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 sử 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 4 dạng cơ bản là hộp số thường, hộp số tự động, hộp số vô cấp và hộp số có ly hợp kép. 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 này là để “Thiết kế hộp số tự động dựa trên xe cơ sở Toyota Fortuner”.
Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn: TS ……………. đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đề tài thiết kế hộp số tự động này. Em xin cảm ơn các thầy trong bộ môn đã tạo mọi điều kiện thuận lợi cho em trong quá trình học tập và thiết kế đề tài.
TP. Hồ Chí Minh, ngày … tháng … năm 20…
Sinh viên thực hiện
…………………
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN HỘP SỐ
1.1. Công dụng, phân loại và yêu cầu của hộp số trên ô tô
1.1.1. Công dụng
- Thay đổi lực kéo ở bánh xe chủ động của ô tô cho phù hợp với điều kiện cản của mặt đường.
- Thay đổi chiều chuyển động của ô tô (tiến hoặc lùi)
- Cho xe dừng lại tại chỗ mà không cần tắt máy hoặc cắt bộ ly hợp.
1.1.3. Yêu cầu
Hộp số cần đảm bảo các yêu cầu sau:
- Tỷ số truyền cần thiết để có tốc độ chuyển động thích hợp, lực kéo cần thiết trên các bánh xe chủ động và đảm bảo tính kinh tế của ô tô.
- Hiệu suất truyền lực cao, làm việc không ồn, sang số nhẹ nhàng, không sinh ra lực va đập ở các bánh răng.
1.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của hộp số trên ô tô
1.2.1. Hộp số cơ khí
Loại hộp số này sử dụng ly hợp ma sát dạng đĩa để ngắt hoặc kết nối chuyển động từ động cơ xuống hộp số. Ly hợp này được điều khiển bởi người lái thông qua bàn đạp ly hợp (chân côn). Bên trong hộp số là các trục sơ cấp (đầu vào từ động cơ), trục thứ cấp (đầu ra khỏi hộp số) và trục trung gian (đối với hộp số 3 trục).
Cấu tạo của hộp số cơ khí bao gồm các bộ phận chính như: Vỏ hộp số, vỏ ly hợp, cần gài số, trục sơ cấp (trục vào), các cặp bánh răng, bộ đồng tốc, càng số, các te, trục trung gian, trục thứ cấp (trục ra) được thể hiện như hình 1.1.
Từ sơ đồ cấu tạo hộp số cơ khí 3 trục ở hình 1.3 ta có được nguyên lý làm việc và đường truyền công suất như sau :
Số 1: Ta gạt cần điều khiển sao cho bánh răng số 1 ăn khớp với bánh răng số 1’. Lúc này mô men xoắn từ động cơ truyền qua trục sơ cấp số (I), đến bánh răng A, qua bánh răng A’ đến trục trung gian số (III), đến bánh răng số 1’, đến bánh răng 1 qua trục thứ cấp số (II) và truyền ra hệ thống truyền lực phía sau.
Số 3: Ta gạt cần điều khiển sau cho ĐT1 ăn khớp với bánh răng số 3. Lúc này mômen xoắn từ động cơ truyền qua trục sơ cấp số (I), đến bánh răng A, qua bánh răng A’ đến trục trung gian số (III), qua bánh răng 3’, truyền qua bánh răng 3, qua vòng ĐT1, đến truc thứ cấp số (II) và truyền ra hệ thống truyền lực phía sau.
Số 5: Ta gạt cần điều khiển sau cho vòng ĐT2 ăn khớp với bánh răng A lúc này trục sơ cấp (I) và trục thứ cấp (II) được nối với nhau, trục trung gian không tham gia vào quá trình truyền mô men xoắn.
1.2.2. Hộp số tự động có cấp
Hộp số tự động là hộp số phổ biến nhất tại thời điểm hiện tại. Cấu tạo của hộp số tự động có cấp được mô tả như hình 1.10 dưới đây.
* Các bộ phận chính trong hộp số tự động:
- Bộ biến mô thủy lực: Có nhiệm vụ truyền và khuếch đại mô men từ động cơ bằng cách dùng dầu hộp số làm môi trường làm việc.
- Hệ thống cơ khí: Gồm một hay nhiều bộ bánh răng hành tinh, việc thay đổi tỷ số truyền nhờ vào hoạt động của các cụm chi tiết như: ly hợp, phanh đai, phanh đĩa, ly hợp một chiều...
- Hệ thống điều khiển thủy lực: Bao gồm bơm dầu, van body, các van solenoid để điều khiển áp suất thủy lực đến các ly hợp và phanh.
1.2.3. Hộp số tự động vô cấp
Hộp số vô cấp là một loại hộp số có thể thay đổi tỷ số truyền liên tục mà không phân theo từng cấp số. Bởi hộp số này tạo nên các tỷ số truyền bằng dây đai và 2 hệ puly, không phải bằng các bánh răng như các loại hộp số ô tô khác. Cấu tạo của hộp số tự động vô cấp được mô tả như hình 1.11 dưới đây.
* Nguyên lý làm việc:
Hộp số vô cấp CVT không sử dụng các cặp bánh răng để thay đổi tỉ số truyền cho từng cấp số. Thay vào đó nó dùng hệ thống gồm hai bánh đai được nối với nhau bằng dây curoa (có thể bằng kim loại hoặc cao su chịu lực). Để xe tăng tốc hay giảm tốc, rãnh của mỗi bánh đai sẽ trượt vào – ra để thay đổi độ cao của từng đầu dây curoa. Tỷ số truyền thay đổi của bán kính quay trên ròng rọc này sẽ tạo nên “cấp số” cho xe.
