LỜI NÓI ĐẦU
Với sự phát triển mạnh mẽ của công nghệ thông tin , tin học trong vai trò dẫn đường quá trình tự động hóa không ngừng phát triển đi sâu vào công nghệ sản xuất và đi vào sản phẩm . Trong đó nghành công nghiệp ô tô luôn được ứng dụng hàng đầu các giải pháp công nghệ mới. Tự động hóa không những làm cho người dùng cảm thấy thoải mái , thần thiện với chiếc xe của mình hơn mà nó còn nâng cao sự an toàn trong sự dụng.
Trong sự phát triển của ngành công nghiệp ôtô thế giới, các hệ thống trên ôtô đã không ngừng được hoàn thiện. Hệ thống truyền lực cũng không nằm ngoài quy luật đó. Mục đích của sự biến đổi hoàn thiện là nhằm : Giảm tiêu hao nhiên liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn nhất của động cơ, sử dụng tốt nhất công suất động cơ sinh ra và tạo sự thuận lợi, đơn giản cho người lái.
Một phần của hệ thống truyền lực trên ô tô hiện nay là hộp số, dùng để thay đổi tỉ số truyền của hệ thống truyền lực nhằm tạo lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động. Hộp số ngày nay gồm 3 dạng cơ bản là hộp số thường, hộp số tự động, hộp số vô cấp. Xu thế của công nghiệp ôtô hiện nay là tạo ra những hộp số ô tô có khả năng chuyển số một cách tự động hoặc tỉ số truyền biến đổi vô cấp. Tuy nhiên, hộp số vô cấp có độ bền và hiệu suất thấp nên còn ít phổ biến. Do đó, đề tài lựa chọn hộp số tự động để thiết kế cho xe yêu cầu.
CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ
1. Nhiệm vụ, yêu cầu , cấu tạo hộp số tự động.
1.1.1 Nhiệm vụ.
Hộp số dùng để:
- Truyền, biến đổi tốc độ và mô men truyền (hay lực kéo) tới các bánh xe phù hợp với tải động cơ và tốc độ của ô tô,
- Thay đổi chiều chuyển động (tiến hoặc lùi) cho ô tô,
- Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực.
1.1.2 Yêu cầu.
- Có dãy tỷ số truyền hợp lý, phân bố các khoảng thay đổi tỷ số truyền tối ưu, phù hợp với tính năng động lực học yêu cầu và tính kinh tế vận tải
- Phải có hiệu suất truyền lực cao
- Khi làm việc không gây tiếng ồn không phát sinh các tải trọng động, chuyển số nhẹ nhàng
1.1.3 Cấu tạo chung của hộp số tự động (EAT).
Cụm hộp số tự động trên ô tô hiện nay bao gồm biến mômen và hộp số hành tinh, là một cụm có chung một vỏ được lắp liền sau động cơ. Trong hệ thống truyền lực, chức năng của cụm hộp số tự động có hệ thống điều khiển điện từ thủy lực phức tạp làm việc cùng với máy tính điện tử cỡ nhỏ, thực hiện tự động đóng ngắt thay đổi các số truyền bên trong hộp số chính.
1.2 Đặc điểm vận hành và ưu điểm của hộp số tự động.
1.2.1 Đặc điểm vận hành.
Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động. Khi lái xe lên dốc haykhiđộng cơkhông cóđủlựcđể leodốc tạisốđangchạy, hộpsốđược chuyển về số thấp. Vì thế lái xe phải thường xuyên nhận biết tải và tốc độ động cơ để chuyển số một cách phù hợp. Điều đó sẽ gây nên sự mất mát công suất động cơ một cách không cần thiết, ngoài ra nó còn gây nên sự khó khăn khi điều khiển và sự tập trung quá mức đối với người lái.
1.2. 2 So sánh giữa hộp số thường và hộp số tự động.
So với hộp số thường hộp số tự động có những điểm riêng biệt sau
Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động. Khi lái xe lên dốc hay khi động cơ không có đủ lực để leo dốc tại số đang chạy, hộp số được chuyển về số thấp.
1.2.3 Ưu nhược điểm của hộp số tự động so với hộp số thường.
* Ưu điểm:
- Nhờ kết cấu của bộ truyền hành tinh mà hộp số hành tinh khi được tự động hóa quá trình chuyển số có được rất nhiều ưu điểm.
- Quá trìnhchuyển sốđược thực hiệntựđộngnên giảmđược thaotác điều khiển ly hợp và hộp số, giảm cường độ lao động cho người lái tạo điều kiện cho người lái xử lý các tình huống khác trên đường. Điều này làm cho tính tiện nghi trong sử dụng của ô tô tăng rõ rệt.
- Hiệu suất làm việc cao vì các dòng năng lượng có thể là song song - Cho tỉ số truyền phù hợp nhưng kích thước không lớn.
* Nhược điểm:
- Bên cạnh đó hộp số tự động cũng không tránh khỏi những nhược điểm:
- Sự thay đổi tốc độ còn kèm theo sự trượt của các phần tử truyền lực, dẫn tới sự tổn hao một phần nhỏ công suất động cơ.
- Khả năng chuyển động của ô tô không hoàn toàn phụ thuộc vào thao tác người lái mà còn phụ thuộc vào tình trạng mặt đường, đôi khi có thể xảy ra tình huống khó làm chủ chuyển động của ô tô trên đường.
1.3.Phân loại hộp số tự động.
1.3.1.Theo cách bố trí có.
Theo cách bố trí thì có:
- Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động (FF):
- Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động (FR):
Các hộp số sử dụng trên ôtô FF được thiết kế gọn nhẹ hơn so với loại sử dụng trên ôtô FR do chúng được lắp đặt cùng một khoang với động cơ.
Các hộp số sử dụng cho ôtô FR có bộ truyền động bánh răng cuối cùng với vi sai lắp bên ngoài. Còn các hộp số sử dụng trên ôtô FF có bộ truyền bánh răng cuối cùng với vi sai lắp ở bên trong, vì vậy loại hộp số tự động sử dụng trên ôtô FF còn gọi là hộp số có vi sai.
1.3.2. Theo bộ truyền sau biến mô.
- Hộp số tự động vô cấp (bộ truyển đai)
- Hộp số tự động có cấp (trục cố định thông thường và trục di động bộ truyền hành tinh)
1.4. Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số cho xe 5 chỗ.
Vì xe 5 chỗ là loại xe đa dụng nên tải trọng thay đổi trong một khoảng rộng, hoạt động ở nhiều địa hình khác nhau. Loại xe này chủ yếu hoạt động trên những mặt đường có chất lượng tương đối tốt như bê tông, nhựa đường. Kích cỡ xe nhỏ nên thích hợp cho các công ty sử dụng làm xe đưa đón nhân viên của từng phòng ban riêng hoặc với một số gia đình cũng thích hợp để đưa những gia đình nhỏ đi tham quan hay về quê. Do đó yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe:
Dải tỉ số truyền hợp lý nhằm tận dụng hết công suất động cơ và nâng cao khả năng tăng tốc cho xe.
