LỜI NÓI ĐẦU

     Cùng với sự phát triển của nền kinh tế quốc dân, ôtô có vai trò vô cùng to lớn trong công cuộc xây dựng đất nước. Nó là một trong những phương tiện được  sủ dụng phổ biến nhất trong mọi ngành, mọi lĩnh vực khác nhau. Nước ta cùng với sự đi lên của nền kinh tế quốc dân thì ôtô là phương tiện không thể thiếu, đáp ứng nhu cầu đi lại của nhân dân.

    Do mức sống của con người ngày càng cao nên sự đòi hỏi về phương tiện và tiện nghi ngày càng khắt khe. Hiện nay ôtô được trang bị hộp số tự động đã phát triển một cách rất mạnh mẽ. Đặc điểm của loại xe được trang bị hộp số tự động là giúp người lái giảm bớt lao động, xe chuyển số êm dịu, tiết kiệm nhiên liệu và giảm tổn thất công suất động cơ sinh ra. Do đó việc lắp đặt hộp số tự động thay thế hộp số cơ khí loại thường trên loai xe này là một điều hết sức cần thiết, nó có ý nghĩa to lớn về tính năng, tính kinh tế và sự tiện nghi .

    Em vô cùng biết ơn thầy giáo hướng đã hết sức nhiệt tình và tâm huyết khi giúp đỡ em hoàn thành tốt đồ án này. Đồng thời em bày tỏ sự cảm ơn sâu sắc đến các thầy giáo trong bộ môn Ôtô và các bạn bè trong lớp đóng góp những ý kiến hết sức quý báu để xây dựng tốt đồ án này.

   Dù đã rất cẩn thận khi thực hiện đồ án này, nhưng với trình độ và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế nên chắc chắn rằng sẽ không tránh khỏi những thiếu sót và lầm lẫn vì vậy em rất mong có sự đóng góp của các thầy cô giáo và bạn bè để có thể hoàn thiện hơn. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn đến tất cả mọi người đã giúp em hoàn thành tốt đồ án này.

                                                                                                                                           Sinh viên thực hiện

                                                                                                                                              …………………

Chương I

TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

          Hệ thống truyền lực của ôtô là tập hợp tất cả các cơ cấu nối từ động cơ tới bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay, biến đổi giá trị mômen.

 I - NHIỆM VỤ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC.

      -  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 mômen 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.

   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.

 II - PHÂN LOẠI.

    Hệ thống truyền lực trên ôtô được phân loại theo các đặc điểm  sau:

 2.1- Phân loại theo hình thức truyền năng lượng :

       -   Hệ thống truyền lực cơ khí bao gồm  các 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 .

 2.2- Phân chia theo đặc điểm biến đổi các số truyền.

      Phân chia theo đặc điểm biến đổi các số truyền :

-         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 mômen cản từ mặt đường.

2.3 - Phân chia theo phương pháp điều khiển thay đổi tốc độ.

         -    Điều khiển bằng cần số .

         -    Điều khiển bán tự động .

         -    Điều khiển tự động.

  Phân biệt giữa điều khiển bán tự động và điều khiển tự động thông qua số lượng cơ cấu điều khiển trong buồng lái .

  Hiện nay chúng ta thường gặp :

        -  Hệ thống truyền lực cơ khí có cấp điều khiển bằng cần số ( manual transmissions ).

        -  Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực điều khiển tự động (Automatic Transmissions ).

III. KHÁI QUÁT VỀ HỘP SỐ TỰ  ĐỘNG

 III.1 - Hộp số tự động là gì ?.

      Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số khi đạp chân ga nhằm mục đích tăng tốc độ xe. 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 các lý do trên, nên điều cần thiết đối với các lái xe là 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.

     Ở hộp số tự động, những nhận biết như vậy của lái xe là không cần thiết, lái xe không cần phải chuyển số mà việc chuyển lên hay xuống đến số thích hợp nhất được thực hiện một cách tự động tại thời điểm thích hợp nhất theo tải động cơ và tốc độ xe.

 III.2 - Các ưu điểm của hộp số tự động.

     So với hộp số thường, hộp số tự động có các ưu điểm sau:

-         Nó làm giảm mệt mỏi cho lái xe bằng cách loại bỏ các thao tác cắt ly hợp và thường xuyên phải chuyển số .

-         Nó chuyển số một cách tự động và êm dịu tại các tốc độ thích hợp với chế độ lái xe do vậy giảm bớt cho lái xe sự cần thiết phải thành thành thạo các kỹ thuật lái xe khó khăn và phức tạp như vận hành ly hợp .

-         Nó tránh cho động cơ và dòng dẫn động khỏi bị quá tải, do nó nối chúng bằng thuỷ lực ( qua biến mô ) tốt hơn so với nối bằng cơ khí.

 III.3 - Phân loại hộp số tự động .

     Thông thường hộp số tự động có thể chia làm hai loại :

-         Loại hộp số sử dụng trên ôtô FF : Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động .

-         Loại hộp số sử dụng trên ôtô FR : Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động.

     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 “.

 III.4 - Các bộ phận chính trong hộp số tự động & chức năng cơ bản của chúng.

     Hiện nay có rất nhiều loại hộp số tự động khác nhau, chúng được cấu tạo theo một vài cách khác nhau nhưng các chức năng cơ bản và nguyên lý hoạt động của chúng là giống nhau.

     Hộp số tự động bao gồm một vài bộ phận chính. Chúng thực hiện phần lớn các chức năng của hộp số tự động, các bộ phận này phải vận hành chính xác cũng như phải kết hợp chặt chẽ với nhau. Để hiểu biết đầy đủ hoạt động của hộp số tự động, điều quan trọng là phải nắm được các nguyên lý cơ bản của các bộ phận chính.

     Hộp số tự động bao gồm các bộ phận chính sau :

-         Bộ biến mô.

-         Bộ bánh răng hành tinh .

-         Bộ điều khiển thuỷ lực hoặc điện.

-         Bộ truyền động bánh răng cuối cùng (Đối với loại hộp số tự động sử dụng trên ôtô FF).

-         Các thanh điều khiển.

-         Dầu hộp số tự động.

 III.4.1 -  Bộ biến mô thuỷ lực.

     Biến mô thuỷ lực được lắp ở đầu vào của chuỗi bánh răng truyền động hộp số và được bắt bằng bulông vào trục sau cuả trục khuỷu thông qua tấm truyền động.

     Bộ biến mô được đổ đầy bằng dầu hộp số tự động, nó làm tăng mômen do động cơ tạo ra và truyền  mômen này đến hộp số hoặc đóng vai trò như một khớp nối thuỷ lực truyền mômen đến hộp số.

     Trên xe có lắp hộp số tự động, bộ biến mô cũng có tác dụng như bánh đà của động cơ. Do không cần có một bánh đà nặng như vậy trên xe có hộp số thường, nên xe có hộp số tự động sử dụng tấm truyền động có vành bên ngoài dạng vành răng dùng cho việc khởi động động cơ bằng bằng mô tơ khởi động. Khi tấm dẫn động quay với tốc độ cao cùng với biến mô thuỷ lực, trọng lượng của nó sẽ tạo nên sự cân bằng tốt nhằm ngăn chặn sự rung động khi quay với tốc độ cao.

     Các chức năng của bộ biến mô:

-         Tăng mômen do động cơ tạo ra.

-         Đóng vai trò như một ly hợp thuỷ lực để truyền hay không truyền mômen động cơ đến hộp số.

-         Hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực.

-         Có tác dụng như một bánh đà để làm đều chuyển động quay của động cơ.

-         Dẫn động bơm dầu của hệ thống điều khiển thuỷ lực.

III.4.2 - Bộ bánh răng hành tinh.

     Bộ bánh răng hành tinh được đặt trong vỏ hộp số chế tạo bằng hợp kim nhôm. Nó có trể thay đổi tốc độ đầu ra hoặc chiều quay của hộp số, sau đó truyền chuyển động này đến bộ truyền động cuối cùng.

     Bộ bánh răng hành tinh bao gồm : Các bánh răng hành tinh để thay đổi tốc độ đầu, ly hợp và phanh hãm dẫn động bằng áp suất thuỷ lực để điều khiển hoạt động của bộ bánh răng hành tinh, các trục để truyền công suất động cơ và để bôi trơn các vòng bi giúp cho tuyền động quay được êm dịu.

     Chức năng của bộ bánh răng hành tinh như sau:

-         Cung cấp một vài tỷ số truyền bánh răng để thay đổi mômen và tốc độ của bánh xe chủ động phù hợp với sức cản của đường và nhu cầu sử dụng tốc độ của ôtô.

-         Đảo chiều quay của trục ra để thực hiên lùi xe.

-         Tạo vị trí trung gian cho phép xe dừng lâu dài khi động cơ vẫn hoạt động.

III.4.3 - Hệ thống điều khiển thuỷ lực.

     Hệ thống điều khiển thuỷ lực bao gồm các te dầu có tác dụng như một bình chứa dầu, bơm dầu để tạo ra áp suất thuỷ lực, các loại với các chức năng khác nhau, các khoang và ống dẫn dầu để đưa dầu hộp số đến các ly hợp, phanh và các bộ phận khác của hệ thống điều khiển thuỷ lực. Phần lớn các van của hệ thống thuỷ lực được đặt vào trong bộ thân van nằm bên dưới các bánh răng hành tinh.

     Chức năng của hệ thống điều khiển thuỷ lực như sau :

-         Cung cấp dầu thuỷ lực đến bộ biến mô.

-         Điều chỉnh áp suất thuỷ lực do bơm dầu tạo ra .

-         Chuyển hoá tải trọng động cơ và tốc độ xe thành “ tín hiệu thuỷ lực”.

-         Cung cấp áp suất thuỷ lực đến các ly hợp và phanh để điều khiển hoạt động của bánh răng hành tinh.

-         Bôi trơn các chi tiết chuển động quay bằng dầu.

-         Làm mát biến mô và hộp số bằng dầu.

III.4.4 - Bộ truyền động cuối cùng.

     Trong hộp số tự động có vi sai được đặt nằm ngang, hộp số và bộ truyền động cuối cùng được đặt chung trong cùng một vỏ. Bộ truyền động cuối cùng bao gồm một cặp bánh răng giảm tốc cuối cùng ( bánh răng chủ động và bị động ) và các bánh răng vi sai.

     Chức năng của bộ truyền động cuối cùng cũng giống như trên xe có cầu cầu sau chủ động, nhưng nó dùng các bánh răng côn xoắn làm các bánh răng giảm tốc cuối cùng. Do vậy, trong bộ truyền động cuối cùng của hộp số tự động có vi sai, dầu hộp số tự động được sử dụng thay cho dầu bánh răng hypoit.

III.4.5 - Dầu hộp số tự động ( ATF ).

     Dầu khoáng có gốc dầu mỏ cấp cao đặc biệt được trộn lẫn với một vài phụ gia đặc biệt dụng để bôi trơn hộp số tự động.

     Loại dầu này được gọi là dầu hộp số tự động (viết tắt là ‘ATF’) để phân biệt với các loại dầu khác.

     Loại dầu ATF nhất định phải luôn được dùng cho hộp số tự động. Sử dụng dầu ATF không đúng tiêu chuẩn hay sử dụng dầu ATF thích hợp nhưng hoà trộn chất phụ gia không đúng tiêu chuẩn sẽ làm giảm phẩm cấp của dầu hộp số tự động.

     Để đảm bảo đúng chức năng của hộp số tự động, mức dầu cũng rất quan trọng.

     Chức năng của dầu ATF :

-         Truyền mômen trong bộ biến mô.

-         Điều khiển hệ thống điều khiển thuỷ lực, cũng như hoạt động của ly hợp và phanh.

-         Bôi trơn các bánh răng hành tinh và các chi tiết chuyển động khác.

-         Làm mát các chi tiết chuyển động.

Chương 2

CÁC SỐ LIỆU CHO TRƯỚC VÀ SỐ LIỆU  XE THAM KHẢO

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE KIA - PREGIO

     Bảng các thống ố kỹ thuật của xe tham khảo

    I- TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ CƠ KHÍ THƯỜNG TRÊN XE PRÊGIÔ 12 CHỖ.

     Hộp số trên xe PRÊGIÔ 12 chỗ là loại hộp số cơ khí thường :

     Đây là loại hộp số có 3 trục. Trục sơ cấp và trục thứ cấp được bố trí đồng trục với nhau.Hộp số có 5 cấp và một số lùi, trong đó tay số 4 là tay số truyền thẳng, tay số 5 là số truyền tăng. Theo sách giới thiệu về xe PRÊGIÔ ta tra được các tỷ số truyền của các tay số như sau:

         Tay số 1    :       Tỷ số truyền    :    4.011

         Tay số 2    :       Tỷ số truyền    :    2.272

         Tay số 3    :       Tỷ số truyền    :    1.425

         Tay số 4    :       Tỷ số truyền    :    1.000

         Tay số 5    :       Tỷ số truyền    :    0.831

         Tay số lùi  :       Tỷ số truyền    :    3.958 .

     Từ các số liệu tổng quan về xe tham khảo và tỷ số truyền của hộp số trên ta xây dựng được các đồ thị biểu thị nhân tố động lực học và lực kéo  của hộp số cơ khí thường trên xe tham khảo như sau :

Đồ thị biểu thị nhân tố động lực học

Đồ thị biểu thị lực kéo của hộp số.

     Từ các đồ thị trên mà ta xây dựng được, ta căn cứ vào đó để làm số liệu tham khảo để tính toán biến mô thuỷ lực cũng như bộ truyền hành tinh trong hộp số tự động mà ta cần thiết kế.

II- XÁC ĐỊNH V_MAX CỦA XE VỚI CÔNG SUẤT CÓ ÍCH.

     Ta có :

                   N_v = N_f + N_ự + N_t          (2.1)

     Trong đó :

                   N_v : Công suất cản không khí.

                   N_f : Công suất tiêu hao cho việc khắc phục lực cản lăn.

                   N_ự : Công suất cản không khí.

                   N_t : Công suất tiêu hao cho hệ thống truyền lực.

   Khai triển công thức ( 2.1 ) ta có :

                          N_v = (  + ).      ( 2.2 )

      Trong đó :

                   G : Tổng trọng lượng của xe khi đầy tải.

                   K : là hệ số cản của không khí   : K = 0,029 ( KG.s²/m⁴ ).

                   F : Diện tích cản chính diện của ôtô.

                           F được xác định bởi công thức gần đúng : F = B.H

                                B : chiều rộng cơ sở của xe  : B = 1810 mm

                                H : chiều cao cơ sở của xe   : H = 1970 mm

                      =>       F =1810.1970 = 3,57 (m )

      ỗ_t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, được lấy khi ôtô chạy ở vận tốc v_max, biến mô được nối cứng. Theo thực nghiệm ta có : ỗ_t = 0,93 (với  xe du lịch).

      f : Hệ số cản lăn của mặt đường  f = 0,02

      N_v : Công suất cực đại của động cơ       N_v = 118.46 ( mã lực )

    Thay tất cả các số liệu vào công thức (2.2) ta có :

                     (  +  ) . = 118.46

     Từ đó ta có vận tốc lớn nhất của ôtô là : v_max = 139 (km/h).

III- XÂY DỰNG ĐƯỜNG 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 N_e, mômen động cơ M_e theo số vòng quay trục khuỷu n_e .

      Đẻ xác định được đường đặc tính ngoài của đọng cơ ta dựa vào công thức thực nghiệm của Lây Đecman :

                 N_e = N_emax. [a.() + b.()² - c.()³]   (2.3)

      Với động cơ diesel và là xe du lịch ta có : ở= n_x/n_N = 1.1

                                 N_emax=90 mã lực

                                 a = 0,7   b = 1,5   c = 1,2

                                 n_N=4000 (vg/ph)

      Chia khoảng số vòng quay của động cơ từ n_e=400 (vg/ph) đến n_emax.l=4400(vg/ph) bởi khoảng chia 400 (vg/ph) . Thay tất cả các số liệu vào công thức (2.3) ta có đường N_e .

      Mặt khác ta lại có công thức :       M_e = 716.2.  (2.4)

      Thay N_e ở trên vào ta có đường biểu diễn M_e.

      Thiết lập đường đặc tính mômen  

   Thay các số liệu vào công thức (2.3) và (2.4) ta có bảng sau:

Chương 3

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN BIẾN MÔ THUỶ LỰC

    Trong hệ thống trên xe có hộp số tự động người ta thay ta thay biến mô thuỷ lực vào vị trí của ly hợp ma sát nhằm  thực hiện truyền lực vô cấp .

     Biến mô thuỷ lực trong hộp số tự động nhằm thực hiện các chức năng :

-         Tăng mômen do động cơ tạo ra.

-         Đóng vai trò như một ly hợp thuỷ lực để truyền hay không truyền mômen từ động cơ đến hộp số.

-         Hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực.

-         Có tác dụng như một bánh đà để làm đồng đều chuyển động quay của động cơ.

-         Dẫn động bơm dầu của hệ thống điều khiển thuỷ lực.

 3.1- CẤU TẠO CỦA BIẾN MÔ THUỶ LỰC HỖN HỢP CÓ MỘT BÁNH PHẢN ỨNG.

