MỤC LỤC

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

CHƯƠNG I. ĐẶC ĐIỂM VÀ PHÂN LOẠI HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. ĐẶC ĐIỂM HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

1. Nhiệm vụ và yêu cầu đối với hộp số trên ôtô

1.1. Nhiệm vụ

1.2. Yêu cầu của hộp số

2. Phân tích ưu nhược điểm của hộp số tự động so với hộp số cơ khí

2.1. Sơ đồ hệ truyền lực của ôtô dùng hộp số cơ khí và ôtô dùng hộp số tự động

2.2. Phân tích đặc điểm động lực học của ôtô dùng hộp số tự động và ôtô dùng hộp số thường

2.3 Đặc điểm vận hành của xe dùng hộp số tự động và dùng hộp số cơ khí

3. Các bộ phận cơ bản của hộp số tự động

3.1. Biến mô thủy lực

3.1.1. Cánh bơm

3.1.2. Roto tuabin

3.1.3. Stato

3.1.4. Các đặc tính cơ bản của biến mô, hiệu suất và momen

3.2. Bộ bánh răng hành tinh

3.2.1. Bộ truyền hành tinh Wilson

3.2.2. Bộ truyền hành tinh Simpson

3.2.3. Bộ truyền hành tinh Ravigneaux

3.3. Hệ thống thủy lực

3.4. Hệ thống điều khiển

3.2.6. Các cảm biến và công tắc

II. Phân loại hộp số tự động

CHƯƠNG II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG, CHỌN PHƯƠNG ÁN

1. Phưong án I

1.1. Sơ đồ động học

1.2 Sơ đồ đi số

2. Phương án II

2.1 Sơ đồ động học

2.2 Sơ đồ đi số

3. Phương án III

3.1 Sơ đồ động học

3.2 Sơ đồ đi số

4. Phương án IV

4.1 Sơ đồ động học

4.2 Sơ đồ đi số

5. Chọn phương án thiết kế

II.  Phân phối tỉ số truyền các tay số theo phương án đã chọn

1. Số truyền I

2. Số truyền II

3. Số truyền III

4. Số truyền IV

5. Số lùi

6. Bảng thống kê các tỉ số truyền từng tay số

III. TÍNH TOÁN CHỌN BIẾN MÔ THỦY LỰC

1. Đặc điểm của xe

2. Tính toán chọn kích thước cơ bản biến mô thuỷ lực

2.1. Đường đặc tính tốc dộ ngoài của động cơ   

2.2. Các thông số của biến mô thuỷ lực được chọn

2.3.  Xây dựng đường đặc tính trên trục vào của biến mô

2.4.  Xây dựng đường đặc tính trên truc ra của biến mô

IV. XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

1. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính

2. Xác định tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1

3. Xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian

4. Tính toán các tỉ số số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở

V. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1. Chọn vật liệu

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

3. Xác định các thông số hình học cơ bản của bộ truyền

3.1. Bộ truyền Wilson thứ nhất

3.2. Bộ truyền hành tinh thứ hai

4. Tính khoảng cách trục

5. Tính lại tỷ số truyền

6. Thông số hình học của các bánh răng

6.1. Đường kính vòng chia

6.2. Đường kính vòng đỉnh răng

6.3. Đường kính vòng đáy răng

6.4. Chiều rộng vành răng

7. Kiểm nghiệm bền các bánh răng

7.1. Phân tích lực tác dụng trên các bánh răng

7.2. Kiểm nghiệm bền các bánh răng

7.2.1. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

7.2.2 Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc

VI. TÍNH TOÁN TRỤC

1. Chọn vật liệu cho chế tạo trục

2. Xác định sơ bộ đường kính trục

3. Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi

VII. XÂY DỰNG ĐỒ THỊ ĐẶC TÍNH KÉO CỦA ÔTÔ

VIII. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP VÀ PHANH

1. Yêu cầu cơ bản của ly hợp và phanh đĩa làm việc trong dầu

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

2.1. Tính toán ly hợp

2.2. Tính toán phanh dải B₂

CHƯƠNG III. TÌM HIỂU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

I. NHIỆM VỤ CỦA HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

II. SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ CỦA HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

1. Khối tín hiệu vào

1.1. Cảm biến vị trí bướm ga  

1.2. Cảm biến nhiệt độ nước làm mát

1.3. Cảm biến tốc độ xe

1.4. Công tắc chính OD

1.5. Công tắc khởi động số trung gian

1.6. Công tắc phanh

2. Cơ cấu chấp hành van điện từ

3. Bộ vi xử lý trung tâm

CHƯƠNG IV. HƯỚNG DẪN SỮ DỤNG VÀ CÁCH PHÁT HIỆN HƯ HỎNG CỦA HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. HƯỚNG DẪN SỬ DỤNG

II. CÁCH PHÁT HIỆN HƯ HỎNG CỦA HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

1. Phân tích triệu chứng của xe

2. Kiểm tra va điều chỉnh sơ bộ

3. Các phép thử

3.1. Thử khi dừng xe

3.2. Thử thời gian trễ

3.3. Thử áp suất dầu

3.4. Thử trên đường

CHƯƠNG V. QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁNH RĂNG

I. ĐIỀU KIỆN LÀM VIỆC VÀ YÊU CẦU LÀM VIỆC CỦA BÁNH RĂNG HÀNH TINH.

1. Điều kiện làm việc

2. Yêu cầu

II. TÍNH CÔNG NGHỆ TRONG KẾT CẤU CỦA CHI TIẾT BÁNH RĂNG HÀNH TINH.

III. CHỌN PHƯƠNG PHÁP CHẾ TẠO PHÔI.

IV. CÁC NGUYÊN CÔNG TRONG CHẾ TẠO BÁNH RĂNG.

1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, tiện tinh và doa lỗ trong:

2. Nguyên công 2: Tiện mặt ngoài

3. Nguyên công 3: Phay rang

4. Nguyên công 4: Nhiệt luyện

5. Nguyên công 5: Mài nghiền răng

6. Nguyên công 6: Kiểm tra

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay, cùng với sự phát triển của nền kinh tế quốc dân, những chiếc ôtô cũng ngày càng yêu cầu khắt khe hơn đối với việc nâng cao tính tiện nghi, giảm tối đa thao tác điều khiển xe, tiết kiệm nhiên liệu, thân thiện với môi trường.

