TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG CHO Ô TÔ 12 CHỖ NGỒI

Mã đồ án OTTN000000282
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 390MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ mặt cắt hộp số tự động, bản vẽ các phương án thiết kế hộp số, bản vẽ sơ đồ nguyên lý hộp số hành tinh 5 số truyền, bản vẽ kết cấu biến mô, bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của biến mô, bản vẽ đồ thị lực kéo, bản vẽ tách các chi tiết điển hình, bản vẽ quy trình công nghệ gia công bánh răng… ); file word (Bản thuyết minh, nhiệm vụ đồ án.… ). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án........... ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG CHO Ô TÔ 12 CHỖ NGỒI.,

Giá: 950,000 VND
Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

MỤC LỤC..............................................................................................................................

LỜI NÓI ĐẦU.......................................................................................................................

CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ VÀ  HỘP SỐ TỰ ĐỘNG         1

1.1. Nhiệm vụ của hệ thống truyền lực trên ôtô........................................................... 1

1.2. Hộp số thường và hộp số tự động............................................................................ 2

1.3. Giới thiệu chung về hộp số tự động trên ô tô........................................................ 2

1.4. Ưu nhược điểm của hộp số hành tinh..................................................................... 2

1.5. Phân loại hộp số tự động.......................................................................................... 4

1.6. Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số cho xe 12 chỗ................................................ 4

CHƯƠNG 2: PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ............................................................................. 6

2.1. Các bộ truyền hành tinh cơ bản.............................................................................. 6

2.2. Các phương án thiết kế bộ truyền hành tinh......................................................... 11

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC............................................................... 21

3.1. Các thông số của xe được chọn............................................................................... 21

3.2. Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.............................................................. 23

3.3. Tính chọn biến mô.................................................................................................... 25

3.4. Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực...................................................... 33

3.5. Đồ thị đặc tính kéo.................................................................................................... 36

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỘP SỐ HÀNH TINH............................... 40

4.1. Thành lập phương trình động học của hộp số....................................................... 40

4.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt............................................ 42

4.3. Tính toán tỉ số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở............. 50

4.4. Tính toán kích thước của các bánh răng trong các bộ truyền............................. 51

4.5. Tính toán lại đặc tính kéo........................................................................................ 62

4.6. Tính bền cho các chi tiết trong hộp số................................................................... 64

4.7. Tính chọn các phần tử điều khiển........................................................................... 71

4.8. Tóm tắt về hệ thống điều khiển thủy lực điện từ.................................................. 73

CHƯƠNG 5: QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁNH RĂNG. 78

5.1. Điều kiện làm việc và yêu cầu đối với bánh răng hành tinh............................... 78

5.2. Tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết bánh răng hành tinh.......................... 78

5.3. Chọn phương pháp chế tạo phôi............................................................................. 79

5.4. Các nguyên công trong gia công bánh răng........................................................... 79

KẾT LUẬN............................................................................................................................. 87

TÀI LIỆU THAM KHẢO.................................................................................................... 89

LỜI NÓI ĐẦU

  Cùng với sự phát triển của nền kinh tế quốc dân, công nghiệp ôtô cũng ngày càng yêu cầu khắt khe hơn đối với việc nâng cao khả năng phục vụ nhu cầu của con người như giảm tối đa thao tác điều khiển xe. Nguồn nguyên liệu chính để sản xuất ra nhiên liệu đang dần cạn kiệt, môi trường trở nên ô nhiêm nặng nề. Vì vậy công nghiệp ôtô cũng phải sản xuất ra những chiếc xe đáp ứng được yêu cầu về tính kinh tế nhiên liệu, thân thiện với môi trường.

  Hộp số tự động với khả năng điều khiển chuyển số một cách tự động đã và đang đáp ứng tốt 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.

