LỜI NÓI ĐẦU

    Với sự phát triển của xã hội hiện nay đặc biệt là nhu cầu đi lại của con người, thì ôtô là một trong những phương tiện được sử dụng phổ biến trong mọi ngành, mọi lĩnh vực khác nhau. Nước ta cùng với sự đi lên của nền kinh tế quốc dân thì ôtô là phương tiện không thể thiếu, đáp ứng nhu cầu đi lại của nhân dân.

   Do mức sống của con người ngày càng cao nên sự đòi hỏi về phương tiện và tiện nghi ngày càng khắt khe. Hiện nay ôtô được trang bị hệ thống truyền lực với hộp số vô cấp có CVT đã xuất hiện ngày nhiều hơn và được rất nhiều hãng xe nỗi tiếng trên thế giới ứng dụng như: Nissan, Ford, Audi, Mitsubishi... Đặc điểm của loại xe được trang bị Hệ thống truyền lực có hộp số CVT là giúp người lái giảm bớt thao tác, xe chuyển số êm dịu, giảm tiêu hao nhiên liệu. Do đó việc nghiên cứu, tìm hiểu, thiết kế về hệ thống truyền lực có hộp số CVT trên ôtô là rất cần thiết và có ý nghĩa to lớn trong công tác học tập cũng như ứng dụng vào thực tiễn sau này.

   Cũng chính xuất phát từ những lý do trên, mà em được giao và nhận đề tài làm đồ án tốt nghiệp với đề tài “Tính toán thiết kế ôtô HYBRID trên cơ sở xe Mitsubishi Oulander - Với nhiệm vụ riêng: Thiết kế hộp số vô cấp”. Với những nội dung cơ bản được trình bày như sau:

Chương 1: Tổng quan về hộp số vô cấp.

Chương 2: Kết cấu hộp số vô cấp.

Chương 3: Tính toán thiết kế hộp số vô cấp.

Chương 4: Khai thác kỹ thuật.

CHƯƠNG I

TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ VÔ CẤP

1.1.Giới thiệu chung về xe hybrid.

1.1.1 Khái niệm xe hybrid.

Xe hybrid thường đươc gọi là xe lai hay xe lai điện, được phát minh vào khoảng 300 năm trước bởi nhà phát minh người pháp Nicolas - joseph Cugnot (1725-1804). Hybird trong tiếng anh nghĩa là lai, ôtô hybrid (hybrid electric vehicle) là dòng ôtô sử dụng động cơ tổ hợp, có thể gọi là loại phương tiện giao thông ghép sử dụng 2 nguồn năng lượng trở lên.Ví dụ như sự kết hợp giữa: Động cơ điện và động cơ nhiệt (xăng, dầu diezel)

1.1.2 Lịch sử hình thành xe hybrid.

Những chiếc xe hybrid đầu tiên được triển lãm ở paris salon năm 1899. Nó được chế tạo bởi pieper, liege của bỉ và c ông tytruyền tải điện Vendovelli và Priestly của Pháp.

Một chiếc hybrid khác được giới thiệu tại Paris Salon, 1899 là chiếc xe lai kiểu nối tiếp đầu tiên và nó thừa kế từ xe điện thương mại của công ty Vendovelli và Priestly Pháp. Chiếc xe điện này có 3 bánh với 2 bánh sau được dẫn động bởi hai motor độc lập. Thêm vào đó là một động cơ xăng 3/4 hp và một máy phát 1,1 kW được đặt ở thanh dằng và được kéo bởi xe để làm tăng tầm hoạt động của xe bằng cách nạp lại cho ắc quy.

1.1.3 Ưu điểm của ô tô hybrid.

Xe hybrid có các ưu điểm như sau:

Tận dụng năng lượng khi phanh: Khi cần phanh hoặc khi xe giảm tốc độ, động cơ điện có tác dụng như máy phát điện, năng lượng phanh được tận dụng để tạo ra dòng điện nạp cho ắc - quy.

Giảm lượng tiêu thụ nhiên liệu (động cơ hybrid tiêu thụ lượng nhiên liệu ít hơn nhiều so với động cơ đốt trong thông thường, chỉ bằng một nửa).

Động cơ điện được dùng trong các chế độ gia tốc hoặc tải lớn nên động cơ đốt trong chỉ cần cung cấp công suất vừa đủ nên động cơ đốt trong có kích thước nhỏ gọn.

Có thể sử dụng vật liệu nhẹ để giảm khối lượng tổng thể của ôtô có thể chạy xa và mạnh mẽ được giống như những ôtô chạy xăng bìnhthường.

Ôtô Hybrid vẫn dùng xăng làm nhiên liệu nên người vận hành không phải lo việc nạp điện, thông thường tốn rất nhiều thời gian.

1.1.4. Phương pháp truyền động của xe hybrid.

Phương pháp truyền động của xe hybrid có thể chia thành 3 loại chính: Truyền lực hybrid nối tiếp, truyền lực hyrid song song, truyền lực hybrid hỗn hợp.

a) Truyền lực hybrid nối tiếp:

Qua hình 1.1 ta thấy: Đối với loại hệ thống này, nguồn động lực chính xoay bánh xe là động cơ điện. Trong khi động cơ chỉ làm nhiệm vụ phát ra điện để nạp pin và cung cấp cho động cơ điện.

Trong sơ đồ nối tiếp, động cơ đốt trong (động cơ xăng, động cơ diesel hoặc pin nhiên liệu) kéo máy phát cung cấp điện cho ắc quy và động cơ điện, ở đây không có sự liên hệ cơ khí nào giữa nguồn động lực và bánh xe. Năng lượng được chuyển đổi từ hoá năng của nhiên liệu thành cơ năng là quay rô - to của máy phát tạo ra điện năng và từ điện năng lại chuyển sang cơ năng làm quay bánh xe.

Loại truyền lực này có những ưu, nhược điểm như sau:

* Ưu điểm: Đối với kiểu truyền động này thì động cơ đốt trong sẽ không khi nào hoạt động ở chế độ không tải nên giảm được ô nhiễm môi trường. Động cơ đốt trong có thể chọn ở chế độ hoạt động tối ưu, phù hợp với các loại ôtô. Sơ đồ này có thể không cần hộp số.