- Tiết kiệm nhiên liệu một cách tối đa có thể.
- Kết cấu thuận lợi nhất có thể cho sửa chữa, bảo dưỡng, chẩn đoán sự cố trên xe.
- Ngoài những yêu cầu trên hộp số được thiết kế cho xe trong đồ án này là hộp số tự động nên có những yêu cầu riêng sau:
- Có số lượng số truyền phù hợp để tận dụng tối đa công suất động cơ.
- Số lượng các phần tử điều khiển (PTĐK) thích hợp được bố trí phù hợp đối với dạng xe cầu trước hoặc sau chủ động. Các chế độ làm việc của các phần tử điều khiển phải hợp lý giảm tổn thất trong quá trình hoạt động ổn định của xe.
- Quá trình chuyển số nhanh chóng và chính xác thông qua các cơ cấu điều khiển thủy lực và điện tử.
CHƯƠNG 2
PHÂN TÍCH KẾT CẤU HỘP SỐ
2.1. Biến mô thủy lực
Biến mô được bố trí sát động cơ, nhận mô men động cơ và biến đổi mô men tùy theo tốc độ của trục ra trước khi đưa vào hộp số hành tinh phía sau.
2.1.1 Nhiệm vụ biến mô:
- Truyền và biến đổi mô men động cơ tới hệ thống truyền lực, giá trị tỷ lệ MT/MB có thể đạt lớn hơn 2 khi nT/nB = 0,
- Do truyền và biến đổi mô men thông qua áp suất thủy lực nên biến mô hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực, giúp làm tăng tuổi thọ các chi tiết của hệ thống,
- Đóng vai trò như bánh đà giúp làm đều chuyển động của động cơ,
2.1.2 Cấu tạo của biến mô:
* Biến mô thủy lực:
Cấu tạo biến mô được trình bày như trên hình 2.7
Biến mô gồm: bánh bơm B, bánh tuabin T và bánh phản ứng P. Bánh B, bánh T và bánh P xếp với nhau tạo thành hình xuyến và được đặt trong vỏ kín chứa đầy dầu. Các bánh của biến mô đều có cánh nghiêng hướng kính (để dẫn hướng dòng dầu) và được quay trên trục của nó.
* Bánh tuabin T:
Bánh tuabin T nối với trục ra 5 của biến mô (trục chủ động của hộp số hành tinh) là phần bị động của biến mô. Bánh tuabin có nhiệm vụ chuyển đổi động năng của dòng chất lỏng thành mô men tại trục ra của biến mô men, trên bánh tuabin bố trí nhiều cánh quạt có hướng cong ngược chiều với các bánh bơm. Bánh tuabin được lắp trên trục sơ cấp hộp số sao cho nó đối diện với các cánh trên cánh bơm với một khe hở rất nhỏ ở giữa.
* Khớp một chiều:
Khớp một chiều được bố trí giữa bánh phản ứng và vỏ cố định hộp số. Sơ đồ cấu tạo của khớp một chiều như hình vẽ. Khi bánh phản ứng (vòng ngoài) quay ngược chiều kim đồng hồ, lực ma sát đẩy cam xoay, chèn giữa vòng 1 và 2 không cho quay tương đối với nhau, thiết lập trạng thái khóa bánh phản ứng.
Khi bánh phản ứng quay cùng chiều kim đồng hồ, các cam được lực ma sát đẩy quay theo, cho phép vòng 1 và 3 quay tương đối với nhau, bánh phản ứng được quay trên khớp.
a) Nguyên lý làm việc:
Khi cánh bơm được dẫn động bởi trục khuỷu của động cơ dầu trong cánh bơm sẽ quay với cánh bơm theo cùng một hướng.
Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên lực li tâm làm cho dầu bắt đầu chảy ra phía ngoài tâm của cánh bơm dọc theo bề mặt của cánh quạt và mặt bên trong của cánh bơm.
Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên nữa dầu sẽ bị đẩy ra khỏi cánh bơm rồi đập vào các cánh quạt của rôto tuabin làm cho rôto bắt dầu quay cùng hướng với cánh bơm. Sau khi dầu mất năng lượng do va đập vào các canh quạt của roto tuabin, nó chẩy vào trong dọc theo các cánh của roto tuabin khi nó chạm vào phần trong của rôto bề mặt cong của bên trong roto sẽ hướng dòng chảy ngược trở lại cánh bơm và dòng chảy lại bắt đầu.
Khi chênh lệch về tốc độ quay là lớn: tốc độ của dầu (dòng chảy xoáy) tuần hoàn qua cánh bơm và rôto tuabin là lớn, do vậy dầu từ rôto tuabin đến stato theo hướng sao cho nó ngăn cản chuyển động quay của cánh bơm, như hình 2.11, tại đây dầu sẽ đập vào mặt trước của cánh quạt trên stato làmcho nó quaytheo hướng ngược lại với hướng quay của cánh bơm.
Ly hợp khóa biến mô là loại ly hợp ma sát một hay nhiều đĩa làm việ trong dầu, được điều khiển bằng áp suất thủy lực. Nguyên lý làm việc như hình vẽ. Trạng thái đóng hay mở tùy thuộc vào dòng dầu cấp vào biến mô.
b) Các thông số cơ bản và đặc tính của biến mô thủy lực:
Các thông số cơ bản đặc trưng cho biến mô thủy lực gồm có: mô men trên các bánh công tác, hệ số biến mô, tỷ số truyền của biến mô, công suất và hiệu suất biến mô.
Đặc tính làm việc của biến mô được đánh giá theo các tỷ lệ số vòng quaynT/nB khác nhauvớigiá trịmô men MB không đổi thông qua các quan hệ như hình bên.
- MT, MB :là giá trị mô men bánh tuabin và bánh bơm,
- Hiệu suất η truyền năng lượng từ bánh B sang bánh T.
- Giá trị lớn nhất MT/MB gần bằng 2,5 (khi nT/nB = 0), sau đó η tăng dần và đạt lớn nhất ở nT/nB = 0,7 - 0,8.
2.2. Các bộ truyền hành tinh cơ bản.
2.2.1. Bộ truyền hành tinh Wilson.
Được cấu tạo từ ba phần tử cơ bản có cùng trục quay gồm một bánh răng mặt trời, một bánh răng bao và một cần dẫn. Các bánh răng hành tinh quay trơn trên cần dẫn ăn khớp đồng thời với bánh răng mặt trời và bánh răng bao, đóng vai trò như phần tử trung gian nối giữa ba phần tử cơ bản.