   Nội dung cơ bản của đồ án là: “Tính toán thiết kế hộp số tự động cho xe ô tô 12 chỗ ngồi”. Cụ thể là tính toán và chọn biến mô thủy lực, tính toán các thông số hình học của các bộ truyền hành tinh. Sau khi tính toán song sẽ tiến hành kiểm nghiệm khả năng làm việc của cụm hộp số vừa tính toán thông qua đồ thị lực kéo để thấy được ưu điểm của hộp số vừa thiết kế.

   Em xin chân thành cảm ơn Thầy: ThS……………, các Thầy, Cô trong bộ môn Ôtô - Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội và các bạn trong lớp đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

                                                                                     Hà Nội ngày … tháng … năm 20…

                                                                                    Sinh viên thực hiện

                                                                                       ………………

Chương 1

TỔNG QUAN HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ VÀ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

1.1. Nhiệm vụ của hệ thống truyền lực trên ôtô:

 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.

* 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.

1.2. Hộp số thường và hộp số tự động.

Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm  thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động. Khi lái xe lên dốc hay khi động cơ không có đủ lực để leo dốc tại số đang chạy, hộp số được chuyển về số thấp.

Vì 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.

1.3. Giới thiệu chung về hộp số tự động trên ô tô.

  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.

1.5.Phân loại hộp số tự động.

1.5.1.Theo cách bố trí có.

- 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.

1.5.3.Theo cách điều khiển.

Hộp số tự động thường.

Hộp số tự động điện tử (gọi là EAT).

1.6. Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số cho xe 12 chỗ.

 Vì xe 12 chỗ là loại xe minibus 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 hoặc với một số hãng lữ hành cũng thích hợp để đưa những đoàn khách nhỏ đi tham quan. Do đó yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe:

Chuyển số nhanh chóng êm dịu và chính xác, không gây giật hoặc gây ồn.

Dải tỉ số truyền hợp lý nhằm tận dụng hết công suất động cơ và nâng cao khả năng tăng tốc cho xe.

Chương 2

PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

    Để đáp ứng những yêu cầu trên, sử dụng hộp số tự động có 5 số tiến để làm phương án tính toán cho hộp số tự động của xe minibus 12 chỗ là phù hợp. Tuy nhiên, các cơ cấu hành tinh (CCHT) đơn lẻ chỉ có khả năng tạo ra một số lượng số truyền nhất định có thể sử dụng được cho hộp số ô tô, không thể tạo ra được đến 5 số tiến. Vì lí do đó cần tiến hành tổ hợp các. CCHT đơn lẻ để tạo ra được hộp số hành tinh với số lượng số truyền mong muốn.

    Để xác lập một tỉ số truyền cho hộp số hành tinh hay một CCHT thành phần cần phải xác định được quy luật chuyển động của các phần tử trong đó tức là xác định được số bậc tự do của hộp số hoặc CCHT thành phần.

2.1. Các bộ truyền hành tinh cơ bản.

2.1.1. 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.

2.1.2. Bộ truyền hành tinh Simpson.

    CCHT Simpson gồm hai CCHT cơ bản Wilson. 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. 

2.1.3.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. 

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 – rC1C = rP1ωP1 + rP2ωP2 , rC2 – rC1= rP2 + rP1

                        rRωR = rC2ωC + rP2ωP2 , rR = rC2 + rP2

  Hộp số chính dùng trên ô tô có thể chia ra: một hoặc nhiều nhóm tỉ số truyền. Hộp số có một nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đơn lẻ kiểu Simpson, Ravigneaux hay được tổ hợp từ các CCHT kiểu Wilson. Hộp số có hai hay nhiều nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đã được tổ hợp như trên cùng với CCHT đơn giản. Các ô tô con hiện đại thường bố trí các loại động cơ có số vòng quay lớn, hộp số cần có nhiều số truyền và tỉ số truyền thay đổi trong giới hạn rộng, trong khi đó không gian chỉ cho phép trong giới hạn nhất định, vì vậy hộp số đã được cấu tạo thành hai phần nhằm giảm bớt tỉ số truyền cho các bộ truyền, thu gọn kích thước chung. Đối với loại hộp số được cấu tạo từ nhiều phần, hộp số được chia ra: phần chính hộp số, phần phụ hộp số. Phần phụ hộp số có thể đặt trước hoặc đặt sau phần chính.