     Biến mô thuỷ lực gồm có 3 bộ phận cơ bản :

3.1.1-  Cánh bơm  - B.

      Cánh bơm gắn liền với vỏ biến mô, nó có rất nhiều cánh biên dạng cong được bố trí theo hướng kính ở bên trong. Vành dẫn hướng được bố trí trên cạnh trong của cánh bơm để dẫn hướng cho dòng chảy của dầu. Vỏ của biến mô được nối với trục khuỷu động cơ qua tấm dẫn động.

3.1.2-  Rôto tuabin- T .

     Cũng như cánh bơm, rôto tuabin có rất nhiều cánh dẫn được bố trí bên trong. Hướng cong của các cánh dẫn này ngược chiều với cánh dẫn trên cánh bơm. Rôto tuabin được lắp trên trục sơ cấp hộp số.

3.1.3-  Stato và khớp một chiều (Bánh phản ứng - P).

     Stato được đặt giữa cánh bơm và rôto tuabin. Nó được lắp trên trục stato, và trục này được lắp cố định vào vỏ hộp số qua khớp một chiều. Các cánh dẫn của stato nhận dòng dầu khi nó đi ra khỏi rôto tuabin và hướng nó đập vào mặt sau của cánh dẫn trên cánh bơm làm cho cánh bơm được cường hoá.

     Khớp một chiều cho phép stato quay cùng chiều với trục khuỷu động cơ. Tuy nhiên nếu stato có xu hướng quay theo chiều ngược lại, khớp một chiều sẽ khoá stato lại không cho nó quay. Do vậy stato quay hay bị khoá phụ thuộc vào hướng của dòng dầu đập vào cánh dẫn của nó.

3.2- NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA BIẾN MÔ THUỶ LỰC.

     Ba bộ phận của biến mô tạo nên vòng khép kín để chất lỏng chảy qua. Khi cánh bơm được dẫn động quay từ trục khuỷu động cơ, dầu trong cánh bơm sẽ quay cùng với cánh bơm. Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên, lực ly tâm làm cho dầu bắt đầu văng ra và chảy từ trong ra ngoài dọc theo các bề mặt của cánh dẫn. Khi tốc độ của cánh bơm của cánh bơm tăng lên nữa, dầu sẽ đẩy ra khỏi cánh bơm và đập vào các cánh dẫn của rôto tuabin làm cho rôto tuabin bắt đầu quay cùng một hướng với cánh bơm. Do góc nghiêng của cánh dẫn stato được bố trí sao cho dòng dầu ra khỏi cánh dẫn stato sẽ có hướng trùng với hướng quay của cánh cánh bơm. Vì vậy cánh bơm không những chỉ được truyền mômen từ động cơ mà nó còn được bổ sung một lượng mômen của chất lỏng từ stato tác dụng vào, và một chu kì mới lại tiếp tục. Điều đó có nghĩa là cánh bơm đã được cường hoá và sẽ khuếch đại mômen đầu vào để truyền đén rôto tuabin.

     Chức năng của khớp một chiều:

        Khi tốc độ quay của cánh bơm và rôto tuabin có sự chênh lệnh tương đối lớn (tốc độ của cánh bơm lớn hơn tốc độ của rôto tuabin ) thì dòng dầu sau khi ra khỏi rôto tuabin vào cánh dẫn của stato sẽ tác dụng lên stato một mômen có xu hướng làm stato quay theo hướng ngược với cánh bơm. Để tạo ra hướng dòng dầu sau khi ra khỏi cánh dẫn của stato tác dụng lên cánh dẫn của cánh bơm theo đúng chiều quay của cánh bơm thì khi này stato phải được cố định tức là khớp một chiều khoá.

        Khi tốc độ quay của rôto tuabin đạt gần đến tốc độ của cánh bơm, lúc này tốc độ quay của dòng dầu sau khi ra khỏi rôto tuabin tác dụng lên cánh dẫn của stato có xu hướng làm stato quay theo hướng cùng chiều cánh bơm, vì vậy nếu stato vẫn ở trạng thái cố định thì không những không có tác dụng cường hoá cho cánh bơm mà còn gây cản trở sự chuyển động của dòng chất lỏng gây tổn thất tăng. Vì vậy ở chế độ này stato được giải phóng để quay cùng với rôto tuabin và cánh bơm (khớp một chiều mở). Lúc này biến mô làm việc như một ly hợp thuỷ lực thông thường.

         Bỏ qua ma sát giữa các cơ cấu ta có phương trình cân bằng mômen của hệ quay:

                       M_B +  M_T + M_P  = 0     (3.1)  

    Trong đó :

            M_B : Mômen trên bánh bơm.

            M_T : Mômen trên rôto tuabin.

            M_P : Mômen trên bánh phản ứng.

    Công thức (3.1) còn được viết dưới dạng :

                       M_B + M_P = - M_T           (3.2)

    Công thức trên cho thấy khả năng biến đổi mômen của biến mô có được là nhờ bánh phản ứng. Bánh phản ứng này được đặt trên khớp một chiều sao cho ở các tỷ số truyền i nhỏ ( tải lớn ) thì nó bị khoá cứng, còn khi tỷ số truyền đạt được một giá trị nào đó thì nó bắt đầu quay cùng vói bánh tuabin. Khi bánh tuabin đứng yên thì nó chịu một mômen M₃ và tạo nên hiệu ứng mômen. Còn khi bánh phản ứng quay (M₃=0) thì biến mô làm việc như một ly hợp thuỷ lực:

                       M_B = - M_T

3.3 - PHÂN LOẠI BIẾN MÔ THUỶ LỰC.

        Biến mô thuỷ lực được phân loại dựa theo vào :

3.3.1- Dựa vào số bánh tuabin trong một buồng làm việc.

       - Biến mô một cấp : Có một cánh bơm, một bánh tuabin, một hoặc hai bánh phản ứng.

       - Biến mô thuỷ lực hai cấp : Có một cánh bơm, hai bánh tuabin, một hoặc hai bánh phản ứng.

       - Biến mô nhiều cấp : Có ngiều bánh tuabin trong buồng làm việc.

3.3.2 - Dựa vào dạng bánh tuabin.

      - Biến mô thuỷ lực có bánh tuabin ly tâm.

      - Biến mô thuỷ lực có bánh tuabin hướng trục.

      - Biến mô thuỷ lực có bánh tuabin hướng tâm.

3.3.3 - Dựa vào chiều quay của bánh tuabin so với bánh bơm.

      - Biến mô thuận : Chiều quay của bánh tuabin trùng với chiều quay của bánh tuabin. Loại này mômen thay đổi cả về trị số và dấu.

      - Biến mô nghịch : Chiều quay của bánh tuabin ngược với chiều quay của bánh bơm. Loại này chỉ có mômen thay đổi về giá trị mà không thay đổi về dấu.

3.3.4 - Biến mô có chế độ truyền thẳng.

   Mục đích :

         Khi số vòng quay của trục tuabin và số vòng quay của trục bánh bơm bằng nhau ( n_T = n_B) làm cho dầu không có khả năng truyền năng lượng dẫn đến hiệu suất của biến mô giảm xuống bằng không. Để khắc phục hiện tượng thì trên biến mô có bố trí thêm một ly hợp ma sát làm việc trong dầu.

    Cấu tạo :

         Phần chủ động của ly hợp là vỏ biến mô, gắn liền với bánh bơm, trên bề mặt trong của vỏ biến mô có một mặt phẳng dạng vành khăn tạo lên mặt phẳng tựa của ly hợp .

         Phần bị động gắn với trục của bánh tuabin, trên bề mặt của đĩa bị động có gắn bề mặt ma sát bằng bề mặt ma sát.

         Khi khớp khoá biến mô hoạt động, nó sẽ quay cùng với cánh bơm và rôto tuabin. Việc ăn và nhả khớp của khớp khoá biến mô được quyết định bởi sự thay đổi của hướng chảy dòng dầu thuỷ lực trong bộ biến mô.

         Nhả khớp : Khi xe chạy ở tốc độ thấp, dầu có áp suất chảy đến phía trước của khớp khoá. Do áp suất dầu ở phía trước và phía sau của khớp khoá bằng nhau, nên khớp khoá nhả ra.

         Ăn khớp : khi xe chạy ở tốc độ trung bình và cao ( thông thường là trên 60 km/h), dầu có áp suất chảy đến phần sau của khớp khoá cứng. Do vậy, pittông khoá bị ép vào vỏ biến mô. Kết quả  là khớp khoá biến mô và vỏ trước của biến mô quay cùng với nhau ( có nghĩa là khớp khoá biến mô được ăn khớp ).

       Do yêu cầu phải làm việc êm dịu nên ta còn bố trí thêm các lò xo giảm chấn, chúng được bố trí theo chu vi của đĩa để tạo nên khả năng giảm chấn.

3.4- CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BIẾN MÔ THUỶ LỰC.

3.4.1 - Hệ số của biến mô thuỷ lực .

                                          K_bm =

   Trong đó :

                 M_T : Mômen xoắn trên trục tuabin.

                 M_B : Mômen xoắn trên trục bánh bơm.

       Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện lam việc 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 M_T tăng lên do vậy K_bmtăng lên.Hệ số biến mô K_bm có giá trị lớn nhất khi bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là n_T=o. Ngược lại khi lực cản giảm đi, vận tốc của ôtô tăng lên thì hệ số biến mô giảm xuống. Vậy tính chất tự động làm việc thay đổi mômen xoắn của biến mô thuỷ lực là do tác động của dòng chất lỏng lên các cánh tuabin bị thay đổi khi số vòng quay thay đổi.

3.4.2 - Tỷ số truyền của biến mô.

         Tỷ số truyền của biến mô (i_bm) là tỷ số giữa số vòng quay của trục bánh tuabin n_T và số vòng quay của trục bơm n_B.

                                          i_bm =

3.4.3- Hiệu suất của biến mô.

                                          ỗ_bm = = K_bm.i_bm

       Trong đó :

                  N_T : Công suất phát ra trên trục bánh tua bin của biến mô.

                  N_B : Công suất trên trục bánh bơm của biến mô.

3.4.4 - Hệ số độ nhạy.

        Độ nhạy của biến mô thuỷ lực được đặc trưng bởi hệ số ẽ :

                                           ẽ =

       Trong đó :

                   ở : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin K = 1.

                   ở₁ : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin n_T = 0.

3.5 - LỰA CHỌN BIẾN MÔ THIẾT KẾ.

   Đặc điểm của xe:

      Xe thiết kế hộp số tự động là xe du lịch 12 chỗ. 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.

     Yêu cầu và căn cứ để lựa chọn biến mô thuỷ lực:

-         Biến mô phải truyền hết được công suất lớn nhất và mômen lớn nhất của động cơ.

-         Vùng điều chỉnh rộng với hiệu suất cao, nghĩa là phải có hệ số biến mô càng lớn càng tốt, tỷ số truyền ứng với thời điểm khi biến mô thuỷ lực chuyển sang chế độ ly hợp lớn.

      Qua những phân tích ở trên ta chọn biến mô thuỷ lực hỗn hợp là loại nhạy, một cấp và có chế độ truyền thẳng. Như vậy mới đảm bảo được những yêu cầu của xe thiết kế.

3.6 - TÍNH TOÁN VÀ CHỌN BIẾN MÔ THUỶ 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 ( M_B =M_e và n_B = n_e ) thì đường kính thiết kế của biến mô bằng :

                                   D_a =        (2.1)

      Trong đó :

             M₁ : Mômen trên trục vào của biến mô (bánh B), trong trường hợp này ta  lấy  M₁ =M_emax=24,765 (KG.m) là mômen lớn nhất của động cơ phát ra.

              ở : Hệ số mômen của biến mô    ở = 3,19.10^-6 (ph²/vg²).

              ó : Trong lượng riêng của dầu biến mô trong buồng công tác, với dầu trong ở đây ta dùng dầu Dixon II có ó = 850 (KG/m³) .

              n_b : Số vòng quay tại điểm mà mômen lớn nhất    n_b = 2400 (vg/ph)

     Thay tất cả vào công thức (2.1) ta có :

                                  D_a == 275 (mm)

   Nhận xét :

              Căn cứ vào chủng loại xe mà ta thiết kế hộp số tự động, công suất, mômen của động cơ đặt trên xe, đường kính ngoài D_a và tham khảo một số loại biến mô ta chọn được loại biến mô loại nhạy có đường đặc tính không thứ nguyên như đồ thị dưới đây :

3.7 - CÁC THÔNG SỐ CỦA BIẾN MÔ THUỶ LỰC ĐƯỢC CHỌN.

            -    Độ nhạy của biến mô thủy lực ẽ :

                                ẽ = = =2.24

           -    Đường kính của biến mô thuỷ lực :

                                D_a = 275 (mm)

-         Giới hạn công suất mômen truyền được:

                      N = 20 ữ 160  (mã lực)

-    Hiệu suất của biến mô :

                      ỗ_max = 0,91

-         Trọng lượng riêng của dầu trong biến mô :

                      ó = 850  (Kg/m³)

-     Hệ số biến đổi mômen lớn nhất:

                      K_max = 2.7

3.8 - XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH TRÊN TRỤC VÀO CỦA BIẾN MÔ.

        Đường đặc tính trên trục vào của biến mô là đường biểu diễn mối quan hệ giữa mômen trên trục chủ động của bánh bơm M₁ theo số vòng quay của nó:

                                 M₁ = f(n₁, ở)

        Ta có công thức biểu diễn mối quan hệ đó:

                                 M₁ = ở₁. ó.n.D    (2.2)

         Đối với biến mô hỗn hợp loại nhạy do hệ số mômen thay đổi, để xác định được M₁ thì phải xác định được các giá trị ở₁. Từ đồ thị đặc tính không thứ nguyên của biến mô ứng với mỗi giá trị của tỉ số truyền i_bm ta sẽ xác định được hệ số biến đổi mômen ở₁. Với những giá trị của ở₁ này ta tính được trị số mômen ứng với những giá trị khác nhau của số vòng quay của trục biến mô (n₁ = n_e).

        Thay các giá trị vào công thức (2.2) ta có :

     Tại i = 0            có ở_1-0 = 3,19.10^-6                 =>   M_1-0  = ở_1-0. ó. n.D

     Tại i = 0,2         có ở_1-0.2 = 3,19.10^-6               =>   M_1-0.2  = ở_1-0.2. ó. n.D   

     Tại i = 0,4         có ở_1-0.4 = 3,19.10^-6               =>   M_1-0.4  = ở_1-0.4. ó. n.D (2.4)

     Tại i = 0,6         có ở_1-0.6 = 3,19.10^-6               =>   M_1-0.6  = ở_1-0.6. ó. n.D   

     Tại i = 0,75       có ở_1-0.75 = 3,19.10^-6              =>   M_1-0.75  = ở_1-0.75. ó. n.D   

     Tại i = 0,91       có ở_1-0.91 = 3,19.10^-6              =>   M_1-0.91  = ở_1-0.91. ó. n.D   

        Chia dải tốc độ số vòng quay n₁ từ 0 ữ 4400 vg/ph thành các khoảng cách nhau 400 vg/ph.  Thay các giá trị trên vào công thức (2.4) ta được các giá trị trong bảng :

       Nhận xét :

             Từ đồ thị ta thấy ứng với từng giá trị của ở₁ theo tỷ số truyền i_bm ta xác định tập hợp đường M₁. Khi vẽ đồ thị đặc tính trên trục vào của biến mô M₁ và đồ thị đặc tính ngoài động cơ M_e cùng một tỷ lệ thì các giao điểm của đương M₁và M_e là các giao điểm A(n,M). Diểm A là điểm làm việc đồng bộ của động cơ và biến mô thuỷ lực, điểm A là một tập hợp điểm tuỳ theo chế độ tải trọng trong khoảng tỷ số truyền của biến mô thuỷ lực i_bm=0 ữ 0.91.

  Tại tỷ số truyền i_bm= 0          =>   A₁( 2750 , 24.731 ).

Tại tỷ số truyền i_bm= 0,2       =>   A₂( 2930 , 24.25 ).

  Tại tỷ số truyền i_bm= 0,4       =>   A₃( 2900 , 24.093 ).

  Tại tỷ số truyền i_bm= 0,6       =>   A₄( 3260 , 23.911 ).

Tại tỷ số truyền i_bm= 0,75     =>   A₅( 3530 , 23.62 ).

Tại tỷ số truyền i_bm= 0,91     =>   A₆( 3900 , 21.72 ).

      Tuy nhiên với biến mô thuỷ lực đặt trên ôtô thì vùng làm việc thường xuyên của biến mô là vùng có hiệu suất là vùng có hiệu suất từ ỗ = 80% cho đến ỗ_max.

      Qua đồ thị M₁ trên ta thấy tập hợp các điểm A_i là điểm làm việc đồng bộ của động cơ và biến mô thuỷ lực. Các điểm làm việc đồng bộ giữa động cơ và biến mô của biến mô ta đã chọn phần nào đó đã thoả mãn các yếu tố : Công suất, mômen, tính kinh tế nhiên liệu. Nhưng do đặc điểm của xe ta thiết kế nên trong đồ án này điểm làm việc đồng bộ tại trị số ỗ = 80% đến ỗ = 91% thì điểm A tưong ứng với điểm thiên về mômen khi đó sẽ tận dụng được lực kéo.

