 = 20, là 1 số nguyên, đảm bảo được điều kiện lắp ráp: các bánh răng hành tinh được bố trí với các khoảng cách đều nhau.
Kiểm tra điều kiện kề của các bánh răng hành tinh trong bộ truyền Wilson:
ZR1.sin(П/4) – ZP1(1-sin(П/4) > 0
43. sin(П/4) – 13.(1-sin(П/4) = 26,59 > 0
Như vậy là thỏa mãn yêu cầu về lân cận đối với các bánh răng hành tinh.
4.4.4.2. Xét bộ truyền Ravigneaux.
Bộ truyền Wilson đóng vai trò là một hộp giảm tốc hành tinh cho bộ truyền Ravigneaux, do đó có thể xét riêng bộ truyền Ravigneaux trong quá trình tính toán với mômen đầu vào là mômen lớn nhất mà bộ truyền Wilson truyền đến.
Ta có:
Kd là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, vật liệu cả 2 bánh răng là thép hợp kim nên lấy Kd = 67,5.
iSP2 là tỉ số truyền giữa bánh răng mặt trời S2 và bánh răng hành tinh P2 của bộ truyền cơ sở trong Ravigneaux. iSP2 = 60/200
MS2 là mômen xoắn trên bánh răng S2. Do bộ truyền Wilson đặt trước làm nhiệm vụ tạo số truyền giảm nên mômen đầu vào của bộ truyền Ravigneaux là :
MS2 = M2.(Z1+1)/Z1 = 536.3,44/2,44 = 755,67.103 (Nmm)
[σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 1072,73 (MPa).
Bề rộng răng :
bωS2 = dωS2.ψbd = 94,65.0,4 = 37,86 (mm). Lấy bωS2 = 35 (mm)
Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng bao:
dωR2 = dωS2.Z2 = 94,65.1,42 = 134,4 (mm)
Do đó, khoảng cách trục sơ bộ là:
aω2 = (dωR2 + dωS2)/4 = 57,26 (mm)
Chọn mô-đun pháp tuyến cho bộ truyền Wilson cơ sở là m = 2. Chọn trước góc nghiêng răng β = 300.
4.6. Tính bền cho các chi tiết trong hộp số.
4.6.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.
Cũng như phần trước ta tính chế độ một là chế độ mômen truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính và chế độ hai là mômen theo bám từ bánh xe đến. So sánh nếu thấy giá trị mômen nào nhỏ hơn thì ta lấy giá trị mômen đó để tính toán.
* Chế độ 1 : Chế độ tính từ động cơ đến chi tiết tính.
Ta có công thức tổng quát :
Mt = Me2 .i .ηt
Trong đó :
Me2 : là mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực khi bánh tuabin dừng.
Me2 = 536 ( N.m)
i : Tỷ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính (động cơ mới ).
ηt : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, trong trường hợp này ta lấy giá trị : ηt = 1
Ta có, mômen truyền đến trục thứ cấp của hộp số.
Khi xe chuyển động ở số 1:
Mt1 = Me2.ih1 = 536 . 2,48 = 1329,28 ( N.m)
Khi xe chuyển động ở số lùi :
MtL = Me2.ihL = 536 . 2,26 = 1211,36 ( N.m)
* Chế độ 2 : Chế độ tải trọng tính theo bám cực đại của bánh xe với mặt đường.
Ta có:
Gφ : Trọng lượng bám của xe:Gφ = (24500/2).1,3= 15925 (N)
φ : Hệ số bám của bánh xe với mặt đường. φ = 0,85
rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động: rb = 0,32 (m)
i : Tỷ số truyền từ bánh xe đến chi tiết tính. i = i0
Vậy mômen truyền từ bánh xe đến trục thứ cấp của hộp số : M’ = 1051,3 (N.m)
Mômen trên bánh răng mặt trời R1 ở số truyền 1 là: Me2 = 423,93 (N.m)
Qua so sánh 2 giá trị mômen ở hai chế độ ta đã tính toán thì ta thấy ở chế độ 2 thì mômen nhỏ hơn. Vì vậy ta lấy giá trị mômen theo chế độ 2 để tính toán các phần tiếp theo.
4.6.2. Phân tích lực tác dụng lên các bánh răng.
Trên hình các phản lực của khâu bị động tác dụng lên khâu chủ động là nét đứt, của các khâu chủ động tác dụng lên khâu bị động là nét liền.