2.2. Các phương án thiết kế bộ truyền hành tinh.

2.2.1. Phương án 1.

  Hộp số hành tinh cơ cấu hành tinh Simpson.

  Cấu tạo của cơ cấu hành tinh này là cơ cấu hành tinh Wilson có 2 bộ bánh răng hành tinh. Để thay đổi tỷ số truyền của hộp số ta có bố trí thêm các ly hợp, phanh và các khớp một chiều.

2.2.2. Phương án 2.

   Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson.

2.2.3. Phương án 3.

   Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson.

   Tổ hợp Wilson – Simpson tạo ra được hộp số tự động 5 số tiến. Tổ hợp có 6 cơ cấu điều khiển bao gồm các ly hợp C1 đến C4 và phanh B1, B2. Dựa vào việc điều khiển đóng mở ly hợp và các phanh thông qua hệ thống thủy lực mà hộp số cho ra những tốc độ khác nhau.

2.2.4. Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Ravigneaux.

   Tổ hợp Wilson – Ravigneaux. Với bánh răng mặt trời bị khóa cứng và bánh răng bao trở thành đầu vào của hộp số, số bậc tự do của bộ truyền Wilson (1) đã được xác định hết. Do đó, bậc tự do của cả hộp số lúc này là số bậc tự do của bộ truyền Ravigenaux (2) phía sau. 

Chương 3

TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

3.1. Các thông số của xe được chọn.

  Xe được lựa chọn để tính toán hộp số tự động là xe Kia pregio với 12 chỗ ngồi bao gồm cả người lái.

3.2. Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.

   Hộp số trên xe PREGIO 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

  Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là đường biểu thị mối quan hệ giữa công suất động cơ Ne, mômen động cơ Me theo số vòng quay trục khuỷu ne .

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

3.3.Tính chọn biến mô.

3.3.1. Các thông số cơ bản của biến mô.

3.3.1.1. Hệ số biến mô thủy lực.

Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện làm c của ôtô khi. Khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc ôtô giảm xuống do đó số vòng quay của trục tuabin giảm xuống dẫn đến MT tăng lên do vậy Kbmtăng lên.Hệ số biến mô Kbm có giá trị lớn nhất khi bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là nT=0 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.

3.3.1.4. Hệ số độ nhạy.

* 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 …

3.3.3. Tính toán và chọn biến mô thủy lực.

 Chọn kích thước thiết kế của biến mô thuỷ lực được tiến hành trên cơ sở dùng phương pháp “tương tự ”. Theo phương pháp này, với chế độ “dừng lại” tương ứng khi phanh bánh tuabin biểu diễn các điểm làm việc đồng thời của biến mô thuỷ lực và động cơ ( MB =Me và nB = ne ).

* Nhận xét :

  Lấy biến mô với D = 0,275 (m). Với biến mô, khi hệ số biến mô lớn sẽ giúp nâng cao hiệu suất của biến mô và khiến thời điểm li hợp biến mô khóa diễn ra ở tỉ số truyền i nhỏ hơn. Do đó, lựa chọn loại biến mô có hệ số biến mô Kbmmax = 2 để tính toán.

3.3.4. 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, λ)

   Ta có công thức biểu diễn mối quan hệ đó:

                                 M1 = λ1.γ.n.D    (2.2)

  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 Da 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. Chia dải tốc độ số vòng quay n1 từ  0 ÷ 4400 vg/ph thành các khoảng cách nhau 400 vg/ph.  

Từ đồ thị nhận thấy ứng với từng giá trị của λ1 theo tỷ số truyền ibm 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 Me cùng một tỷ lệ thì các giao điểm của đương M1 và Me 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 ibm = 0 ÷ 1. Từ những giao điểm A xác định được trị số M và số vòng quay n của trục chủ động của biến mô tương ứng với các tỷ số truyền i đã chọn.