1.3. Giới thiệu ô tô Toyota Fortuner
Toyota Fotuner còn được gọi là Toyota SW4, là một chiếc SUV cỡ trung được sản xuất bởi nhà sản xuất ô tô Nhật Bản Toyota. Fortuner được xây dựng trên nền tảng Hilux xe bán tải. Nó có hai/ba hàng ghế và có sẵn ở cấu hình dẫn động cầu sau hoặc dẫn động bốn bánh.
Toyota Fotuner thế hệ đầu tiên được ra mắt vào tháng 12 năm 2004 tại Triển lãm Ô tô Quốc tế Thái Lan và có sẵn để bán vào đầu năm 2005. Ban đầu, Fotuner được bán với 4 loại khác nhau, 2 động cơ xăng và 2 động cơ diesel với hộp số sàn 5 cấp và hộp số tự động 4 cấp hoặc 5 cấp.
Các phiên bản của Toyote Fortuner 2014:
- Fortuner G 4x2 với số sàn 5 cấp, động cơ diesel 2.5L
- Fortuner V 4x2 với số tự động 4 cấp, động cơ xăng 2.7L
- Fortuner V 4x4 với số tự động 4 cấp, động cơ xăng 2.7L
- Fortuner TRD Sportivo V 4x2 với số tự động 4 cấp, động cơ xăng 2.7L
- Fortuner TRD Sportivo V 4x4 với số tự động 4 cấp, động cơ xăng 2.7L
Thông số kỹ thuật Toyota Fortuner 2.7V 4x2 AT như bảng 1.1.
Chương 2: PHÂN TÍCH KẾT CẤU HỘP SỐ TỰ ĐỘNG TRÊN Ô TÔ TOYOTA FORTUNER
2.1. Sơ đồ và nguyên lý làm việc của hộp số tự động trên xe Toyota Fortuner
Hộp số tự động A343F 4 cấp của xe Toyota Fortuner 2.7V 4x2 AT 2014 được bố trí như sơ đồ dưới đây.
Khi động cơ (1) làm việc mô men quay sẽ được truyền đến biến mô thủy lực (2) thông qua sự kết nối giữa bánh đà với biến mô thủy lực. Biến mô thủy lực sẽ khuếch đại mô men quay từ động cơ và truyền vào hộp số (4). Trong hộp số (4) tùy vào từng tay số các li hợp, các phanh hãm và các bộ bánh răng hành tinh sẽ hoạt động khác nhau. Mô men quay sau đó sẽ được đi ra từ trục đầu ra của hộp số (4) và truyền đến cầu sau qua trục các đăng (5) và bộ vi sai (6) tới bánh xe chủ động (7) làm xe chuyển động.
Chức năng của các thành phần trong sơ đồ nguyên lý hộp số tự động A343F trên xe Toyota Fortuner:
- Ly hợp truyền thẳng OD(C0): Nối bánh răng mặt trời OD với giá của bánh răng hành tinh OD.
- Ly hợp số tiến: Nối trục vào với bánh răng bao của bộ bánh răng hành tinh phía trước.
- Ly hợp truyền thẳng: Nối trục vào với bánh răng mặt trời phía trước và sau.
- Phanh OD: Khóa bánh răng mặt trời OD không cho nó quay ngược và thuận chiều kim đồng hồ.
2.2. Biến mô thủy lực
2.2.1. Cấu tạo biến mô thủy lực
Về cấu tạo, biến mô thủy lực bao gồm: cánh bơm, roto tuabin, khớp một chiều và ly hợp khóa biến mô.
- Cánh bơm :
Cánh bơm được gắn liền với vỏ biến mô, có rất nhiều cánh có biên dạng cong được bố trí theo đường kính ở bên trong. Vành dẫn hướng được bố trí trên cạnh trong của cánh bơm để dẫn hướng dòng chảy của dầu. Vỏ biến mô được nối với trục khuỷu của động cơ qua tấm dẫn động.
- Stator với khớp một chiều:
Stator được đặt giữa cánh bơm và roto tuabin. Nó được lắp trên trục Stator, trục này lắp cố định vào vỏ hộp số qua khớp một chiều. Các cánh dẫn của stator nhận dòng dầu khi nó đi ra khỏi rotor tuabin và hướng cho nó đập vào mặt sau của cánh dẫn trên cánh bơm làm cho cánh bơm được cường hóa.
- Ly hợp khóa biến mô:
Trạng thái mở ly hợp: Khi ô tô chạy ở tốc độ thấp hoặc mô men cản lớn, biến mô thủy lực làm việc ở chế độ biến mô. Lúc này nhờ cơ cấu điều khiển thủy lực, dầu có áp suất chảy đến phía trước ly hợp khóa biến mô, do áp suất phía trước và phía sau của ly hợp bằng nhau nên ly hợp ở trạng thái mở.
2.2.2. Nguyên lý làm việc của biến mô thủy lực
* Nguyên lý truyền công suất:
Khi cánh bơm được dẫn động quay từ trục khuỷu động cơ, dầu trong cánh bơm sẽ quay cùng cánh bơm. Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên, lực ly tâm làm cho dầu bắt đầu văng ra và chảy từ trong ra phía ngoài dọc theo các bề mặt của cánh dẫn. Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên nữa, dầu sẽ bị đẩy ra khỏi cánh bơm và đập vào các cánh dẫn của roto tuabin làm cho roto quay cùng một hướng với cánh bơm.
2.1.4. Chức năng của khớp một chiều
Khi tốc độ quay của bánh bơm và rotor tuabin có sự chênh lệch tương đối lớn (tốc độ cánh bơm lớn hơn tốc độ của rotor tuabin) thì dòng dầu khi ra khỏi rotor tuabin vào cánh dẫn của stator sẽ tác dụng lên stator một mô men có xu hướng làm cho stator quay theo hướng ngược với cánh bơm.