Từ hình vẽ, trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa. Do đặc tính hình học cơ bản của cả bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn. Do đó trên đường tâm trục của bánh răng hành tinh lực hướng tâm và lực dọc trục bị triệt tiêu.
* Lực vòng:
Ta có : FP1 = FS1 = FR1 = 2134,61 (N)
* Lực hướng tâm:
Vậy FrR1 = 1345,69 (N)
4.7. Tính chọn các phần tử điều khiển.
Để đơn giản trong tính toán, lựa chọn tính toán một số PTĐK cơ bản ở chế độ dừng của động cơ biến mô. Do đó mômen xoắn lớn nhất cần tính toán dựa theo mômen xoắn truyền từ trục tua-bin của biến mô đến phần tử cần được điều khiển. Trên thực tế, mô men xoắn cần có ở các PTĐK được tính rất phức tạp.
Lựa chọn phanh B2 và ly hợp điều khiển C1 để tính toán.
4.7.1. Tính chọn thông số cho phanh B2.
Phanh B2 được sử dụng ở số lùi, ở tay số này momen của cần dẫn C2 được tính như sau:
MC2 = MS2.Z2.
Với : MS2 = M2.Z1
Lấy mômen phanh tính toán là Mp = 1900 (Nm). Do kết cấu và cách bố trí trên hộp số tính toán, không sử dụng phanh dải mà thay vào đó là ly hợp khóa cứng cơ cấu. Đường kính lớn nhất của tấm ma sát ly hợp khóa nên lớn hơn đường kính hoạt động của bánh răng ngoại luân trên bộ truyền Ravigneaux. Lấy d = 220 (mm).
4.7.2. Tính chọn thông số cho ly hợp C1.
Mômen lớn nhất cần truyền qua ly hợp C1 là
MC1 = M2.(1+ZS1/ZR1) = 536.(1+17/43) = 747,9 (Nm).
Khi đó mô men tính toán đối với ly hợp là Mc = β.MC1.
Với: β là hệ số dự trữ ly hợp. Lấy β = 1,3.
Do đó: Mc = 1,3.747,9= 972,279 (Nm).
Với đường kính bao ngoài tấm ma sát của ly hợp phanh B2 là 220 (mm) và vị trí của ly hợp C1, nên lấy đường kính bao ngoài tấm ma sát của ly hợp C1 là
d = 220 (mm)
Do vậy: r2 = 74 (mm)
rtb = (74+110)/2 = 92 (mm)
CHƯƠNG 5
SỐ TỰ ĐỘNG VÀ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN
5. Các sơ đô tổng quát nguyên lý điểu khiển của hộp số tự động
* Tóm tắt về hệ thống điều khiển thủy lực điện từ.
Hệ thống điều khiển của hộp số tự động có nhiệm vụ tự động thay đổi trạng thái làm việc của các PTĐK phù hợp với sự thay đổi các số truyền trong CCHT. Hệ thống điều khiển hiện có trên xe được cấu trúc trên cơ sở điều khiển bằng thủy lực và bổ sung các thiết bị điện tử để tạo thành hệ thống điều khiển thủy lực điện từ. Hệ thống làm việc theo nguyên lý: nhận các tín hiệu từ các trạng thái làm việc tức thời của ô tô để điều khiển các van thủy lực đóng mở đường dầu có áp suất tới các cơ cấu điều khiển theo các quy luật định trước.
Kết hợp với hệ thống điều khiển điện tử bao gồm các cảm biến về nhiệt độ dầu, cảm biến tốc độ đầu vào, đầu ra cùng các tín hiệu nhận được từ các chương trình điều khiển và từ các hệ thống điều khiển điện tử khác có trên xe để đưa ra lựa chọn chuyển số tối ưu nhất cho sự vận hành của xe trên đường. Vì thời gian có hạn, nên sau đây đề tài sẽ trình bày một số sơ đồ nguyên lý của hệ thống điều khiển thủy lực-điện tử.
* Sơ đồ nguyên lý điều khiển thủy lực điện tử
Bơm dầu đưa dầu đến van điều khiển áp suất để đảm bảo áp suất phù hợp để điều khiển các van điện từ. Các van điện từ nhận tín hiệu điều khiển điện từ ECU hộp số để mở đường dầu điều khiển các van chuyển số phân phối dầu có áp suất đến các cụm van điều khiển ly hợp tại các phần tử điều khiển.