Các phần tử của CCHT Wilson có 2 ràng buộc về hình học và 2 ràng buộc về động học:
rCωC = rSωS+ rPωP , rC = rS + rP
rRωR = rCωC+ rPωP , rR = rC + rP
Gọi Z = rR/rS là đặc tính của CCHT Wilson, ta rút ra được phương trình liên kết 3 phần tử cơ bản của cơ cấu:
(1 + Z).ωC = ωS + Z.ωR
2.2.2. Bộ truyền hành tinh Simpson.
CCHT Simpson gồm hai CCHT cơ bản Wilson hai bánh mặt trời cùng một trục. Các phần tử M1, N1, H1, G1 (S1, R1, P1, C1) thuộc dãy hành tinh thứ nhất; M2, N2, H2, G2 (S2, R2, P2, C2) thuộc dãy hành tinh thứ hai. Chúng được ghép nối với nhau như hình vẽ:
rC1ωC1 = rSωS+ rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1
rR1ωR1 = rC1ωC1+ rP1ωP1 , rR1 = rC1 + rP1
rC2ωR1 = rS2ωS + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2
rR2ωR2 = rC2ωR1+ rP2ωP2 , rR2 = rC2 + rP2
2.2.3. Bộ truyền hành tinh Ravigneaux
Cấu tạo của CCHT kiểu ravigneaux gồm 2 bánh răng mặt trời M1 (S1), M2 (S2) nối với 2 trục khác nhau. Hai nhóm bánh răng hành tinh H1 (P1), H2 (P2) ăn khớp với nhau và nằm trên một giá hành tinh G (C), một bánh răng bao N (R) ăn khớp với H2 còn H1 ăn khớp với M2. Sơ đồ cấu tạo như hình vẽ.
CCHT Ravigneaux có 4 ràng buộc động học và 4 ràng buộc hình học:
rC1ωC = rS1ωS1 + rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1
rC2ωC = rS2ωS2 + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2
(rC2 – rC1)ωC = rP1ωP1 + rP2ωP2 , rC2 – rC1= rP2 + rP1
rRωR = rC2ωC + rP2ωP2 , rR = rC2 + rP2
2.3. Cơ cấu sang số
Cần chuyển số tương đương với cần chuyên số của hộp số thường, người lại xe có thể chọn chế độ chạy xe tiến hoặc là số trung gian hoặc đỗ xe bằng cách vận hành cần chuyển số này. Có các kiểu cần chuyển số san, tuy theo từng loại xe:
- Kiểu thẳng,
- Kiểu cột
- Kiểu công
- Kiểu thẳng có hệ chuyển sở hình chữ E
Cơ cấu khóa cần chuyển số. Các hệ thông khóa cần chuyển số được dùng để ngăn ngừa sự vận hành không đúng của cần chuyển số. Với cơ cấu này, khi cần chuyên số ở đây "P thì cần số không thể chuyển động được trừ khi chia khoa điện ở vị trí "ON" và đẹp bàn đạp phanh. Ngoài ra, khi cần số không ở đây "P" thì chia khóa điện không thể tật được từ "ON" hoặc "ACC sang "LOCK” và chia khóa điện cũng không thể rút ra được có một nút nha khoa chuyển số để hủy bỏ bảng tay cơ cấu khóa cần số nều ác quy chết.
Chương 3
TÍNH TOÁN HỘP SỐ TỰ ĐỘNG
3.1. Thành lập phương trình động học của hộp số.
Hình trên là kết cấu nguyên lý của CCHT Wilson, với bánh răng mặt trời S, bánh răng hành tinh P, bánh răng ngoại luân R ăn khớp với nhau và một cần dẫn C.
*Quan hệ động học của dãy hành tinh:
Phương trình động học của dãy hành tinh được viết dựa trên cơ sở xác lập mối quan hệ tốc độ góc tương đối giữa các cặp bánh răng khi dừng giá hành tinh C.
ωR, ωS, ωC : là vận tốc góc của các bánh răng R, S, C.
Đặt Z = RR/RS, Z được gọi là đặc tính của dãy hành tinh, dấu âm là để xác định chiều quay của R và S khi dừng giá hành tinh là ngược nhau.
Nhận thấy, trên hộp số Lepelletier các bộ truyền hành tinh cơ sở có mối quan hệ động học song song với nhau, các chuyển động của các bộ phận trong hệ diễn ra một cách đồng thời.
3.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt.
3.2.1. Số truyền 1.
C0 đóng, C1 đóng, do đó có. Khâu truyền động là cd OD, ROD, R1,S 1-2, cd2, R2 và các bánh răng hành tinh trên các cần dẫn. Bánh răng S2 chạy không tải, không tham gia truyền chuyển động nên phương trình liên kết của bộ truyền bánh răng hành tinh có S2 có thể loại bỏ trong tính toán.
3.2.2. Số truyền 2.
C0 đóng, C1 đóng, B2 đóng. Dẫn đến khâu truyền động là Cd OD, ROD,C1, R1,cd1. Các bánh răng hành tinh làm nhiệm vụ nối giữa các khâu.
3.2.3. Số truyền 3.
C1, C3,B3 đóng. Khâu truyền động là R1, C1, S2, S3, C2, R2. Không có khâu chạy không.
Nhận thấy trong trường hợp này, bộ truyền Ravigneaux có tỉ số truyền thẳng. Mặt khác có công thức tính tỉ số truyền của hộp số:
ih3= iWilson . iSimpson
3.2.5. Số truyền 5.
B0, B2,C1, C2 đóng. Do đó ωS2 = ωC1 ; ωC2 = ωR1 ; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, S2, C2, R2.
3.2.6. Số lùi.
C0 đóng, C2 đóng, B3 đóng Do đó: ωC2 = 0; ωS2 = ωC1 ; ωS1 = 0. Khâu truyền động là Cd1, C2, S 1-2, R2.
3.3. Tính toán tỉ số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở.
- Xét số truyền 3:
Thay số được: ih3 = 2,44
- Xét số truyền 1:
Thay số được: ih1 = 1,77
- Xét số truyền 5:
Thay số được: ih5 = 1,64
Ta thấy Z1, Z2, Z3 thỏa mãn yêu cầu yêu cầu Z = 1,5 ÷ 4.
Bảng tỉ số truyền ở các tay số sau khi tính lại như bảng 3.2.
Ta có: Z3 = RR2/RS3 và Z2 = RR2/RS2 nên Z3.RS3 = Z2.RS2
Từ điều kiện đồng trục đối với bộ truyền :
ZR1 = ZS1 + 2.ZP1
Có:
ZP1 = (ZR1 – ZS1)/2
Mặt khác, ZR1/ZS1 = 100/40.
Thay vào phương trình trên:
ZP1 = 60/200.ZR1
Tương tự như vậy:
ZP2 = 8/41.ZR2
Với bộ truyền bánh hành tinh kép cơ sở ta chưa thể tính toán chính xác tỉ số răng của bánh răng P3 với bánh răng mặt trời S3, nên chọn số răng của bánh P3 này sau.