Để tạo ra hướng dòng dầu khi ra khỏi cánh dẫn của stator tác dụng lên cánh dẫn của cánh bơm theo đúng chiều quay của cánh bơm thì lúc này stato phải được cố định (khớp một chiều khóa).
2.3. Các bộ truyền bánh răng hành tinh
Các cơ cấu hành tinh trong hộp số tự động A343F của xe Toyota Fortuner 2.7V 4x2 AT được biểu hiện như sơ đồ hình 2.8 dưới đây.
O/D là viết tắt của OverDrive. Ở đây giới hạn là tỷ số truyền, ở mức 1,00:1. O/D On tức cho phép xe chạy ở chế độ hộp số có tỷ số truyền vượt qua giới hạn 1,00:1, O/D Off tức giới hạn ở 1,00:1.
Khi nhấn O/D OFF, chúng ta kiểm soát hộp số không cho chuyển lên cấp số cao nhất, mà chỉ lên đến cấp nào có tỷ số truyền 1:1 là dừng. Theo bảng trên thì hộp số sẽ giới hạn ở số 3.
Trên xe Toyota Fortuner có các dãy số trong cơ cấu điều khiển như sau:
- Tay số P (Park): Sử dụng khi đỗ xe, người lái có thể rời xe, cần kéo thêm phanh tay; dừng xe chờ không tắt máy; khởi động động cơ khi xe đang đứng yên.
- Tay số R (Reverse): Dùng để lùi xe. Khi xe đang lăn bánh không chuyển vào vị trí này.
- Tay số N (Neutral): Dùng để tạo số trung gian (Mo); khởi động động cơ
trong mọi trường hợp; dừng xe, người lái không rời khỏi xe.
- Tay số D (Drive): Vị trí lái xe bình thường trên mặt đường tốt; xe có thể làm việc ở tất mọi số tiến.
- Tay số 3: Xe chuyển động tiến với các số truyền giới hạn từ 1,2,3; khi hoạt động trên đường ít trơn, dốc, kéo rơmooc, không cho phép phát huy tốc độ .
Bảng đường truyền công suất cho biết ở từng số trong các dãy số có những bộ phận nào hoạt động, bộ phận nào không hoạt động như phanh, li hợp, khớp một chiều.
Trong đó:
O : Hoạt động
(O) : Hoạt động trong suốt quá trình phanh bằng động cơ
- : Không hoạt động
* : Xảy ra quá trình phanh bằng động cơ
Phanh bằng động cơ là hiện tượng xảy ra khi trục thứ cấp có tốc độ qua lớn hơn trục sơ cấp (người lái không còn đạp chân ga). Lúc này hộp số sẽ đóng phanh tương ứng để công suất truyền ngực từ trục thứ cấp về trục sơ cấp làm giảm tốc độ xe.
2.3.1. Số 1 trong dãy D, 3 hoặc 2.
Đường truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu hành tinh và các bộ phận hoạt động trong số 1 được thể hiện như hình 2.11 và tỷ số truyền của tay số 1 là 2,084:1.
* Nguyên lý hoạt động của cơ cấu hành tinh tay số 1:
Khi vào quay theo chiều kim đồng hồ, cần dẫn số truyền tăng quay cùng một hướng. Các bánh răng hành tinh OD bị quay cưỡng bức theo chiều kim đồng hồ quanh bánh răng mặt trời OD và quay ngược chiều xung quanh trục của nó. Cần dẫn và bánh răng mặt trời được nối với nhau bằng C0. Do vậy cần dẫn làm bánh răng mặt trời OD quay cùng một khối theo chiều kim đồng hồ và bánh răng bao cũng quay cùng một khối, cùng một hướng. Kết quả là bộ bánh răng hành tinh OD có tác dụng như một cơ cấu truyền động trực tiếp, quay như một khối cứng để nhận và truyền công suất.
Trục sơ cấp làm quay bánh răng bao của bộ truyền hánh tinh trước theo chiều kim đồng hồ nhờ C1.
2.3.3. Số 3 trong dãy số D, 3
Đường truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu hành tinh và các bộ phận hoạt động trong số 3 được thể hiện như hình 2.13 và tỷ số truyền của tay số 3 là 1,000:1.
* Nguyên lý hoạt động của cơ cấu hành tinh tay số 3:
Bộ bánh răng hành tinh OD có tác dụng như một cơ cấu truyền động trực tiếp, quay như một khối cứng để nhận và truyền công suất đến trục sơ cấp.
Trục sơ cấp làm quay bánh răng bao của bộ truyền hành tinh trước theo chiều kim đồng hồ nhờ C1, đồng thời làm quay bánh răng mặt trời theo chiều kim đồng hồ nhờ C2.
2.3.5. Số R
Đường truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu hành tinh và các bộ phận hoạt động trong số R được thể hiện như hình 2.15 và tỷ số truyền của tay số R là 2,393:1.
* Nguyên lý hoạt động của số R:
Trục sơ cấp làm quay bánh răng mặt trời theo chiều kim đồng hồ nhờ C2, truyền công suất đến bộ bánh răng hành tinh sau.
Ở bộ bánh răng hành tinh sau, do cần dẫn bị B3 cố định làm cho các bánh răng hành tinh quay ngược chiều kim đồng hồ xung quanh trục của nó. Bánh răng bao quay ngược chiều kim đồng hồ làm trục thứ cấp quay ngược chiều kim đồng hồ.