* Nhược điểm: Kích thước và dung tích ắc quy lớn hơn so với tổ hợp ghép song song, động cơ đốt trong luôn làm việc ở chế độ nặng nhọc để cung cấp nguồn điện cho ắc - quy nên dễ bị quá tải.

b) Truyền lực hybrid song song:

Đối với loại hệ thống này, cả hai nguồn động lực (điện và xăng) đều được kết nối trực tiếp vào bánh xe và có thể truyền động lực một cách độc lập hoặc đồng thời. Nói một cách đơn giản là bánh xe có thể được xoay một cách riêng biệt bằng động cơ điện hoặc động cơ xăng, hoặc cả hai. Động cơ điện có hai chức năng chính. Chức năng thứ nhất là chuyển hóa điện năng được cung cấp từ pin điện thành cơ năng. Chức năng thứ hai là chuyển hóa ngược lại từ cơ năng thành điện năng để nạp lại cho pin. Hầu hết các hãng sản xuất ôtô hybrid hiện nay đều thiết kế theo cách này vì có thể tận dụng cả hai nguồn năng lượng một cách hiệu quả nhất. Hình 1.2 là  phương pháp truyền lực của xe hybrid theo loại song song.

Loại truyền lực này có những ưu, nhược điểm như sau:

* Ưu điểm: Công suất của ôtô sẽ mạnh hơn do sử dụng cả hai nguồn năng lượng, không cần dùng máy phát riêng do động cơ điện có tính năng giao hoán, lưỡng dụng sẽ làm nhiệm vụ nạp điện cho ắc quy trong các chế độ hoạt động bình thường, ít tổn thất cho các cơ cấu truyền động trung gian. Động cơ điện được sử dụng ở đây là loại đặc biệt có tính năng lưỡng dụng, nó có thể khởi động động cơ đốt trong và dùng như một máy phát điện để nạp điện cho ắc quy, cung cấp năng lượng trong trường hợp xe cần gia tốc hoặc lên dốc.

* Nhược điểm: Chi phí giá thành sẽ cao hơn, kết cấu bộ truyền lực phức tạp hơn.

c) Truyền lực hybrid hỗn hợp (nối tiếp/song song)series/parallel hybrid system:

Qua hình 1.3 ta thấy: Truyền lực hybrid kết hợp này là sự kết hợp hệ thống nối tiếp với hệ thống song song nhằm để cực đại hoá các sự giúp ích của hai hệ thống. Nó có hai môtơ, và tuỳ thuộc vào điều kiện dẩn động, chỉ dùng môtơ điện hoặc công suất dẩn động từ cả môtơ điện và động cơ, nhằm để đạt được mức hiệu suất cao nhất. Hơn nữa, khi cần thiết, hệ thống dẩn động các bánh xe trong lúc đồng thời đang phát điện dùng một máy phát. Đây là hệ thống đã dung ở xe hybrid Prius và xe hybrid Estima.

Tỷ lệ sử dụng động cơ và môtơ điện trong mỗi hệ thống như sau:

 - Vì hệ thống liên hoàn sử dụng động cơ để sinh ra điện cho mô-tơ vận hành bánh xe, chúng có cùng lượng công việc như nhau.

- Hệ thống song song dùng động cơ như nguồn năng lượng chính, còn mô - tơ điện chỉ để trợ giúp, nên động cơ được sử dụng nhiều hơn.

- Với hệ thống kết hợp, có một bộ phận liên tục thay đổi tỷ lệ công suất từ động cơ tới các trục lái. Vì môtơ điện có thể vừa vận hành xe, vừa làm nhiệm vụ tạo ra dòng điện nạp nên so với động cơ, nó được sử dụng nhiều hơn đôi chút. Hình 1.4 là khái quát tỷ lệ sử dụng động cơ và môtơ điện trong trong hệ thống.

1.1.5. Các bộ phận chính của ôtô Hybrid.

Động cơ đốt trong: Tạo ra nguồn động lực cho xe dùng để chuyển động, sạc điện cho ắc quy HV.

 Động cơ điện: Nhận năng lượng điện tử ắc quy, chuyển thành năng lượng cơ khí dẫn động bánh xe.

+ Ưu điểm của động cơ điện: Cho mômen lớn ở số vòng quay nhỏ, hoạt động êm, hiệu suất cao

 Hộp số: Ôtô hybrid có thể dùng nhiều loại hộp số khác nhau. Bốn loại hộp số thường dùng là: Hộp số vô cấp, hộp số sang số tự động, hộp số tay, hộp số tự động thông thường với bộ chuyển đổi mômen.

Hệ thống xử lý khí xả: Khí thải của động cơ ôtô luôn là vấn đề được đặt ra. Ôtô hybrid có thể giảm lượng khí thải do tốn ít nhiên liệu, sử dụng những nguồn nhiên liệu sạch, cải tiến chất lượng của động cơ và công nghệ xử lý khí thải.

 Bộ phận điều khiển: Điều khiển các chế độ hoạt động và sự phối hợp giữa động cơ đốt trong và động cơ điện.

Ắc quy cao áp HV: Là một thành phần quan trọng của động cơ hybrid, đảm bảo các yêu cầu như tạo dòng lớn, cho phép nạp điện trong quá trình phanh, độ bền cao.

1.1.6. Tính kinh tế của xe hybrid.

Tính kính tế của xe hybrid được thể hiện những mặt sau:

a) Tiết kiệm năng lượng trên đường trường:

Khi vận hành ôtô Hybrid trên đường trường, nguồn động lực chính lại là động cơ máy nổ bởi vì động cơ máy nổ đạt hiệu xuất cao hơn khi chạy đường dài cũng như mạnh mẽ hơn động cơ điện. Với cách thiết kế này giúp ôtô hybrid đạt được gia tốc mạnh và vận tốc cao tương tự như các loại ôtô truyền thống khác.

b)Thu hồi năng lượng:

Ngoài việc tiết kiệm năng lượng trong quá trình chuyển hóa năng lượng từ nhiên liệu sang cơ năng một cách hiệu quả hơn, ôtô hybrid còn được thiết kế nhằm thu hồi lượng năng lượng bị hao phí qua quá trình vận hành. Cụ thể là:

+ Đối với ôtô thông thường khi được hãm lại, năng lượng được chuyển hóa từ cơ năng sang nhiệt năng làm nóng đĩa thắng (rotor).

+ Đối với ôtô Hybrid, cơ năng có thể được chuyển hóa thành điện năng và nạp lại vào pin điện, vì thế rất nhiều năng lượng hao phí trong quá trình vận hành xe được thu hồi vào tái sử dụng.

c) Giới hạn:

Khuyết điểm chính của công nghệ hybrid là hệ thống Pin nạp của xe (Rechargable Battery). Giá thành của mỗi bộ pin này rất đắt là một điều đáng ngại đối với người dùng, nhất là những người dùng ôtô hybrid cũ, giá trị trung bình mỗi bộ pin này là trên dưới năm nghìn dollar.

1.2. Giới thiệu chung xe Mitsubishi Outlander.

1.2.1.Xe Mitsubishi Outlander:

Xe Mitsubishi Out Lander là đời xe đang được sửu dụng rộng rãi trên thị trường Việt nam hiện nay. Xe Mitsubishi Out Lander do hảng xe nổi tiếng của nhật bản là Mitsubishi sản xuất. Xe Mitsubishi Outlander sử dụng động cơ tổ hợp, được kết giữa động cơ chạy bằng năng lượng thông thương (xăng, dầu diêzl..) với động cơ điện lấy năng lượng điện từ một ắc quy cao áp. Hình 1.6 là hình ảnh xe Mitsubishi Outlander.