3.4. Tính toán kích thước của các bánh răng trong các bộ truyền.
3.4.1. Chọn vật liệu.
Do tốc độ hoạt động trung bình của xe là tương đối lớn, nên số vòng quay của bánh răng là cao, lựa chọn loại thép hợp kim cho bánh răng cao tốc và làm việc nặng nhọc. Chọn thép hợp kim theo tiêu chuẩn DIN cho toàn bộ hộp số là 34CrNiMo6 có thấm Nitơ bề mặt, có độ cứng HV lần lượt là 300 cho lõi và 750 cho bề mặt, giới hạn chảy σch = 750(MPa), giới hạn bền σb = 965(MPa).
3.4.3. Tính ứng xuất khi quá tải.
Với bánh răng có thấm Nitơ thì ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
HRCm : là độ cứng mặt răng theo Rockwell. Với độ cứng bề mặt là 750 HV, quy đổi sang HRC được độ cứng là 62 HRC.
Do đó: [eH]max = 2480 (MPa).
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Thay số được: [eF]max = 450 (MPa).
3.4.4. Xác định các thông số hình học cơ bản của bộ truyền.
3.4.4.1. Xét bộ truyền Wilson.
Bánh răng đầu vào của hộp số là bánh răng bao ngoài của bộ truyền cơ sở Wilson.
Kd : là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng. Vật liệu cả 2 bánh răng là thép hợp kim nên ta chọn: Kd = 67,5 (MPa)
MS1 : Mômen xoắn trên bánh răng chủ động. MS1 được tính theo công thức sau:
MS1 = Mt2./(Z1+1)
Với:Mt2 : là mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực. Mt2 = 536 (N.m) Þ MS1 = 536./(1+2,44) = 155,81 (N.m) = 155,81.103 (N.mm)
Thay số vào công thức ta có: ds1 = 40,72 (mm).
Bề rộng bánh răng mặt trời:
bωS1 = dωS1.ψbd = 40,72.0,35 = 14,2 (mm). Lấy bωS1 = 14 (mm) Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng bao:
dωR1 = dωS1.Z1 = 40,72.2,44 = 99,35 (mm) Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng hành tinh:
dωP1 = dωR1.60/200 = 30,82 (mm) Do đó, khoảng cách trục sơ bộ là:
aω1 = (dωR1 – dωP1)/2 = 34,26 (mm)
Chọn mô-đun pháp tuyến cho bộ truyền Wilson cơ sở là m = 2. Chọn trước góc nghiêng răng β = 300.s
Số răng bánh răng mặt trời : zs1 = 17,63 (răng)
Þchọn ZS1 = 17 (răng) Số răng của bánh răng bao:
ZR1 = ZS1.100/38 = 17.100/40 = 42,5 (răng) Þchọn ZR1 = 43 (răng)
Theo điều kiện đồng trục để đảm bảo các bánh răng đặt đúng tâm: ZR1 = ZS1 + 2ZP1
=> ZP1 = (ZR1 - ZS1)/2 = (43 - 17)/2 = 13 (răng)
Theo điều kiện lắp ráp, có số bánh răng hành tinh là 3. ZR1 + ZS1 = 43 + 17 = 60
Nhận thấy, 60/3 = 20, là 1 số nguyên, đảm bảo được điều kiện lắp ráp: các bánh răng hành tinh được bố trí với các khoảng cách đều nhau.
Tính lại đường kính vòng lăn của bánh răng hành tinh: Do bánh răng không dịch chỉnh nên đường kính vòng lăn dωP1 = dP1.
Thay số dược: dP1 = 30,02 (mm).
Kiểm tra điều kiện kề của các bánh răng hành tinh trong bộ truyền Wilson: ZR1.sin(П/4) – ZP1(1-sin(П/4) > 0
=> 43. sin(П/4) – 13.(1-sin(П/4) = 26,59 > 0
Như vậy là thỏa mãn yêu cầu về lân cận đối với các bánh răng hành tinh.
3.4.4.2. Xét bộ truyền Ravigneaux.
Bộ truyền Wilson đóng vai trò là một hộp giảm tốc hành tinh cho bộ truyền Ravigneaux, do đó có thể xét riêng bộ truyền Ravigneaux trong quá trình tính toán với mômen đầu vào là mômen lớn nhất mà bộ truyền Wilson truyền đến.
Tính bộ truyền Ravigneaux ở số lùi.
Kd : là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, vật liệu cả 2 bánh răng là thép hợp kim nên lấy Kd = 67,5.
iSP2 : là tỉ số truyền giữa bánh răng mặt trời S2 và bánh răng hành tinh P2 của bộ truyền cơ sở trong Ravigneaux. iSP2 = 60/200
MS2 : là mômen xoắn trên bánh răng S2. Do bộ truyền Wilson đặt trước làm nhiệm vụ tạo số truyền giảm nên mômen đầu vào của bộ truyền Ravigneaux là:
MS2 = M2.(Z1+1)/Z1 = 536.3,44/2,44 = 755,67.103 (Nmm)
Thay số vào ta được: dws2 = 94,65 (mm).
Bề rộng răng :
bωS2 = dωS2.ψbd = 94,65.0,4 = 37,86 (mm). Lấy bωS2 = 35 (mm)
Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng bao:
dωR2 = dωS2.Z2 = 94,65.1,42 = 134,4 (mm)
Do đó, khoảng cách trục sơ bộ là:
aω2 = (dωR2 + dωS2)/4 = 57,26 (mm)
Chọn mô-đun pháp tuyến cho bộ truyền Wilson cơ sở là m = 2. Chọn trước góc nghiêng răng β = 300.
Số răng của bánh răng mặt trời S2:
Thay số được: S2 = 39,15 (răng).
Chọn sơ bộ số răng của bánh răng mặt trời S2 là ZS2 = 40, sau đó sẽ tính lại khoảng cách trục chính xác và đường kính bánh răng theo số răng đã chọn.
Theo điều kiện lắp ráp, có số bánh răng hành tinh là 3.
ZR2 + ZS2 = 56 + 40 = 96
Nhận thấy, 96/3 = 32 là 1 số nguyên, thỏa mãn
Khoảng cách trục chính xác giữa bánh răng bao và bánh răng hành tinh là: aw = 50,02 (mm)
Số răng bánh răng mặt trời S3 được tính dựa theo tỉ số:
Thay số được: ZS3 = 36,6 (răng).
Chọn số răng ZS3 = 35 (răng).
Chọn số răng P3 sao cho kích thước của bánh P3 không vượt quá khoảng cách từ bánh mặt trời S3 đến bánh bao R2 và không quá nhỏ để khiến tốc độ góc của bánh hành tinh trở nên quá lớn. Lấy số răng ZP3 = 11.