2.4. Dẫn động và điều khiển hộp số
Toyota Fortuner 2.7V 4x2 AT với hộp số tự động 4 cấp và theo đó nó được trang bị hệ thống dẫn động cầu sau. Đối với hệ thống dẫn động cầu sau ô tô không có sự tác động qua lại lên bánh xe trước giữa lực kéo và lực lái. Đồng thời nó vượt trội hơn khả năng về chịu tài và sức kéo. Nhưng theo các ưu điểm trên thì khả năng bám đường của hệ thống dẫn động cầu sau khá kém, đặc biết đối với các đoạn trơn trượt nếu trọng lượng lên hai bánh sau thấp.
Đối với hộp số tự đông A343F trên xe Toyota Fortuner, hộp số được trang bị hệ thống điều khiển bằng điện tử. Vị trí lắp đặt các thành phần điều khiển của hộp số tự đông A343F ví dụ như các cảm biến tốc độ, các van solenoid được bố trí như hình dưới đây.
Theo như hình 2.10 mô tả vị trí các thành phần điều khiển trên hộp số tự động A343F ta thấy một các các cảm biến thì nằm phía ngoài hộp số và các công tắc điện từ chuyển số nằm phía bên trong hộp số. Các van điện từ chuyển số này được gắn với một bộ phận được gọi là thân van ở phía bên trong của hộp số. Các van điện từ kết nối với thân van được biểu thị như hình 2.11 dưới đây.
Thân van với rất nhiều khoang và dầu thủy lực được dẫn qua đó. Rất nhiều van được lắp vào các đường dẫn đó ví dụ như: van solenoid SLT, van solenoid SL, van solenoid S1, van solenoid S2; trong các van có áp suất thủy lực điều khiển và chuyển mạch chất lỏng từ đường dẫn này sang đường dẫn khác. Các van này hoạt động phối hợp với nhau để điều khiển hoạt động của hộp số.
ECM sẽ điều khiển thời điểm chuyển số và khóa biến mô bằng cách điều khiển các van điện từ bộ điều khiển thủy lực. Để duy trì điều kiện vận hành tối ưu của xe ECT, ECM dùng tín hiệu từ các cảm biến, các công tắc lắp trên động cơ và hộp số tự động.
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SÔ TỰ ĐỘNG TRÊN CƠ SỞ Ô TÔ TOYOTA FORTUNER
3.1.Yêu cầu chung và lựa chọn phương án thiết kế hộp số
3.1.1. Yêu cầu
Vì xe 7 chỗ là loại xe đa dụng nên tải trọng thay đổi trong một khoảng rộng, hoạt động ở nhiều địa hình khác nhau. Loại xe này chủ yếu hoạt động trên những mặt đường có chất lượng tương đối tốt như bê tông, nhựa đường. Kích cỡ xe nhỏ nên thích hợp cho các công ty sử dụng làm xe đưa đón nhân viên của từng phòng ban riêng hoặc với một số gia đình cũng thích hợp để đưa những gia đình nhỏ đi tham quan hay về quê. Do đó yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe:
- Chuyển số nhanh chóng êm dịu và chính xác, không gây giật hoặc gây ồn.
- Tiết kiệm nhiên liệu một cách tối đa.
- Kết cấu thuận lợi nhất có thể cho sửa chữa, bảo dưỡng, chuẩn đoán trên xe.
- Độ bền cao, tính tin cậy lớn.
- Kích thước nhỏ gọn, khối lượng không quá lớn nhằm tăng khoảng sáng gầm xe, nâng cao khả năng thông qua cho xe ở đường gồ ghề và giảm bớt trọng lượng của xe.
3.1.2. Lựa chọn 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 đa dụng 7 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 cơ cấu hành tinh 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 cơ cấu hành tinh 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 cơ cấu hành tinh thành phần.
- 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 cơ cấu hành tinh Wilson có 2 ràng buộc về hình học và 2 ràng buộc về động học:
rC ωC= rS ωS+rP ωP ,rC=rS+rP
rR ωR= rC ωC+rP ωP ,rR=rC+rP
Gọi Z = rR/ rS là đặc tính của cơ cấu hành tinh Wilson, ta rút ra được phương trình liên kết 3 phần tử cơ bản của cơ cấu:
rR ωR= rC ωC+rP ωP ,rR=rC+rP
Từ phương trình liên kết, nhận thấy chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần tử là xác định được chuyển động của cả cơ cấu. Bởi vậy, cơ cấu hành tinh Wilson có 2 bậc tự do.
- Bộ truyền hành tinh Simpson.
Cơ cấu hành tinh Simpson gồm hai cơ cấu hành tinh 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 3.2:
Rút ra được các ràng buộc về động học và hình học của các phần tử trong cơ cấu hành tinh Simpson:
rC1 ωC1= rS ωS+rP1 ωP1 ,rC1=rS1+rP1
rR1 ωR1= rC1 ωC1+rP1 ωP1 ,rR1=rC1+rP1
rC2 ωR1= rS2 ωS+rP2 ωP2 ,rC2=rS2+rP2
rR2 ωR2= rC2 ωR1+rP2 ωP2 ,rR2=rC2+rP2
Từ hệ phương trình liên kết trên, chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần tử trong cả cơ cấu hành tinh Simpson là có thể xác định được chuyển động của cả cơ cấu. Do đó, cơ cấu hành tinh Simpson gồm 2 bậc tự do.
- Bộ truyền hành tinh Ravigneaux:
Cấu tạo của cơ cấu hành tinh 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 3.3.