 3.9 - 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 Mvà số vòng quay ncủa 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 ỗ. 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 =i . n₁           (2.5)

                                                 M₂ =M.K_bm       (2.6)

                                                 N₁ = M.n         (2.7)

                                                 N₂ = N₁.ỗ             (2.8)

       Từ những số liệu trên ta lập được bảng các giá trị và đồ thị đặc tính trên trục ra của động và biến mô có nghĩa là biểu thị mối quan hệ sau :

                                                 M₂ , N₂ = f(n₂)

                                 Đồ thị thị đặc tính quy dẫn trên trục ra của biến mô.

      Kết luân :

         Trên cơ sở biến mô thuỷ  lực đã chọn ta xây dựng được đường đặc tính trên trục ra của biến mô. Đây là những số liệu cơ bản cho việc tính toán các phần còn lại sau này. Ta có thể coi sự kết hợp của biến mô thuỷ lực và động cơ như là một động cơ mới, các số liệu tính toán cho phần tiếp theo dựa trên các số liệu của động cơ mới để tính toán. Trong trường hợp ở tay số truyền tăng tức là khi biến mô thuỷ lực đã được nối cứng thì công suất, mômen lấy theo giá trị của động cơ cũ đặt trên xe.

                                                    Chương 4

SƠ ĐỒ BỐ TRÍ CHUNG CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ HỘP SỐ CƠ KHÍ

     I - BỐ TRÍ CHUNG CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC.

       Như đã nói ở phần trước, việc tính toán thiết kế hộp số tự động dựa trên cơ sở của loại xe du lịch KIA - PREGIO 12 chỗ ngồi. Động cơ nằm ngang đặt trước, cầu sau chủ động.

       Hệ thống truyền được bố trí :

    Đầu ra của trục khuỷu được nối với biến mô, sau biến mô là hộp số hành tinh, các đăng, vi sai, bán trục và ra bánh xe chủ động. Ta chọn phương án là hộp số hành tinh do chúng có rất nhiều ưu điểm nổi bật so với hộp số cơ khí thường.

     II - PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ  HỘP SỐ CƠ KHÍ.

       Với biến mô thuỷ lực thì hệ số biến mô K = 2,0 ữ 2,7, nó không đáp ứng được sự thay đổi của tải, mặt đường tác động lên xe. Muốn mở rộng pham vi điều chỉnh ( tức là duy trì vùng làm việc trong khoảng hiệu suất của biến mô thuỷ lực xung quanh vùng có trị số hiệu suất ỗ_max ) ta phải phải bố trí thêm hộp số cơ khí.

      Ngoài sự thay đổi của hệ số biến mô thuỷ lực K_bm trong biến mô thuỷ lực thì người ta phải bố trí thêm hộp số cơ khí trong từng thời gian thì hệ số K sẽ thay đổi theo từng tay số.

       Hộp số cơ khí có hai dạng phổ biến được dùng trên ôtô, bố trí sau biến mô thuỷ lực:

-         Hộp số thường, chúng có từ 2 đến 3 trục cố định, vị trí tương quan giữa các trục thường tuỳ ý. Hộp số thường có từ 4 đến 5 cấp được sử dụng khá phổ biến trên các loại xe hiện nay.

-         Hộp số hành tinh : Hiện nay chúng đang khá phát triển, được sử dụng khá nhiều trên các xe con và xe du lịch.

       Hộp hành tinh thường được bố trí sau biến mô thuỷ lực vì chúng có các đặc điểm sau:

       Ưu điểm :

-         Kích thước nhỏ gọn.

-         Thời gian phục vụ dài hơn, lực truyền đồng thời qua các cặp bánh răng ăn khớp, ứng suất trên răng nhỏ, có khả năng tự triệt tiêu lực hướng trục.

-         Độ ồn khi làm việc giảm.

-         Đổi số nhẹ nhàng nhờ hệ thống phanh và ly hợp.

       Nhược điểm :

-         Công nghệ chế tạo phứuc tạp, đòi hỏi chính xác cao, cần dẫn, bánh răng ăn khớp nhiều vị trí.

-         Kết cấu phức tạp và đắt tiền.

-         Lực ly tâm trên các bánh răng hành tinh lớn.

I - PHƯƠNG ÁN 1 :

        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.

        Cấu tạo :

       Chức năng hoạt động của các phanh và ly hợp trên sơ đồ như sau :

     Nguyên lý hoạt động :

1 - Dãy "D" số 1.    

        Được tự động thực hiện khi cần chọn số ở vị trí “D”, khi đó ly hợp C₁đóng, đồng thời F₂ cũng tham gia hoạy động. Dòng công suất được truyền như sau :

        Công suất được truyền từ trục khuỷu động cơ qua biến mô tới trục ra của bánh tua bin T. Công suất được truyền qua ly hợp C₁, truyền đến bánh răng bao Z₁ của bộ truyền hành tinh trước làm cho bánh răng bao Z_1­ quay theo chiều dương (tức là chiều quay kim đồng hồ). Đồng thời cũng truyền đến các bánh răng hành tinh trước làm cho chúng quay theo chiều dương.Đến đây dòng công suất được chia thành 2 nhánh :

      Nhánh 1 : Công suất được truyền tới bánh răng mặt trời phía trước Z₃ và trước Z₄, do Z₂ quay theo chiều dương làm cho Z₃, Z₄ quay theo chiều âm (ngược chiều kim đồng hồ) và truyền tới các bánh răng hành tinh bộ truyền hành tinh sau Z₅, do Z₅và Z₄ ăn khớp ngoài nên Z₅ quay theo chiều dương, lúc này cần dẫn Cd₂ có xu hướng quay theo chiều âm. Nhưng do khớp nối một chiều F₂ làm việc nên ngăn không cho Cd₂ quay theo chiều âm làm cho bánh răng hành tinh Z₅ quay xung quanh trục của cần dẫn Cd₂ theo chiều dương làm cho bánh răng bao Z₆ của bộ truyền hành tinh sau quay theo chiều dương. Dòng công suất được truyền tới trục thứ cấp của hộp số .

      Nhánh 2 : Dòng công suất được truyền tới cần dẫn Cd₁ bộ truyền hành tinh trước làm cho Cd₁ quay theo chiều dương (các bánh răng hành tinh quay theo chiều dương) và truyền tới trục thứ cấp hộp số .

2 - Dãy "D" số 2.

      Được thực hiện khi cần chọn số đặt ở vị trí “D”, khi đó ly hợp C­₁ đóng, phanh B₂ đóng và F₁ tham gia hoạt động.

      Dòng công suất được truyền như sau :

         Công suất được truyền từ trục khuỷu động cơ qua biến mô tới trục ra của bánh tuabin T. Do C₁ đóng nên dòng công suất được truyền qua C₁ đến bánh răng bao Z₁ làm cho Z₁ quay theo chiều dương dẫn tới các bánh răng hành tinh của bộ truyền hành tinh trước Z₂cũng quay theo chiều dương và cần dẫn Cd₁ quay theo chiều dương. Cùng lúc đó với sự hoạt động của các bánh răng hành tinh Z₂ làm cho bánh răng mặt trời của bộ truyền hành tinh trước quay theo chiều âm. Tuy nhiên do phanh B₂ hoạt động nên khớp một chiều ngăn không cho chúng quay theo chiều âm.

       ở đây tốc độ quay của các bánh răng hành tinh trước Z₂ quay với tốc độ lớn hơn khi ở số 1. Do Z₃, Z₄ được cố định bởi F₁, F₂ nên cần dẫn Cd₁ quay theo chiều dương làm cho dòng công suất được truyền tới trục thứ cấp hộp số.

3 - Dãy  "D"số 3.

      Được thực hiện khi cần chọn số ở vị trí “D” và biến mô được nối cứng, khi đó các ly hợp C₀, C₁,C₂ đóng, khớp một chiều F₁ cũng tham gia hoạt động.

      Công suất từ trục khuỷu động cơ truyền qua ly hợp C₀ đến trục sơ cấp hộp số. Khi C₁ đóng dòng công suất được truyền qua C₁ dẫn đến bánh răng bao của bộ truyền hành tinh trước Z₁ quay theo chiều dương. Đồng thời dòng công suất được truyền qua C₂ (do C₂ đóng ) đến bánh răng mặt trời Z₃, Z₄ và làm cho Z₃, Z₄ quay theo chiều dương.

      Ta kết hợp hai dòng công suất (bánh răng Z₁ quay theo chiều dương, bánh răng mặt trời Z₃, Z₄ quay theo chiều dương và cùng một tốc độ) làm cho các bánh răng hành tinh không quay xung quanh trục của cần dẫn và bị chêm cứng do bộ truyền hành tinh trước tạo thành một khối và quay theo chiều dương nên công suất được truyền tới trục thức cấp của hộp số.

4 - 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. Nhưng do bánh răng mặt trời bị khoá bởi phanh B₁ và B₂, F₁ nên các bánh răng hành tinh trước quay theo chiều dương. Lực quay đó được truyền đến trục sơ cấp hộp số tạo nên phanh bằng động cơ.

5 - 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 tinhcó 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 trướcZ₁ qua C₁ đến trục sơ cấp của hộp số.

6 - Dãy số "R" số lùi.

     Được thực hiện khi cần chọn số ở vị trí “R”, khi đó ky hợp C₂, phanh B₃ đóng. Dòng công suất được truyền từ động cơ qua biến mô đển trục sơ cấp của hộp số. Mặt khác qua ly hợp C₂ và làm cho bánh răng mặt trời Z₃, Z₄ quay theo chiều dương. Đồng thời ta cố định cần dẫn Cd₂ của bộ hành tinh sau bằng phanh B₃ nên các bánh răng hành tinh Z₅ quay theo chiều âm, bánh răng bao Z₆ của bộ hành tinh sau cũng quay theo chiều âm và làm cho trục thứ cấp của hộp số quay ngược chiều với trục sơ cấp của hộp số thực hiện số luì.

II -  PHƯƠNG ÁN 2 :

     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 diều khiển qua các ly hợp khoá C₁, C₂, phanh B₁, B ₂, B₃ và các khớp một chiều F₁,F₂.

     Nguyên lý hoạt động :

1 - Dãy  "D" số 1.

      Ly hợp C₀, C₁ đóng các khớp một chiều F₀,F₂ khoá.

      Dòng công suất được truyền như sau :

        Công suất được truyền từ trục khuỷu động cơ qua biến mô tới trục ra của bánh tua bin T. Qua cần dẫn Cd₁, vì ly hợp C₀ đóng nên cần dẫn Cd₁và bánh răng Z₀ quay cùng tốc độ theo chiều dương. Kết quả các bánh răng hành tinh bị chêm cứng (không quay xung quanh cần dẫn). Các bánh răng Z₀, Z₁, Z₂quay cùng một khối và cùng một tốc độ với bánh tua bin. Dòng công suất tiếp tục được truyền đến C₁, Z₅(+), đến đây dòng công suất được truyền theo 2 nhánh :

           Nhánh 1 : Giả thiết cần dẫn gị giữ không quay được và làm cho Z₅, Z₄ quay theo chiều dương, Z₃, Z₆ quay theo chiều âm. Do cần dẫn Cd₃ bị hkoá bởi khớp một chiều F₂ nên Z₇, Z₈quay theo chiều dương.

           Nhánh 2 : Giả thiết bánh răng mặt trời Z₃ bị giữ không cho quay. Khi đó dòng công suất tiếp tục được truyền như sau : Z₅(+),Z₄(+), cần dẫn Cd₂ quay theo chiều dương.

          Kết hợp cả 2 nhánh cho ta trục thứ cấp quay theo chiều dương.

2 - Dãy  "D" số 2.

      Ly hợp C₀, C₁, phanh B₂ đóng, các khớp một chiều F₀, F₁ khoá.

      Dòng công suất được truyền như sau :

          Trục sơ cấp (+), bánh rơm (+), bánh tuabin (+). Cần dẫn Cd₁, bánh răng Z₀, Z₁, Z₂ quay cùng một khối (+), ly hợp C₁ khóa nên Z₅ quay theo chiều dương. Vì F₁ khoá nên bánh răng Z₃ không quayngược chiều kim đồng hồ, Z₅ quay theo chiều dương, Z₄ quay theo chiều dương, cần dẫn Cd₂ quay theo chiều dương và trục thứ cấp quay theo chiều dương.

3 - Dãy  "D" số 3.

       Ly hợp C₀, C₁, C₂, phanh B₂ đóng (phanh B₂ đóng dùng để phanh bằng động cơ khi giảm tốc, vì với số 3 thường làm việc ở vận tốc cao) khớp một chiều F₀ khoá .

       Dòng công suất được truyền như sau :

          Trục sơ cấp (+), bánh bơm (+), bánh tuabin (+), cần dẫn quay theo chiều dương, các bánh răng Z₀, Z₁, Z₂ quay cùng một khối và cùng tốc độ với bánh tuabin. Ly hợp C₁,C₂ đóng, các bánh răng Z₃, Z₄, Z₅ quay cùng một khối theo chiều dương. Kết quả là trục thứ cấp quay theo chiều dương cùng một tốc độ với bánh tuabin tức là tỷ số truyền bằng 1.

4 - Dãy  "D"số 4 (số truyền tăng OD) .

       Ly hợp C₁,C₂, phanh B₂,B₀ đóng .

       Dòng công suất được truyền như sau :

          Trục sơ cấp (+), bánh bơm (+), bánh tuabin (+), cần dẫn Cd₁ quay theo chiều dương, bánh răng Z₀ bị giữ không quay bởi B₀, bánh răng Z₂ quay theo chiều dương (nhanh hơn vận tốc của bánh tuabin ). Vì các ly hợp C₁, C₂ đóng nên các bánh răng Z₃, Z₄, Z₅ quay cùng một khối theo chiều dương, cùng tốc độ với bánh răng Z₂. Kết quả là trục thứ cấp quay theo chiều dương với vận tốc góc lớn hơn vận tốc góc của bánh tuabin.

5 - Số lùi.

       Ly hợp C₀, C₂ và phanh B₃ đóng, các ly hợp và phanh khác mở.

       Dòng công suất được truyền như sau :

          Trục sơ cấp (+), bánh bơm (+), bánh tuabin (+), cần dẫn Cd₁ quay theo chiều dương, vì ly hợp C₀ đóng nên các bánh răng Z₀, Z₁, Z₂ quay cùng một khối bằng vận tốc góc với trục của bánh tuabin. Ly hợp C₂ đóng nên bánh răng mặt trời Z₃ và Z₆ quay theo chiều dương. Cần dẫn Cd₃ bị giữ bởi phanh B₃ nên bánh răng Z₇ quay theo chiều âm, vì vậy bánh răng Z₈ quay theo chiều âm. Kết quả là trục thứ cấp quay theo chiều âm.

6 - Số "2".

       Khi xe giản 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.

       Dòng công suất được truyền như sau:

         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 qảu là phanh bằng động cơ được thực hiện.

7 - Số 1 số "L". 

       Khi xe giản 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 xẩy 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.

         Nhánh 2 : Giả thiết bánh răng Z₃ được giữ không quay.

           Trục thứ cấp quay theo chiều dương, cần dẫn Cd₂ quay theo chiều dương, bánh răng Z₄ quay theo chiều (+), bánh răng Z₅ quay theo chiều dương .

           Kết hợp cả 2 nhánh cho ta bánh răng Z₅ quay theo chiều dương.

           Ly hợp C₁ dóng nên bánh răng Z₂ quay theo chiều dương. Ly hợp C_o đóng nên các bánh răng Z₂, Z₁, Z₀ và cần dẫn Cd₁ quay cùng một khối theo chiều dương, dòng công suất được truyền đến trục sơ cấp kết quat là phanh bằng động cơ xảy ra.

III - PHƯƠNG ÁN 3 :                              

IV - PHƯƠNG ÁN IV :

      Chức năng hoạt động của các phanh và ly hợp trên sơ đồ như sau :

     Phân tích các ưu nhược điểm của từng phương án :

-         Phương án 1 : có kết cấu đơn giản hơn gồm hai bộ bánh răng hành tinh đơn ghép với nhau, có hai trục sơ cấp và thứ cấp. Do kết cấu có số lượng là ba số truyền nên số lượng phanh, ly hợp ít và đơn giản nên việc bbó trí hệ thống điều khiển dễ dàng hơn.

-         Kết cấu của hệ thống điều khiển đơn giản.

-         Phù hợp với điều kiện công nghệ cũng như công nghệ của nước ta.

-         Tuy nhiên, phương án này có ba số truyền, không có số truyền tăng nên công suất của động cơ không được tận dụng triệt để.

-         Phương án IV : Về mặt kết cấu của hộp số phương án IV gần giống như phương án I, nhưng phía sau có bố trí thêm bộ truyền hành tinh OD. Kết cấu của phương án IV phức tạp hơn so với phương án 1 vì phương án IV có 4 tốc độ với số 4 là số truyền tăng nên tận dụng được công suất hơn. Nhưng ngược lại thì kết cấu của hộp số phức tạp hơn, số lượng bộ truyền bánh răng hành tinh, các ly hợp cũng như phanh nhiều hơn so với hộp số của phương án I. Hệ thống điều khiển phải có kết cấu phức tạp hơn.