Hộp số hành tinh với sự tham gia của biến mô trong hệ thống truyền lực và khả năng điều khiển chuyển số một cách tự động đã đáp ứng những yêu cầu về tính tiện nghi trong các trang thiết bị trên ô tô, đem lại tính thẩm mỹ trong buồng lái, đồng thời mang đến khả năng thân thiện với môi trường trong suốt quá trình hoạt động của xe, mở ra hướng phát triển mới của ô tô trong tương lai là những chiếc xe thông minh, thân thiện. Với đề tài “Thiết kế hộp số tự động cho xe du lịch cở nhỏ 5 chỗ ngồi trên cơ sở xe Kia-morning. ”, những nội dung mà đồ án sẽ thực hiện bao gồm: 

- Lựa chọn sơ đồ động học của hộp số hành tinh phù hợp để sử dụng thiết kế.

- Phân phối tỉ số truyền và tính toán sức kéo.

- Tính toán thiết kế các kích thước hình học cơ bản của hộp số hành tinh…

Xin chân thành cảm ơn thầy : TS…………….. đã tận tình giúp đỡ em trong suốt quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp. Cảm ơn các thầy giáo trong bộ môn Ô tô và xe chuyên dụng cùng các bạn sinh viên đã giúp đỡ để hoàn thiện đồ án này.

                                                                             Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                       Sinh viên thực hiện

                                                                      ……………..

CHƯƠNG I

ĐẶC ĐIỂM VÀ PHÂN LOẠI HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. ĐẶC ĐIỂM HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

1. Nhiệm vụ và yêu cầu đối với hộp số trên ôtô

1.1. Nhiệm vụ

Hộp số tự động có nhiệm vụ là truyền và biến đổi mômen 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.

1.2. Yêu cầu của hộp số

Loại xe con bốn chỗ chủ yếu hoạt động trên những mặt  đường có chất lượng tương  đối tốt như bê tông-nhựa đường hay bê tông-xi măng. Do đó, yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe là có dãy tỉ số truyền phù hợp, phân bố các khoảng thay đổi tỉ số truyền tối ưu để tận dụng tối đa công suất động cơ. Hiệu suất truyền lực của hộp số phải cao để tăng tính năng vận hành của xe. 

2. Phân tích ưu nhược điểm của hộp số tự động so với hộp số cơ khí

2.1. Sơ đồ hệ truyền lực của ôtô dùng hộp số cơ khí và ôtô dùng hộp số tự động

Hộp số sử dụng trên ôtô gồm có hai loại: hộp số cơ khí và hộp số tự động. Hệ thống truyền lực trên xe được bố trí như sau.

2.2. Phân tích đặc điểm động lực học của ôtô dùng hộp số tự động và ôtô dùng hộp số thường

Xuất phát từ phương trình cân bằng lực kéo của ôtô, quan hệ  giữa lực kéo phát ra tại các bánh xe chủ động P_k và các lực cản chuyển động phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô P_k  = f(v) . Trục tung là các giá trị của lực và trục hoành là các giá trị của vận tốc , đồ thị biểu diễn quan hệ các lực đó và vận tốc của ôtô chính là đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô.

** Nhận xét : Đồ thị hình 1.5 và hình 1.6 cho thấy sự khác biệt của đường đặc tính kéo ở xe lắp hộp số thường và xe lắp hộp số tự động như sau: lực kéo P_k ở bánh xe chủ động của xe lắp hộp số tự động lớn hơn P_k của xe lắp hộp số hộp số thường,với xe lắp hộp số tự động thì lực cản tăng thì lực kéo tăng theo, đồ thị lực kéo của xe lắp hộp số thường với mỗi tay số có vùng làm việc ổn định phía bên phải và vùng làm việc không ổn định bên trái, xe lắp hộp số thường lực cản tăng thì lực kéo giảm.  

3. Các bộ phận cơ bản của hộp số tự động

3.1. Biến mô thủy lực

Biến mô thủy lực được lắp ở đầu vào của chuỗi bánh răng truyền động hộp số và được bắt bằng bulông vào trục sau của trục khuỷu thông qua tấm truyền động. Biến mô làm tăng momen do động cơ tạo ra, truyền momen này đến hộp số, nó còn đóng vai trò như 1 khớp nối thủy lực truyền momen đến hộp số, hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực.

3.1.1. Cánh bơm

Gắn liền với vỏ biến mô, các cánh bơm có biên dạng cong hướng kính. Vành dẫn hướng được lắp trên cạnh trong của cánh quạt để dẫn hướng cho dòng chảy của dầu được êm.

3.1.3. Stato

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

3.2. 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, các li hợp và phanh. Bộ truyền bánh răng hành tinh trước và bộ truyền bánh răng hành tinh sau được nối với các li hợp và phanh, là các bộ phận nối và ngắt công suất. 

3.3. Hệ thống thủy lực

Bộ điều khiển thủy lực có chức năng tạo ra áp suất thủy lực, điều chỉnh áp suất thủy lực bằng các van điều áp sơ cấp, van bướm ga thích hợp cới công suất phát ra của động cơ. Hệ thống điều khiển đóng mở các ly hợp và phanh để thực hiện chuyển số.