1.2.2.Thông số kỹ thuật xe.

Thông số kỹ thuật của xe Mitsubishi Outlander được khái quát như bảng 1.1.

CHƯƠNG II

KẾT CẤU HỘP SỐ VÔ CẤP

2.1.Giới thiệu chung hộp số vô cấp.

2.1.1 Khái niệm và lịch sử hình thành hộp số vô cấp.

Hộp số vô cấp CVT (continuously variable transimission) được thiên tài người ý Leonardo da vinci đặt ra ý tưởng,hay còn gọi là hộp số có tỷ số truyền vô cấp

1490 - Leonardo da Vinci phác thảo những ý tưởng đầu tiên về CVT

1989 - Subaru Justy GL là chiếc xe đầu tiên được bán tại Mỹ có trang bị CVT.

2002 - Saturn Vue lắp CVT được giới thiệu.

2004 - Ford bắt đầu đưa CVT vào sản xuất.

2.1.2 Phân loại.

Không giống như những hộp số tự động truyền thống, hộp số vô cấp CTV không có các cặp bánh răng để tạo tỷ số truyền. Điều này có nghĩa là nó không có sự ăn khớp giữa các bánh răng. Loại CVT thông thường nhất hoạt động trên một hệ thống puli (ròng rọc) và dây đai truyền cho phép một sự thay đổi vô cấp và liên tục giữa giới hạn thấp nhất và cao nhất mà không có sự tách biệt riêng rẽ các vị trí số. Hình 2.1 là hình ảnh của hộp số vô cấp.

Qua hình 2.1 ta thấy: Ở hộp số vô cấp CVT có kết cấu đơn giản hơn so với các hộp số tự động. Hầu hết hộp số vô cấp CVT đều có ba phần tử cơ bản: Đai truyền bằng kim loại hay cao su có công suất cao, một hệ puli có đầu vào thay đổi gắn với trục quay động cơ, một hệ puli đầu ra dẫn đến bánh xe.

Qua hình 2.2 ta thây: Hệ puli với đường kính thay đổi là trái tim của CVT. Mỗi puli được tạo thành từ hai khối hình nón có góc nghiêng 20 độ và đặt đối diện với nhau. Một dây đai chạy trong rãnh giữa hai khối hình nón này. Dây đai hình chữ V có ưu điểm hơn nếu chúng được làm từ cao su vì có ma sát cao, hạn chế trượt.

Hệ puli và dây đai có đường kính thay đổi này thường đi với nhau thành một cặp. Một trong số đó là puli chủ động được nối với trục quay của động cơ. Puli chủ động cũng được gọi là puli đầu vào bởi vì nó nhận năng lượng trực tiếp từ động cơ đưa vào hộp số. Puli thứ hai gọi là puli bị động nối với puli chủ động hay còn gọi là puli đầu ra và nó truyền momen đến trục truyền động dẫn đến bánh xe. Hình 2.3 là sơ đồ truyền động giữa puli đầu vào và puli đầu ra của VCT.

 Khi một puli tăng bán kính của nó và cái khác giảm bán kính để giữ cho dây đai luôn bám chặt vào giữa hai khối hình nón, chúng sẽ tạo ra vô số các tỷ số truyền từ mức thấp nhất cho đến cao nhất.

 Ví dụ: Khi bán kính quay nhỏ trên puli chủ động và lớn trên puli bị động thì tốc độ quay của puli bị động sẽ giảm kết quả là có được “số thấp". Khi bán kính quay của puli chủ động lớn và của puli bị động nhỏ thì tốc độ của puli bị động tăng lên và kết quả là được “số cao".

Về mặt nguyên lý, hộp số CVT hoạt động với vô số cấp độ có thể chạy ở bất cứ thời điểm nào, đối với bất cứ loại động cơ và tốc độ xe nào của xe.

2.1.2. Ưu điểm và nhược điểm của hộp số vô cấp.

a) Ưu điểm:

Dựa vào chức năng của hộp số vô cấp ta thấy có các ưu điểm sau:

- Tăng tốc không đổi và liên tục từ khi xuất phát đến khi đạt được tốc độ hành trình. Hạn chế được giật khi vào số tạo cảm giác điều khiển mềm và êm hơn.

- Giữ cho xe luôn trong dỉ công suất tối ưu ở bất kỳ tốc độ nào của xe.Nâng cao hiệu quả tiêu thụ nhiên liệu.

b) Nhược điểm:

- Nhược điểm lớn nhất của hộp số vô cấp là không truyền hết được công suất vì khả năng tải của dây đai là có hạn, nếu công suất lớn dây đai không tải được, do đó CVT không dùng cho các xe thể thao.

 - Độ bền của dây đai không cao dẫn đến thường xuyên phải thay mới,sửa chữa

2.1.3 Một số loại hộp số vô cấp khác:

Ngoài hộp số vô cấp CVT đã được trình bày ở trên, thì còn có mốt số hộp số vô cấp khác thường dùng như:

a) Torodial CVT:

Một phiên bản khác của CVT đó là Toroidal CVT,  nhưng thay dây đai và puli bằng các đĩa và con lăn. Mặc dù có sự khác biệt lớn tất cả các thành phần nhưng đều mang đến kết quả tương tự như CVT sử dụng puli và dây đai. Hình 2.4 là là nguyên lý hoạt động cua rhộp số vô cấp Toroidal CVT.

Những con lăn này quay cùng với trục quay nằm ngang và tiếp xúc với hai đĩa quay tại các vùng khác nhau. Khi con lăn tiếp xúc với đĩa quay chủ động gần tâm thì nó sẽ tiếp xúc với đĩa bị động ở gần viền bên ngoài kết quả là giảm được tốc độ và tăng momen (số thấp). Khi con lăn tiếp xúc với đĩa chủ động ở gần mép thì nó lại tiếp xúc với đĩa bị động tại gần trục quay kết quả là làm tăng tốc độ và giảm momen (số cao). 

b) Hydrostatic CVT:

Ngoài  hai loại CVT puli - dây đai và Toroidal CVT là những ví dụ về hộp số vô cấp dựa trên cơ sở ma sát trượt làm việc bằng thay đổi bán kính của điểm liên kết giữa hai vật quay. Thì còn có một loại hộp số vô cấp VTC  nữa và được gọi là hộp số vô cấp thủy tĩnh (hydrostatic CVT). Với loại hộp số vô cấp này thì việc sử dụng bơm để thay đổi lưu lượng chất lỏng chảy qua motor thủy tĩnh. Khi hộp số làm việc thì động cơ làm quay trục máy bơm để bơm chất lỏng ở bên nhánh chủ động. Ở bên nhánh bị động, dòng chất lỏng chuyển động qua mô tơ thủy tĩnh biến thành chuyển động quay của trục động cơ. Hình 2.5 là sơ đồ nguyên lý quá trình làm việc của hộp số hydrostatic CVT.