-         Phương án II : Xét về mặt cấu trúc thì phương án II cũng như kết cấu của phương án IV nhưng có sự xắp xếp các cơ cấu khác nhau. Bộ truyền có 4 tốc độ trong đó số truyền 4 là số truyền tăng nên nó phát huy tốt công suất, do các cụm hành tinh và các phanh, ly hợp được bố trí khá tốt nên chúng có không gian chiếm chỗ nhỏ.

-         Phương án III : Về mặt kết cấu của hộp số phương án IV gần giống như phương án I nhưng được cấu tạo thêm một bộ truyền số truyền tăng OD, bộ số truyền tăng này lại được bố trí bên dưới nên không gian chiếm chỗ sẽ lớn hơn và có kết cấu phức tạp hơn.

Lựa chọn phương án :

         Qua phân tích ưu nhược điểm của từng phương án thiết kế, đồng thời căn cứ vào đặc điểm của xe thiết kế cũng như các yêu cầu chung. Ta nên chọn thiết kế theo phương án II là khả thi nhất cho loại xe du lịch 12 chỗ có cầu sau chủ động.

Chương 5

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ HÀNH TINH

5.1 - TÍNH TOÁN VÀ CHỌN TỶ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC.

5.1.1 - Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính i₀.

       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. Ta có công thức xác định tỷ số truyền của truyền lực chính :

                               i₀ = 0,377.         (4.1)

  Trong đó :

           i₀ : Tỷ số truyền của tryền lực chính.

           i_h : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số cao nhất. Với phương án đã chọn thì tỷ số truyền cao nhất ứng với tay số OD có tỷ số truyền bằng 0.9.

           n_v : Số vòng quay của động cơ khi ôtô đạt vận tốc lớn nhất

                            n_v = 4400 (vg/ph)

           v_max : Vận tốc cực đại của xe    v_max = 140 (km/h)

           r_b : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động .

               Ta có r_b = ở.r₀

                    r₀ : Bán kính thiết kế của bánh xe

                               r₀= B + .25,4 = 215 + .25,4 = 392,8 (mm)

                        B :  Là bề rộng của lốp.

                        d :  Đường kính của vành lăng bánh xe

                      ( Với xe tham khảo, có kí hiệu của lốp là : P215/70R14)

                Chọn  ở = 0,935.

              Với các số liệu trên ta có :

                         r_b = 0,935.392,8 = 367,3 mm = 0,3673 m

            Thay các giá trị vào công thức (4.1) ta có :

                          i₀ = 0,377. = 4.84

5.1.2 - Xác địng tỷ số truyền của hộp số ở tay số 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 :

             P_kmax ≥ ứ_max.G + W.v²  (4.2)

      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:

              P_kmax ≥ ứ_max.G              (4.3)

   Khi đó :

              i_h1 ≥               (4.4)

   Trong đó :

          G : Trọng lượng của xe khi đầy tải : G = 3545 (Kg) (Theo xe tham khảo).

          ứ : Hệ số cản tổng cộng của đường

                     ứ = f + tgố = 0,018 + 0,381 = 0,399

          r_b : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động :  r_b = 0,3673 m.

          i₀ : Tỷ số truyền của truyền lực chính.   i₀ = 4.84

          M₂ : Mômen phát ra tại trục ra của biến mô ( trục bánh tuabin).

                      M₂ = 60.774 ( KG.m)

          ỗ_t : Với ôtô du lịch ta có ỗ_t = 0,9

     Thay vào công thức (4.4) ta có:

                      i_h1 ≥  =1,96    

      Mặt khác lực kéo tiếp tuyến lớn nhất phát ra tại bánh xe chr động P_kmax bị hạn chế bởi điều kiện bám :

                P_kmax ≤ m. Gử.ử                    (4.5)

      Hay :     ≤ Gử.ử       (4.6)

Như vậy theo điều kiện bám thì tỷ số truyền ở số 1 được chọn :

                  i_h1 ≤                      (4.7)

  Trong đó :

             G_ử : Trọng lượng bám của xe.

                    G_ử = m.G₂

                     G₂ : Trọng lượng phân ra cầu sau khi xe đủ tải

                         G₂ = G/2 = 3545/2 = 1772,5 ( Kg)

                       ( Với ôtô du lịch cầu trước và cầu sau được phân bố đều tải trọng)

                    m : Hệ số phân bố tải trọng     m = 1.3

ð                 G_ử = 1,3.1772,5 = 2305 (Kg)

             ử = 0.8 : Hệ số bám của đường.

     Thay vào công thức (4.7) ta có :

                             i_h1 ≤  = 2.59

      Như vậy i_hi cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên. Ta chọn i_h1 = 2.56 để tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian.

 5.1.3 - Xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian.

      Theo ta đã phân tích ở trên và theo phương án thiết kế hộp số hành tinh, với hộp số đã chọn với dãy số D có 4 số tiến trong đó số 4 là số truyền tăng và có một số lùi.

      Ở đây ta chọn hệ thống tỷ số truyền các tay số trung gian của hộp số theo cấp số nhân. Dựa trên cơ sở sử dụng công suất trung bình khi làm việc ở chế độ toàn tải là không thay đổi trong qua trình gia tốc.

      Công bội của cấp số nhân:

                       q =

      Như vậy ta có tỷ số truyền của tay số 2 là :

                       i_h2 = = = 1,4

      Vậy ta có hệ thống tỷ số truyền của hộp số như sau :

              Tỷ số truyền của tay số 1      : i_h1 = 2,56

              Tỷ số truyền của tay số 2      : i_h2 = 1,4

              Tỷ số truyền của tay số 3      : i_h3 = 1,00

              Tỷ số truyền của tay số 4      : i_h4 = 0, 9

              Tỷ số truyền của tay số lùi    : i_lùi = 1,1. i_h1= 1,1.2,56 = 2,816

5.2 - Phương trình động lực hoc của bộ truyền hành tinh cơ sở.

                              Hình 4.1 : Sơ đồ cấu tạo bộ tuyền hành tinh cơ sở.

                                   M  : Bánh răng mặt trời.

                                   T   : Bánh răng hành tinh.

                                   C   : Cần dẫn.

                                   N   : Bánh răng bao.

       Theo sơ đồ trên thì tỷ số truyền viết được khi dừng cần dẫn như sau :

                                      i = =   (4.8)

   Trong đó :

      n_M,n_N,n_c : Số vòng quay của các bánh răng mặt trời, bánh răng bao và cần dẫn.

      ự_M, ự_N, ự_C : Vận tốc góc của các bánh răng mặt trời, bánh răng bao và cần dẫn.

          K : Được gọi là tỷ số truyền trong i hay đặc tính của dãy hành tinh.

      Giá trị của K được xác định qua số răng Z :

                                         K =   -                 (4.9)

  Với :

        Z_N ,Z_M: Số răng của bánh răng bao, số răng của bánh răng mặt trời.

       ( Dấu “-“ phía trước K xác định chiều quay của bánh răng M và N khi dừng cần dẫn là ngược chiều nhau.

   Qua đó ta có thể rút ra phương trình động học của dãy hành tinh như sau :

                                  ự_M –K. ự_N = ( 1-K ) . ự_C            (4.10)

     Như vậy với công thức (4.10) ta có thể xác định được vận tốc góc của khâu M,N,C khi đã biết khâu nào là chủ động, khâu nào là bị độngvà các liên kết trong các phần tử của dãy.

5.3 - Xác định tỷ số truyền của hộp số.

    Ta có sơ đồ động học của hộp số :

5.3.1 - Xác định tỷ số truyền của số truyền 1 (khi cần dẫn Cd₃ cố định).

    Từ phương trình động học (4.10), ta có thể thiết lập được phương trình động học của dãy hành tinh như sau :

     Bộ truyền hành tinh trước :

               ự_Z3 – K₁. ự_Z5 = (1-K₁). ự_Cd1                         (4.11)

      Tỷ số truyền :  K₁ = - Z₅/Z₁

     Bộ truyền hành tinh sau :

               ự_Z6 – K₂. ự_Z8 = (1-K₂). ự_Cd3                         (4.12)

      Tỷ số truyền :  K₁ = - Z₈/Z₆

     Ngoài ra ta còn có các điều kiện :

                     ự_Cd3   =  0

                     ự_Cd3   =  ự_Z8                                            (4.13)

                     ự_Z3     =  ự_Z6

     Kết hợp các phương trình (4.11) , (4.12) và điều kiện (4.13) ta có hệ phương trình :

                      ự_Z3 - K₁. ự_Z5 = (1-K₁). ự_Z8                      (1)

                      ự_Z3 – K₂. ự_Z8 = 0                                     (2)

    Lấy phương trình (1) trừ đi phương trình (2) ta có :

                      K₂. ự_Z8 - K₁. ự_Z5 = (1-K₁). ự_Z8

                                   -K₁. ự_Z5  = (1-K₁-K₂). ự_Z8

                          - K₁(ự_Z5/ ự_Z8)  = (1-K₁-K₂)

                                 - K₁.i_h1      = (1-K₁-K₂)

                         =>           i_h1         =   =  2.56                    (I)

5.3.2 - Xác định tỷ số truyền của tay số 2.

    Cũng từ phương trình động học của dãy hành tinh cơ bản ta có :

                       ự_Z3 -   K₁. ự_Z5 =  (1-K₁). ự_Cd2                        (4.14)

    Với điều kiện :

                       ự_Z3   = 0

    Từ đó ta có :

                       -K₁. ự_Z5           =   (1-K₁). ự_Cd2

                      - K₁. ự_Z5/ ự_Cd2  =    (1-K₁)

                      -  K₁.i_h2             =   1- K₁

                     =>     i_h2              =   = 1,4                           (II)

5.3.3 - Xác định tỷ số truyền của tay số lùi.

     Phương trình động học của bộ hành tinh số lùi :

                      ự_Z6 -   K₁. ự_Z8 =    (1-K₂). ự_Cd3                           (4.15)

     Với điều kiện :

                       ự_Cd3   =  0

     Nên phương trình (4.15) tương đương với :

                      ự_Z6     = ự_Z8. K₂

                      K₂      = ự_Z6/ ự_Z8

     Vậy           i_lùi  =    K₂                                                             (III )

     Từ 3 phương trình (I), (II) và (III) ta rút ra được hệ phương trình :

                       i_h1   = = 2,56

                       i_h2   =         = 1,4

                       i_lùi   =  K₂

  Từ đó ta có :  K₁= 0,417  ,   K₂ = 1,65

5.4 - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG.

        Về nguyên tắc tính toán thiết kế truyền động bánh răng của truyền động bánh răng hành tinh không khác với việc tính toán thiết kế truyền động bánh răng thông thường. Tính toán được thực hiện cho từng cặp bánh răng ăn khớp, bao gồm các bước thiết kế tính toán và kiểm nghiệm. Khi thiết kế tính toán cần phải lưu ý một vài đặc điểm sau :

-         Vì lực tác dụng và môđun khi ăn khớp của cặp bánh răng khi ăn khớp là như nhau, trong khi đó cặp bánh răng ăn khớp trong có độ bền cao hơn, khi dùng vật liệu như nhau ta chỉ cần tính bền cặp bánh răng ăn khớp ngoài. Khi dùng vật liệu khác nhau ta tính độ bền bánh răng ăn khớp trong nhằm  mục đích chọn vật liệu hoặc kiểm nghiệm.

-         Để giảm tiếng ồn khi làm việc nên giảm  môđun và tăng chiều rộng vành răng. Chọn môđun thống nhất theo tiêu chuẩn để đảm bảo công nghệ sửa chữa, thay thế và lắp giáp.

-         Với hộp số hành tinh thì các cặp bánh răng luôn ăn khớp và có thể mang tải hoặc chỉ quay lồng không do đó làm cho hộp số có nhiều tiếng ồn. Chính vì vậy mà trong hộp số ta sử dụng răng nghiêng vì nó có nhiều ưu điểm nổi bật hơn răng thẳng, làm việc êm  hơn, tải trọng động giảm, chịu được tải trọng lớn.

-         Tuy nhiên với bánh răng nghiêng thì sinh ra lực dọc trục, nếu lực dọc trục lớn thì dẫn đến các ổ bi sẽ lớn, kết cấu trục lớn. Để giảm lực chiều trục ta nên bố trí đối xứng để các lực dọc trục sinh ra sẽ tự triệt tiêu. Chọn góc nghiêng õ nhỏ. Góc nghiêng õ được chọn nhu sau :

                                 Đối với ôtô con  õ = 30 ữ 45 độ.

                                 Đối với ôtô tải  õ = 20 ữ 30 độ.

   Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng õ = 25 độ.

5.4.1 - Chọn vật liệu.

      Thống nhất theo quan điểm  xe có thể sử dụng được sau nhiều lần đại tu, sửa chửa, thay thế và tiện cho việc sản suất hàng loạt vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là như nhau. Tuy nhiên các bánh răng có cùng một môđun nên khi các bánh răng ăn khớp các bánh răng lớn sẽ chịu tải ít hơn, vì vậy mà khi bánh răng bé phải thay thế đại tu thì bánh răng lớn vẫn còn dùng được. Ta chọn là thép hợp kim 25CrMnTi, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC = 56 ữ 63, độ rắn lõi răng HRC = 28 ữ 35. Giới hạn bền ọ = 1600 Mpa. Giới hạn chảy ọ_ch = 1400 Mpa.

5.4.2 - Xác định ứng suất tiếp súc - ứng suất uốn cho phép.

                     [ ú_H ] = ú_Holim.K_HL/ S_H                            (4.16)

                     [ ú_F ] = ú_Folim.K_FL.K_FC/ S_F                      (4.17)

      Trong đó :

           ú_Holim : ứng suất tiếp xúc cho phép.

           ể_Folim : ứng suất uốn cho phép.

           S_H, S_F : Hệ số an toàn khi tính vè tiếp xúc và uốn.

                Tra bảng 6.2 ( Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Tác giả : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển).

                     Ta chọn S_H = 1,2

                                   S_F = 1,55

            K_FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải.

                 K_FC = 0,9 khi đặt tải 2 phía ( Bánh răng quay 2 chiều).

                 K_FC = 1     Khi đặt tải 1 phía ( bánh răng quay một chiều ).

             K_HL, K_FL : Hệ số xét đến ảnh hưởng tuổi thọ, ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng từ động cơ truyền xuống, được xác định theo công thức :

                               K_HL =               (4.18)

                               K_FL =               (4.19)

     Ở đây :

           m_H,m_F : Là đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : m_H = 6, m_F = 9 khi độ rắn HB > 350 và không mai lượn chân răng.

           N_HO: Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

                     N_HO= 30.H                       (4.20)

                    Với thép  25CrMnTi thì độ rắn mặt răng Rocôen H_HB = 605

                   Nên ta có   N_HO = 30.605^2,4 = 14,23.10⁷

          N_FO : Chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

                N_FO = 4.10⁶ đối với tất cả các loại thép.

          N_HE,N_FE : Chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh có   :      N_HE = N_FE = 60.c.n.t_ể                                    (4.20)

               Trong đó  c, n, t_ể : Lần lượt là số lần ăn khớp của một vòng quay, số vòng quay trong một phút, tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.

-         Thời gian sử dụng của ôtô bằng quãng đường hiữa 2 kỳ đại tu chia cho vận tốc trung bình :

                             t_ể =  (giờ)

                S : Quãng đường giữa hai kỳ đại tu   S = 300000 km

                v_tb: Vận tốc trung bình của xe           v_tb = 60 km

    Từ công thức tính vận tốc trung bình của xe ta có :

                             v_tb  =0,377.  =>    n_tb =    (4.21)

      i_h : Tỷ số truyền của hộp số, ta lấy tỷ số truyền cao nhất ở số truyền tăng i_h=0,9

      i_o : Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực .    i_o = 4,84

    Thay các giá trị vào công thức (4.21) ta có :

                              n_tb =  = 1887  (vg/ph)

    Thay các giá trị vào công thức (4.20) ta có :

                              N_HE= N_FE= 60.3.1887.5000 =16,98.10⁸

   Vậy với các giá trị tìm được thay vào công thức (4.18) và (4.19) ta có :

                                 K_HL =  = 0,6615

                                 K_HL =  = 0,3648

   Thay tất cả các giá trị tính toán được vào công thức (4.16) và (4.17) ta có :

                                 [ ú_H ] =   = 760,73                        

   Khi đặt tải một phía :

                               [ ú_F ] =    = 182,4  

5.4.3 - Tính ứng suất tiếp xúc khi quá tải.

         Với bánh răng tôi thấm cácbon, nitơ thì ứng suất tiếp xúc khi quá tải được tính theo công thức :

                              [ú_H]_max = 40.HRCm = 40.60 = 2400 (MPa)                            

     Trong đó :

                HRCm : Độ rắn mặt răng   : HRCm = 60

      Ứng suất uốn khi quá tải :

                             [ú_F]_max = 0,8. ú_ch= 0,8.950 = 760 (MPa) 

 5.4.4 - Tính đường kính vòng lăn của bánh răng mặt trời.

                  d_ự3 = K_d.      (4.22)

     Trong đó :

           K_d : là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng. Tra bảng 6.5 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 . Tác giả : Trịnh chất – Lê văn Uyển ta có :

                   K_d = 43 (MPa)

           M₃ : Mômen xoắn trên bánh răng chủ động Z₃ . M₃ được tính theo công thức sau :

                  M₃ = M_t2.K_1.ỗ_t                          (4.23)

               Với  M_t2 : Mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực.