Phanh kiểu nhiều đĩa ướt : Khi áp suất thuỷ lực tác động lên xi lanh pít tông sẽ dịch chuyển và ép các đĩa thép và đĩa ma sát tiếp xúc với nhau. Do đó tạo nên một lực ma sát lớn giữa mỗi đĩa thép và đĩa ma sát. Kết quả là cần dẫn hoặc bánh răng mặt trời bị khoá vào vỏ hộp số.

II. Phân loại hộp số tự động

Hộp số tự động chuyển số bao hàm các loại hộp số có khả năng tự thay đổi tỉ số truyền trong hộp số của hệ thống truyền lực. Phân loại theo kết cấu hình thành bao gồm các dạng thường dùng trên ôtô như sau :

- Hộp số cơ khí và bộ truyền thủy động vô cấp : Loại này sử dụng hộp số cơ khí có bánh răng ăn khớp ngoài hay bánh răng ăn khớp trong, với bộ biến mômen thủy lực. Kết cấu này được bố trí trên nhiều ôtô hiện nay.

- Hộp số cơ khí và bộ truyền động đai vô cấp : Loại này bố trí trên ôtô con có thể tích làm việc của động cơ nhỏ hơn 1dm³ và trên xe chuyên dụng có tốc độ thấp.

CHƯƠNG II

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG, CHỌN PHƯƠNG ÁN

Sau đây em  đưa ra một số dạng sơ đồ động học đã được tổ hợp của hộp số hành tinh 4 số tiến, để tiến hành so sánh ưu nhược của các dạng sơ đồ đó nhằm lựa chọn một sơ đồ tối ưu cho tính toán thiết kế.

1. Phưong án I

1.1. Sơ đồ động học

Hộp số hành tinh trên sơ đồ hình 2.1 gồm có bộ truyền hành tinh WILSON phía trước và bộ truyền hành tinh SIMSON phía sau, cần dẫn của bộ truyền trước nối cứng với bánh răng bao của bộ truyền hành tinh sau. Bánh răng bao của bộ truyền trước được nối cứng với trục của bánh tuabin của biến mô. Cần dẫn của bộ truyền hành tinh sau nối với bộ vi sai của cầu xe. Qúa trình chuyển các số được thực hiện thông qua việc đóng  mở các ly hợp C₁, C₂, C₃ và các phanh B₁, B₂, B₃ như thứ tự trình bày trên hình 2.2.

1.2 Sơ đồ đi số

Sơ đồ đi số như bảng 2.1.

2. Phương án II

2.1 Sơ đồ động học

Hộp số hành tinh trên sơ đồ hình 2.3 gồm có hai cơ cấu hành tinh Willson ghép nối với nhau theo kiểu CR – CR ( cần dẫn của cơ cấu này nối với bánh răng bao của cơ cấu kia). Đầu vào của bộ truyền hành tinh là trục ra của bánh tuabin của biến mô, đầu ra của bộ truyền là cần dẫn của cơ cấu hành tinh ăn khớp với bộ vi sai. Các ly hợp thủy lực gồm có C₁, C₂, C₃, ly hợp khóa biến mô TCC, các cơ cấu phanh ký hiệu  B₁, B₂, B₃, các khớp một chiều F₁, F₂, qúa trình chuyển các số như thứ tự trên hình 2.4.

2.2 Sơ đồ đi số

Sơ đồ đi số như bảng 2.2.

4. Phương án IV

4.1 Sơ đồ động học

Hộp số hành tinh trên sơ đồ hình 2.7 gồm có hai bộ truyền hành tinh Wilson được lắp gép với nhau và quay trên cùng một trục. Cần dẫn của bộ truyền trước nối cứng với bánh răng bao của bộ truyền hành tinh phía sau. Qúa trình chuyển các số được thực hiện thông qua việc đóng mở các ly hợp C₁, C₂, C₃, khớp một chiều F₁ và các phanh B₁, B₂ như trên hình 2.8. Cần dẫn của bộ truyền hành tinh trước nối với bánh tuabin của biến mô. Trục ra của hộp số nối với bộ truyền bánh răng trung gian ăn khớp với bộ vi sai.

4.2 Sơ đồ đi số

Sơ đồ đi số như bảng 2.4.

5. Chọn phương án thiết kế

Từ các phân tích bốn phương án trên, em chọn phương án thứ tư làm phương án thiết kế.

Nếu xe hoạt động trên mặt đường tốt và cần số ở chế độ sử dụng cả 4 số truyền từ số I đến số IV thì khi chuyển số, phương án thứ 4 luôn có 2 phần tử điều khiển làm việc nên quá trình điều khiển dễ dàng hơn. Mặt khác, ở 2 phanh B₁, B₂, thời gian hoạt động của chúng trong quá trình hoạt động của hộp số khi vận hành cũng rất ngắn lại thường ở vùng tốc độ thấp của động cơ, nên quá trình trượt diễn ra khi phanh 1 phần tử của hộp số hành tinh cũng nhỏ nhờ vậy giảm được tổn hao công suất.

II.  Phân phối tỉ số truyền các tay số theo phương án đã chọn

Phương trình động học của dãy hành tinh được viết dựa trên cơ sở xác lập mối   quan hệ tốc độ góc tương đối giữa các cặp bánh răng khi dừng giá hành tinh C.

Hộp số được lựa chọn có đầu vào là bánh răng mặt trời S2, đầu ra là bánh răng hành tinh C2. Do đó tỉ số truyền của hộp số được tính theo công thức sau:

i = w_s1/w_s2

1. Số truyền I

C1 đóng, B1 đóng, do đó có ω_C1 = ω_R2 = 0.Khâu truyền động là C2, S2. Bánh răng S1, R1, P1 chạy không tải, không tham gia truyền chuyển động nên phương trình liên kết của bộ truyền bánh răng hành tinh 1 có thể loại bỏ trong tính toán.

2. Số truyền II

C1 đóng, B2 đóng. Dẫn đến ω_S1 = 0; ω_R2 = ω_C1. Khâu truyền động là R2, C2, S2, C1, R1. Các bánh răng hành tinh làm nhiệm vụ nối giữa các khâu.