2.2. Kết cấu hộp số vô cấp.

Hộp số vô cấp của các hẵng khác nhau thì cấu tạo khá đa dạng tuy nhiên tất cả chúng đều có các bộ phân cơ bản sau: Biến mô, hộp số hành tinh, bộ truyền dây đai puli.

Qua hình 2.6 ta thấy: Hộp số được sử dụng 2 puly chủ động và 2 puly bị động khi tryền động thì 2 puli 2 bên đều ra vào cùng nhau để truyền động cho puly bị động. Với loại hộp số này có những ưu nhược điểm sau:

a) Ưu điểm: Có kết cấu đơn giản, chế tạo và sản xuất có giá thành thấp.

b) Nhược điểm: Sử dụng dây đai cao su thì tuổi thọ không cao,thưởng phải thay do có độ co dãn sau một thời gian.

2.2.1.Cấu tạo chung của một hộp số vô cấp.

Hình 2.7 là kết cấu chung của một hộp số vô cấp đang được sử dụng phổ biến hiện nay.

2.2.2. Kết cấu của các cụm chi tiết chính trên hộp số vô cấp.

a, Biến mô: Được thể hiện như hình 2.8.

* Nhiệm vụ của biến mô: Qua hình 2.8 ta thấy, biến mô có nhiệm vụ khuếch đại mô men từ động cơ vào hộp số (bộ truyền bánh răng hành tinh) bằng việc sử dụng dầu hộp số tự động  như:  Một môi chất thong qua bộ biến mô làm thay đổi mômen truyền mômen sẽ được biến đổi và truyền tới trục sơ cấp của động cơ.

* Cấu tạo của bộ biến mô:

Qua hình 2.8 ta thấy, biến mô bao gồm các bộ phận sau:

- Bánh bơm:

Bánh bơm dược bố trí nằm trong vỏ của bộ biến mô được nối với trục khuỷu qua đĩa dẫn động nhiều cánh hình cong được lắp bên trong bánh bơm một vòng dẫn hướng được lắp trên mép trong của các cánh để dẫn dòng dầu được êm, Hình 2.9 là sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của bánh bơm.

- Bánh tua bin:

Bánh tua bin cũng có nhiều nấc cánh tuy nhiên nó có hướng cong ngược lại với bánh bơm. Hình 2.10 là sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của bánh tua bin.

- Stato:

Stato nằm giữa bánh bơm và bánh tua bin qua khớp một chiều được lắp trên trục stato và trục này được cố định trên vỏ hộp số. Hình 2.11là sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của Stato.

Qua hình 2.11. ta thấy:

Hoạt động của stato : Dòng dầu trở về từ bánh của tuabin và bánh bơm theo hướng sự cản quay của bánh bơm.do đó stato đổi chiều của dòng dầu sao cho nó tác động lên phiá sau của các cánh trên bánh bơm do đó lằm tăng mô men

Hoạt động của khớp một chiều: Cho phép stato quay theo chiều hoạt động của động cơ tuy nhiên nếu stato định bắt đầu quay theo chiều ngược lại thì khớp một chiều sẽ khóa stato để không cho nó quay.

c) Dây đai:

Một số dạng dây đai thường sử dụng hiện nay như: Đai cao su; dây đai kim loại và dây đai đĩa xích.

* Đai cao su:

Sự phát triển của các loại đai dùng trong CVT bắt đầu với loại đai cao su. Loại đai này hiện nay vẫn đang được sử dụng và nghiên cứu phát triển. Tuy nhiên nó không thích hợp để ứng dụng trên ôtô vì giới hạn về khả năng truyền mômen. Nhưng lại có một lợi thế hệ số ma sát giữa dây đai và bánh đai lớn vì vậy mà chỉ cần tới lực kẹp nhỏ và nhẹ hơn nhiều. Điều này rất có lợi khi lượng momen cần truyền nhỏ và được áp dụng trên xe máy và ô tô loại nhỏ. Hình 2.14 là hình ảnh bộ truyền đai bằng cao su được sử dụng trong hộp số.

Qua hình 2.16 ta thấy: Dây đai kim loại gồm nhiều phần tử đai liên kết lại với nhau tạo thành một vòng đai. Các phần tử đó bao gồm:

- Hai dây đai.

- Phần tử đai. Hình 2.17 là thể hiện một phần tử đai trong dây đai kim loại.

 * Dây đai xích:

Bộ truyền đai bằng dây đai xích đang được sử dụng rộng rãi trong các các bộ truyền trong hộp số ô tô hiện nay. Hình 2.18 thể hiện bộ truyền dây đai xích.

Qua hình 2.14 ta thấy: Dây đai xích gồm các mắt xích bằng kim loại đươc liên kết với nhau tạo nên dải xích. Dây đai xích có những ưu, nhược điểm sau:

- Ưu điểm: Dây đai xích chế tạo dễ dàng, ít có sự thay đổi về tiết diện làm việc sau thời gian làm việc.

- Nhược điểm: Truyền động ma sát kém hơn các loại dây đai khác.

CHƯƠNG III

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ VÔ CẤP

3.1. Các phương án thiết kế và lựa chọn phương án.

3.1.1.Các phương án thiết kế.

Qua việc tìm hiểu ô tô cơ sở và các tài liệu về hộp số vô cấp CVT đang được sử dụng trên các hảng xe ô tô hiện nay, ta thấy các hộp số vô cấp CVT có những điểm nỗi bật sau:

- Hộp số sử dụng puli và dây đai chuyền động: Dây đai sử dụng có thể là dây cao su, dây kim loại (thường là bộ truyền đai kim loại).

- Hộp số sử dụng các con lăn để chuyền động. Trục quay của chúng vuông góc với nhau.

- Hộp số sử dụng hệ thống bánh răng hành tinh.

Dựa vào điều kiện sử dụng và bố trí hộp số trên ô tô cũng như ưu khuyết điểm của 3 loại hộp số trên ta nhận thấy loại sử dụng puli dây đai là phù hợp nhất vì thiết kế đơn giản, khả năng truyền được công suất lớn hơn cả, lại gọn nhẹ dễ bố trí, thiết kế và điều khiển. Dưới đây là các phương án cụ thể mà ta có thể thực hiện được:

a) Phương án 1: Đường kính bám đai của puli chủ động bé hơn đường kính bám đai của puli bị động (d₁< d₂).

Sơ đồ bố trí được khái quát như hình 3.1.

b) Phương án 2: Đường kính bám đai của puli chủ động lớn hơn đường kính bám đai của puli bị động (d₁>d₂).