                      M_t2= 66,774 (KG.m) = 667740 (N.m)

                      ỗ_t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực. Ta lấy ỗ_t = 1.

K₁: Tỷ số truyền của bánh răng mặt trời Z₃ và bánh răng bao Z₅.                           K₁ = 0,417

      Thay các giá trị trên vào công thức (4.23) ta có :

                M₃ =   667740.0,417.1 = 27,85.10⁴ (N.m)

          ứ_bd : Hệ số chiều rộng bánh răng   ứ_bd = 0,4

          c :  Số bánh răng hành tinh trong bộ truyền hành tinh cùng đòng thời ăn khớp với bánh răng mặt trời.  c = 4

      K_Hể = K_c + K - 1.

              Trong đó :

                 K_c : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các bánh răng hành tinh

                            K_c = 1,2

                  K: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Chọn                  K theo bảng 6.5 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tác giả : Trịnh chất - Lê văn Uyển       K=1,1

               Ta có  K_Hể = K_c + K - 1 = 1,2 + 1,1 -1 = 1,3

      K : Tỷ số truyền của bánh răng hành tinh Z₄ và bánh răng mặt trời Z₃.

                                  Số răng của bánh răng hành tinh Z₄

                       K =

                                  Số răng của bánh răng mặt trời Z₃

      Theo công thức (4.1) tài liệu tính toán thiết kế ôtô của tác giả Dương Đình Khuyến thì số răng của bánh răng hành tinh Z₄ được tính theo công thức :

                      Z₄ =

   Ta có :         K =

    Với   :       K₁ = = 0.417     =>    = =  2,4

          Thay vào ta có : K = 0,5.( 2,4 - 1 ) = 0,7

     ứ_bd : Hệ số chiều rộng vành răng. Chọn    ứ_bd = 0,4

     c    : Số bánh răng hành tinh trong bộ truyền hành tinh cùng đồng thời ăn khớp với bánh răng mặt trời . Ta có  c = 4

   Thay các giá trị đã tính ở trên vào công thức (4.22) ta có :

                        d_ự3 = 67,5.    =73,53     (mm) 

    Lấy tròn giá trị     d_ự3 = 73,5     (mm) 

    Từ đó ta có :

         Chiều rộng vành răng :

                   b_ự3 = ứ_bd . d _ự3 = 0,4.73,5 = 29,4   (mm) 

         Môđun :

                   m = =  = 1,96 ữ 2,45   (mm) 

              Chọn theo tiêu chuẩn ta lấy giá trị     m = 2,25 (mm)

        Số răng bánh răng mặt trời :

                   Z₃ =  = 33,3    (răng )

              Quy tròn ta lấy Z₃ = 33 răng

      Số răng bánh răng bao Z₅ :

             Theo công thức  K₁== 0,471   =>    Z₅ = == 79,1 (răng)

              Quy tròn ta lấy Z₅ = 79

5. 5 - KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN CÔNG NGHỆ CỦA CÁC BÁNH RĂNG.

5.5.1 - Tính số răng của bộ hành tinh trước .

       Theo điều kiện đồng trục tức là điều kiện các bánh răng đặt đúng tâm, ta tính được số răng Z₄ như sau :

                             Z₄ =  =23   (răng)

       Kiểm tra theo điều kiện lắp : Tức là điều kiện đảm bảo cho các bánh răng hành tinh được bố trí với khoảng cánh đều nhau.

                    Z₅ + Z₃ = n.c

          c : Số bánh răng hành tinh cùng đồng thời ăn khớp trong bộ truyền hành tinh.

         n : Là một số nguyên bất kì.

              Ta có  79  +  33 = n.4   =>   n = 28 .Với n = 28 là số nguyên nên điều kiện lắp ráp được thoả mãn .

       Kiểm tra điều kiện kề . Điều kiện kề là điều kiện đảm bảo khe hở giũa cảc răng của bánh răng hành tinh lân cận không nhỏ hơn 5 ữ 8 (mm), với mục đích giảm tiêu hao công suất do khuấy dầu. Để thực hiện điều đó phải thoả mãn bất đẳng thức sau:

                               Z₅.sin(ẽ/4) - Z₄(1-sin(ẽ/4) >  0

ð 79.sin(ẽ/4) - 23(1-sin(ẽ/4) = 49,12  >  0

   Kết luận :

      Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp và điều kiện kề đều thoả mãn. Vậy ta có số răng của bộ truyền hành tinh như sau:

              Số răng bánh răng bao                   : Z₅ = 79 (răng)

              Số răng bánh răng hành tinh          : Z₄ = 23 (răng)

              Số răng bánh răng mặt trời             : Z₃ = 33 (răng)

5.5.2 - Tính số răng của các bánh răng bộ truyền hành tinh sau .

       Để đảm bảo tính công nghệ trong chế tạo, cũng như trong sửa chữa thay thế, để giảm giá thành sản phẩm , ta chọn số răng của bánh răng bao bộ truyền hành tinh trước bằng số răng bộ truyền hành tinh sau. Nghĩa là Z₅= Z₈= 79 (răng).

      Mặt khác theo công thức đã có :

                K₂ =  = 1.65     => Z₆ = = 47.88 (răng)

      Quy tròn ta chọn Z₆ =  47 (răng )

     Kiểm tra các điều kiện công nghệ của các bánh răng:

   Theo điều kiện đồng trục số răng cảu bánh răng Z₇ bằng :

                  Z₇ = = 16    (răng)

      Theo điều kiện lắp ráp ta có :

                 Z₈ + Z₆ = n.4     =>   n = = 31,5

          Như vậy điều kiện lắp ráp không được thoả mãn. Vì vậy ta cần chọn lại số răng của bánh răng bao Z₈ = 77 (răng)

                =>    n  = = 31

     Kiểm tra theo điều kiện đồng trục :

                     Z₇ =  = 15 ( răng)

     Kiểm tra theo điều kiện kề :

                               Z₈.sin(ẽ/4) - Z₇(1-sin(ẽ/4) >  0

ð 77.sin(ẽ/4) - 15(1-sin(ẽ/4) = 50,05  >  0

    Kết luận : Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp và điều kiện kề đều thoả mãn. Như vậy ta có số răng của bộ truyền hành tinh sau:

                 Số răng bánh răng mặt trời     :      Z₆= 47 (răng)

                 Số răng bánh răng hành tinh  :      Z₇= 17 (răng)

                 Số răng bánh răng mặt trời     :     Z₈= 77 (răng)

  Trong hộp số hành tinh ta cần thiết kế, bánh răng Z₃ và bánh răng Z₆ được chế tạo liền một khối nên mômen ở hai bánh là như nhau, mặt khác đường kính bánh răng Z₆ lớn hơn đường kính bánh răng Z₃ nên ứng suất uốn cũng như ứng suất tiếp xúc trên bánh răng Z₆ nhỏ hơn trên bánh răng Z₃. Vì vậy ta chỉ cần tính bền cho bánh răng Z₃ thoả mãn là được.

5.5.3 - Tính số răng các bánh răng của bộ hành tinh số tăng OD.

       Theo sơ đồ phương án mà ta thiết kế thì mômen trên bánh răng Z₅ bằng mômen trên bánh răng Z₂, vì vậy để đơn giản cho việc thiết kế ta chọn số răng của bánh răng Z₂ băng số răng của bánh răng Z₅, khi đó ta không cần tính bền cho bánh răng Z₀ nữa.

       Như vậy ta có  Z₂ = Z₅ = 79 răng

        Chọn Z₀ = 31 răng

      Khi đó số răng Z₁được tính theo công thức :

                       Z₁ = = 24 (răng)

          Như vậy điều kiện đồng trục được thoả mãn.

      Kiểm tra theo điều kiện lắp ráp :

                Z₀ + Z₂ = n.c       =>    n = = 27,5

          Điều kiện lắp ráp không được thoả mãn. Ta chọn lại số răng của bánh răng bao Z₀ = 77  răng

ð n = = 27

    Kiểm tra lại theo điều kiện đồng trục :

                    Z₁ = = 23 (răng)    

    Kiểm  tra theo điều kiện kề :

                               Z₂.sin(ẽ/4) - Z₁(1-sin(ẽ/4) >  0

ð  77.sin(ẽ/4) - 23(1-sin(ẽ/4) = 47,71  >  0

       Như vậy điều kiện kề được thoả mãn.

    Kết luận :  Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp và điều kiện kề ta thấy đều thoả mãn. Từ đó ta có số răng của bộ truyền hành tinh số tăng OD như sau :

                 Số răng bánh răng mặt trời     :      Z₀= 31 (răng)

                 Số răng bánh răng hành tinh  :      Z₁= 25 (răng)

                 Số răng bánh răng mặt trời     :     Z₂= 77 (răng)  

5.6 - TÍNH KHOẢNG CÁCH TRỤC VÀ TÍNH  LẠI TỶ SỐ TRUYỀN .                              

5.5.1- Tính toán khoảng cách trục.

   a - Tính khoảng cách trục .

       Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z₃ đến bánh răng hành tinh Z₄:

              A₁ =  = 69,51   (mm)

       Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z₆ đến bán răng hành tinh Z₇ của bộ truyền hành tinh sau :

             A₂= = 74,48(mm)

    b - Tính lại tỷ số truyền.

         Theo công (I), (II) và (III) ta có

                  i_h1 =

                    =  = 2,528

                   i_h2 =    = -1 +=1,394

                  i_OD = =0,713

5.6.2- Thông số hình học của các bánh răng.

          1 .  Môđun pháp tuyến     :  m_n = 2.25 (mm)

          2 .  Bước răng                   :  t = ẽ.m_n = 3,14.2,25 = 7,069   (mm)

          3 . Góc nghiêng của răng :  õ = 25⁰

          4 . Số răng :

                          Z₀ = 31  (răng )

                          Z₁ = 25  (răng )

                          Z₂ = 77  (răng )

                          Z₃ = 33  (răng )

                          Z₄ = 23  (răng )

                          Z₅ = 79  (răng )

                          Z₆ = 47  (răng )

                          Z₇ = 17 (răng )

                          Z₈ = 77  (răng )

          5 . Đường kính vòng chia :  d_ự  = m_n. Z/cosõ

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh số truyền tăng OD:

             Bánh răng bao Z₂:

                       d_ự2 = = 191,16        (mm)

             Bánh răng hành tinh Z₁:

                       d_ự1 = = 62,07        (mm)

             Bánh răng mặt trời Z₀:

                       d_ự0 == 76,96        (mm)

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh trước:

             Bánh răng bao Z₅:

                       d_ự5 = = 196,13        (mm)

             Bánh răng hành tinh Z₄:

                       d_ự4 = = 57,1        (mm)

             Bánh răng mặt trời Z₃:

                       d_ự3 = = 81,93        (mm)

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh sau:

             Bánh răng bao Z₈:

                       d_ự8 = = 191,16        (mm)

             Bánh răng hành tinh Z₇:

                       d_ự7 = = 42,2        (mm)

             Bánh răng mặt trời Z₀:

                       d_ự6 = = 116,68        (mm)

         6 . Đường kính vòng đỉnh răng.

      Đường kính vòng đỉnh răng được tính theo công thức :

                     d_a = d_ự  ±  2.m_n

          Dấu ( - ) ứng với ăn khớp trong, dấu ( + ) ứng với ăn khớp ngoài.

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh số truyền tăng OD:

              Bánh răng bao Z₂:

                     d_a2  = d_ự2  -  2.m_n =  191,16 – 2.2,25 = 186,66   (mm)

              Bánh răng hành tinh Z₁:

                     d_a1  = d_ự1  +  2.m_n =  62,07 + 2.2,25 = 66,57    (mm)

              Bánh răng mặt trời Z₀:

                     d_a0  = d_ự0  +  2.m_n =  76,96 + 2.2,25 = 81,46   (mm)

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh trước:

              Bánh răng bao Z₅:

                     d_a5  = d_ự5  -  2.m_n =  196,13 – 2.2,25 = 191,63   (mm)

              Bánh răng hành tinh Z₄:

                     d_a4  = d_ự4  +  2.m_n =  57,1 + 2.2,25 = 61,6   (mm)

              Bánh răng mặt trời Z₃:

                     d_a3  = d_ự0  +  2.m_n =  81,93 + 2.2,25 = 86,43   (mm)

      *Với bộ truyền bánh răng hành tinh sau :

              Bánh răng bao Z₈:

                     d_a8  = d_ự8  -  2.m_n =  191,16 – 2.2,25 = 186,66   (mm)

              Bánh răng hành tinh Z₇:

                     d_a7  = d_ự7  +  2.m_n =  42,2 + 2.2,25 = 46,7   (mm)

              Bánh răng mặt trời Z₆:

                     d_a6  = d_ự6  +  2.m_n =  116,68 + 2.2,25 = 121,18   (mm)

       7 . Đường kính vòng đáy răng.

       Công thức tổng quát :    d_f = d_ự ±  2,5.m_n

       Dấu ( - ) ứng với trường hợp ăn khớp ngoài. Dấu ( + ) ứng với trường hợp ăn khớp trong.

     Với bộ bánh răng hành tinh số tăng OD :

        Bánh răng bao Z₂:  d_f2 = d_ự2 +  2,5.m_n  = 191,16 + 2,5.2,25 = 196,79 (mm)

        Bánh răng hành tinh Z₁ : d_f1 = d_ự1 -  2,5.m_n  = 62,07 - 2,5.2,25 =56,45 (mm)

        Bánh răng mặt trời Z₀ : d_f0 = d_ự0 -  2,5.m_n  = 76,96 - 2,5.2,25 = 71,34 (mm)

     Với bộ bánh răng hành tinh trước :

        Bánh răng bao Z₅:  d_f5 = d_ự5 +  2,5.m_n  = 196,13 + 2,5.2,25 = 196,79 (mm)

        Bánh răng hành tinh Z₄ : d_f4 = d_ự4 -  2,5.m_n  = 57,1 - 2,5.2,25 =51,48 (mm)

        Bánh răng mặt trời Z₃ : d_f3 = d_ự3 -  2,5.m_n  = 81,93 - 2,5.2,25 = 76,31 (mm)

     Với bộ bánh răng hành tinh sau :

        Bánh răng bao Z₈:  d_f8 = d_ự8 +  2,5.m_n  = 191,16 + 2,5.2,25 = 196,79 (mm)

        Bánh răng hành tinh Z₇ : d_f7 = d_ự7 -  2,5.m_n  = 42,2 - 2,5.2,25 =36,58 (mm)

        Bánh răng mặt trời Z₆ : d_f6 = d_ự6 -  2,5.m_n  = 116,68 - 2,5.2,25 = 111.06 (mm)

     8 . Chiều rộng vành răng.

       Ta có công thức tổng quát tính chiều rộng vành răng :

                b = ứ_bd .d_ự/c

           Với   ứ_bd : Hệ số chiều rộng vành răng, các giá trị được tra theo bảng

 6.6 -Tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập một của tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.

                  c : Số bánh răng cùng ăn khớp.

        Với bộ bánh răng hành tinh số tăng OD:

                Bánh răng mặt trời Z₀ :

                                b₀ = ứ_bd .d_ự0/c = 0,8.76,96 /4 = 15,39 (mm)

                Chọn        b₀  =   20    (mm)

                                b₁  =  18      (mm)

                                b₂ =   20      (mm)

        Với bộ bánh răng hành tinh trước :

                Bánh răng mặt trời Z₃ :

                                b₃ = ứ_bd .d_ự3/c = 0,8.81,93/4 = 16,39  (mm)

                Chọn        b₃  =   20    (mm)

                                b₄  =  18      (mm)

                                b₅ =   20      (mm)

        Với bộ bánh răng hành tinh sau :

                Bánh răng mặt trời Z₆ :

                                b₆ = ứ_bd .d_ự6/c = 0,8.116,68 /4 = 23,34 (mm)

                Chọn        b₆  =   25    (mm)

                                b₇  =  23      (mm)

                                b₈ =   25      (mm)

Chương 6

KIỂM NGHIỆM BỀN CÁC BÁNH RĂNG

A . PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BÁNH RĂNG.

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 :

                   M_t = M_e2 .i .ỗ_t    (5.1)

             Trong đó :

                   M_e2 : là mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực khi bánh tuabin dừng.

                             M_e2 = 66,774 ( KG.m)

                    i  : Tỷ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính (động cơ mới ).

                  ỗ_t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, trong trường hợp này ta lấy giá          

trị     ỗ_t = 1

          Ta có, mômen truyền đến trục thứ cấp của hộp số.

             Khi xe chuyển động ở số 1

                    M_Iit = M_e2.i_h1 = 66,774 . 2,528 = 168,8 ( KG.m)

              Khi xe chuyển động ở số lùi

                    M_Iil = M_e2.i_hl = 66,774 . 2,816 = 188,04 ( KG.m)

     Chế độ 2 : Chế độ tải trọng tính theo bám cực đại của bánh xe với mặt đường.