3. Số truyền III

C1,C2, C3 đóng. Khâu truyền động là R1, C1, S1, S2, C2, R2. Không có khâu chạy không.

5. Số lùi

C2 đóng, B1 đóng. Do đó: ω_C1 = 0, ω_S1 = ω_S2. Khâu truyền động là R1, C1, S2, P2, R2.

III. TÍNH TOÁN CHỌN BIẾN MÔ THỦY LỰC

1. Đặc điểm của xe

Xe thiết kế hộp số tự động là xe ô tô 4 chỗ. Đây là loại xe yêu cầu khắt khe về tính ổn định, độ ổn định, sự êm dịu, khả năng tăng tốc nhanh …

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. 

2. Tính toán chọn kích thước cơ bản biến mô thuỷ lực

2.1. Đường đặc tính tốc dộ 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. Theo động cơ tham khảo ta có đường đặc tính momen (hình 2.15). 

M₁ : Mômen trên trục vào của biến mô (bánh B), trong trường hợp này ta  lấy  M₁ =M_emax=112(Nm) là momen lớn nhất mà động cơ phát ra

λ : Hệ số mômen của biến mô λ = 3,19.10^-6 (ph²/vg²) (từ đồ thị đặc tính không thứ nguyên ta chọn λmax )

γ : Trọng lượng riêng của dầu biến mô trong buồng công tác, với dầu ở đây ta dùng dầu Dixon II có γ = 8500 (N/m³) .

n_b : Số vòng quay tại điểm mà mômen lớn nhất  n_b = 2500(vg/ph)

Thay tất cả vào công thức ta có : D_a  =  0,230(m)  = 230(mm)

2.3.  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, λ₁)

Ta có công thức biểu diễn mối quan hệ đó:

M₁ = λ₁. γ.n. D

Thay các giá trị vào công thức ta có :

Tại i = 0            có λ _1-0 = 3,19.10^-6    =>   M_1-0  = λ _1-0. γ. n.D

Tại i = 0,2         có λ _1-0.2 = 2,61.10^-6  =>   M_1-0.2  = λ _1-0.2. γ. n. D   

Tại i = 0,4       có λ _1-0.4 = 2,50.10^-6  =>  M_1-0.4  = λ _1-0.4. γ. n. D(2.4)

Tại i = 0,6         có λ _1-0.6 = 2,23.10^-6  =>   M_1-0.6  = λ _1-0.6. γ. n. D   

Tại i = 0,75       có λ _1-0.75 = 1,80.10^-6  =>   M_1-0.75  = λ _1-0.75. γ. n. D   

Tại i = 0,83       có λ _1-0.75 = 1,60.10^-6 =>   M_1-0.83  = λ _1-0.83. γ. n. D   

Tại i = 0,91       có λ _1-0.91 = 1,40.10^-6  =>   M_1-0.91  = λ _1-0.91. γ. n. D   

Chia dải tốc độ số vòng quay n₁ từ 0 đến 6000 vg/ph thành các khoảng cách nhau 500ph.  

** 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 M₁ và M_e là các giao điểm A(n,M). Điểm 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  đến  0.91.

2.4. Xây dựng đường đặc tính trên truc 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.

n₂ =i . n₁

M₂ =M.K_bm

N₁ = M.n

N₂ = N₁. η

** Kết luận :

Trên cơ sở biến mô thuỷ  lực đã chọn ta xây dựng được đường đặc tính trên trục ra của biến mô. 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 liên quan đến các chế độ làm việc 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.

IV.  XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

1. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính

n_v = 5500 (vòng/phút)

i_fc: tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối ở số truyền cao. Vì xe thiết kế  là loại 1 cầu chủ động nên thường không sử dụng hộp số phụ. Lấy i_fc = 1.

i_hn: tỉ số truyền của hộp số chính khi xe đạt vận tốc lớn nhất. Lựa chọn

 i_hn = 0,75.

V_max=180(km/h): vận tốc lớn nhất của ô tô (m/s).

Thay số ta được: i =3,9

2. Xác định 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 ≥ ψ_max.G + W.v²

Khi ôtô chuyển động ở số 1 thì vận tốc của nó nhỏ, do đó ta có thể bỏ qua lực cản của không khí. Như vậy:

P_kmax ≥ ψ_max.G

Thay vào công thức (4.4) ta có: i_h1 ≥ 2,5

Thay vào công thức ta có :

i_h1 ≤ 3,43

Như vậy i_hi cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên. Ta chọn i_h1 = 3,2 để tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian.

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.

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

Tỷ số truyền của tay số 1      : i_h1 = 3,20

Tỷ số truyền của tay số 2      : i_h2 = 1,79

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

Tỷ số truyền của tay số 4      : i_h4 = 0,70

V. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

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 β nhỏ. Góc nghiêng β được chọn như sau :

Đối với ôtô con  β = 30 - 45 độ.

Đối với ôtô tải  β = 20 - 30 độ.

Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng β = 30 độ.

1. Chọn vật liệu

Ta chọn là thép hợp kim 40GrNi.

Bánh răng lớn : Thấm C và tôi HRC = 55 – 63

Theo thuyết bền tiếp xúc ta có:

 Giới hạn bền δ = 9.10⁸ (Nm²). Giới hạn chảy δ _ch = 7.10⁸ (N.m²)

Bánh răng nhỏ : Thấm C và tôi HRC =55 -63

Giới hạn bền δ = 9.10⁸ (Nm²). Giới hạn chảy δ _ch = 7.10⁸ (N.m²).

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

[σ_H ] = σ_Holim.K_HL/ S_H

[σ_F ] = σ_Folim.K_FL.K_FC/ S_F

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

σ_Holim  =23HRC, ΣF_olim  =750 

chọn độ rắn bánh răng nhỏ HRC1 =60, bánh răng lớn HRC2 =58

σ_Holim1  =23HRC =23.63 =1449 , Σ_Folim1  =750

σ_Holim1  =23HRC =23.62 =1426 , Σ_Folim1  =750

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).