Sơ đồ bố trí được khái quát như hình 3.2.

c) Phương án 3: Đường kính bám đai của puli chủ động bằng đường kính bám đai của puli bị động (d₁= d₂). Thêm cơ cấu tăng dây đai.

Sơ đồ bố trí được khái quát như hình 3.3.

Qua hình 3.1, 3.2, 3.3 ta có bảng so sánh các phương án được thể hiện như bảng 3.1.

3.1.2. Lựa chọn phương án thiết kế.

Qua bảng 3.1 so sánh phương án ta thấy phương án 1 ”Đường kính bám đai của puli chủ động bé hơn đường kính bám đai của puli bị động (d₁2)” là phương án khả thi hơn các phương án còn lại, và cũng là phương án đang được áp dụng ngoài thực tế hiện nay đối với các loại xe sử dụng bộ truyền đai như ôtô, xe máy tay ga… Như vậy, ta chọn phương án 1 là phương án thiết kế.

3.2.Tính toán thiết kế.

3.2.1.Tính toán thiết kế bộ truyền đai kim loại.

a) Tính toán các thông số cơ bản.

* Tính toán dải tỷ số truyền bộ truyền đai:

Theo (Tính toán thiết kế ô tô - Nguyễn Khắc Trai - NXB Bách khoa) thì bộ truyền đai thay đổi vô cấp từ 0,40 ÷ 2,5. Khoảng động học xấp xỉ bằng  5,85 tương ứng với hộp số có cấp sáu số truyền.     

Dựa vào bộ truyền xe tham khảo chọn dải tỉ số truyền như sau:

i_thấp  = 0,49  =>  i_cao = 2,2

Để tiện cho việc tính toán điều khiển, dựa vào kết cấu cụ thể của bánh đai ta chọn đường kính làm việc của bánh đai như sau:  i_thấp  = 0,49

Sơ đồ bộ truyền đai kim loại được thể hiện như hình 3.4.

Qua hình 3.4 ta thấy:         

- D₁: Là đường kính ngoài của puli chủ động. [mm].

- D₂: Là đường kính ngoài của puli bị động. [mm].  

- d₁: Là đường kính bám đai của puli chủ động. [mm].

- d₂: Là đường kính bám đai của puli bị động. [mm].

- k: Là hệ số ma sát giữa dây đai và puli. Chọn: k = 0,12.

* Tính toán kích thước puli hộp số:

Kích thước hộp số phụ thuộc vào đường kính các puli và chiều dài khoảng cách hai tâm bánh đai. Để xác định yêu cầu trên, ta cần phải tính toán các tham số sau đây:

** Tính đường kính puli:

Qua việc tính toán trên ta có thông số của puli như sau:

- Chọn vật liệu: Vật liệu được chọn theo các tiêu chí:

+ Vật liệu có hệ số ma sát ổn định trong điều kiện làm việc của puli CVT

+ Vật liệu có độ biến dạng tế vi ổn định trên bề mặt ma sát làm việc.

+ Vật liệu có độ bền về nhiệt, ứng suất, chịu được tải trọng thay đổi theo chu kỳ biến thiên (tải trọng động).                                                                     

+ Vật liệu có hệ số ma sát ổn định trong điều kiện bôi trơn.

Như vây, ta chọn vật liệu: Thép 35X.

- Đường kính làm việc củ puli:

+ Đối với puli chủ động: d₁= 80 [mm].

+ Đối với puli bị động: d₁= 163 [mm].

- Góc nghiêng bề mặt làm việc của puli: 20⁰.

** Tính chọn khoảng cách trục và chiều dài dây đai kim loại:

Chọn khoảng cách trục tuân theo các tiêu chí:

- Khi lắp và vận hành cặp puli không chạm vào nhau.

- Đảm bảo đủ đường kính làm việc cho phép.

- Khoảng cách là nhỏ nhất, gọn và tốn ít vật liệu nhất.

- Chọn khoảng cách trục giữa hai puli: A= 200 [mm].

Như vậy, chiều dài đai được tính:

=> L_đ = 790,12 [mm].

** Tính vận tốc đai:

Việc xác định vận tốc đai ta cần xác định ở tỉ số truyên thấp và ở tỉ số truyền cao:

- Vận tốc đai ở tỉ số truyền thấp:

Vận tốc đai ở tỉ số truyền thấp được thể hiện như hình 3.6.

Xét lúc động cơ làm việc ở chế độ Momen xoắn cực đại: 190 [Nm].               

Tại vận tốc động cơ là : n= 4500 [vg/ ph].

Vận tốc quay của puli chủ động là: n = n₁ = 4500 [vg/ ph].

Khi đó ta có vận tốc dây đai ở tỉ số truyền thấp là: V_đaithấp = 2. 4500  = 18,8 [m/s].

- Vận tốc đai ở tỉ số truyền cao:

Vận tốc đai ở tỉ số truyền cao được thể hiện như hình 3.7.

Xét lúc động cơ làm việc ở chế độ mô men xoắn cực đại : 190 [Nm].               

Tại vận tốc động cơ là : n= 4500 [vg/ ph].

Vận tốc quay của puli chủ động là : n = n₂= 4500 [vg/ ph].

Khi đó ta có vận tốc dây đai ở tỉ số truyền cao là: V_đaitcao =  2. 4500 = 38,4 [m/s].

** Tính toán lực tác dụng lên đai:

Khi đó ta có mômen dây đai truyền là: 1,3.190 = 247 [Nm].   

Sơ đồ lực vòng tác dụng lên dây đai được thể hiện như hình 3.8.

Vậy T₁  = 686,1[N].

- Xác định các lực tác dụng lên puli: Các lực tác dụng lên puli được thể hiện như hình 3.11.

Với:

 + k_ms: Là hệ số ma sát: k_ms= 0,12.

 + T₂: Là lực căng dây đai: T₂ = 6861 [N].

Khi đó ta có lực ép theo phương dọc trục lên puli cần thiết là:

=> F_x =26210,7 [N].        

- Xác định lực hướng tấm: Lực hướng tâm do lực căng đai sinh ra được thể hiện như hình 3.12.

Qua hình 3.12 ta có phương trình lực được viết dưới dạng:

=> F_y = 6220,7 [N].

b) Tính toán thiết kế trục.

* Tính đường kính trục puli:

Các thông số và kết cấu của trục puli được thể hiện như hình 3.1.3.

Thay số vào ta có đường kính trục:

=> D ≥ 33,62 [mm].

Để đảm bảo trục  đủ  bền cho trục làm việc và đủ lớn để lắp đường dầu ta chọn các đoạn trục có các thông số cụ thể như sau:

D = 40 [mm]

d₁ =  30 [mm]

d₂ = 15 [mm]

* Tính kiểm nghiệm bền trục:

Sơ đồ các lực tác dụng lên trục được thể hiện như hình 3.14.