Cơ cấu hành tinh Ravigneaux có 4 ràng buộc động học và 4 ràng buộc hình học:
rC1 ωC= rS1 ωS1+rP1 ωP1 ,rC1=rS1+rP1
rC2 ωC= rS2 ωS2+rP2 ωP2 ,rC2=rS2+rP2
(rC2 –rC1)ωC= rP1 ωP1+rP2 ωP2 ,rC2 –rC1=rP2+rP1
rR ωR= rC2 ωC+rP2 ωP2 ,rR=rC2+rP2
Từ các ràng buộc trên và đặc tính của dãy hành tinh cơ bản Wilson Z1 = rR/ rS1 và dãy hành tinh bánh răng hành tinh kép Z2 = rR/ rS2 có được hệ phương trình liên kết các phần tử cơ bản của cơ cấu hành tinh Ravigneaux như sau
3.1.2.1. Phương án thiết kế 1
Cấu tạo của cơ cấu hành tinh này là cơ cấu hành tinh Wilson có hai 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.
Cơ cấu hành tinh Wilson với hai bộ bánh răng hành tinh đem lại 3 số tiến và 1 số lùi với cơ cấu điều khiển là ly hợp C1, C2 và các phanh B1, B2, B3 cùng với hai khớp một chiều là F1 và F2.
3.1.2.3. Phương án thiết kế 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.
Từ sơ đồ động học trên, nhận thấy bộ truyền Wilson (1) phía trước đóng vai trò tạo cơ hội để bộ truyền Simpson (2) phía sau có nhiều đầu vào khác nhau. Do bánh răng mặt trời của bộ truyền Wilson bị khóa cứng và bánh răng bao được nối với bánh tua bin của động cơ nên số bậc tự do của bộ truyền Wilson không còn, hộp số lúc này còn lại 2 bậc tự do của bộ truyền Simpson. Với đầu ra luôn xác định sẵn, số phần tử tự do còn lại của hộp số là 3 phần tử, với 2 bậc tự do và 3 phần tử chưa biết chuyển động, thông qua các cơ cấu điều khiển, đầu vào cho bộ truyền Simpson được thay đổi, qua đó tạo được rất nhiều số truyền khác nhau.
3.1.2.4. Phương án thiết kế 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. Qua các cơ cấu điều khiển, bộ truyền Wilson tạo ra nhiều đầu vào khác nhau cho bộ truyền Ravigneaux và lập nên những tỉ số truyền khác nhau cho hộp số. Tương tự như sơ đồ trên, cũng chỉ có 5 số truyền có thể được sử dụng trong sơ đồ này nhằm giảm bớt sự phức tạp về kết cấu.
Tổ hợp này đem lại 5 số truyền chỉ với 5 cơ cấu điều khiển là 3 ly hợp C1, C2, C3 cùng với 2 phanh dải B1, B2.
3.2. Các thông số cần thiết khi tính thiết kế
3.2.1. Các thông số cho trước
- Loại ô tô : Ô tô con
- Tốc độ lớn nhất của ô tô ở số truyền cao : vmax =140 km/h
- Hệ số cản lăn : f = 0, 018
- Góc dốc cực đại mà ô tô có thể khắc phục được : a = 20,9°
- Loại động cơ : Xăng 4 kỳ
3.2.2. Các thông số từ xe tham khảo Toyota Fortuner 2014
- Số ghế ngồi : 8 Ghế (Kể cả ghế người lái)
- Trọng lượng bản thân của ôtô : 1750 Kg
- Trọng lượng toàn tải : 2350 Kg
- Cỡ lốp : 265/65R17
- Chiều dài tổng của xe : 4750 mm
- Chiều rộng tổng của xe : 1840 mm
- Chiều cao của xe : 1850 mm
- Chiều dài cơ sở : 2750 mm
3.3. Tính chọn biến mô và xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
Hệ số biến mô thủy lực được ký hiệu là Kbm
Kbm = MT/MB
Trong đó:
MT : Mômen xoắn trên trục tuabin.
MB : Mômen xoắn trên trục bánh bơm.
Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện làm của ôtô khi. Khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc ôtô giảm xuống do đó số vòng quay của trục tuabin giảm xuống dẫn đến MT tăng lên do vậy Kbm tăng lên.Hệ số biến mô Kbm có giá trị lớn nhất khi bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là nT = 0.
2.3.1.3. Tỷ số truyền của biến mô
Tỷ số truyền của biến mô (ibm) là tỷ số giữa số vòng quay của trục bánh tuabin nT và số vòng quay của trục bơm nB.
ibm = nT/nB
2.3.1.4. Hệ số độ nhạy
Độ nhạy của biến mô thuỷ lực được đặc trưng bởi hệ số Õ
II = λ1/λ'1
Trong đó:
λ1: Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin K = 1.
λ'1: Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin nT = 0
3.3.2. Lựa chọn biến mô thiết kế
- Đặc điểm của xe:
Xe thiết kế hộp số tự động là xe đa dụng. Đây là loại xe yêu cầu khắt khe về tính ổn định, 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 ...
- Yêu cầu và căn cứ để lựa chọn biến mô thuỷ lực:
Biến mô phải truyền hết được công suất lớn nhất và mômen lớn nhất của động cơ.
Vùng điều chỉnh rộng với hiệu suất cao, nghĩa là phải có hệ số biến mô càng lớn càng tốt, tỷ số truyền ứng với thời điểm khi biến mô thuỷ lực chuyển sang chế độ ly hợp lớn.
Qua những phân tích ở trên ta chọn biến mô thuỷ lực hỗn hợp loại nhạy, một cấp và có chế độ truyền thẳng. Như vậy mới đảm bảo được những yêu cầu của xe thiết kế.
3.3.2.1. 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) thì đường kính thiết kế của biến mô bằng:
M1: Mômen trên trục vào của biến mô (bánh bơm), trong trường hợp này ta lấy M1 = Memax= 241 (N.m) là mômen lớn nhất của động cơ phát ra.