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

Nên ta có   N_HO1 = 30.260^2,4 = 1,87.10⁷_{, ­} N_HO2 = 30.250^2,4 =1,7. 10⁷

- Thời gian sử dụng của ôtô bằng quãng đường giữa 2 kỳ đại tu chia cho vận tốc trung bình : t_Σ =  5000giờ

Thay các giá trị vào công thức ta có : n_tb = 2000  (vg/ph)

Thay các giá trị vào công thức (3.19) ta có :

N_HE= N_FE= 60.3.2000.5000 =18.10⁸

Ta có N_HE1 > N_{HO1 ­}do đó K_HL1 =1,tương tự có K_HL2  =1

Vậy [σ_H ]₁ = σ_Holim1.K_HL/ S_H   = 1449.1/1,2 =1208 Mpa

[σ_H ]₂ = σ_Holim2.K_HL/ S_H   = 1426.1/1,2 =1206 Mpa

  [σ_H ] = ([σ_H ]₁ +[σ_H ]₂ )/2 =( 1208 +1206)/2 =1207 Mpa <1,25[σ_H ]₂

Và  [σ_F ]₁ = σ_Folim1.K_FL.K_FC/ S_F =750.1.1/1.55= 483 MPa

[σ_F ]₂ = σ_Folim2.K_FL.K_FC/ S_F  =750.1.1/1,55=483 MPa

Ứng suất quá tải cho phép

[σ_H]_max = 2,8 δ _ch2 = 2,8.700 = 1960 (MPa)

 [σ_F]_1max = 0,8. σ_ch1= 0,8.700 = 560 (MPa) 

[σ_F]_2max = 0,8. σ_ch2= 0,8.700 = 560 (MPa)

3. Xác định các thông số hình học cơ bản của bộ truyền

3.1. Bộ truyền Wilson thứ nhất

Thay các giá trị đã tính ở trên vào công thức ta có : d_S2 = 57,88(mm) làm tròn b_S2 =58(mm)

Từ đó ta có :

Chiều rộng vành răng :

b_S2 = ψ_bd . d _S2 = 0,3.58=17,4(mm)  chọn b_S2=17(mm)

Môđun chọn trong dãy tiêu chuẩn m=1,5

Số răng bánh răng mặt trời : Z_S2 = 33,5(răng )

- Kiểm tra điều kiện công nghệ của các bánh răng

Bánh răng trong hộp số hành tinh thường dùng là răng trụ răng nghiêng do có ưu điểm về độ ồn nhỏ và độ bền cao. Số răng nhỏ nhất cho phép của bánh răng mặt trời là 14, bánh răng hành tinh là 10. Khi số răng của bánh hành tinh càng nhỏ thì tốc đọ quay càng cao,tốc độ lớn nhất của bánh răng hành tinh không vượt quá 7000 vg/ph.

Như vậy điều kiện lắp ráp được thoả mãn.

Kiểm tra theo điều kiện kề :

Z_R2.sin(П/4) – Z_P2(1-sin(П/4) >  0

74.sin(П/4) – 20(1-sin(П/4) = 46,4  >  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 thứ nhất:

Số răng bánh răng mặt trời     :      Z_R2= 74 (răng)

Số răng bánh răng hành tinh  :      Z_P2= 20 (răng)

Số răng bánh răng mặt trời     :     Z_S2= 34 (răng) 

3.2. Bộ truyền hành tinh thứ hai

Kiểm tra điều kiện kề . Điều kiện kề là điều kiện đảm bảo khe hở giữa các răng của bánh răng hành tinh lân cận không nhỏ hơn 5 - 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:

Z_R1.sin(П /4) – Z_P1(1-sin(П /4) >  0

70sinП /4) – 23sin(П /4) = 42,10> 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                   : Z_R1 = 70răng)

Số răng bánh răng hành tinh          : Z_P1 = 23răng)

Số răng bánh răng mặt trời             : Z_S1 = 23 (răng)

5. Tính lại tỷ số truyền

Thay số ta được:

i_h2  = 1,54

i_h3 = 1

i_OD  =0,75

i_lui = - Z₁ =- 3

6. Thông số hình học của các bánh răng

Bảng thông số tính toán như bảng 2.6.

6.1. Đường kính vòng chia

d_ω  = m_n. Z/cos β

* Với bộ truyền bánh răng hành thứ nhất:

Bánh răng bao Z_R2   d_ωR2= 128,17(mm)

Bánh răng hành tinh Z_P2   d_ωP2= 34,64(mm)

Bánh răng mặt trời Z_s2     d_ωS2 = 58,89(mm)

* Với bộ truyền bánh răng hành thứ hai:

Bánh răng bao Z_R1   d_ωR1 = 121,24(mm)

Bánh răng hành tinh Z_P1  d_ωP1 = 39,83(mm)

Bánh răng mặt trời Z_S1  d_ωS1 = 39,83(mm)

6.3. Đường kính vòng đáy răng

Công thức tổng quát :   

d_f = d_ω ±  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 thứ nhất :

Bánh răng bao Z_R2:  d_fR2 = d_ωR2 +  2,5.m_n  = 128,17+ 2,5.1,5= 131,92(mm)

Bánh răng hành tinh Z_P2 : d_fP2 = d_ωP2 -  2,5.m_n  = 34,64 - 2,5.1,5=30,89(mm)

Bánh răng mặt trời Z_S2 : d_fS2 = d_ωS2 -  2,5.m_n  = 58,89 - 2,5.1,5= 55,14 (mm)

*.Với bộ bánh răng hành tinh thứ hai :