Qua hình 3.14 ta có:

- L₁: Là tổng chiều dài từ tâm hai đầu gối đỡ bi của trục. Chọn L₁ = 200 [mm].

- L₂: Là chiều dài từ tâm đầu gối đỡ bi phía trong đến tâm của puli . Chọn L₂ = 150 [mm].

- Các lực ép F_x, F_z do xilanh thủy lực triệt tiêu. Chỉ còn lại lực vòng có hợp lực F_y gây uốn trục.

Ta gọi các lực đặt lên các ổ bi O₁ và O₂ lần lượt là: F_x1, F_y1, F_z1 và F_x2, F_y2, F_z2 khi đó ta có hệ phương trình như sau:

F_z1=F_z2= 0

F_x1 = F_x

F_y1.L₁ + F_y.L₂ =0

F_y2.L₁ + F_y.(L₁-L₂) =0

F_y1=  - 4665 [N]

F_y2=  -1555 [N]

Dấu (-) chứng tỏ lực có chiều ngược lại.

Như vậy, lực tác dụng lần lượt tại các ổ bi trên trục là: F_y1= 4665 [N] và F_y2= 1555 [N]

** Tính kiểm nghiệm bền trục theo độ bền uốn:

+ M_u: Là mô men chống uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục được tính theo công thức:                 .

 Với:

M­_n: Là mô men uồn trong mặt  phẳng yox.

M_d: Là mômen uốn trong mặt phẳng zox.

Tra bảng 6.1 [1.trang 92] ta có các thông số của thép 40X như bảng 3.2.

Nhự vậy, trục đủ điều kiện bền uốn.

** Tính kiểm nghiệm bền trục theo bền xoắn:

Kiểm nghiệm bền xoắn được áp dụng theo công thức sau:

- M_z­  : Là mômen xoắn trục: Mz = 190 [Nm]

- W_z : Là mômen chống xoắn. Đối với trục đặc:

W_x=0,2d³ _­­         W_x=0,2.0,03³                W_x= 5,4. 10^-6 [m³].

Như vậy, trục đủ điều kiện bền xoắn.

Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp:       

Đối với thép 40X:  [σ_t] = σ_ch.0.8 = 0.8.550 = 440 [MN/m²].

Như vậy, trục đủ điều kiện bền khi làm việc.

** Biểu đồ mô men tác dụng lên trục puli:

Qua tính toán như trên, ta có biểu đồ mô men lực tác dụng lên trục puli như hình 3.15.

Ta có: M_zP = -F_y.L₂

<=> M_zP = -6220,7.0,015 = -933,105 [N.mm].

M_zT = -F_y.(L₂-L₁)

<=> M_zT = -6220,7.(-0,05) = 311,035 [N.mm].

3.2.2.Tính toán thiết kế bộ truyền hành tinh.

a) Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính i₀ .

Tỷ số truyền của truyền lực chính i₀ được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtô đạt được vận tốc cực đại ở tay số cao nhất của hộp số cơ khí khi xe chở đầy tải. Ta có công thức xác định tỷ số truyền của truyền lực chính như sau:

i₀ = 0,377.  

Trong đó :

- i₀ : Là tỷ số truyền của tryền lực chính.

- i_h : Là tỷ số truyền của hộp số ở tay số cao nhất. Với phương án đã chọn thì tỷ số truyền cao nhất ứng với tỷ số truyền bằng 2,2.

- n_v: Là số vòng quay của động cơ khi ô tô đạt vận tốc lớn nhất. Theo catalogue xe ta có:  n_v = 4500 [vg/ph].

- v_max : Là vận tốc cực đại của xe:v_max = 193 [km/h].

-  r_b : Là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động avf được tính theo công thức:

r_b = λ.r₀

Mà r₀ được xác định theo công thức:

r₀= B.0,6 + .25,4

Với:

+ r₀ : Là bán kính của bánh xe.

+ B: Là bề rộng của lốp.

+ d: Đường kính của vành lăng bánh xe. Với xe Mitsubishi oulander ta có kí hiệu của lốp là : 225/55R18.

+ Là hệ số bám. Chọn:  λ = 0,935.

=>  r₀ = 225.0,6 + .25,4 = 363,6 [mm]

Với các số liệu trên ta có : r_b = 0,935.363,6 = 339,97 [mm] = 0,34 [m]

Thay các giá trị vào công thức trên ta được: i₀ = 0,377. = 1,36

b) Phương trình động lực học của bộ truyền hành tinh cơ sở.

Sơ đồ cấu tạo của bộ truyền hành tinh cơ sở CVT được thể hiện hình 3.16.

01; 03. Bánh răng hành tinh; 02. Cần dẫn C; 04. Bánh răng bao (Bánh răng vòng); 05. Bánh răng mặt trời.

Gọi là véc tơ vận tốc của bánh răng Z_1, Z_2, Z_3, Z₄ đối với cần dẫn C.

ω₁,ω_C : Là vận tốc góc của các bánh răng mặt trời và cần dẫn.            

Vì các cặp bánh răng bánh: Z₁ - Z₂ ; Z₂ - Z₃; Z₃ - Z₄ là các cặp bánh răng ăn khớp trên  một mặt phẳng nên  các véc tơ:  cùng phương  nên ta có các giá trị đại số.

Dựa và xe tham khảo ta chọn tỉ số truyền lùi là: i = -1,5

Kết luận: Vậy tỉ số truyền không phụ thuộc vào bánh răng hành tinh. Khi đó ta tính được bánh răng mặt trời và bánh răng bao chỉ cần chọn bánh răng mặt trời sao cho đủ điêu kiện bền và điều khiên ăn khớp là thỏa mãn.

c) Tính toán thiết kế truyền động bánh răng.

* Nguyên tắc thiết kế:

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

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

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

- Đối với ôtô con:  β = 30 ÷ 45 [độ].

- Đối với ôtô tải:  β = 20 ÷ 30 [độ].

Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng chọn: β = 35 [độ].

* Chọn vật liệu:

Thống nhất theo quan điểm xe có thể sử dụng được sau nhiều lần đại tu, sửa chửa, thay thế và tiện cho việc sản suất hàng loạt vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là như nhau. Tuy nhiên các bánh răng có cùng một môđun nên khi các bánh răng ăn khớp các bánh răng lớn sẽ chịu tải ít hơn, Vì vậy, mà khi bánh răng bé phải thay thế đại tu thì bánh răng lớn vẫn còn dùng được. Ta chọn là thép hợp kim 40GrNi. Với các thông số của thép được thể hiện bảng 3.3.

Nhằm để tăng độ cứng cũng như độ mài mòn của răng trong quá trình làm việc thì các bánh răng đều được thấm cacbon.