3.3.5.Xây dựng đường đặc tính trên trục ra của biến mô.

Đặc tính trên trục ra của động cơ và biến mô chính là đặc tính ngoài của động cơ mới mà ta sẽ dùng đặc tính này để xây dựng đặc tính kéo của ôtô.

Từ những giao điểm A = i, ta xác định được trị số M và số vòng quay n của trục chủ động của biến mô tương ứng với các tỷ số truyền i đã chọn.

Theo đường đặc tính không thứ nguyên của biến mô, với những giá trị i đã xác định ta sẽ tìm được các giá trị của M, n và η. 

3.5. Đồ thị đặc tính kéo.

Ta có công thức tính vận tốc của xe :

rb : Là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động. rb = 0,3 (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 = 3,88

ih1 : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ.

* Tính lực cản của đường .

Để xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo của xe, ta tính lực cản của đường theo vận tốc của xe khi chuyển động trên đường nằm ngang (α = 0) có hệ số cản lăn f = 0,018. Pf = G.f  (N)

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

Hệ số cản của không khí : K = 0,37 (Ns2/m4)

Diện tích cản chính diện : F = 0,8.B.H (m2) = 0,8.1,81.1,97 = 2,85 (m2)

Chương 4

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỘP SỐ HÀNH TINH

4.1. Thành lập phương trình động học của hộp số.

Hình trên là kết cấu nguyên lý của CCHT Wilson, với bánh răng mặt trời S, bánh răng hành tinh P, bánh răng ngoại luân R ăn khớp với nhau và một cần dẫn C.

* Quan hệ động học của dãy hành tinh

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

Với công thức trên có thể xác định tốc độ góc của R, S và C khi biết khâu chủ động, khâu bị động và các liên kết trong các phần tử của dãy. Giá trị Z bị hạn chế bởi kích thước của bánh răng hành tinh và của kích thước chung. Giá trị Z thường nhận được từ 1,5 đến 4.

Một bộ truyền hành tinh cơ sở (bao gồm cả bộ truyền bánh hành tinh kép) có 3 phần tử cơ bản là bánh răng mặt trời S, bánh răng ngoại luân R và giá hành tinh C. Bộ bánh răng hành tinh P được coi là khâu liên kết giữa S và R.

Theo phân tích động học của một hộp số, chúng cần một phần tử chủ động và một phần tử bị động. Quan hệ số vòng quay trên trục chủ động chia cho số vòng quay trên trục bị động là tỉ số truyền của cơ cấu hành tinh ở trạng thái đang xét.

4.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt.

Hộp số được lựa chọn có đầu vào là bánh răng ngoại luân R1, đầu ra là bánh răng ngoại luân R2. 

4.2.1. Số truyền 1.

C1 đóng, B2 đóng, do đó có ωC2 = 0, ωS3 = ωC1. Khâu truyền động là R1, C1, S3, C2, R2 và các bánh răng hành tinh trên các cần dẫn. Bánh răng S2 chạy không tải, không tham gia truyền chuyển động nên phương trình liên kết của bộ truyền bánh răng hành tinh có S2 có thể loại bỏ trong tính toán.

4.2.2. Số truyền 2.

C1 đóng, B1 đóng. Dẫn đến ωS2 = 0; ωS3 = ωC1; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, S3, C2, R2. Các bánh răng hành tinh làm nhiệm vụ nối giữa các khâu.

4.2.4. Số truyền 4.

C1, C2 đóng nên : ωS3 = ωC1; ωC2 = ωR1; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, C2, S3, R2 

4.2.5. Số truyền 5.

C2, C3 đóng. Do đó ωS2 = ωC1 ; ωC2 = ωR1 ; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, S2, C2, R2.