* Sơ đồ khối hệ thống điều khiển thủy lực
ECU điều khiển các van điện từ cấp dầu đến điều khiển đóng van điều khiển áp suất biến mô, đồng thời điều khiển van điều khiển ly hợp biến mô cấp dầu đến biến mô; sự chênh lệch áp suất sẽ đóng ly hợp khóa bánh tua-bin với bánh bơm của biến mô.
KẾT LUẬN
Qua quá trình hơn 3 tháng thực hiện thuyết minh và các bản vẽ về đề tài tốt nghiệp “Thiết kế hộp số tự động cho ô tô con”, đồ án đã giải quyết được những vấn đề cơ bản sau đây:
Giới thiệu những đặc điểm cơ bản và phân tích những ưu nhược điểm của hộp số tự động khi sử dụng trên ôtô. Tìm hiểu kết cấu, nguyên lý hoạt động và các phương thức tổ hợp những cơ cấu hành tinh cơ sở có sẵn để tạo nên hộp số có số lượng số truyền mong muốn.
Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hành tinh 5 số tiến, tính toán sức kéo và phân định sơ bộ tỉ số truyền cho từng tay số, đồng thời cho thấy ôtô có hộp số được thiết kế có thể vượt qua được góc dốc giới hạn 20.90 và đạt được vận tốc tối đa tới 140 (km/h), nâng cao tính cơ động của xe khi vận hành trên đường Việt Nam.
Tính toán các kích thước hình học cơ bản của hộp số hành tinh, đảm bảo được sự hợp lý về mặt kích thước của hộp số khi lắp đặt vào hệ thống truyền lực của xe nhằm đáp ứng được khả năng thông qua của xe ở nhiều địa hình khác nhau.
Xe được yêu cầu thiết kế có khoảng thay đổi tải trọng tương đối rộng nên các bộ phận của hộp số hành tinh chịu những tải trọng biến đổi rộng. Do vậy, đồ án căn cứ vào bảng các chế độ tải trọng của hộp số khi hoạt động ở những số truyền khác nhau để lựa chọn và tính toán bền cho một số chi tiết điển hình.
Sau khi tính toán được các kích thước hình học và kiểm tra bền một số chi tiết điển hình, sức kéo của hộp số được tính toán chính xác lại. Do sự liên quan về mặt kích thước hình học giữa các chi tiết của hộp số hành tinh nên khoảng tỉ số truyền của hộp số đã thay đổi so với bước tính toán sơ bộ ban đầu. Sự hiệu chỉnh chính xác sau tính toán đã cho phép các tay số mà ôtô thường xuyên hoạt động gần nhau hơn, tạo điều kiện hoàn thiện các chế độ hoạt động của ôtô. Riêng số I và số II có khoảng chuyển số bị kéo rộng nhưng thời gian làm việc của chúng là không nhiều nên có thể chấp nhận được.
Đề tài với nhiệm vụ thiết kế phần cơ khí cho hộp số tự động, những vấn đề về điều khiển chuyển số chưa được đề cập sâu. Tuy vậy, đồ án cũng mạnh dạn đưa ra các ý tưởng cơ bản để có thể tiếp tục hoàn thiện.
Một số kết quả của đồ án về tổ hợp và phân tích động học của các cơ cấu hành tinh có thể sử dụng được trong thực tiễn đào tạo hoặc thiết kế những hộp số hành tinh mới tối ưu hơn, tận dụng tốt hơn công suất động cơ trong tương lai.
Thiết kế hộp số tự động là một quá trình dài và phức tạp, với yêu cầu của đề tài, đồ án đã hoàn thành cơ bản các nội dung được giao, đảm bảo được tiến độ khi thực hiện đề tài tốt nghiệp. Tuy nhiên, đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, nên rất mong nhận được sự đóng góp của các thầy và các bạn trong bộ môn để có thể hoàn thiện tốt hơn nữa.
Hà Nội, ngày… tháng … năm 20….
Sinh viên thực hiện
……………...
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Tập bài giảng tính toán thiết kế ô tô - PGS.TS. Nguyễn Trọng Hoan
[2]. Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con - PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai - NXB KHKT, 2005.
[3]. Nguyên lý máy, Tập 1 - Đinh Gia Tường, Tạ Khánh Lâm - NXBGD, 2005.
[4]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXBGD.
[5]. Lý thuyết ô tô máy kéo - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng - NXB KHKT, 2007.
[6]. Hướng dẫn làm bài tập lớn lý thuyết ô tô - Lê Thị Vàng.
[7]. Tính toán thiết kế hộp số ô tô - Nguyễn Văn Tài.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"