* Xác định ứng suất tiếp súc - ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất tiếp súc và ứng suất uốn cho phép đước áp dụng theo công thức sau:

[σ_H ] = σ_Holim.K_HL/ S_H

[σ_F ] = σ_Folim.K_FL.K_FC/ S_F

Trong đó :

- σ_Holim : Là ứng suất tiếp xúc cho phép, và được tính theo công thức:

σ_Holim  =23HRC; Σ_Folim  =750

Với:  Σ_Folim : Là ứng suất uốn cho phép.

Ta chọn độ rắn của bánh răng nhỏ HRC₁ = 60, bánh răng lớn HRC₂ =58. Do đó thay vào biểu thức trên ta được:

σ_Holim1  =23HRC =23.60 =1380; Σ_Folim1  =750

σ_Holim2  =23HRC =23.58 =1334; Σ_Folim2  =750

- S_H, S_F : Là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Ta chọn: S_H = 1,2 và S_F = 1,55.

- K_FC : Là hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải nếu:

+ Bánh răng làm việc quay 2 chiều và chịu tải từ hai phía nên ta chọn: K_FC = 0,9.

+ Bánh răng quay 1 chiều và chịu tải từ hai phía nên ta chọn: K_FC = 1.

- K_HL: Là hệ số biến dạng dẻo bề mặt răng được áp dụng theo công thức:                                

Nếu N_HE > N_HO thì lấy N_HE = N_HO. Để tính toán giá trị của K_HL không được lới hơn 2,4 để đảm không có biến dạng dẻo bề mặt răng khi làm việc.

Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc được tính theo công thức:

N_HO= 30.H

Trong đó:

- H_HB: Là chỉ số về chế độ tôi cải thiện. Với bánh răng nhỏ thì: H_HB1 =260HB, với bánh răng lớn thì: H_HB2 =250HB.

Thay số ta được: N_HO1 = 30.260^2,4 = 1,87.10⁷_{; ­} N_HO2 = 30.250^2,4 =1,7. 10⁷

Chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh được áp dụng theo công thức:

N_HE = N_FE = 60.c.n. t_Σ

Trong đó:

- c: Là số lần ăn khớp của 1 vòng quay. Lấy: c = 3.

- n: Là số vòng quay trong 1 phút.

- t_Σ : Là tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.Thời gian sử dụng của ôtô bằng quãng đường giữa 2 kỳ đại tu chia cho vận tốc trung bình và được tính:

t_Σ =   [h].

Với:

+ S: Quãng đường giữa hai kỳ đại tu. Theo trang: http://www.gingk.com ta tra được với ô tô lấy trong khoảng: S = 150000 ÷ 200000 [km]. Ta chọn: S = 2000000 [km]

+ v_tb: Là vận tốc trung bình của xe: v_tb = 90 [km].

Thay vào công thức trên:

t_Σ =  [h].

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

v_tb  = 0,377.   => n_tb =

Mà:

i_h : Là tỷ số truyền của hộp số, ta lấy tỷ số truyền cao nhất ở số truyền tăng: i_h=2,2

i_o : Là tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:  i_o = 1,36.

Thay các giá trị vào công thức trên ta có:  n_tb = 2101  [vg/ph]

Thay các giá trị vào công thức: N_HE = N_FE = 60.c.n. t_Σ

Ta được: N_HE= N_FE = 60.3.2101.2222 = 8,4.10⁸

Ta có N_HE1 > N_HO1 ­ = 1,87.10⁷ do đó: K_HL1 =1,tương tự có K_HL2  =1

Vậy:

 [σ_H]₁ = σ_Holim1.K_HL/ S_H   = 1380.1/1,2 =1150 [Mpa]                        

[σ_H]₂ = σ_Holim2.K_HL/ S_H   = 1334.1/1,2 =1112 [Mpa]

[σ_H] = ([σ_H]₁ +[σ_H]₂ )/2

=> [σ_H]  =( 1150 +1112)/2 =1131 [Mpa] <1,25[σ_H]₂

Và                     

[σ_F]₁ = σ_Folim1.K_FL.K_FC/ S_F = 750.1.1/1,55= 483 [MPa]        

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

Vậy ứng suất quá tải cho phép:

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

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

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

* Tính đường kính vòng lăn của bánh răng mặt trời:

Đường kính vòng lăn của bánh răng mặt trời được xác định theo công thức:

d_ω1 = K_d.

Trong đó:

 - K_d: Là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng. Tra bảng 6.5 (chương 4- cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc) có: K_d = 67,5 [MPa]

- M₃ : Là mômen xoắn trên bánh răng chủ động Z₃. M₃ được tính theo công thức sau: M₃= M_emaxdc = 190 [Nm ] = 190.10³ [Nmm]

-  K₁ = 2,5: Là tỉ số truyền của bánh răng mặt trời Z₄ và bánh răng bao Z₁ và được tính theo công thức:                         

K_HΣ = K_c + K  - 1.

Với :

+ K_c : Là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các bánh răng hành tinh. Lấy: K_c = 1,2

+ K : Là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Chọn  K  theo bảng 6.5 (Chương 4 - cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn: K =1,1

Thay số vào biểu thức trên ta được: K_HΣ = K_c + K  - 1 = 1,2 + 1,1 - 1 = 1,3

- ψ_bd : Là hệ số chiều rộng vành răng. Chọn: ψ_bd = 0,4.

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

Thay các giá trị đã tính ở trên vào biểu thức:

d_ω1 = K_d.

=> d_ω1 = 40,19[mm].                                                                                                     

Lấy tròn giá trị: d_ω1 = 45 [mm]. 

Từ đó ta có :

Chiều rộng vành răng được xác định theo công thức:

b_ω1 = ψ_bd . d _ω1 = 0,4.45=18 [mm]. 

Môđun chọn trong dãy tiêu chuẩn: m=1,5

Số răng bánh răng mặt trời được áp dụng theo công thức: Z₁ =  = 24,3 [răng]. Quy tròn ta lấy: Z₁ = 24 [răng]

Số răng bánh răng bao Z₄:

Xác định đường kính vòng chia:

Đường kính vòng chia được xác định theo công thức sau:

=> Z₄  = Z₁ .2,5 = 24.2,5 = 60 [răng]

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

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

Khi biết trước dặc tính K của dãy thì số răng có thể xác định được, song phải đảm bảo các quan hệ theo diều kiện đồng trục, lắp ráp, lân cận. Chọn số răng bánh răng hành tinh là: Z₂ = Z₃ =12 [răng].