Lúc này bánh răng mặt trời S3 chạy không, không tham gia vào quá trình truyền nên có thể loại bỏ phương trình động học của bộ truyền cơ bản chứa bánh răng S3. 

4.2.6. Số lùi.

C3 đóng, B2 đóng. Do đó: ωC2 = 0; ωS2 = ωC1 ; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, S2, P2, R2. Bánh răng S3 chạy không.

4.4. Tính toán kích thước của các bánh răng trong các bộ truyền.

4.4.1. Chọn vật liệu.

Do tốc độ hoạt động trung bình của xe là tương đối lớn, nên số vòng quay của bánh răng là cao, lựa chọn loại thép hợp kim cho bánh răng cao tốc và làm việc nặng nhọc. Chọn thép hợp kim theo tiêu chuẩn DIN cho toàn bộ hộp số là 34CrNiMo6 có thấm Nitơ bề mặt, có độ cứng HV lần lượt là 300 cho lõi và 750 cho bề mặt, giới hạn chảy σch = 750(MPa), giới hạn bền σb = 965(MPa).

SH và SF lần lượt là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Chọn SH = 1,1 và SF = 1,6.

KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, với hộp số được tính ra thấy, do bánh răng mặt trời của bộ truyền cơ sở thứ nhất bị khóa cứng nên bộ truyền này chỉ truyền được theo 1 chiều xác định, còn với bộ truyền Ravigneaux phía sau thì nó có thể truyền được theo 2 chiều khác nhau.

4.4.5. Tính lại tỉ số truyền hộp số.

Đồng thời có được tỉ số truyền i0 tính toán lại: i0 = 3,73.

4.6. Tính bền cho các chi tiết trong hộp số.

4.6.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.

Cũng như phần trước ta tính chế độ một là chế độ mômen truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính và chế độ hai là mômen theo bám từ bánh xe đến. So sánh nếu thấy giá trị mômen nào nhỏ hơn thì ta lấy giá trị mômen đó để tính toán.

* Chế độ 1 : Chế độ tính từ động cơ đến chi tiết tính.

Ta có công thức tổng quát :

                        Mt = Me2 .i .ηt

Khi xe chuyển động ở số 1:

                        Mt1 = Me2.ih1 = 480 . 2,47 = 1185,6 ( N.m)

Khi xe chuyển động ở số lùi :

                        MtL = Me2.ihL = 480 . 2,16 = 1036,8  ( N.m)

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

Vậy mômen truyền từ bánh xe đến trục thứ cấp của hộp số : M = 1130,9  (N.m)

 Mômen trên bánh răng mặt trời R1 ở số truyền 1 là: Me2 = 443,68  (N.m)

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

4.6.2. Phân tích lực tác dụng lên các bánh răng.

Trên hình các phản lực của khâu bị động tác dụng lên khâu chủ động là nét đứt, của các khâu chủ động tác dụng lên khâu bị động là nét liền.

Từ hình vẽ, trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa. Do đặc tính hình học cơ bản của cả bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn. Do đó trên đường tâm trục của bánh răng hành tinh lực hướng tâm và lực dọc trục bị triệt tiêu.

4.6.3. Kiểm nghiệm bền cho bộ truyền Wilson.

4.6.3.1. 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. Do đó, chỉ cần kiểm bền đối với bánh răng hành tinh khi xét về ăn khớp giữa 2 bánh răng khi đó.

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).

4.6.3.2. 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.

Như vậy σh < [σh] = 1072,73 (MPa). Đủ bền.

4.7. Tính chọn các phần tử điều khiển.

Để đơn giản trong tính toán, lựa chọn tính toán một số PTĐK cơ bản ở chế độ dừng của động cơ biến mô. Do đó mômen xoắn lớn nhất cần tính toán dựa theo mômen xoắn truyền từ trục tua-bin của biến mô đến phần tử cần được điều khiển. Trên thực tế, mô men xoắn cần có ở các PTĐK được tính rất phức tạp.