λ: Hệ số mômen của biến mô:
λ = 3,19.10-6 (ph2/vg2)
Với: g: : Trong lượng riêng của dầu biến mô trong buồng công tác, với dầu ở đây ta dùng dầu Dixon II có γ = 8500 (N/m3)
nb: Số vòng quay tại điểm mà mômen lớn nhất nb = 2600 (vg/ph)
Thay tất cả vào công thức (3.23) ta có: Da = 0,27 (m)
Vậy các thông số của biến mô thủy lực được chọn:
- Độ nhạy của biến mô thủy lực: II = 2,24
- Đường kính của biến mô thủy lực: Da = 270 (mm)
- Hiệu suất của biến mô: hmax = 0,91
- Trọng lượng riêng của dầu trong biến mô: γ = 8500 (N/m3)
- Hệ số biến đổi mômen lớn nhất: Kmax = 2
3.3.2.2. Nhật xét:
Lấy biến mô với D = 0,27 (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.
3.3.2. Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính
Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp tổng quát được xác định theo công thức sau:
it = ih.if.i0 (3.19)
Trong đó:
ih : Tỉ số truyền của hộp số chính.
if : Tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối.
i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính.
Với xe 1 cầu chủ động, truyền lực chính loại đơn, có if = 1
Theo kí hiệu lốp 265/65R17 Þ Bề rộng của lốp B = 265 mm, đường kính vành bánh xe d = 17 inch
rbx = 0,935.0, 4 = 0,374 (m)
ifc : Tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối ở số truyền cao. Vì xe tham khảo là loại 1 cầu chủ động nên thường không sử dụng hộp số phụ. Lấy ifc = 1.
ihn : Tỉ số truyền của hộp số chính khi xe đạt vận tốc lớn nhất. Lựa chọn ihn = 0,83
vmax = 140 (km/h) = 38,89 (m/s)
Từ những thông số trên: i0 = 4,5
3.3.3. Xác định tỷ số truyền của từng tay số
3.3.3.1. Xác định tỷ số truyền ở số truyền 1
Tỷ số truyền ở tay số 1 cần phải chọn sao cho lực kéo tiếp tuyến phát ra ở các bánh xe chủ động của ôtô có thể khắc phục được lực cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường. Từ phương trình cân bằng lực kéo khi ôtô chuyển động ổn định ta có:
Pkmax ≥ ѱmax.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.
G : Trọng lượng của xe khi đầy tải G = 23500 N
y : Hệ số cản tổng cộng của đường
y = f + tgq = 0, 018 + 0,381 = 0,399
Với:
q : Góc trượt dốc lớn nhất: q = 20,9o
rbx : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động
io : Tỷ số truyền của truyền lực chính
i fc : Xe không dùng hộp số phụ nên ifc = 1
M max : Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên trục vào của hộp số. Đối với động cơ có sử dụng biến mô thì momen xoắn lớn nhất thu được trên trục ra của bánh tua - bi; Mmax = 482 Nm
h : Với xe tham khảo là ô tô du lịch 7 chỗ: h t = 0,9
Thay vào công thức 3.30 ta có: ih1≥1,8
Mặt khác lực kéo tiếp tuyến lớn nhất phát ra tại bánh xe chủ động Pkmax bị hạn chế bới điều kiện bám:
Pkmax ≤ Gφ.φ
j = 0,85 : Hệ số bám của đường.
Thay vào công thức trên ta có: ih1≤ 2,8
Nhu vậy ihi cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên. Ta chọn ih1 = 2,35 để tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian.
3.3.3.2. Xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian
* Chọn số cấp tiến của hộp số:
Đối với xe con số cấp tiến thường được chọn: n = 4 ¸ 5, chọn n = 5
* Chọn tỉ số truyền ở các tay số trung gian theo cấp số nhân:
Tỉ số truyền các số trung gian trong hộp số ô tô được chọn theo quy luật cấp số nhân. Với ih1 = 2,084 và iho-d = 0,753 đối với xe tham khả1 có bước chuyển các cấp số truyền như sau: q = 1,3
Do đó ta có tỉ số truyền của các tay số trung gian:
ih2 = ih1/q = 2,35/1,3 = 1,81
ih3 = ih2/q = 1,81/1,3 = 1,38
ih4 = ih3/q = 1,38/1,3 = 1,07
ih5 = ih4/q = 1,07/1,3 = 0,823
Với hộp số tự động, số lùi chịu ảnh hưởng bởi số răng của các bánh răng trong hộp số. Bởi vậy, số lùi sẽ được tính toán sau.
3.4. Tính toán động học của các bộ truyền bánh răng hành tinh
3.4.1. Thành lập phương trình động học của hộp số
Kết cấu nguyên lý của cơ cấu hành tinh Wilson, với bánh răng mặt trời S, bánh răng hành tinh P, bánh răng bao R ăn khớp với nhau và một cần dẫn C được thể hiện như hình 3.9.
- 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 cần dẫn hành tinh C.
Đặt Z = R R /R S ,Z được gọi là đặc tính của dãy hành tinh, dấu âm là để xácđịnh chiều quay của R và S khi dừng giá hành tinh là ngược nhau. Sau khi biến đổi, có phương trình động học của cơ cấu vi sai như sau:
w + Z.w - (Z +1).w = 0 (3.24)
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 bao R và cần dẫn 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.
3.4.2. Tính toán tỉ số truyền cho từng số truyền riêng biệt
Hộp số được lựa chọn có đầu vào là bánh răng bao R1, đầu ra là bánh răng bao
R2. Do đó tỉ số truyền của hộp số được tính theo công thức sau:
i = ωR1/ωR2
3.4.2.1. 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 rănghành tinh có S2 có thể loại bỏ trong tính toán.