3.6. Tính bền cho các chi tiết trong hộp số.
3.6.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.
Cũng như phần trước ta tính chế độ một là chế độ mômen truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính và chế độ hai là mômen theo bám từ bánh xe đến. So sánh nếu thấy giá trị mômen nào nhỏ hơn thì ta lấy giá trị mômen đó để tính toán.
*Chế độ 1 : Chế độ tính từ động cơ đến chi tiết tính. Ta có công thức tổng quát :
Mt = Me2 .i .ηt
Trong đó :
Me2 : là mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực khi bánh tuabin dừng. Me2 = 536 ( N.m)
i : là tỷ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính (động cơ mới ).
ηt : là hiệu suất của hệ thống truyền lực, trong trường hợp này ta lấy giá trị : ηt = 1
Ta có, mômen truyền đến trục thứ cấp của hộp số.
Khi xe chuyển động ở số 1:
Mt1 = Me2.ih1 = 536 . 2,48 = 1329,28 ( N.m) Khi xe chuyển động ở số lùi :
MtL = Me2.ihL = 536 . 2,26 = 1211,36 ( N.m)
Mômen trên bánh răng mặt trời R1 ở số truyền 1 là: Me2 = 423,92 (N.m)
Qua so sánh 2 giá trị mômen ở hai chế độ ta đã tính toán thì ta thấy ở chế độ 2 thì mômen nhỏ hơn. Vì vậy ta lấy giá trị mômen theo chế độ 2 để tính toán các phần tiếp theo.
3.6.2. Phân tích lực tác dụng lên các bánh răng.
Trên hình các phản lực của khâu bị động tác dụng lên khâu chủ động là nét đứt, của các khâu chủ động tác dụng lên khâu bị động là nét liền.
Từ hình vẽ, trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa. Do đặc tính hình học cơ bản của cả bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn. Do đó trên đường tâm trục của bánh răng hành tinh lực hướng tâm và lực dọc trục bị triệt tiêu.
*Lực vòng:
Ft : là lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.
Mti : là mômen của bánh răng thứ i.
di : là đường kính vòng chia thứ i.
Lực vòng tác dụng lên bộ bánh răng hành tinh trước : FtR1 = 2134,61 (N)
Ta có : FP1 = FS1 = FR1 = 2134,61 (N)
*Lực dọc trục:
Ta có công thức tính tổng quát :
Fa = Ft.tg β
Trong đó :
Ft : là lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i
Vậy : Fa = Ft.tgβ = 2134,61. tg30 = 1232,41 (N)
3.6.3. Kiểm nghiệm bền cho bộ truyền Wilson.
3.6.3.1. Kiểm nghiệm độ bền uốn trên các bánh răng của bộ truyền Wilson.
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.
Kd : là hệ số tải trọng động bên ngoài. Với ô tô du lịch minibus lấy, Kd = 2.
Kms : là hệ số tính đến ma sát. Với bánh răng chủ động, Kms = 1,1. Với bánh răng bị động, Kms = 0,9.
Kc : là hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên trục. Vì các bánh răng trong bộ truyền luôn ăn khớp nên, Kc = 1.
Ktp : là hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước tăng khi gia công gây nên, Ktp = 1,1.
Kgc : là hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng, do phương pháp gia công gây nên. Với góc lượn được mài, Kgc = 1.
a) Kiểm nghiệm bền uốn trên bánh răng hành tinh.
Bánh răng hành tinh lúc này là một khâu bị động do đó, Kms = 0,9.
y :là hệ số dạng răng được xác định qua số răng tương đương, Ztd
Chiều rộng răng : b = 13.10-3 (m)
Lực vòng Ft trên bánh răng hành tinh. Ft = 1740,2.10-6 (MN).
Thay tất cả vào công thức tính toán: euP1 = 250,84 (MPa).
Ứng suất uốn trên răng của bánh răng hành tinh là phù hợp, nhỏ hơn so với ứng suất uốn cho phép là 365 (MPa).
b) Kiểm nghiệm bền uốn trên bánh răng mặt trời.
Bánh răng mặt trời cũng là một khâu bị động tức thời tại thời điểm mômen lớn nhất từ cụm động cơ biến mô truyền xuống.
Do đó: Kms = 0,9.
y : là hệ số dạng răng được xác định qua số răng tương đương ztđ.
Lực vòng Ft trên bánh răng mặt trời do 1 bánh răng hành tinh gây nên: Ft = 1740,2.10-6 (MN)
Chiều rộng răng : b = 14.10-3 (m).
Thay tất cả vào công thức tính toán: euS1 = 223,61 (MPa).
Ứng suất uốn trên răng của bánh răng mặt trời là phù hợp, nhỏ hơn so với ứng suất uốn cho phép 456,25 (MPa).
3.6.3.2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc trên các bánh răng của bộ truyền Wilson. 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
β : là góc nghiêng của răng.
Ft : là lực vòng: Ft = 2134,61 (N) = 2134,61.10-6 (MN)
E : là môđun đàn hồi của vật liệu. E = 2,1.105( N/m2)
Thay tất cả vào công thức ta có: eh = 1003,45 (MPa)
Như vậy σh < [σh] = 1072,73 (MPa). Đủ bền.
3.7. Tính chọn các phần tử điều khiển.
Để đơn giản trong tính toán, lựa chọn tính toán một số PTĐK cơ bản ở chế độ dừng của động cơ biến mô. Do đó mômen xoắn lớn nhất cần tính toán dựa theo mômen xoắn truyền từ trục tua-bin của biến mô đến phần tử cần được điều khiển. Trên thực tế, mô men xoắn cần có ở các PTĐK được tính rất phức tạp.
3.7.1. Tính chọn thông số cho phanh B2.
Phanh B2 được sử dụng ở số lùi, ở tay số này momen của cần dẫn C2 được tính như sau:
MC2 = MS2.Z2.
Với : MS2 = M2.Z1
=> MC2 = M2.Z1.Z2 =536.2,53.1,4=1898,51(N.m)
Lấy mômen phanh tính toán là Mp = 1900 (Nm). Do kết cấu và cách bố trí trên hộp số tính toán, không sử dụng phanh dải mà thay vào đó là ly hợp khóa cứng cơ cấu. Đường kính lớn nhất của tấm ma sát ly hợp khóa nên lớn hơn đường kính hoạt động của bánh răng ngoại luân trên bộ truyền Ravigneaux. Lấy d = 220 (mm).
Bán kính ngoài của ly hợp: r1 = 110 (mm). Bán kính trong của ly hợp: r2 = 74 (mm)
Do đó: i = 2,87. Lấy số đĩa bị động là 3.
3.7.2. Tính chọn thông số cho ly hợp C1.
Mômen lớn nhất cần truyền qua ly hợp C1 là:
MC1 = M2.(1+ZS1/ZR1) = 536.(1+17/43) = 747,9 (Nm).