Lựa chọn phanh B2 và ly hợp điều khiển C1 để tính toán.

4.7.1. Tính chọn thông số cho phanh B2.

Phanh B2 được sử dụng ở số lùi, ở tay số này momen của cần dẫn C2 được tính như sau:

                        MC2 = MS2.Z2.           

Với :   MS2 = M2.Z1

Lấy mômen phanh tính toán là Mp = 1900 (Nm). Do kết cấu và cách bố trí trên hộp số tính toán, không sử dụng phanh dải mà thay vào đó là ly hợp khóa cứng cơ cấu. Đường kính lớn nhất của tấm ma sát ly hợp khóa nên lớn hơn đường kính hoạt động của bánh răng ngoại luân trên bộ truyền Ravigneaux. Lấy d = 220 (mm).

- Bán kính ngoài của ly hợp: r1 = 110 (mm).

- Bán kính trong của ly hợp: r2 = 74 (mm)

- Bán kính ma sát trung bình của ly hợp: rtb = (r1 +r2)/2 = 92 (mm)

Lấy số đĩa bị động là 3.

4.7.2. Tính chọn thông số cho ly hợp C1.

Mômen lớn nhất cần truyền qua ly hợp C1 là

                        MC1 = M2.(1+ZS1/ZR1) = 480.(1+17/43) = 669,76 (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 = 1,3.669,76 = 870,7 (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)

Lấy số đĩa bị động là 2.

4.8. Tóm tắt về hệ thống điều khiển thủy lực điện từ.

Hệ thống điều khiển của hộp số tự động có nhiệm vụ tự động thay đổi trạng thái làm việc của các PTĐK phù hợp với sự thay đổi các số truyền trong CCHT. Hệ thống điều khiển hiện có trên xe được cấu trục trên cơ sở điều khiển bằng thủy lực và bổ sung các thiết bị điện tử để tạo thành hệ thống điều khiển thủy lực điện từ. Hệ thống làm việc theo nguyên lý: nhận các tín hiệu từ các trạng thái làm việc tức thời của ô tô để điều khiển các van thủy lực đóng mở đường dầu có áp suất tới các cơ cấu điều khiển theo các quy luật định trước.

Chương 5

QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT BÁNH RĂNG

Trong chương này ta trình bày quy trình công nghệ gia công chi tiết bánh răng hành tinh P2 của bộ truyền hành tinh Ravigneaux.

5.1. Điều kiện làm việc và yêu cầu đối với bánh răng hành tinh.

 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.

* 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.

Cụ thể :

Độ bóng bề mặt răng và lỗ đạt tới Ra = 1,25.

Độ đảo mặt đầu : 0,04.

Độ cứng bề mặt răng đạt từ 58 ÷ 60 HRC.

5.2. Tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết bánh răng hành tinh.

Hính 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.

Với kết cấu bánh răng mà chúng ta chọn (trong bản vẽ chi tiết ) có thể gia công bằng nhiều dao cùng một lúc.

5.3. Chọn phương pháp chế tạo phôi.

Ta có 3 phương án để chọn phôi phi chế tạo bánh răng :

- Phương án 1 : Phôi thép thanh được cắt ra thành từng đoạn ngắn.

- Phương án 2 : Chọn phôi dập để chế tạo bánh răng.

- Phương án 3 : Chọn phôi rèn.

 Trong 3 phương án trên thì phương án chọn phôi dập là phù hợp hơn cả. Như đã phân tích với dạng sản suất hành loạt và bánh răng làm việc trong điều kiện nặng nhọc. Nếu chọn phôi rèn thì năng suất sẽ thấp, nếu chọn phôi thanh thì không đảm bảo về độ bền.

5.4. Các nguyên công trong gia công bánh răng.

5.4.1. Nguyên công 1:                                    

Tiện mặt đầu và khoét lỗ trong.

5.4.2. Nguyên công 2 :

- Tiện mặt ngoài

- Vát mép.