Bánh răng bao Z_R1: 

d_fR1 = d_ωR1 +  2,5.m_n  =121,24 + 2,5.1,5= 124,99 (mm)

Bánh răng hành tinh Z_P1 :

d_fP1 = d_ωP1 -  2,5.m_n  = 39,83  - 2,5.1,5=36,08 (mm)

Bánh răng mặt trời Z_S1 :

d_fS1 = d_ωS1 -  2,5.m_n  = 39,83- 2,5.1,5= 36,08 (mm)

7. Kiểm nghiệm bền các bánh răng

* Mô men phân bố lên các trục của hộp số

Ta có công thức tổng quát :

M_t = M_e2 .i .η­_t

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

Khi xe chuyển động ở số 1

M_Iit = M_e2.i_h1 = 210 . 3,176 = 667 ( N.m)

Khi xe chuyển động ở số lùi

M_Iil = M_e2.i_lui = 210 . 3 = 630 ( N.m)

7.1. Phân tích lực tác dụng trên các bánh răng

+  Lực hướng tâm

Vậy thay số được: R_i  = 517 (N)

+  Lực dọc trục

Ta có công thức tính tổng quát :

Q_i = P_i.tg β

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

Vậy Q_i = P_i.tgβ =  820. tg30 =473(N)

7.2. Kiểm nghiệm bền các 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.Mặt khác, do ứng suất uốn thay đổi hoặc do quá tải về uốn làm cho răng bị gãy rời ra. Do đó ta kiểm nghiệm độ bền các bánh răng theo độ bền tiếp xúc và độ bền

7.2.1. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

Việc kiểm nghiệm chỉ  được thực hiện  đối với bánh răng hành tinh và bánh răng mặt trời. Kết cấu dạng ăn khớp trong của bánh răng ngoại luân giúp nó có khả năng chống uốn tốt hơn so với dạng ăn khớp ngoài. Do đó, chỉ cần kiểm bền đối với bánh răng hành tinh khi xét về ăn khớp giữa 2 bánh răng khi đó.

Tra theo đồ thị 4.17 [1] có    Y  = 0, 129

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z_P2 :

P_P2  = 820 (N) = 820.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến :  m_n = 1,5.10^-3 (m)

+ Tính ứng suất uốn bánh răng mặt trời Z_S2

Trong trường hợp này bánh răng Z_S2 là bánh răng bị động.

Hệ số tính đến ma sát :  K_ms = 0,9.

Chiều rộng làm việc của bánh răng b₃ = 17 mm  = 17.10^-3(  m)

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z₃ : P₃ =  820.(N) = 820.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến  :  m_n = 1,5mm = 1,5.10­^-3 m

Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức ta có : σ_u3  = 43,5.10⁶ (Nm).

Vậy

 σ_u1 = 147,3.10⁶ (Nm) < [σ_H] =(150 – 400).10⁶ (Nm).

σ_u3 = 43,5.10⁶ (Nm) < [σ_H] =(350 - 850).10⁶ (Nm).

Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn.

7.2.2 Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc

Trên bộ truyền Wilson, do bánh răng hành tinh làm việc 2 chiều và có kích thước nhỏ nhất trong ba loại bánh răng, nên số lần vào khớp và ra khớp của một bánh răng hành tinh là nhiều nhất.

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức  ta có : σ_txP2  =405.10⁶ (Nm).

Ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng mặt trời: σ_txP2 = 597.10⁶ (Nm).

So sánh giá trị ứng suất tiếp xúc của bánh răng Z_P2, Z_S2với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép : σ_txP2 = 405.10⁶ (Nm) và σ_txS2 =597.10⁶ (Nm)  < [σ_tx]= (1000 - 2500).10⁶ (Nm) .Vì vậy bánh răng Z_P2, Z_S2 thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

VI. TÍNH TOÁN TRỤC

1. Chọn vật liệu cho chế tạo 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 20CrNi3. Cơ tính của thép 20CrNi3 được xác định như sau :

Độ rắn HRC từ 46 - 53 .

Giới hạn bền σ_b = 1000.10⁶ (Nm).

Giới hạn chảy σ_ch = 750.10⁶ (Nm).

3. Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi

Khi xác định 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.

Vật liệu làm trục là 20CrNi3A có thấm cácbon, nên có σ_b = 1000.10⁶ (Nm)

σ_-1 = 0,436.1000.10⁶ = 436.10⁶ (Nm)

τ_-1 = 0,58. 436.10⁶ = 252,88.10⁶ (Nm)

** 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 .

VIII. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LY HỢP VÀ PHANH

1. Yêu cầu cơ bản của ly hợp và phanh đĩa làm việc trong dầu

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 .

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

2.1. Tính toán ly hợp

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

M_S = β . M_c

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 α =R_B/ R_H được chọn theo kinh nghiệm như sau :

α =  0,68 -  0,82

P : Lực ép lên các đĩa

P = p.S

** 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 β > 1. Vì vậy mômen truyền được qua tất cả các ly hợp và hệ thống phanh đủ điều kiện làm việc.

2.2. Tính toán phanh dải B₂

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 rộng quá 100mm. Nếu 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 - 2 (mm), bề mặt được dán một lớp Atbet có chiều dày từ 0,8-1,2 (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 - 2 ( mm).

Ta có phương trình :

F.cosγ = S₂

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 định nhờ phương trình cân bằng mômen :

M_cđ + M_bđ + M_ph = 0

Ta có :     

M_cđ =630.1,46 = 919,8 (N.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)

M_ph = 630.( 1,46 – 0,685 )   =488,25  (N.m)

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được vào công thức  ta có : B ≥ 0,00589 (m)

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

Mặt khác thay các giá trị vào công thức  ta có : F = 4452,47 (N).