Khi đó mô men tính toán đối với ly hợp là:
Mc = β.MC1.
Với: β : là hệ số dự trữ ly hợp. Lấy β = 1,3.
Do đó: Mc = 1,3.747,9= 972,279 (Nm).
Với đường kính bao ngoài tấm ma sát của ly hợp phanh B2 là 220 (mm) và vị trí của ly hợp C1, nên lấy đường kính bao ngoài tấm ma sát của ly hợp C1 là
d = 220 (mm) Do vậy: r2 = 74 (mm)
Thay số được: i = 1,46
Lấy số đĩa bị động là 2.
CHƯƠNG 4
KHAI THÁC HỘP SỐ TỰ ĐỘNG
4.1. Khái niệm về chẩn đoán và sửa chữa, bảo dưỡng
4.1.1. Khái niệm về chẩn đoán
Kỹ thuật chẩn đoán ô tô là một trong những quá trình tác động kỹ thuật vào hệ thống của ô tô nhằm khai thác thông tin hoạt động của chiếc xe. Qua đó phát hiện và cảnh báo kịp thời những vấn đề trục trặc mà ô tô đang gặp phải; mà không cần phải tháo rời hay kiểm tra tổng quát ô tô. Chẩn đoán cũng góp phần làm giảm chi phí cho công tác bảo dưỡng, sửa chữa.
4.1.2. Khái niệm về sửa chữa, bảo dưỡng
Bảo dưỡng và sửa chữa ô tô là quá trình duy trì và khắc phục các vấn đề kỹ thuật của xe ô tô để đảm bảo hiệu suất và độ an toàn. Bảo dưỡng khắc phục các vấn đề nhỏ và bảo trì định kỳ, bao gồm thay dầu, kiểm tra lốp, hệ thống điện, và làm sạch. Trong khi đó, sửa chữa tập trung vào khắc phục các vấn đề lớn như hệ thống phanh, động cơ, hộp số. Việc bảo dưỡng và sửa chữa định kỳ là cần thiết để duy trì và nâng cao tuổi thọ và hiệu suất của ô tô, đảm bảo cho xe hoạt động an toàn, hiệu quả và có độ bền cao.
4.2. Các hư hỏng thường gặp ở hộp số tự động
4.2.1. Các hư hỏng thường gặp trong các cụm của hộp số tự động
a) Biến mô men thuỷ lực
Biến mô men thuỷ lực vô cấp bao gồm các bánh: bơm, tuabin, bánh dẫn hướng. Các bành này được lắp ghép đồng tâm trên cùng một đường tâm trục bằng các dạng trục lồng. Các trục được lắp ghép chính xác trên vỏ nhờ các ở bị, khi các ô bị mòn khe hở này sẽ thay đổi và có thể va chạm các bánh hay làm tăng độ trượt và giảm khả năng truyền lực, tăng nhiệt độ dầu. Việc truyền năng lượng từ bánh bơm sang bánh tuabin được thực hiện nhớ chất lòng có áp suất cao, do vậy các phốt chấn dầu phải kín khít, bơm phải tạo đủ áp suất, lưu lượng.
b) Hộp số hành tinh
Hộp số hành tỉnh bao gồm các cặp bánh răng ăn khớp trong và ăn khớp ngoài, các trục được lắp trên các ổ bị. Sự rơ lòng các ô bị sẽ gây ra tiếng ồn, tăng ma sát và nhiệt độ. Sự mài mòn ở bị dẫn tới các trục lồng làm việc không đồng tâm và các bánh răng ăn khớp không chính xác, ban đầu gây mòn nhiều bánh răng và phần tú ma sát, sau đó gây ồn và giặt xe khi tự động chuyển số.
d) Hư hỏng trong các cụm điều khiển điện từ
Cụm điều khiển điện tử làm việc nhờ bình điện trên ôtô. Mọi thông tin báo lỗi sẽ sai lệch khi bình điện bị yếu, do vậy cần nhất thiết quản lý tốt chất lượng hệ thống cung cấp điện trên xe.
Với điều kiện làm việc trong vùng nhiệt đới, các chỗ nổi trên đường dẫn điện là nguyên nhân hư hỏòng đầu dùng lâu. tiên, nhất là ôtô vừa sau qua các trận mưa to và
4.2.2. Một số hiện tượng hư hỏng khi sử dụng, nguyên nhân có thể và biện pháp khắc phục
4.2.2.1. Không khởi động được khi cơ cấu đặt chế độ của hộp số nằm ở vị trí 0 (N) hoặc vị trị đổ (P)
a) Nguyên nhân
- Cơ cấu đặt chế độ bị điều chỉnh sai
- Cơ cấu cần nổi liên kết chính không dùng
- Dây nối khởi động ở số 0 bị đứt, hóng
b) Nguyên nhân
- Mức đầu của hệ thống thuỷ lực không đủ
- Cơ cấu cần nổi dẫn động bị hỏng hoặc điều chỉnh không đúng
- Cơ cấu hàm hoặc ly hợp điều khiển số bị hỏng, trượt
4.2.2.3. Trượt, kêu và ổn ở các vị trí gái số hoặc nhảy số
a) Nguyên nhân
- Mức dầu thuỷ lực không đủ
- Các cần nỗi hỏng hoặc chỉnh sai
- Hông ổ quay một chiều, cơ cấu hãm hoặc ly hợp gài số
b) Biện pháp
- Bổ xung dầu
- Chính lại hoặc thay mới
- Sửa chữa hoặc thay chỉ tiết hông
4.3. Chuẩn đoán, bảo dưỡng kỹ thuật hộp số tự động
4.3.1. Kiểm tra và điều chỉnh sơ bộ
a) Kiểm tra tốc độ không tải:
Nếu tốc độ không tải cao hơn nhiều so với giá trị tiêu chuẩn, các va đập khi vào số sẽ lớn hơn rất nhiều khi chuyển cần số từ vị tr "N" hay "P" đến các vị trí khác. Tốc độ không tải thường nằm trong khoảng 700-750 (v/p).
b) Kiểm tra mức dầu và tình trạng đầu:
Nếu mức dầu hộp số quá thấp, không khi sẽ lọt vào bơm dầu làm giảm áp suất chuẩn và kết quả là làm cho ly hợp cũng như phanh bị trượt, các rung động và tiếng ồn không bình thường cũng như các sự cố khác sẽ sảy ra.
c) Kiểm tra và điều chỉnh cáp dây ga:
- Đạp hết bàn đạp ga xuống và kiểm tra rằng bướm ga mở hoàn toàn. Nếu bướm ga mở không hoàn toàn, điều chỉnh cơ cấu dẫn động bướm ga.
- Tiếp tục giữ chân ga, nói lòng đai ốc điều chỉnh.
e) Kiểm tra công tắc khởi động trung gian:
Nếu động cơ khởi động trong khi cần số đang ở bất kỳ vị trí nào khác với vị trí"P" hay "N", cần phải điều chỉnh.