5.4.4. Nguyên công 4.

Nhiệt luyện :

Do bánh răng làm việc trong điều kiện nặng nhọc, thường xuyên chịu va đập nên bánh răng phải đạt các yêu cầu sau :

Độ cứng bề mặt răng phải đạt từ 58 đến 60 HRC. Độ cứng lõi răng phải từ 30 đến 38 HRC để tăng độ dai, chịu được va đập.

Nhiệt luyện : Nung nóng bằng dòng điện cao tần và tôi trong môi trường nước, làm nguội trong môi trường dầu. Trước khi tôi phôi được ủ và thấm cácbon, nitơ.

Sau đó ta tiến hành ram để khử ứng suất dư.

5.4.5. Nguyên công 5.

Mài nghiền răng.

Định vị :Dùng chốt trụ dài hạn chế 4 bậc tự do, mũi chống tâm hạn chế 1 bậc tự do. Tổng cộng chi tiết được hạn chế 5 bậc tự do.

Nhận xét : Mục đích của nguyên công này là làm tăng độ bóng bề mặt răng, ngoài ra còm tăng độ chính xác về hình dáng và kích thước. Nếu yêu cầu độ chính xác không cao thì chỉ cần hạn chế bốn bậc tự do bằng chốt trụ dài được lồng vào trong lỗ bánh răng, còn bậc tự do kia không ảnh hưởng đến độ chính xác gia công.

Kẹp chặt :Dùng mâm cặp ba chấu tự định tâm kẹp vào chốt trụ dài, chốt trụ dài được lồng vào trong lỗ bánh răng, mặt đầu được kẹp chặt bằng đai ốc.

KẾT LUẬN

  Qua quá trình hơn 2 tháng thực hiện thuyết minh và các bản vẽ về đề tài tốt nghiệp “Tính toán thiết kế hộp số tự động cho xe ô tô 12 chỗ ngồi”, đồ án đã giải quyết được những vấn đề cơ bản sau đây:

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

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

Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hành tinh 5 số tiến, tính toán sức kéo và phân định sơ bộ tỉ số truyền cho từng tay số, đồng thời cho thấy ôtô có hộp số được thiết kế có thể vượt qua được góc dốc giới hạn 20.90 và đạt được vận tốc tối đa tới 140 (km/h), nâng cao tính cơ động của xe khi vận hành trên đường Việt Nam.

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

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

  Sau khi tính toán được các kích thước hình học và kiểm tra bền một số chi tiết điển hình, sức kéo của hộp số được tính toán chính xác lại. Do sự liên quan về mặt kích thước hình học giữa các chi tiết của hộp số hành tinh nên khoảng tỉ số truyền của hộp số đã thay đổi so với bước tính toán sơ bộ ban đầu. Sự hiệu chỉnh chính xác sau tính toán đã cho phép các tay số mà ôtô thường xuyên hoạt động gần nhau hơn, tạo điều kiện hoàn thiện các chế độ hoạt động của ôtô. Riêng số I và số II có khoảng chuyển số bị kéo rộng nhưng thời gian làm việc của chúng là không nhiều nên có thể chấp nhận được.

   Đề tài với nhiệm vụ thiết kế phần cơ khí cho hộp số tự động, những vấn đề về điều khiển chuyển số chưa được đề cập sâu. Tuy vậy, đồ án cũng mạnh dạn đưa ra các ý tưởng cơ bản để có thể tiếp tục hoàn thiện.

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

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

   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.

[7]. Tính toán thiết kế hộp số ô tô – Nguyễn Văn Tài.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

 

 

 

 

 

 

 

 

hỗ trợ trực tuyến
doanchatluong.vn


"Doanchatluong.vn" lấy "chất lượng" làm thước đo của sự tồn tại và phát triển.
Chỉ những đồ án/tài liệu thực sự đảm bảo chất lượng chúng tôi mới đăng lên website.
Bản quyền thuộc về Đồ án chất lượng.vn