CHƯƠNG III

TÌM HIỂU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

I. NHIỆM VỤ CỦA HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

Hệ thống điều khiển điện tử có nhiệm vụ thu nhận các tín hiệu từ các công tắc và các cảm biến từ đó sử lý và điều khiển thời điểm chuyển số và khóa biến biến mô bằng cách điều khiển các van điện từ của bộ điều khiển thủy lực để duy trì điều kiện lái tối ưu nhất

II. SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ CỦA HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỬ

1. Khối tín hiệu vào

Khối tín hiệu vào là bộ phận chuyển đổi các thay đổi về trạng thái của đối tượng đo thành các dạng tín hiệu điện sau đó các tín hiệu này sẽ được gửi tới bộ vi xử lý.

1.1. Cảm biến vị trí bướm ga

Cảm biến này phát hiện được góc mở của bướm ga và thể hiện chế độ làm việc của động cơ. Cảm biến này có cấu tạo là một biến trở con chạy một đầu con chạy quay cùng với bướm ga và thường xuyên quét trên điện trở đã đặt sẵn điện áp 5V sơ đồ mạch như hình vẽ tín hiệu do sự thay đổi vị trí bướm ga được chuyển về bộ chuyển tín hiệu ADC của vi xử lý.

1.3. Cảm biến tốc độ xe

Cảm biến này được đăt trên vỏ của hộp số tự động và được dẫn động bằng bánh răng của bộ vi sai. Nó phát hiện tốc độ bánh răng vi sai. khi tốc độ của xe tăng lên nó sẽ sinh ra điện áp có tần số lớn hơn và điện áp lớn hơn .tín hiệu tốc độ của xe đươc dùng làm tín hiệu cơ bản cho việc sang số.

1.6. Công tắc phanh

Khi bàn đạp phanh bị ấn xuống thì vi xử lý sẽ huỷ trạng thái khoá biến mô. Điều này tránh cho động cơ khỏi bị chết do khoá biến mô.

2. Cơ cấu chấp hành van điện từ

Cấu tạo và nguyên lý làm việc: trong hộp số tự động van  điện tử đóng vai trò là cơ cấu chấp hành thực hiện đóng mở các đường dầu bằng cấu trúc van bi hay con trượt. Van điều khiển điện tử bao gồm lõi thép từ, cuộn dây, cụm van bi hay con trượt.

 3. Bộ vi xử lý trung tâm

Bộ vi xử lý trung tâm là bộ phận chính của hệ thống điều khiển, có chức năng nhận và truyền tín hiệu với máy tính thông qua mạch chuyền nhận.

Vi xử lý không nhận được tín hiệu huỷ hệ thống khoá biến mô từ công tắc phanh

Vi xử lý sẽ huỷ sự khoá biến mô trong các điều kiện sau:

Công tắc phanh chuyển sang ON (trong khi phanh)

CHƯƠNG IV

HƯỚNG DẪN SỮ DỤNG VÀ CÁCH PHÁT HIỆN HƯ HỎNG CỦA HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

I. HƯỚNG DẪN SỬ DỤNG

Hộp số tự động chuyển lên số cao và xuống số thấp mộp cách tự động. Tuy nhiên, cũng có hai liên kết để cho phép lái xe điều khiển hộp số tự độngbằng tay là : cần và cáp chọn số, cáp chân ga và bướm ga.

*. Cần chọn số :

Cần chọn số tương ứng với cần sang số ở hộp số thường. Nó được nối với hộp số thông qua cáp hay thanh nối. Lái xe có thể chọn chế độ lái xe tiến hay lùi, số trung gian hay đỗ xe bằng cách dùng cần chọn số này. Trên hộp số tự động, chế độ tiến bao gồm 3 dãy ‘D’(Drive), ‘2’(Second-dải tốc độ thứ hai), ‘L’(Low-tốc độ thấp).

 *. Khuyến cáo : 

Không bao giờ chuyển cần số lên vị trí ‘R’ khi xe đang chạy về phía trước do nó có thể làm hỏng hộp số.

Không bao giờ chuyển cần số lên vị trí ‘P’ khi xe đang chạy do nó có thể làm hỏng hộp số.

II. CÁCH PHÁT HIỆN HƯ HỎNG CỦA HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

Để tiến hành phát hiện hư hỏng và cách khắc phục đối với hộp số tự độngđược chính xác và nhanh chóng, cần phải tiến hành theo 3 bước sau :

Nắm rõ kết cấu và hoạt động của hộp số.

Phân tích các triệu chứng

Đưa ra kết luận sữa chữa.

II. CÁCH PHÁT HIỆN HƯ HỎNG CỦA HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

Để tiến hành phát hiện hư hỏng và cách khắc phục đối với hộp số tự độngđược chính xác và nhanh chóng, cần phải tiến hành theo 3 bước sau :

Nắm rõ kết cấu và hoạt động của hộp số.

Phân tích các triệu chứng

Đưa ra kết luận sữa chữa.

1. Phân tích triệu chứng của xe

Việc tìm hiểu chi tiết những triệu chứng là cơ sở của việc phát hiện hư hỏng và cách khắc phục. Mặt khác cần phân tích những triệu chứng đó xảy ra trong điều kiện nào. Từ đó mang đi so sánh với xe tốt với các tính năng thực tế.

3. Các phép thử

Có 4 phép thử trong trường hợp hộp số tự động có trục trặc.

CHƯƠNG V

QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁNH RĂNG

I. ĐIỀU KIỆN LÀM VIỆC VÀ YÊU CẦU LÀM VIỆC CỦA BÁNH RĂNG HÀNH TINH.

1. Điều kiện làm việc

Bánh răng hành tinh làm việc trong điều kiện nặng nhọc, chịu ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc và chịu va đập.

Bánh răng luôn quay ở tốc độ cao và ngập trong dầu hộp số.

2. Yêu cầu

Từ chức năng và điều kiện làm việc của bánh răng hành tinh nêu trên, yêu cầu bánh răng phải được chế tạo chính xác, độ cứng vững như độ bóng bề mặt phải cao.