            Mômen tính toán được xác định như sau :

                               M^’ =    (5.2)

                 Trong đó :

                       G_ử : Trọng lượng bám của xe     G_ử = 1527 (Kg)

                       ử   : Hệ số bám của bánh xe với mặt đường. ử = 0,7

                        r_b  : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động.

                               r_b = 0,3673 (m)

                        i   : Tỷ số truyền từ bánh xe đến chi tiết tính.  i = 5,232

       Vậy mômen truyền từ bánh xe đến trục thứ cấp của hộp số :

                                M^’ =  = 75,04  (KG.m)

        Mômen truyền từ bánh xe đến trục thứ cấp của hộp số :

             Khi xe ở số 1 :

                                M_II^’ = = = 29,68  (KG.m)

             Khi xe ở số 4 :

                                M_II^’ = = = 105,25  (KG.m)

     Qua so sánh 2 giá trị mômen ở hai chế độ ta đã tính toán thì ta thấy ở ché độ 2 thì mômen đều nhỏ hơn. Vì vậy ta lấy giá trị mômen theo chế độ 2 để tính toán các phần tiếp theo.

6.2 - Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng trên hộp số.

                         Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng khi xe ở số 1

6.3 - lực vòng.

      Ta có công thức tổng quát :

                            P_i =        (5.3)

          Trong đó :

                   P_i   : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

                   M_ti : Mômen của bánh răng thứ i.

                   d_i    : Đường kính vòng lăn thứ i.

          Lực vòng tác dụng lên  bộ bánh răng hành tinh số tăng OD :

                           P₂ =    (KG)

      Ta có  : P₀ = P₁ = P₂ = 174,65    (KG)

           Lực vòng tác dụng lên  bộ bánh răng hành tinh trước :

                           P₅ =    (KG)

              Ta có  : P₃ = P₄ = P₅ = 170,23    (KG)

          Lực vòng tác dụng lên bộ bánh răng hành tinh sau :

     Vì bánh răng Z₃ và bánh răng Z₆ được chế tạo liền một khối nên ta có biểu thức tính lực vòng lên bánh răng hành tinh sau :

                        =>    P₆  = =119,53   (KG)

              Từ đó ta có :   P₆ = P₇ = P₈ =119,53   (KG)

6.4 - Lực hướng tâm.

      Ta có công thức tổng quát :

                              R_i = P_i         (5.4)

         Trong đó :

               ỏ : Góc ăn khớp trên vòng tròn đường chia của bánh răng. Theo TCVN với bánh răng không dịch chỉnh   ỏ = 20⁰

               õ : Góc nghiêng của răng.    õ = 25⁰

               P_i: Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

               R_i : Lực hướng tâm.

         Nhận xét : Từ sơ đồ phân tích lực trên ta thấy, với bộ bánh răng hành tinh, ta bố trí 4 bánh răng hành tinh đối xứng, nên các lực hướng tâm đối nhau, vì vậy chúng triệt tiêu nhau. Như vậy theo sơ đồ cấu tạo hộp số tự động thì trong bộ truyền hành tinh không có lực hướng tâm.

6.5 - Lực dọc trục.

      Ta có công thức tính tổng quát :

                             Q_i = P_i.tgõ     (5.5)

      Trong đó :

             P_i : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

       *Với bộ bánh răng hành tinh thứ nhất :

              Q₀ = Q₁ = Q₂ = P₂.tgõ = 174,65.tg25⁰ = 81,44 (KG)

              Q₃ = Q₄ = Q₅= P₃. tgõ = 170,23.tg25⁰ = 79,38 (KG)

              Q₆ = Q₇ = Q₈ = P₆.tgõ = 119,53.tg25⁰ = 55,74   (KG)

     Nhận xét : Theo sơ đồ phân tích lực trên các bánh răng hành tinh và hai bánh răng liền khối Z₂ liền với Z₅ có các lực dọc trục đối nhau nên chúng triệt tiêu nhau.

   Trị số cả các lực tác dụng lên các bộ bánh răng được thiết lập theo bảng :

B - KIỂM TRA BỀN CÁC BÁNH RĂNG.

I - Các dạng hỏng chủ yếu của bánh răng.

     Khi các bánh răng làm việc, tại chỗ tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc thay đổi phức tạp. Chính ứng suất tiếp xúc thay đổi là nguyên nhân gây ra hư hỏng trong bộ truyền bánh răng. Các dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền bánh răng như sau:

1 - Răng bị gãy.

      Do ứng suất uốn thay đổi hoặc do quá tải vè uốn làm cho răng bị gãy rời ra, vết nứt bao giờ cũng ở bên thớ chịu kéo ở dưới chân răng. Răng bị gãy rời ra có thể chèn vào các bộ phận khác gây ra hư hỏng nghiêm  trọng. Để khắc phục dạng hư hỏng này người ta tính bền bánh răng theo sức bền uốn.

Ngoài ra người ta còn có các biện pháp công nghệ để hạn chế hiện tượng này như : Tăng độ chính xác trong chế tạo, tăng độ bóng bề mặt, tang bán kính góc kượn chân răng, dịch chỉnh dương để tăng sức bền uốn.

2 - Tróc vì mỏi bề mặt răng.

      Đó là do ứng suất tiếp xúc gây nên. Đó là dạng hỏng bề mặt chủ yếu trong các bộ truyền được bôi trơn tốt. Sau một thời gian làm việc, những vết nứt do mỏi bề mặt răng xuất hiện và phát triển theo hướng của vận tốc trượt.

      Tróc thường bắt đầu ở vùng gần tâm  ăn khớp ( phía chân răng ) vì tại đây ứng suất tiếp xúc và lực ma sát có trị số lớn nhất.

      Trong quá trình bánh răng làm việc, các vết tróc phát triển và số các vết tróc cũng tăng dần. Do tróc, mặt răng mất nhẵn, dạng răng bị méo mó, tải trọng động tăng lên, quá trình tróc càng trở lên trầm trọng hơn, màng dầu giữa bề mặt tiếp xúc của đôi răng ăn khớp không hình thành được, khiến mặt răng bị mòn hoặc xước nhanh và cuối cùng toàn bộ bề mặt răng phía dưới đường tâm ăn khớp bị phá hỏng.

Bộ truyền nóng nhiều, rung mạnh và kêu to.

      Để tránh tróc bề mặt răng, phải tính toán răng theo độ bền mỏi tiếp xúc.

      Có thể dùng các phương pháp ngăn tróc như : Nâng cao độ rắn của răng bằng nhiệt luyện, tăng góc ăn khớp bằng cách dùng dịch chỉng góc goặc cắt răng bằng dao có góc prôfin lớn, nâng cao cấp chính xác bánh răng, nhất là về chỉ tiêu tiếp xúc.

3 - Dính răng.

      Hiện tượng dính răng thường xảy ra nhiều nhất ở các bộ truyền chịu tải lớn và có vận tốc cao. Tại chỗ răng ăn khớp nhiệt độ sinh ra quá cao, màng dầu bị phá vỡ, làm răng trực tiếp tiếp xúc với nhau. Do áp suất và nhiệt độ cao, đôi răng dính vào nhau và khi chúng chuyển động tương đối, những mảnh kim loại nhỏ bị dứt khỏi răng này bám chặt lên bề mặt răng kia. Kết quả là làm cho bề mặt làm việc của răng bị xước nhiều, dạng răng bị phá hỏng.

      Hiện tượng dính thường hay xảy ra ở các cặp bánh răng làm  bằng cùng một loại vật liệu và không tôi mặt răng.

      Để tránh dính răng, có thể dùng các biện pháp như : Tăng độ rắn và độ nhẵn bề mặt răng, tăng cường làm nguội dầu bôi trơn và chọn cặp vật liệu bánh dẫn – bánh bị dẫn thích hợp. Biện pháp có hiệu quả nhất là dùng dầu chống dính.

II - Tính theo sức bền uốn.

       ứng suất uốn tácdụng lên bánh răng được xác định theo công thức :

            ú_H = K_d . K_ms . K_c. K_tp. K_gc.    (5.6)

         Trong đó :

              P  : Lực vòng tácdụng lên bánh răng.   (MN)

              b  : Chiều rộng vành răng                       (m)

              Y : Hệ số dạng răng . Được tra theo bảng.

              K_d: Hệ số tải trọng động bên ngoài.  K_d = 2,3

              K_õ: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ trùng khớp đối với sức bền bánh răng

              K_ms: Hệ số tính đến ma sát.

                  Với bánh răng chủ động   :   K_ms = 1,1

                         Bán răng bị động        :   K_ms = 0,9

   K_c : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp alứp bánh răng                                  lên trục, với các bánh răng trong bộ ruyền luôn ăn khớp thì    K_c= 1

         K_gc : Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở góc lượn chân răng do phương                                                                          pháp gia cônh gây ra. Với góc lượn không được mài với

bánh răng : K_gc = 1,1

               K_tp : Hệ sốtính đến tải trọng phụ do sai số các bước răng khi gia công

                        K_tp = 1,2

               m_ntb : Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình     m_ntb = 2,25.10^-3 (m)

1 - ứng suất uốn của bánh răng hành tinh Z₁.

        Trong trường này bánh răng Z₁ là bánh răng chủ động do đó :

     + Hệ số tính đến ma sát : K_ms = 1,1.

     + Chiều rộng làm việc của bánh răng b₁ = 18 mm = 0,018 m

     + Số răng tương đương :

                  Z_td1 =  = 34 (răng)

            Tra theo đồ thị 4.17 Tài liệu tính toán thiết kế ôtô - tác giả Dương Đình Khuyến ta có hệ số dạng răng    Y  = 0, 317.

      + Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z₁ :

                P₁ = 174,65 ( KG) = 1746,5 (N) = 1746,5.10^-6 (MN)

      + Môđun pháp tuyến :  m_n = 2,25.10^-3 (m)

      + K_õ :Tra theo bảng 4.18a Tài liệu tính toán thiết kế ôtô - tác giả Dương Đình Khuyến  với :

            Hệ số trùng khớp dọc :

                          ồ_b1 = b₁.  = 1,077

             Hệ số trùng khớp ngang :

                        ồ₁  = [1,88 – 3,2(=1,494

           Khi có các trị số ồ_b1=1,077 và ồ₁  = 1,494 Tra theo đồ thị 4.18 Tài liệu tính toán thiết kế ôtô, tác giả Dương Đình Khuyến ta có K_õ = 1,6

     Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức (5.6) ta có :

              ú_H1 = 2,3 . 1,1 . 1. 1,2. 1,1.  = 90,43  (MPa)

2 - Tính ứng suất uốn bánh răng mặt trời Z₃.

       Trong trừng hợp này bánh răng Z₃ là bánh răng bị động.

      + Hệ số tính đến ma sát :  K_ms = 0,9.

      + Chiều rộng làm việc của bánh răng b₃ = 20 mm  = 20.10^-3(  m)

      + Số răng tương đương :

                            Z_td3 =  = 44 (răng)

           Tra theo đồ thị 4.17 Tài liệu Thiết kế tính toán ôtô , tác giả Dương Đình Khuyến Ta có hệ số dạng răng Y =  0,351.

       + Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z₃

                   P₃ = 170,23 (KG) = 1702,3 (N) = 1702,3.10^-6 (MN)

       + Môđun pháp tuyến  : 

                            m_n = 2,25 mm = 2,25.10­^-3 m

      + K_õ :Tra theo bảng 4.18a Tài liệu tính toán thiết kế ôtô - tác giả Dương Đình Khuyến với :

            Hệ số trùng khớp dọc :

                    ồ_b1 = b₃.  = 1,196

             Hệ số trùng khớp ngang :

                    ồ₃  = [1,88 – 3,2(=1,49

           Khi có các trị số ồ_b1=1,077 và ồ₁  = 1,494 Tra theo đồ thị 4.18 Tài liệu tính toán thiết kế ôtô, tác giả Dương Đình Khuyến ta có K_õ = 1,58

     Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức (5.6) ta có :

             ú_H3 = 2,3 . 0,9 . 1. 1,2. 1,1.  = 59,36  (MPa)

     Vậy  ú_H1 = 90,43 (MPa) < [ú_H] = 178,88 (MPa)

              ú_H3 = 59,36 (MPa) < [ú_H] = 178,88 (MPa)

        Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn.

3 - Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc .

        Khi kiểm tra bánh răng theo sức bền tiếp xúc ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho bánh răng Z₃ của bộ hành tinh trước.

        Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc :

               ú_tx = 0,418.cosõ.           (5.7)

         Trong đó :

             õ : Góc nghiêng của răng : õ = 25⁰

             P : Lực vòng. Như phần trước ta có P₃ = 1702,3 .10^-6 (MN)

             E : Môđun đàn hồi của vật liệu, Với vật liệu là thép 25CrMnTi có :

                           E = 2,1.10¹¹( N/m²) =  2,1.10⁵( N/m²)

                b^’₃ = = 22,07 mm = 22,07.10^-3 m

             r₃,r₄ : Bán kình vòng chia của bánh răng chủ động và bánh răng bị động.

                           r₃ =  = 40,965 mm = 40,965.10^-3 m

                           r₄ =  = 28,55 mm = 28,55.10^-3 m

              ỏ : Góc ăn khớp của răng.

                    Theo tiêu chuẩn TCVN thì bánh răng không dịch chỉnh ỏ = 20⁰

              Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài thì lấy dấu “+“.

              Đối với cặp bánh răng ăn khớp trong thì lấy dấu “-“.

        Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức (5.7) ta có :

             ú_tx= 0,418.cos25⁰.

                 =667,64  (MPa ).

           So sánh giá trị ứng suất tiếp xúc của bánh răng Z₃ với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép : ú_tx= 667,64 (MPa )  < [ú_tx]= 771,19 (MPa ) .Vì vậy bánh rang Z₃ thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

Chương 7

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN Ổ BI

A - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.

      Tính toán thiết kế trục nhằm  xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục nhằm đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ. Muốn cần phải biết trị số, phương chiều, điểm đặt và tải trọng tác dụng lên trục, khoảng cách giữa các gối đỡ lắp trên trục.

      Khi thiết kế kết cấu trục cần xét tới :

-         Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục .

-         Cố định các chi tiết máy trên trục .

-         Kết cấu trục và vấn đề công nghệ .

      Tính toán thiết kế trục được tiến hành theo các bước sau :

1.     Chọn vật liệu .

2.     Xác định tải trọng tác dụng lên trục .

3.     Định các khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .

4.     Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục .

7.1 - Chọn vật liệu cho trục .

      Do đặc điểm của xe thiết kế có các chế độ hoạt động luôn luôn thay đổi, chuyển động với vận tốc cao, tải trọng không ổn định. Do vậy ở đây ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 20CrNi3A của Liên Xô. Cơ tính của thép 20CrNi3A được xác định như sau :

                 Độ rắn HRC từ 46 ữ 53 .

                 Giới hạn bền ú_b = 1000 (MPa).

                 Giới hạn chảy ú_ch = 750 (MPa).

7.2 - Xác định sơ bộ đường kính trục.

       Mục đích : Tìm ra đường kính sơ bộ của trục, chọn được ổ bi có kích thước phù hợp, qua đó xác định được chiều dày các đoạn trục, nhất là các điểm đặt lực. Đồng thời để từ đó ta có thể phác thảo được sơ bộ đường kính trục

       Ta xét sơ bộ trong trường hợp trục chỉ chịu xoắn thuần tuý :

       Ta có công thức ứng suất xoắn :

                 ụ = ≤ [ụ]    =>    d  ≥       (6.1)

           Trong đó :

                  M : Mômen xoắn (Nm) Ta có  M = 667,74.10³ ( Nm)

                  W₀ : Mômen chống xoắn     W₀ = 0,2.d³

                  d :  Đường kính trục.

                  [ụ] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 20CrNi3A thì ứng suất

                         xoắn cho phép là   [ụ] = 74 ( MPa)

        Thay các giá trị vào công thức (6.1) ta có :

            Đường kính trục sơ cấp :

                        d_I  ≥        =        35,6   (mm)

            Đường kính trục thức cấp :

              Ta có mômen trên trục thứ cấp. Ta cần tính khi xe chạy ở số 1:

                          M_II = M_I . i_h1 = 667,74.10³ . 2,528  = 1688,05.10³     (Nmm)

               Từ đó ta có :

                         d_II  ≥        =        48,5   (mm)

        Vậy ta có :

               Đường kính trục sơ cấp    :  d_I ≥    35,6   (mm)

               Đường kính trục thứ cấp   :  d_I ≥    48,5   (mm)

     Như ta đã phân tích ở trên, lực tác dụng lên trục ở phần trước do các cặp bánh răng hành tinh được bồ trí đối xứng nhau do đó các phản lực gây ra uốn trục đều triệt tiêu lẫn nhau. Như vậy trong phần này ta chỉ tính toán trục sơ bộ, kết cấu trục lấy theo kết cấu hộp số sau đó tiến hành kiểm nghiệm bền trục .

7.3 - Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi .

     Khi xácđịnh đường kính trục ở trên ta chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt … Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.

     Kết cấu trục được thiết kế  đảm bảo được độ an toàn tại cáo tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau :

                              S_J =      ≥    [S]          (6.2)

     Trong đó :

              [S]  : Hệ số an toàn cho phép. Thường lấy [S] = 1,5 ữ 2,5

              S_új và S_ụj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ

                               xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j .