- Nói lóng bulông bắt công tắc khởi động trung gian và đặt cần chọn số ở vị trí N
4.3.2. Các phép kiểm tra, chuẩn đoán
Có 4 phép đo, kiểm tra có thể tiến hành trong trường hợp hộp số tự động có trục trặc, mỗi phép đo, kiểm tra có một mục đích khác nhau. Để giúp việc phát hiện và khắc phục hư hỏng một cách chắc chân mục đích của mỗi phép đo, kiểm tra. và nhanh chóng, cần phải hiểu rõ
- Đo, kiểm tra khi dùng xe: Dùng để kiểm tra tỉnh năng toàn bộ của động cơ và hộp số (các ly hợp, phanh, và bộ truyền hành tỉnh). Nó được thực hiện bằng cách để cho xe đứng yên, sau đó đo tốc độ động cơ khi số chuyển đến đây "D" hay "R" và nhẫn hết bàn đạp ga xuống.
- Đo, kiểm tra thời gian trẻ: Phép đo, kiểm tra này đo khoảng thời gian trôi qua cho đến khi cảm thấy va đập khi cần chọn số được chuyển từ đây "N" đến đây "D" hay "R". Nó được dùng để kiểm tra các hư hỏng như môn các là ly hợp và phanh, chức năng của mạch thủy lực...
4.4. Điều chỉnh và sửa chữa hộp số tự động.
4.4.1. biến mô
a) Kiểm tra khớp một chiều:
- Đặt SST vào vành trong của khớp một chiều.
- Lấp STT sao cho nó vừa khít với vấu lồi của moay ơ biến mô và vành ngoài của khớp một chiều.
- Khớp phải khóa khi cho nó quay ngược chiều kim đồng hồ (lock), và quay tự do, êm (free) khi quay thuận chiều kim đồng hồ,
4.4.2. Bơm dầu
a) Kiểm tra khe hở giữa thân bơm dầu và bánh răng bị động.
Đề kiểm tra, ta ẩn bánh răng bị động về một phía của thân bơm. Dùng thước là để đo khe hở
Khe hở tiêu chuẩn: 0,1 - 0,17 mm. Khe hở cực đại: 0,17 mm.
Nều khe hở lớn hơn giá trị cực đại cần thay bơm dầu. b) Kiểm tra khe hở giữa các bành răng
4.4.3. Kiểm tra bạc của trục stato
Dùng đồng hồ so để đo đường kinh trong của bạc trục stato. Đường kính trong lớn nhất phía trước: 21,526 mm.
Đường kinh trong lớn nhất phía sau: 21,500 mm.
Nếu đường kính trong lớn hơn giá trị lớn nhất, thay trục stato.
4.4.4. Ly hợp số truyển thẳng
a) Đo hành trình piston của ly hợp số truyền thẳng.
- Lắp ly hợp số truyền thẳng lên bơm dầu,
- Dùng đồng hồ đo (SST), đo hành trình piston của ly hợp số truyền thẳng như hình trên trong khi thôi và xả khí nén 4-8 kg/cm2.
- Hành trình piston: 1,371,7 mm.
d)Kiểm tra bạc của ly hợp số truyền thăng
- Dùng đồng hồ so, do đường kinh trong của bạc ly hợp số truyền thẳng.
- Đường kính trong cực đại: 47.07 mm.
- Nếu đường kinh trong lớn hơn giá trị lớn nhất, thay ly hợp số truyền thẳng.
4.4.5. Ly hợp số tiến
Đo hành trình piston của ly hợp số tiến Dùng đồng hồ so (SST), do hành trình piston của ly hợp số tiền trong khi thổi và xả khí nén 4 - 8 kg/cm2.
Hành trình piston: 1-1,25 mm.
Nếu hành trình piston không như tiêu chuẩn, chọn một bịch khác,
4.4.7. Kiểm tra hạc của một bịch bánh răng bạo
Dùng đồng hồ so, đo đường kính trong của bạc mặt bích. Đường kính trong tiêu chuẩn: 19,025 -19,050 mm.
Nếu đường kính trong lớn hơn tiêu chuẩn thay mặt bích.
4.5. Quy trình tháo hộp số tự động
Để tháo hộp số tự động ta phải dựa vào cẩm nang sửa chữa của hộp số. Mỗi một hộp số có một trình tự tháo lắp khác nhau nhưng thông thường hộp số có cấu tạo gần giống nhau thì các bước để tháo các bộ phận chính là gần giống nhau.
1. Tháo công tắc vị trí trung gian đỗ xe.
a) Tháo đai ốc, đệm và cần của trục điều khiển.
c) Tháo 2 bulông và kéo công tắc vị tri P/N ra.
3. Tháo cút nổi ổng bộ làm mát dầu
a) Tháo 2 cút nối ổng bộ làm mát đầu ra khỏi vỏ hộp số.
b) Tháo 2 gioăng chữ O ra khỏi cút ống bộ làm mát dầu.
5. Tháo ống nút thông hơi
Tháo ống nút thông hơi ra khỏi vớ hộp số.
6. Cố định hộp số
a) Thảo 19 bulông, cácte dầu hộp số tự động và gioăng các te dầu hộp số tự động.
Chú ý: Một ít dầu vẫn còn lại trong cácte đầu. Tháo tất cả các bulông cácte dầu và cần thân thảo cả cụm cácte dầu.
c) Kiểm tra các hạt mạt trong cácte dầu.
Thu các mạt sắt bằng miếng nam châm đã được tháo ra.
Quan sát cẩn thận các hạt và mâu kim loại trong cácte và nam châm để xác định được môn trong hộp số là loại nào.
Thép (từ tính): Môn vòng bi, bánh răng và mòn các đĩa ma sát.
e) Tháo gioăng lưới lọc dầu ra khỏi cụm lưới lọc đầu thân van.
11. Tháo gioăng phanh số 2 vỏ hộp số
Tháo gioăng phanh số 2 vỏ hộp số ra khỏi vỏ hộp số.
12. Tháo goăng vỏ hộp số
Tháo gioăng phanh vỏ hộp số ra khỏi vỏ hộp số.
15. Tháo pittông bộ tích áp B-2
Chú ý:
Thổi khí nên có thể làm cho pittông bắn mạnh ra. Nên khi tháo pittông, hãy giữ nó bằng giẻ.
Không làm bần dầu ATF bằng khí nén.
b) Tháo 2 gioăng chữ O ra khỏi pittông bộ tích áp B-2
16. Thảo pittông bộ tích áp C-3
a) Thổi khí nén (4.0 kgf/cm2) vào lỗ dầu và tháo pittông bộ tích áp C3 và lỏ
b) Tháo 2 gioăng chữ O ra khỏi pittông bộ tích áp C-3.