3.4.2.2. 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.
3.4.2.4. Số truyền 4
C1, C2 đóng nên : ωS3 = ωC1; ωC2 = ωR1; ωS1 = 0. Khâu truyền động là R1, C1, C2, S3, R2.
Lúc này bánh răng mặt trời S2 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 S2
3.4.2.6. 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.
3.4.3. Tính toán tỷ số răng giữa các cặp bánh răng
* Xét số truyền 3:
ih3 = 2,44
* Xét số truyền 1:
Thay số được: ih1 = 1,77
* Xét số truyền5:
Thay số được ih5 = 1,64
Tay thấy Z1, Z2, Z3 thỏa mãn yêu cầu Z = 1,5 - 4
Ta có, Z3= RR2/RS3 và Z2 = RR2/RS2 nên Z3.RS3 = Z2.RS2
RS2= 1,079. RS3
Ta thấy tỉ số giữa bán kính các bánh răng chính là tỉ số giữa số răng của các bánh răng trong 1 bộ truyền cơ sở xác định, do đó ta có bảng tỉ số giữa các cặp bánh răng xác định trong các bộ truyền như bảng 3.7.
3.4.4. Tính toán kích thước của các cặp bánh răng trong các bộ truyền
3.4.4.1.Chọn vật liệu và xác định các ứng suất trên bộ truyền
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 HB 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. Do đó, khi tính bộ truyền thứ nhất lấy KFC = 1, với bộ truyền Ravigneaux và bánh răng hành tinh, do làm việc cả 2 chiều nên sử dụng KFC = 0,8.
Tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét có thể coi như thời gian sử dụng của hộp số ô tô giữa 2 kỳ đại tu. tΣ = 5000(h
ih : Tỷ số truyền của hộp số, ta lấy tỷ số truyền cao nhất ở số truyền tăng ih = 0,85
Thay số được: ntb =1741 vòng/phút
Do đó ta có:NHE =NFE=60.c.n t = 60.1.1741.5000 = 522,3.106
Như vậy, NHE và NFE có trị số lớn hơn so với NHO và NFO do đó sử dụng giá trị KHL = KFL = 1.
3.4.4.3. Xác định các thông số hình học của 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.
Kd: 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
MS2 : 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, được tính theo công thức sau:
MS2 = M2 .(Z1 +1) / Z1 = 482.3, 44 / 2, 44 = 755, 67.103 Nmm
iSP2 : Tỷ số truyền của bánh răng mặt trời S2 và bánh răng hành tinh P2 của bộ truyền cơ sở trong Ravigneaux. iSP2 = 60/200
[σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 1072,73 (MPa).
ѱbd: Hệ số xác định tỉ số giữa bề rộng bánh răng và đường kính răng; ѱbd = 0,4
Thay đại lượng xác định được vào công thức 3.31 ta được: dωS2 = 94,65(mm)
Bề rộng bánh răng mặt trời:
bw S 2 = dw S 2.y bd = 94, 65.0, 4 = 37,86 mm, lấy bwS 2 = 35 mm
Tính sơ bộ đường kính lăn của bánh răng bao:
dw R 2 = dw S 2.Z2 = 94, 65.1, 42 = 134, 4 mm
Do đó, khoảng cách trục sơ bộ là:
aw 2 = (dw R 2 + dw S 2 ) / 4 = (134, 4 + 37,86) / 4 = 57, 26 mm
Số răng của bánh răng bao:
ZR2 = Z2 .ZS2 = 1, 42.40 = 56,8 răng, chọn ZR2 = 56 răng. Theo điều kiện đồng trục để đảm bảo các bánh răng đặt đúng tâm:
ZR2 = ZS 2 + 2ZP2
=> ZP2 = (ZR2 - ZS2 ) / 2 = (56 - 40) / 2 = 8 răng .
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, đảm bảo được điều kiện lắp ráp: các bánh răng hành tinh được bố trí với các khoảng cách đều nhau.
Số răng bánh răng mặt trời S3 được tính dựa theo tỉ số:
ZS3 = ZS2 / 1, 092 = 40 / 1, 092 = 36, 6 răng, chọn ZS3 = 35 răng
Như vậy là thỏa mãn yêu cầu về lân cận đối với các bánh răng hành tinh.
Từ sơ đồ nguyên lý của bộ truyền Ravigneaux nhận thấy bánh răng hành tinh P3 trong bộ truyền ăn khớp đồng thời với bánh răng mặt trời S3 và bánh răng hành tinh P2 do đó tập hợp đường tâm trục của bánh răng hành tinh P3 là phương tích của 2 vòng tròn lăn của bánh răng mặt trời S3 và bánh răng hành tinh P2. Phần trên đã chứng minh số răng của bánh răng P3 không ảnh hưởng đến tỉ số truyền từ bánh răng S3 đến bánh răng P2 khi cần dẫn C2 bị khóa cứng.
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.
3.4.4.4. Tính lại tỷ số truyền hộp số
Đồng thời có được tỉ số truyền i0 tính toán lại: i0 = 3,73.
3.5. Tính toán kiểm nghiệm về độ bền của các chi tiết trong hộp số
3.5.1. Chế độ tải trọng để tính bền cho 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 : Mômen trên trục ra của biến mô thuỷ lực khi bánh tuabin dừng. Me2 = 482 (N.m)
i: Tỷ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính (động cơ mới ).