                              S_új  =        (6.3)

                              S_ụj  =        (6.4)

        Với :

                 ú_-1, ụ_-1: Là giới hạn mỏi và xoắn chu kì đối xứng. Có thể láy gần đúng

                           ú_-1 = 0,436.ú_b

                           ụ_-1 = 0,58. ú_-1,

               Vật liệu làm trục là 20CrNi3A có thấm cácbon, nên có ú_b = 1000(MPa)

ð   ú_-1 = 0,436.1000 = 436        (MPa)

ð   ụ_-1 = 0,58. 436     = 252,88   (MPa)

       ú_aj, ụ_aj, ú_mj, ụ_mj : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất

                                 tiếp tịa tiết diện thứ j.

                          ú_aj =      

                          ú_mj =      

           Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó :

                  ụ_mj = 0   , ụ_aj = ụ_maxj = T_j / W_0j

           Với T_j : Là mômen xoắn tại tiết diện j.

                    W_0j : Là mômen chống xoắn tại tiết diện j.

           Đối với trục sơ cấp thì    T_I  = 667,74   (Nm)

           Đối với trục thứ cấp thì khi xe chuyển động ở tay số 1 : T_II =1688,05(Nm)

       ứ_ú , ứ_ụ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ mỏi.

           Tra bảng 10.7 Tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một của tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta có :

                      ứ_ú = 0,1

                      ứ_ụ = 0,05

       K_údj , K_ụdj : Là hệ số được xác định theo công thức :

K_údj = ( K_ú/ồ_ú + K_x -1 )/K_y       (6.5)

K_ụdj = ( K_ụ/ồ_ụ + K_x -1 )/K_y        (6.6)

              Trong đó :

                   K_x : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào

                          Phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

                          Tra bảng 10.8 ta có K_x = 1,18

                    K_y : Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền

                           Bề mặt, cơ tính vật liệu.

                            Tra bảng 10.9 ta có : K_y = 1,8

     Ta kiểm tra độ bền mỏi tại một số tiết diện của trục :

        Theo bản bản vẽ hộp số tự động, trục sơ cấp và trục thứ cấp đều có khoan lỗ dầu, do đó cộngthức tính mômen chống uốn như sau:

                        W₀ = ( ð.ợ.d³/16)(1-d₀/d_j)

       Nhưng vì đường kính lỗ khoan rất nhỏ so với đường kính trục, nên ta có thể tính gần đúng theo công thức :

                         W₀ = ( ð.ợ.d³/16)     (6.7)

        Với   ợ = 1,265  Là mômen chống uốn.

                 d : Đường kính trục

                 d₀: Đường kính lỗ khoan.

        Giá trị mômen chống uốn tại một số tiết diện trục sơ cấp và trục thứ cấp hộp số :

      + Trục sơ cấp.

             Tiết diện A : Tiết diện lắp với may ơ bánh tuabin .

              Tiết diện B : Tiết diện lắp với cần dẫn Cd₁.

       + Trục thứ cấp .

                  Tiết diện C : Tiết diện lắp với cần dẫn Cd₂ .

                  Tiết diện D  : Tiết diện lắp với bánh răng bao Z₈.

      Theo công thức (6.5) ta có giá trị mômen chống uốn tại các tiết diện A,B,C,D được lập thành bảng sau :

         Sau khi có các giá trị, ta lần lượt thay vào các công thức (6.2), (6.3), (6.4), (6.5), (6.6) ta được các giá trị lập thành bảng sau :

         Bảng trị số hệ số an toàn :

    Kết luận :

           Qua quá trình kiểm tra các tiết diện tại các mối lắp của trục ta thấy rằng tại các tiết diện với các đường kính đều đủ bền do mỏi gây ra .

B -Chọn ổ bi.

       Như ta đã phân tích và lý luận ở phần trước, đối với trục sơ cấp và trục thứ cấp thì các thành phần lực tác dụng lên ổ đỡ đều bằng không do chúng tự triệt tiêu nhau. Như vậy các trục này chỉ chịu tải trọng phụ do khối lượng tự bản thân chi tiết gây ra và ta có thể coi nó gần băng không. Chính vì vậy mà các ổ đỡ trên các trục sẽ lựa chọn theo kết cấu của hộp số và nó sẽ chắc chắn đủ bền.

Chương 8

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP - PHANH

8.1 -Yêu cầu cơ bản của việc tính toán thiết kế ly hợp.

        Phải truyền được mômen lớn của động cơ phát ra mà không bị trượt trong bất kì điều kiện sử dụng nào .

        Đóng ly hợp phải từ từ, êm dịu, mở ly hợp phải dứt khoát, nhanh chóng khi ôtô chuyển số.

        Các bề mặt ma sát phải thoát nhiệt tốt.

        Kết cấu nhỏ gọn để giảm lực quán tính .

        Dễ thay thế, chăm sóc, bảo dưỡng .

8.2 - Kết cấu chung của ly hợp khoá .

        Ly hợp khoá biến mô dùng ở dạng ly hợp ma sát ướt ngâm trong dầu, hoạt động bằng áp lực dầu của hệ thống điều khiển. Cấu tạo của ly hợp khoá được trình bày trên bản vẽ mặt cắt hộp số.

        Vật liệu chế tạo các đĩa ép thông thường là các loại vật liệu như kim loại, gốm sứ. Pittông ép các ly hợp ly hợp thông thường chế tạo bằng vật liệu là hợp kim nhôm. Không gian giữa vỏ ly hợp và thân pittông tạo nên khoang chứa dầu, bao kín pittông là các xécmăng dầu được chế tạo vật liệu phi kim  có khẳ năng chịu được dầu. Cấu trúc của ly hợp ở dạnh thường mở, xung quanh không gian của pittông ta bố trí các lò xo trụ để đẩy pittông ở lại ban đầu khi mà áp suất trong khoang chứa dầu giảm và nhỏ hơn lục lò xo. Việc cung cấp áp suất dầu vào trong khoang đẩy của pittông được thực hiện bằng van con trượt riêng được bố trí ở thân van hộp số. Khi áp suất dầu được cung cấp thì áp suất trong khoang pittông tăng lên, ban đầu áp suất này thắng các lực căng của lò xo và sau đó làm cho các pittông dịch chuyển tịnh tiến và tác dụng lên đĩa ép  => tạo nên trạng thái đóng và cho dòng công suất truyền qua. Khi áp suất dầu trong khoang giảm thì lực ép của lò xo đẩy pittông trở lại ép dầu trở về làm  cho các đĩa ma sát và đĩa ép tách rời nhau => ly hợp mở. Ngoài ra ly hợp khoá cứng biến mô còn được trang bị các lò xo giảm chấn giúp ly hợp đóng mở được êm dịu hơn, chúng được bố trí xung quanh xương đĩa.

8.3 - Phương pháp tính toán chung với các ly hợp – phanh.

       Mômen ma sát của ly hợp được xác định theo công thức :

M_S = õ . M_c          (7.1)

       Trong đó :

           M_S : Mômen ma sát của ly hợp .

           M_c : Mômen trên trục chủ động của ly hợp .

           õ   : Hệ số dự trữ của ly hợp (õ > 1), việc chọn hệ số õ phụ thuộc vào từng

                  loại xe. Để đảm bảo truyền hết công suất và không bị trượt,

                  ta chọn     õ = 1,5.

     Mặt khác mômen  ma sát của ly hợp còn có thể được viết :

                        M_­S = õ .M_C = μ. P.R_c . Z           (7.2)

     Trong đó :

          b  : Hệ số ma sát, với vật liệu của đĩa ma sát ta chọn b = 0,15.

          R_c : Bán kính ma sát trung bình.

                Đối với cặp ma sát hỗn hợp thì R_c được tình theo cônh thức sau :

                                   R_c =               (7.3)

                Đối với cặp ma sát kim loại thì R_c  được tình theo công thức :

                                   R_c = 0,5(R_H + R_B )           (7.4)

                Với :

                    R_H : Bán kính ngoài của tấm ma sát .

                    R_B : Bán kính trong của tấm  ma sát. R_B phụ thuộc vào kết cấu của hộp

                            số, theo kết cấu của hộp số mà ta chọn R_B .

          Z : Số lượng đôi bề mặt ma sát :

                       Z  = m + n -1

               Khi tăng số lượng đĩa cũng như bán kính trong và ngoài của đĩa thì lực ép lên các đĩa tiếp theo phía trong sẽ giảm. Vì vậy nếu ta chọn số lượng cặp ma sát lớn hơn 10 là không có lợi .

           Tỷ số ỏ =R_B/ R_H được chọn theo kinh nghiệm như sau :

                       ỏ =  0,68 ữ  0,82

           P : Lực ép lên các đĩa :

                          P = p.S

                Với p : Là áp suất chuẩn trên đường ống. Căn cứ vào cấu tạo hộp số mà ta thiết kế, ta chọn áp suất chuẩn trên đường ống là :

                              p  = 10 ( KG/cm²) = 10.10⁵ ( N/m²)

                       S : Diện tích của pittông ép

                              S = ð . ( R- R)/2

                           R_n : Bán kình ngoài của pittông ép

                           R_t : Bán kính trong của pittông ép

    Từ các công thức và các hệ số ta có bảng thông số của ly hợp và phanh .

  Kết luận : Qua bảng trên ta thấy các giá trị của M_S > M_C điều đó có nghĩa là hệ số dự trữ của ly hợp õ > 1. Vì vậy mômen truyền được qua tất cả các ly hợp và hệ thống phanh đủ điều kiện làm việc.

B - TÍNH TOÁN PHANH DẢI B₁.

1 - Tính toán cụ thể.

      Phanh dải được tính theo áp suất cho phép tác dụng lên tấm ma sát. Khi thiết kế cần chú ý chiều rộng của phanh dải không rọng quá 100 mm. Nừu tính toán chiều rộng phanh dải quá lớn thì có thể làm hai phanh song song để tấm  ma sát được áp sát vào trống phanh. Dải phanh được chế tạo bằng thép lá mỏng, bề dày từ 1,5 ữ 2 (mm), bề mặt được dán một lớp Atbet có chiều dày từ 0,8 ữ 1,2 (mm) làm bề mặt ma sát. Vật liệu chế tạo đai phanh ta chọn thép 40Cr, khe hở giữa bề mặt ma sát và trống phanh từ 1,5 ữ 2 ( mm).

     Lực vòng tácdụng lên trống phanh :

                                             P =             (7.5)

     Trong đó :

           M_ph : Là mômen phanh .

           R    : Là bán kính của trống phanh.

      Các lực căng S₁, S₂ ở hai nhánh của đai quan hệ với nhau bằng phương trình ơle . Ngoài ra lực S₁, S₂ còn phải đủ để tạo ra lực ma sát ( F_ms) bằng lực vòng. Do đó S₁, S₂ được xác định từ phương trình sau :

               S₁ = S₂. e^fỏ     ( Phương trình ơle)                       (7.6)

               S₁ = S₂ + F_ms = S₂ + P                                         (7.7)

     Trong đó :

          S₁ : Là lực căng ở phía bắt vào vỏ hộp số.

          S₂ : Là lực căng ở phía pittông tác dụng.

           f  : Hệ số ma sát giữa đai phanh và tang trống.

           ỏ : Góc ôm, được tính băng rađian.

     Giải hệ phương trình trên ta được :

                     S₁ =                              (7.8)

                     S₂ =                                                  (7.9)

     Từ công thức trên ta nhận thấy muốn có S₁, S₂ nhỏ ta cần phải tăng f và ỏ. Tăng f bằng cách dùng vật liệu có hệ số ma sát cao, tăng góc ôm ỏ :

                          ỏ _max = 250 ữ 270⁰.

     Lực F cần thiết để tạo ra lực S₂ là :

          Ta có phương trình :

                         F.cosó = S₂

          Trông đó g là góc tạo bởi phương của hai lực S₂ và F : ó = 35⁰( theo kết cấu hộp số).

           Ta có lực F được viết như sau :

                          F =                                (7.10)

              Với hệ số ma sát chọn : f = 0,15

              Góc ôm  ỏ = 330⁰ = 5,76 (Rađian). Khi đó trị số e^fỏ – 1 = 1,366.

           Ta có :    F =                                     (7.11)

         áp suất cực tiểu ở đàu nhả ra :

                         q_min =     ≤ [q]                                   (7.12)

             Với B : Chiều rộng đai phanh

                    R : bán kính tang trống.

      áp suất cực đại ở đầu cuốn vào :

                             q_max=     ≤ [q]     =>   B ≥      (mm)       (7.13)

     Trị số áp suất với vật liệu làm bằng Atbet và làm việc trong môi trường dầu

 thì [q] = 2,5 (MN/m²)

      Để xác định được chiều rộng của đai phanh ở đây ta phải xác định trị số mômen phanh.

     Xác định mômen phanh M_ph:

       Khi cần khoá một phần tử của cơ cấu hành tinh với vỏ, tức là cần tác động một mômen ngoại lực vào cơ cấu. Trong trường hợp tổng quát, ta đã biết mômen chủ động M_cđ, mômen bị động của cơ cấu M_bđ, thì mômen phanh được xác địng nhờ phương trình cân bằng mômen :

               M_cđ + M_bđ + M_ph = 0                                              (7.14)

      Như đã phân tích, phanh B₁ hoạt động khi xe ở dãy số “ 2 ” tức là khi xảy ra hiện tượng phanh bằng động cơ, lúc này trục chủ động là trục thứ cấp của hộp số được dẫn động  bởi các bánh xe chủ động.

      Với :   M_cđ = M_tII . K₂

               M_tII : Mômen trên trục thứ cấp của hộp số (là mômen dẫn động từ bánh xe đến)      M_tII = 188, 04 (KG.m)

               K₂ : Tỷ số truyền của bánh răng bao Z₅ và cần dẫn Cd₂, vì cần dẫn không có răng nên ta phải tính số răng tương đương của cần dẫn :

        Ta có công thức tính số răng tương đương của cần dẫn :

                   Z_Cd2 = Z₃ + Z₅ = 33 + 79 = 112 (răng)

           Vậy K=   = 1,418

        Ta có :      M_cđ =188, 04.1,418 = 266,64     (KG.m)

                         M_bđ : Mômen trên trục bị động.

                                  M_bđ = M_tII.K_c2

        Mặt khác ta có :

                        M_ph = M_tII.K- M_tII.K_c = M_tII(K- K_c2)

         Trong đó :

                 K_c2 : Tỷ số truyền của cần dẫn 2 với bánh răng bao Z₅.

             Tỷ số truyền của cần dẫn được tính như sau :

                                 Số răng của bánh răng bao Z₅

                     K_c1 =                                          

                                      Số răng của cần dẫn

           Ta có : K_c2 = 79/112 = 0,705

                       M_ph = 188, 04.(1,418 - 0,705 )   =134,07  (KG.m)

      Thay tất cả các giá trị vừa tìm được vào công thức (7.13) ta có :

                B ≥  = 0,00967   (m)

         Chọn chiều rộng phanh dải bằng B = 15 (mm)

     Mặt khác thay các giá trị vào công thức (7.10) ta có :

                          F =   =   =    12,23    (KG)

    Vì thời gian có hạn nên việc tính kết cấu của pittông không đề cập đến.

     Nhận xét : Với các ly hợp và phanh ở đây ta tính toán chưa có kể đến lực của các lò xo hồi vị vì không có đầy đủ số liệu và thời gian. Nếu có kể đến lực căng của các lò xo thì lực ép sẽ là : P = p.S - F_lx. Thay vào đó ta lấy số lượng bề mặt ma sát lớn hơn số bề mặt ma sat ta tính toán. Mặt khác do thời gian có hạn nên việc kiểm nghiệm các ly hợp và phanh không được đề cập đến.                                                                            

Chương 9

TÍNH TOÁN SỨC KÉO

9.1 - Mục đích của Tính toán sức kéo.

      Mục đích của tính toán sức kéo ở đây là kiểm tra chất lượng động lực học của ôtô sau khi đã lắp đặt họp số tự động. Qua đó ta có thể biết được với những tải trọng, sức cản của mặt đường khác nhau ở từng tay số mà xe có thể khắc phục được. Tìm  được vận tốc cực đại của xe trên đường bằng, xác định được khả năng tăng tốc, thời gian tăng tốc, quãng đường tăng tốc của ôtô .

9.2- Các thông số của xe .

     + Chủng loại xe                  : Xe du lịch 12 chỗ .

     + Vận tốc cực đại               : V_max = 140 Km/h.

     + Góc dốc lớn nhất             : ỏ = 20.86⁰.

     + Loại động cơ                    : Động cơ xăng 4 kì .

     + Loại hệ thống truyền lực : Thuỷ cơ .

     + Tỷ số truyền của hộp số  :

                              i_h1 = 2.528

                              i_h2 = 1,394

                              i_h3 = 1,000

                              i_h4 = 0,713

     + Đường đặc tính trên trục ra của biến mô ta đã xây dựng phần trước.

9.3 - Xác định chỉ tiêu về công suất và lập đồ thị cân bằng ccông suất.

      Để phân tích chất lượng động lực học của xe ta dựa vào mối quan hệ về công suất .