21. Tháo gioăng phanh số truyền tang
Dùng một tô vít, tháo 2 gioăng phanh truyền tăng số 2 ra khỏi vỏ hộp så
30. Tháo đĩa của phanh đai và truyền tăng số 2
Tháo mặt bích phanh dài số 2 và truyền tăng. 2 đĩa phanh dài số 2 và truyền tăng và 2 mặt bích phanh dải số 2 và truyền tăng No.2 ra khỏi vò hộp số.
38. Tháo phanh hãm lỗ mặt bích phanh truyền tăng và dái số 2
Dùng tỏ vịt, thảo phanh hãm lỗ mặt bích phanh truyền tăng và dài số 2 ra khỏi vỏ hộp số.
Dùng một tô vịt, tháo phanh hâm. b. Thảo mật bích phanh số 2,3 đĩa phanh số 2 và 3 mặt bích No. I phanh số 2 ra khỏi vỏ hộp số.
Tháo ống pít tông phanh số 2 ra khỏi vỏ hộp số.
49. Thảo pittông phanh số 1 và số lùi
Thổi khí nén (4.0 kgf/cm2) vào vò hộp số để tháo pittông phanh số 1 và số lùi No.2.
Chú ý:
- Thổi khí nên có thể làm cho pittông bắn mạnh ra. Nên khi tháo pittông, hãy giữ nó bằng giẻ.
- Không làm bắn dầu ATF bằng khi nên.
52. Tháo cụm bánh răng hành tỉnh
Dúng SST và máy ép, thảo cụm bánh răng hành tỉnh ra khỏi vỏ hộp số.
56. Tháo cụm cần của van điều khiển
a) Dùng tô vít, nhà và tháo miếng cách của cụm trục cần van điều khiển
c) Tháo trục cần van điều khiển và cụm cần của van điều khiển.
59. Tháo cóc hãm phanh đổ
a) Tháo trục cóc hãm phanh đổ ra khỏi vỏ hộp số.
b) Tháo lò xo chốt trục cóc hãm phanh đỗ và cóc hãm phanh đỗ ra khỏi vỏ hộp số.
64. Tháo ống cấp dầu bôi trơn bảnh răng vì sai
Tháo ống cấp dầu bôi trơn bánh răng vì sai ra khỏi vỏ hộp số trước.
67. Tháo vòng bi của bánh răng chủ động trung gian
a) Dùng SST, tháo vòng lẫn ngoài phải của vòng bì bánh răng chủ động trung gian ra khỏi vỏ hộp số.
SST : 09308-00010
b) Dùng SST, tháo vòng lăn ngoài trái của vòng bị bánh răng chủ động trung gian ra khỏi vỏ hộp số.
SST: 09308-00010
71. Thảo phớt dầu vỏ hộp số
Dùng SST và búa, tháo phớt dầu vỏhộp số ra khỏi vỏ hộp số trước.
SST: 09950-60010 (09951-00530) 09950-70010 (09951-07100)
KẾT LUẬN
Qua quá trình gần 3 tháng thực hiện thuyết minh và các bản vẽ thiết kế về đề tài tốt nghiệp “Thiết kế hộp số tự động cho ô tô con 5 chỗ”, đồ án đã giải quyết được những vấn đề cơ bản sau đây:
1./ Giới thiệu những đặc điểm cơ bản và phân tích những ưu nhược điểm của hộp số tự động khi sử dụng trên ôtô.
2./ 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.
3./ Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hành tinh 5 số tiến, tính toán sức kéo và phân định sơ bộ tỉ số truyền cho từng tay số, đồng thời cho thấy ôtô có hộp số được thiết kế có thể vượt qua được góc dốc giới hạn 20.90 và đạt được vận tốc tối đa tới 140 (km/h), nâng cao tính cơ động của xe khi vận hành trên đường Việt Nam.
4./ Tính toán các kích thước hình học cơ bản của hộp số hành tinh, đảm bảo được sự hợp lý về mặt kích thước của hộp số khi lắp đặt vào hệ thống truyền lực của xe nhằm đáp ứng được khả năng thông qua của xe ở nhiều địa hình khác nhau.
Xe được yêu cầu thiết kế có khoảng thay đổi tải trọng tương đối rộng nên các bộ phận của hộp số hành tinh chịu những tải trọng biến đổi rộng. Do vậy, đồ án căn cứ vào bảng các chế độ tải trọng của hộp số khi hoạt động ở những số truyền khác nhau để lựa chọn và tính toán bền cho một số chi tiết điển hình.
Sau khi tính toán được các kích thước hình học và kiểm tra bền một số chi tiết điển hình, sức kéo của hộp số được tính toán chính xác lại. Do sự liên quan về mặt kích thước hình học giữa các chi tiết của hộp số hành tinh nên khoảng tỉ số truyền của hộp số đã thay đổi so với bước tính toán sơ bộ ban đầu. Sự hiệu chỉnh chính xác sau tính toán đã cho phép các tay số mà ôtô thường xuyên hoạt động gần nhau hơn, tạo điều kiện hoàn thiện các chế độ hoạt động của ôtô. Riêng số I và số II có khoảng chuyển số bị kéo rộng nhưng thời gian làm việc của chúng là không nhiều nên có thể chấp nhận được.
Đề tài với nhiệm vụ thiết kế phần cơ khí cho hộp số tự động, những vấn đề về điều khiển chuyển số chưa được đề cập sâu. Tuy vậy, đồ án cũng mạnh dạn đưa ra các ý tưởng cơ bản để có thể tiếp tục hoàn thiện. Một số kết quả của đồ án về tổ hợp và phân tích động học của các cơ cấu hành tinh có thể sử dụng được trong thực tiễn đào tạo hoặc thiết kế những hộp số hành tinh mới tối ưu hơn, tận dụng tốt hơn công suất động cơ trong tương lai.
Thiết kế hộp số tự động là một quá trình dài và phức tạp, với yêu cầu của đề tài, đồ án đã hoàn thành cơ bản các nội dung được giao, đảm bảo được tiến độ khi thực hiện đề tài tốt nghiệp. Tuy nhiên, đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, nên rất mong nhận được sự đóng góp của các thầy và các bạn trong bộ môn để có thể hoàn thiện tốt hơn nữa.
Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…
Sinh viên thực hiện
…………………
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Tập bài giảng tính toán thiết kế ô tô - PGS.TS. Nguyễn Trọng Hoan
[2]. Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con - PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai - NXB KHKT, 2005.
[3]. Nguyên lý máy, Tập 1 - Đinh Gia Tường, Tạ Khánh Lâm - NXBGD, 2005.
[4]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXBGD.
[5]. Lý thuyết ô tô máy kéo - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng - NXB KHKT, 2007.
[6]. Hướng dẫn làm bài tập lớn lý thuyết ô tô - Lê Thị Vàng.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"