ηt : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, 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 = 482 . 2,47 = 1185,6 ( N.m)
Khi xe chuyển động ở số lùi :
MtL = Me2.ihL = 482 . 2,16 = 1036,8 ( N.m)
* Chế độ 2 : Chế độ tải trọng tính theo bám cực đại của bánh xe với mặt đường.
Gφ : Trọng lượng bám của xe, Gφ = 16542,5 (N)
φ : Hệ số bám của bánh xe với mặt đường. φ = 0,85
rbx : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động: rb = 0,3 (m)
i: Tỷ số truyền từ bánh xe đến chi tiết tính. i = i0
Vậy mômen truyền từ bánh xe đến trục thứ cấp của hộp số : M' = 1130,9 Nm
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.
3.5.2. Phân tích các lực tác dụng lên các bánh răng
Trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr, lực dọc trục Fa và lực vòng Ft. Do đặc tính hình học cơ bản của cả bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn. Do đó trên đường tâm trục của bánh răng hành tinh lực hướng tâm và lực dọc trục bị triệt tiêu.
* Lực vòng:
Ta có: FP1 = FS1 = FR1 = 2234,04 (N)
* Lực hướng tâm:
Vậy : Fa = Ft.tgβ = 2234,04. tg30 = 1289,8(N)
* Lực li tâm:
Với bánh răng hành tinh, ngoài những lực tác dụng từ động cơ truyền xuống, khi làm việc ở tốc độ cao còn tạo ra lực ly tâm, tác dụng lên cần dẫn và bánh răng ngoại luân.
Do đó: Flt =188,57(N)
3.5.3. Kiểm nghiệm bền cho bộ truyền Wilson
3.5.3.1.Kiểm nghiệm bền uốn trên bánh răng hành tinh
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.
Kd : Hệ số tải trọng động bên ngoài. Với ô tô con 7 chỗ lấy Kd =2.
Kms: Hệ số tính đến ma sát.
Với bánh răng chủ động Kms = 1,1. Với bánh răng bị động Kms = 0,9.
Kc: 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 : Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước tăng khi gia công gây nên. Ktp = 1,1.
Kgc : 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.
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 các giá trị trên vào công thức 3.35 ta được: σu = 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)
3.5.3.3. 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 : Góc nghiêng của răng.
Ft: Lực vòng: Ft = 2234,04 (N) = 2234,04.10-6 (MN)
E : Mô đun đàn hồi của vật liệu. E = 2,1.105( N/m2)
Thay tất cả vào công thức 3.36 ta được: σh =1021,3( Mpa)
Như vậy σh < [σh] = 1072,73 (MPa). Các bánh răng trong cơ cấu Wilson đáp ứng đủ khả năng bền về tiếp xúc.
5.3.4.Tính toán lại đặc tính kéo
rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động: rb= 0,3(m)
n2 : 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 = 3,73
ihi : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ i.
Tuy nhiên, khi tính toán lập đồ thị, có thể coi xe đang chuyển động đều trên đường nằm ngang không moóc kéo, tức là α = 0, j = 0. Khi đó, xe chỉ chịu ảnh hưởng của 2 lực cản thành phần là Pω và Pf.
* 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.
Hệ số cản của không khí : K = 0,37 (Ns2/m4)
Diện tích cản chính diện : F = 0,8.B.H (m2) = 0,8.1,84.1,85 = 2,7 (m2)
3.6.Tính chọn một số cơ cấu chấp hành
Để đơn giản trong tính toán, lựa chọn tính toán một số cơ cấu chấp hành 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 cơ cấu chấp hành được tính rất phức tạp. Lựa chọn phanh B2 và ly hợp điều khiển C1 để tính toán.
3.6.1. 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
Þ MC2 = M 2 .Z1.Z2 = 480.2,53.1,55 = 1882,81(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: r1 = 110 (mm). Bán kính trong: r2 = 74 (mm)
Bán kính ma sát trung bình: rtb = (r1 +r2)/2 = 92 (mm)
Số lượng đĩa bị động:
Do đó: i = 2,87
Lấy số đĩa bị động là 3
3.6.2. Tính toán thông số cho ly hợp C1
Mômen lớn nhất cần truyền qua ly hợp C1 là:
MC1 = M2.(1+ZS1/ZR1) = 482.(1+17/43) = 669,76 (Nm).
Khi đó mô men tính toán đối với ly hợp là:
MC = β.MC1.
Với:
β : 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.
Do vậy: r2 = 74 (mm); rtb = (74+110)/2 = 92 (mm)
Thay các giá trị trên vào công thức 3.37 ta được số lượng các đĩa bị động: i = 1,32
Lấy số đĩa bị động là 2.
KẾT LUẬN
Qua quá trình 14 tuần thực hiện thuyết minh và các bản vẽ về đề tài tốt nghiệp “Tính toán thiết kế hộp số tự động trên cơ sở ô tô Toyota Fortuner”, 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 một số loại hộp số như hộp số cơ khí, hộp số tự động có cấp, hộp số tự động vô cấp và hợp số có ly hợp kép 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 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.
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]. Nguyễn Trọng Hoan. Tập bài giảng tính toán thiết kế ô tô.
[2]. Nguyễn Khắc Trai. Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con - NXB KHKT, 2005. [3]. Đinh Gia Tường, Tạ Khánh Lâm. Nguyên lý máy - Tập 1. NXBGD, 2005.
[4].Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 - NXBGD. [5]. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị
Vàng. Lý thuyết ô tô máy kéo - NXB KHKT, 2007.
[6]. Lê Thị Vàng. Hướng dẫn làm bài tập lớn lý thuyết ô tô.
[7]. Nguyễn Văn Tài. Tính toán thiết kế hộp số ô tô.
[8].www.muaxenhanh.vn. [9].www.saodo.edu.vn.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"