9.3.1 - Phương trình cân bằng công suất dạng tổng quát .

      Ta có :

              N_e = N_t  + N_f + N_w ± N_i ± N_j                          (8.1)

      Phương trình (9.2) có thể biểu diễn sự cân bằng công suất tại bánh xe chủ động của ôtô như sau :

              N_k = N_e - N_t = N_e.h_t = N_f + N_w ± N_i ± N_j       (8.2)

      Công thức ( 9.2) được viết dưới dạng khai triển như sau :

              N_k =     (8.3)

      Trong đó :

              N_j : Công suất tiêu hao cho lực quán tính .

              N_k: Công suất tại bánh xe chủ động .

       Trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường bằng (ỏ = 0), khi không có gia tốc

 (j = 0) thì phương trình (9.4) được viết dưới dạng như sau :

              N_k = N_f + N_w =   

9.3.2 - Vận tốc của xe ở các tay số tương ứng với số vòng quay n₂ của động cơ mới ( kết hợp động cơ và biến mô).

      Ta có công thức tính vận tốc của xe :

                          V_i = 0,377.    (Km/h)      (8.4)

      Xe ta thiết kế không có hộp số phụ, không có truyền lực cuối cùng nên :

                          V_i = 0,377.       (Km/h)     (8.5)

      Trong đó :

             i   : Là số tay số .

             r_b : Là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động.

                               r_b = 0,3673     (m)

             n₂ : Là số vòng quay của trục khuỷu động cơ, của trục bánh tuabin ( số

                   vòng quay của động cơ mới).

             i₀ :  Tỷ số truyền của truyền lực chính . 

                               i₀ = 5,232

             i_h1 : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ i.

                              i_h1 = 2.528

                              i_h2 = 1,394

                              i_h3 = 1,000

                              i_h4 = 0,713

      Lần lượt thay các i_hi vào công thức (8.5) ta sẽ có vận tốc của xe ở các tay số :

             Số 1 :      V₁ = 0,377.       (Km/h)    

             Số 2 :      V₂ = 0,377.       (Km/h)              (8.6)

             Số 3 :      V₃ = 0,377.       (Km/h)    

             Số 4 :      V₄ = 0,377.       (Km/h)    

9.4 - Tính công suất kéo của xe ở các tay số truyền theo vận tốc.

      Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ M_e = f(n_e), N_e = f(n_e) và đặc tính ra của biến mô M₂ = f(n₂), N₂ = f(n₂) cũng như bảng số liệu tương ứng ta sẽ tính được các giá trị công suất N₂ ứng với các giá trị số vòng quay n₂. Lấy các giá trị đó nhân với hiệu suất của hệ thống truyền lực của xe ta sẽ tính được các giá trị công suất kéo N_k ứng cvới số vòng quay khác nhau tương ứng. Các số liệu tính toán đó được điền vào bảng số liệu 1 cho phù hợp với vận tốc của xe ở các tay số tương ứng .

                       N_k = N₂.h_t            (8.7)

      Với hiệu suất của hệ thống truyền lực cơ khí  h_t = 0,93.

9.4.1 - Tính công suất cản lăn của đường khi xe chạy trên đường nằm ngang.

      Ta có công thức tính công suất cản lăn :

                      N_f =                (Mã lực)             (8.8)

      Nếu như ta xem  f = const thì N_f phụ thuộc bậc nhất với vận tốc của xe. Do đó đường thẳng N_f sẽ được xác định bởi hai điểm. Điểm đầu là gốc tạo độ và điểm sau là điểm (v_max, N_fmax) trên đồ thị N -v.

                      N_fmax =  23,75    (ml)

9.4.2 - Tính công suất cản của không khí.

      Ta có công thức tính công suất cản của không khí :

                      N_w =       (ml)                       (8.9)

      Như ở phần trên ta đã tính toán có

                      K = 0,029 (KG.s²/m⁴)

                      F = 3,57    (m²)

      Từ số vòng quay n₂ mà ta đã tính được trong phần biến mô, tương ứng với các giá trị của n₂ ta tính được các giá trị v_i theo công thức (8.6). Giá trị N_k sẽ được tính theo công thức (8.7), các số liệu tính toán được lập thành bảng số liệu sau :

     Bảng 8.1

            Số 1 :

           Số 2 :

           Số 3 :

           Số 4 :

9.4.3 - Đồ thị cân bằng công suất của ôtô .

      Từ các giá trị tính toán được của N_f, N_k và N_w ở các tay số như trong các bảng số liệu trên. Trên cùng một hệ trục toạ độ N – V với cùng một tỷ lệ xích μ , ta lần lượt xây dựng được các đường công suất ở các tay số của ôtô :

      Các đường công suất                          N_k = f(v).

      Đường công suất cản lăn                    N_f = f(v).

      Đường công suất cản của không khí  N_w = f(v).

      Đường công suất cản của không khí được đặt trên đường công suất cản lăn      N_f = f(v) cho ta giá trị N_ứ như trong bảng của tay số 4 .

                                        Đồ thị cân bằng công suất.

      Từ đồ thị cân bằng công suất ta có được các thông tin cần thiết về chất lượng động lực học của xe thiết kế.

9.5 - Xác định lực kéo tiếp tuyến và các dạng lực cản . Lập đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô.

      Phân tích chất lượng động lực học của ôtô, ngoài mối quan hệ về công suất ta còn có thể dựa vào mối quan hệ về lực kéo.

      Trong trường hợp xe không kéo moóc, chuyển động lên dốc có gia tốc thì phương trình cân bằng lực kéo có dạng :

                P_k = P_f ± P_i ± P_j + P_w = P_j ± P_w ± P_j        (8.10)

                P_k = G.f +  ±                    (8.11)

       Khi xe chuyển động với vận tốc cực đại v_max, trên đường băng (ỏ = 0) thì phương trình (8.1) có dạng :

                P_k = P_f + P_w = G.f +                    (8.12)

      Trong đó :

            P_k : M_k/r_b = (M₂.i_h.i₀.h_t)/r_b                           (8.13)

                    Là lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động .

            P_f = f.G.cosỏ : Là lực cản lăn khi xe lên dốc với góc nghiêng ỏ.

            P_i = G.sin ỏ : Là lực cản chuyển động khi xe lên dốc.

            P_j = P_f + P_i = G. (f.cosỏ  ± sinỏ) = G.j : là lực cản tổng cộng của đường

                  (j là hệ số cản tổng cộng của đường).

            P_w =    : Là lực cản không khí.

            P_j : Là lực quán tính khi xe tăng tốc.

9.5.1 - Tính các giá trị cần thiết và lập bảng.

       +  Tính lực kéo tiếp tuyến P_k ở các số theo vận tốc chuyển động của xe ta có :   

                             P_k = (M₂.i_h.i₀.h_t)/r_b

       +  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 (ỏ = 0) có hệ số cản lăn f = 0,018.

                             P_f = G.f                 (KG)                (8.14)

       +  Tính lực cản của không khí .

              Ta có :

                             P_w =          (KG)                (8.15)

              Giá trị của P_w phụ thuộc vào vận tốc theo quan hệ bậc hai do đó để xây dựng được đường cong P_w = f(v) ta cần phải tính một số giá trị P_w ở các giá trị vận tốc của xe khác nhau.

              Như phần trên ta có :

-         Hệ số cản của không khí : K = 0,029

-         Diện tích cản chính diện : F = 3,57 (m²)

9.5.2 - Lập bảng các giá trị .

      Từ các số liệu ta đã có thay vào công thức (8.13), (8.14), (8.15), ta tính được các giá trị của lực kéo tiếp  tuyến ở các tay số, lực cản của đường và lực cản không khí theo vận tốc của xe. Từ đó ta có bảng sau :

       Số 1 :

     Số 2 :

     Số 3 :

       Số 4 :

9.5.3 - Xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo.

       Căn cứ vào các số liệu đã tính toán và các số liệu ở trên ta xây dựng được đồ thị cân bằng lực kéo và các lực cản, trục hoành biểu thị vận tốc.

                                 Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô.

9.6 - Xác định nhân tố động lực học và lập đò thị đặc tính động lực học của ôtô.

       Để xác định chỉ tiêu động lực học của xe, thì ngoài việc sử dụng mối quan hệ về công suất và lực ta còn sử dụng mối quan hệ về nhân tố động lực học. Mối quan hệ này cho ta phép ta nhanh chóng, thuận lợi hơn về các chỉ tiêu động lực học của xe, khi tải trọng thay đổi và lực cản của mặt đường thay đổi. Ngoài ra ta còn so sánhđược chất lượng động lực học của chủng loại xe cùng loại .

      Theo giáo trình “Lý thuyết ôtô máy kéo” thì nhân tố động lực học Dcủa xe được xác định bởi công thức :

                 D =                                   (8.16)

      Trong trường hợp khi xe không kéo moóc thì phương trình cân bằng lực có dạng :

                P_k = P_ứ + P_w + P_j                            (8.17)

      Từ đó ta có :

                D = = ứ +                  (8.18)

      Trong đó :

            ứ : Hệ số cản tổng cộng của đường ứ = f + sinỏ/ cosỏ

             j : Gia tốc của xe.

             g: Gia tốc trọng trường.

             d_i: Hệ số có tính đến ảnh hưởng quán tính của khối lượng quay khi xe

                  chuyển động không ổn định.

·        Trong trường hợp xe chạy ổn định trên đường nằm ngang thì D = f.

·        Tính nhân tố động lực học của xe khi xe chở đủ tải và khi tải trọng thay đổi.

      Từ đồ thị cân bằng lực kéo và công thức (8.16) ta lần lượt xác định các giá trị nhân tố động lực học ở các tay số theo vận tốc của ôtô khi xe chở đủ tải .

             Tay số 1 :  D₁ =

             Tay số 2 :  D₂ =

             Tay số 3 :  D₃ =

             Tay số 4 :  D₄ =

      Các giá trị tính toán được theo công thức trên, từ đó ta có bảng :

         Số 1 :

        Số 2 :

       Số 3 :

         Số 4 :

                            Đồ thị nhân tố động lực học khi xe chở đủ tải.

9 .6.1 - Xây dựng đồ thị nhân tố động lực học khi tải thay đổi .

      Trong thực tế, tải trọng của xe luôn thay đổi, có khi quá tải, khi lại non tải. Do đó ứng với cùng một giá trị lực kéo, nhân tố động lực học thay đổi theo tải trọng thực tế sử dụng. Như vậy muốn xác định các chỉ tiêu nhân tố động lực học của xe khi tải trọng thay đổi ta phải có vô số các đồ thị nhân tố động lực học. Để tránh thiết lập quá nhiều đường đặc tính D – V ta sẽ xây dựng chỉ một đồ thị đặc tính đặc tính động lực học của xe khi tải trọng thay đổi. Đồ thị đó được gọi là đồ thị tia.

      Nếu gọi D và G là nhân tố động lực học và trọng lượng của xe khi chở đủ tải thì :

                          G = G₀ + G_e.

     D_x và G_x là nhân tố động lực học, trọng lượng của xe ứng với tải trọng bất kỳ :

                            G_x = G₀ + G_ex.

     Từ đó ta có :

                            D =

                            D_x =

                             =   = tgỏ                           (8.19)                  

      Với ỏ : Là góc nghiêng của đồ thị so với trục hoành của đồ thị đặc tính động lực học. Giá trị ỏ sẽ thay đổi theo tải trọng đặt lên xe.

      Trong trường hợp G_x = G thì ỏ = 45⁰.

      Từ đó ta có bảng :

9.6.2 - Xây dựng đồ thị đặc tính động lực học của ôtô khi tải trọng thay đổi ( Đồ thị tia ).

       Đồ thị này được thiết lập trên hai trục toạ độ vuông góc có cùng một trục tung:

-         Góc phần tư bên phải : Biểu thị mối quan hệ nhân tố động lực học ở các tay số theo tốc độ của xe khi ôtô chở đủ tải.

-         Góc phần tư bên trái biểu thị mối quan hệ nhân tố động lực học khi xe chở đủ tải (D) và khi tải trọng thay đổi (D_x) thông qua các tia ứng với phần trăm tải trọng thay đổi. Cụ thể cách xây dựng như sau :

     + ở góc phần tư bên phải : Theo số liệu ở bảng ta xây dựng được các đường cong nhân tố động lực học (D) của xe ở các tay số khi xe chở đủ tải . Trường hợp xe chuyển động trên mặt đuờng nằm ngang với vận tốc cực đại v_max ta có : D = f.

         Do đó trên trục tung ta có thể đặt giá trị của D ( với μ_f = μ_D) và lập được đường thẳng song song với trục hoành biểu thị sự biến thiên của f theo vận tốc V.

     + ở góc phần tư bên trái : Dựng các đường thẳng (Các tia) hợp với trục hoành D_x những góc ỏ khác nhau như số liệu ở bảng.

     Từ đồ thị này sẽ cung cấp cho ta những thông tin đầy đủ cần thiết về đặc tính động lực học của xe thiết kế.

                       Đồ thị động lực học của xe khi tải trọng thay đổi.

9.7 - Tính gia tốc của xe và lập đồ thị gia tốc.

9.7.1 - Tính gia tốc của xe ở các tay số và lập bảng.

      Từ công thức tính gia tốc tổng quát :

                          j = (D-ứ ).g/d_l            (m/s²)              (8.20)

      Ta xét cho trường hợp khi xe chuyển động trên đường bằng và chở đủ tải.

                          j = (D-f ).g/d_i            (m/s²)               (8.21)

      Để tính các giá trị j theo (8,20), (8.21) ta cần xác định các giá trị của D -f và d_i

      Giá trị của d_i được tính theo biểu thức sau :

                          d_i = 1,04 + 0,05.i.

      Tính các giá trị (D - f) : được xác định từ đồ thị đặc tính động lực học của xe khi chở đủ tải. ứng với sự biến thiên của vận tốc v ta lần lượt xác định các giá trị (D - f) cho từng tay số :

      Tay số 1  :     (D₁ - f) theo v₁.

      Tay số 2  :     (D₂ - f) theo v₂.

      Tay số 3  :     (D₃ - f) theo v₃.

      Tay số 4  :     (D₄ - f) theo v₄.

9.7.2 - Tính giá trị của hệ số d_i cho các tay số .

      Giá trị của d_i được tính theo biểu thức sau :

                          d_i = 1,04 + 0,05.i.

      Từ đó ta có bảng Giá trị của d_i :

        Số 1 :

        Số 2 :

      Số 3 :

         Số 4 :

9.7.3 - Lập đồ thị gia tốc .

      Đồ thị j - v được lập trên hệ trục vuông góc : Trục tung biểu thị j, trục hoành biểu thị v. Căn cứ vào bảng số liệu tính toán được, ta lần lượt dựng các đường gia tốc của xe ở các tay số.

                                     Đồ thị gia tốc của xe ở các tay số.

9.8 - Tính thời gian tăng tốc - Đồ thị thời gian tăng tốc của xe.

      Trị số gia tốc chưa phải là chỉ tiêu rõ ràngđể biểu thị khả năng tăng tốc của xe. Vì vậy để thuận lợi hơn, người ta sửu dụng những nhân tố : Thời gian và quãng đường tăng tốc tới tốc độ đã cho và đặc biệt là đồ thị biểu thị mối quan hệ của tốc độ với thời gian và quãng đường tăng tốc.

       Ta cần sử dụng đồ thị j - v để xác định thời gian t và quãng đường tăng tốc s của xe .

9.8.1 - Tính thời gian tăng tốc và lập đồ thị t - v .

       Như đã biết :

                 j = d_v/d_t     =>     d_t = d_v.1/j .      (8.22)

       Thời gian tăng tốc trong khoảng thời gian tốc độ từ v₁ ữ v₂ là :

                 t =                                    (8.23)

       Để giải tích phân này ta dùng tích phân đồ thị . Cách giải như sau :

ð Lập đồ thị gia tốc nghịch đảo dựa vào bảng số liệu trên để lập bảng số liệu 1/j theo v :

        Số 1 :

        Số 2 :

       Số 3 :

         Số 4 :

                                     Đồ thị biểu diễn đường cong gia tốc ngược.

9.8.2 - Tính thời gian tăng tốc và lập đồ thị t - v .

       Ta chia đường cong gia tốc ngược 1/j  và lập thành nhiều khoảng nhỏ .

       Thời gian tăng tốc trong khoảng tốc độ Ät được xác định bằng diện tích ÄF của hình được giới hạn bởi đường cong gia tốc ngược. Các tung độ 1/j_x và các khoảng biến thiên vận tốc Äv. Giá trị các diện tích riêng phần được xác định bằng cách đếm chính xác số ô trên hình đó.

       Để chuyển từ diện tích (mm²) ra Ät ta dùng tỷ lệ xích.

                    Ät = (ÄF/3,6). m_v. m_1/j              (8.24)

       Trong đó :

            ÄF : Diện tích xác định trên đồ thị gia tốc ngược (mm²)

              m_v : Tỷ lệ xích của trục hoành v.  ỡ_v  = 1.1765 {(Km/h)/mm  }

              m_1/j : Tỷ lệ xích của trục tung 1/j. m_1/j  = 0.05   {(s²/m)/mm}

        Các giá trị tính toán được sắp xếp vào bảng số liệu sau :