Các bề mặt yêu cầu chế tạo chính xác :

- Lỗ bánh răng để lắp trục.

- Bề mặt làm việc của răng.

II. TÍNH CÔNG NGHỆ TRONG KẾT CẤU CỦA CHI TIẾT BÁNH RĂNG HÀNH TINH.

Hình dáng lỗ phải đơn giản, để dễ gia công bằng một giao trong một lần gá đặt.

Trong trường hợp này chọn lỗ thông suốt và kích thước không đổi trong suốt chiều dài. Vành ngoài của bánh răng không có gờ để đơn giản trong khi chuyển dao cắt.

IV. CÁC NGUYÊN CÔNG TRONG CHẾ TẠO BÁNH RĂNG.

1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, tiện tinh và doa lỗ trong:

- Định vị : Phôi được định vị ở mặt ngoài (là mặt trụ) hạn chế bốn bậc tự do, mặt đầu hạn chế một bậc tự do. Như vậy chi tiết tổng cộng được hạn chế 5 bậc tự do.

- Kẹp chặt : Dùng mâm cặp ba chấu tự định tâm có mặt bậc trong để kẹp chặt.

- Chọn máy : Máy tiện cỡ nhỏ của Liên Xô có ký hiệu 1603, công suất của máy N_m = 1,1 Kw.

a. Tiện mặt đầu

- Chọn dao : Tiện mặt đầu dùng dao có kí hiệu T14k8.

- Lượng dư gia công :

Tiện một lần lượng dư gia công bằng 0,9 mm.

Tiện tinh lượng dư gia công bằng 0,15 mm.

b. Doa lỗ trong

- Chọn dao : Chọn dao có kí hiệu T15K6.

- Lượng dư gia công:

Doa tinh lượng dư gia công bằng 0,35 mm.

3. Nguyên công 3: Phay răng

- Định vị : Dùng một chốt trụ dài hạn chế bốn bậc tự do, mũi chống tâm hạn chế một bậc tự do.

- Chọn máy : Chọn máy phay côn xoắn vạn năng của Liên Xô có kí hiệu 6H81. Công suất của máy N_m = 1,7 Kw.

- Chọn dao :

Chọn dao phay có kí hiệu P9.

Chiều sâu cắt :

Phay thô : t = 4,5 mm

Phay tinh : t = 1,06 mm

Tốc độ cắt :v = 17,5 (m/ph).

Vận tốc cắt đầu phân độ :

Phay thô  : n = 2,72 (v/ph)

Phay tinh : n = 1,81 (v/ph)

5. Nguyên công 5: Mài nghiền răng

Lượng dư gia công của nguyên công này 0,1 mm.

- Chế độ cắt :

Vận tốc cắt v = 12,48 (m/ph)

Vân tốc góc n = 100 (v/ph)

6. Nguyên công 6: Kiểm tra

Mặt chuẩn là mặt lỗ trong của bánh răng.

Kiểm tra độ đảo hướng tâm của đỉnh răng.

KẾT LUẬN

Sau một thời gian làm đồ án tốt nghiệp, được sự hướng dẫn tận tình của thầy : TS……………… em đã hoàn thành đề tài “Thiết kế hộp số tự động cho xe du lịch cở nhỏ 5 chỗ ngồi trên cơ sở xe Kia-morning”. Đề tài của em đã giải quyết được những vấn đề cơ bản sau đây:

Giới thiệu những đặc điểm cơ bản và phân tích những ưu nhược điểm của hộp số tự động khi sử dụng trên ôtô.

Tìm hiểu kết cấu, nguyên lý hoạt động và các phương thức tổ hợp những cơ cấu hành tinh cơ sở có sẵn để tạo nên hộp số có số lượng số truyền mong muốn.

Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hành tinh 4 số tiến, tính toán sức kéo và phân định sơ bộ tỉ số truyền cho từng tay số

Tính toán các kích thước hình học cơ bản của hộp số hành tinh, đảm bảo được sự hợp lý về mặt kích thước của hộp số khi lắp đặt vào hệ thống truyền lực của xe nhằm đáp ứng được khả năng thông qua của xe ở nhiều địa hình khác nhau.

Xe được yêu cầu thiết kế có khoảng thay đổi tải trọng tương đối rộng nên các bộ phận của hộp số hành tinh chịu những tải trọng biến đổi rộng. Do vậy, đồ án căn cứ vào bảng các chế độ tải trọng của hộp số khi hoạt động ở những số truyền khác nhau để lựa chọn và tính toán bền cho một số chi tiết điển hình.

Một số kết quả của đồ án về tổ hợp và phân tích động học của các cơ cấu hành tinh có thể sử dụng được trong thực tiễn đào tạo hoặc thiết kế những hộp số hành tinh mới tối ưu hơn, tận dụng tốt hơn công suất động cơ trong tương lai.

Thiết kế hộp số tự động là một quá trình dài và phức tạp, với yêu cầu của đề tài, đồ án đã hoàn thành cơ bản các nội dung được giao, đảm bảo được tiến độ khi thực hiện đề tài tốt nghiệp. Tuy nhiên, đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, nên rất mong nhận được sự đóng góp của các thầy và các bạn trong bộ môn để có thể hoàn thiện tốt hơn nữa.

Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Tập bài giảng tính toán thiết kế ô tô - PGS.TS. Nguyễn Trọng Hoan

[2]. Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con - PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai – NXB KHKT, 2005.

[3]. Nguyên lý máy, Tập 1 - Đinh Gia Tường, Tạ Khánh Lâm - NXBGD, 2005.

[4]. Tính toán thiết kế hệ dẫn  động cơ khí, Tập 1 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXBGD.

[5]. Lý thuyết ô tô máy kéo - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái,

Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng - NXB KHKT, 2007.

[6]. Hướng dẫn làm bài tập lớn lý thuyết ô tô - Lê Thị Vàng.

 "TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"