* Tính các thông số bộ truyền:

** Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z₁ đến bánh răng hành tinh Z₂:

Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z₁ đến bánh răng hành tinh Z₂ được xác định theo công thức: a₁ =  = 32,96 [mm]

Và khoảng cách trục 2 bánh răng hành tinh Z₂ - Z₃ được xác định theo công thức: a₂ = =21,97 [mm]

* Tính lại tỷ số truyền:

Ta chọn tỉ số truyền lùi: i_lùi = 1,5

* Thông số hình học của các bánh răng:

­Các đường kính tính chính xác đến 0,01 [mm].

-  Môđun pháp tuyến: m_n = 1,5 [mm]

- Bước răng :                t = П.m_n = 3,14.1,5 = 4,71[mm]

- Góc nghiêng của răng:  β = 35⁰

- Số răng :

Z₁ = 24 [răng ]          Z₂ = 12[răng]                                                    

Z₃ = 12 [răng]          Z₄ = 60 [răng ]

- Đường kính vòng chia:  d_ω  = m_n. Z/cos β

- Bánh răng bao Z₄: d_ω4 = = 109,86 [mm]

- Bánh răng hành tinh: Z₂= Z₃ : d_ω2= d_ω3= = 21,97 [mm]

- Bánh răng mặt trời Z₁: d_ω1 = = 43,94 [mm]

- Đường kính vòng đỉnh răng: Đường kính vòng đỉnh răng được tính theo công thức : d_a = d_ω  ±  2.m_n

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

Bánh răng bao Z₄:

d_a4  = d_ω4 - 2.m_n

=> d_a4 =109,86 – 2.1,5 = 106,86 [mm]

Bánh răng hành tinh Z₂, Z₃ :

d_a2  = d_a3  = d_ω2  +  2.m_n

=> d_a2 =  21,97 + 2.1,5= 24,97 [mm]

Bánh răng mặt trời Z₃:

d_a1  = d_ω1  +  2.m_n

=> d_a1 =  43,94 + 2.1,5= 46,94 [mm]

- Đường kính vòng đáy răng: Đường kính vòng đáy răng được áp dụng theo công: d_f = d_ω ±  2,5.m_n

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

Bánh răng bao: Z₄:  

d_f4 = d_ω4 +  2,5.m_n  

=> d_f4 = 109,86+ 2,5.1,5 = 113,61[mm]

Bánh răng hành tinh: Z₂ = Z₃:

d_f2 = d_f3 = d_ω2 -  2,5.m_n

=> d_f2 = 21.97 - 2,5.1,5 = 18,22 [mm]

Bánh răng mặt trời Z₁ :

d_f1 = d_ω1 -  2,5.m_n

=> d_f1 = 43,94 - 2,5.1,5= 40,19 [mm]

- Chiều rộng vành răng: Ta có công thức tổng quát tính chiều rộng vành răng như sau:

b = ψ_bd .d_ω

Bánh răng mặt trời Z₁ :

b₁ = ψ_bd .d_ω1= 0,4.43,94 = 17,56 [mm]

Chọnbề rộng răng mặt trời Z₁ là: b₁ = 18 [mm].

d) Kiểm tra độ bền bánh răng.

* Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng trên hộp số:

Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng hộp số khi xe ở số 1 được thể hiện như hình 3.17. 

Suy ra:                                P₃ = P₁ = P₂  = P₄  =2162 [N]

- Lực hướng tâm:

Lực hướng tâm được áp dụng theo công thức sau:

R_i = P_i

Trong đó:

+ α: Là góc ăn khớp trên vòng tròn đường chia của bánh răng. Theo TCVN với bánh răng không dịch chỉnh: α = 20⁰

+ β: Là góc nghiêng của răng:    β = 35⁰

+ P_i: Là lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

+ R_i : Là lực hướng tâm.

Tha số ta được: R_i  = 2162.  = 1123,8 [N]

- Lực dọc trục:

Lực dọc trục được áp dụng theo công thức sau:

Q_i = P_i.tg β

Trong đó :

+ P_i : Là lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

Thay só ta được      Q_i = P_i.tgβ =  2162. tg35 =1513,8 [N]

* Kiểm nghiệm bền theo sức bền uốn:

Ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng được xác định theo công thức sau:

e_H = K_d . K_ms . K_c. K_tp. K_gc.

Trong đó:

- P  : Là lực vòng tác dụng lên bánh răng.  [MN]

- b  : Là chiều rộng vành răng.                    [m]

- Y : Là hệ số dạng răng. Tra theo đồ thị 6.18 (chương 1- cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc) có hệ số dạng răng: Y =  0,37.

- K_d: Là hệ số tải trọng động bên ngoài. Chọn: K_d = 2,3

- K_β : Là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ trùng khớp đối với sức bền bánh răng

- K_ms: Là hệ số tính đến ma sát với:

+ Bánh răng chủ động :      K_ms = 1,1

+ Bán răng bị động:            K_ms = 0,9

Tính ứng suất uốn bánh răng  hành tinh Z₃:

Trong trường hợp này bánh răng Z₃ là bánh răng chủ động có các thông số sau:

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

+ Chiều rộng làm việc của bánh răng:  b₃ = 18 [mm]  = 18.10^-3 [m]

+ Số răng tương đương: Z_td3 =  = 22 [răng]

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z₃  P₃ = 2162 [N] = 2162.10^-6 [MN]

Môđun pháp tuyến:       m_n = 2[mm] = 2.10­^-3 [m]

Hệ số trùng khớp dọc: ε _b3 = 1,826

Hệ số trùng khớp ngang: ε₃=[1,88–3,2( =1,62

Khi có các trị số ε _b3=1,826 và ε₃  = 1,62. Tra theo đồ thị 4.18 (chương 1- cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc) có: K_β = 1,58.

Vậy:  σ_H3 = 109,25 [MPa] < [σ_H] =(350 - 850) [MPa].

Kết luận: Các bánh răng thoả mãn điều kiện bền uốn.

* Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc:

Khi kiểm tra bánh răng theo sức bền tiếp xúc ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho bánh răng Z₂ của bộ hành tinh trước.

Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc:

σ_tx = 0,418.cosβ.

Trong đó :

- β : Là góc nghiêng của răng: β = 35⁰

- P : Là lực vòng. Như phần trước ta có: P = 2162 .10^-6 [MN]

- E : Là  môđun đàn hồi của vật liệu.Với vật liệu là thép 25CrMnTi có:

E = 2,1.10¹¹ [N/m²] =  2,1.10⁵ [N/m²]

=>  b^’₂=  22 [mm] = 22.10^-3 [m]

- r₁,r₂ : Là bán kình vòng chia của bánh răng chủ động và bánh răng bị động:

r₁ =  =21,97 [mm] = 21,97.10^-3 [m].

r₂ =  = 10,98  [mm] = 10,98.10^-3 [m].

- α : Góc ăn khớp của răng. Theo tiêu chuẩn TCVN thì bánh răng không dịch chỉnh: α = 20⁰

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

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

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

σ_tx = 0,418.cos35⁰.

=> σ_tx= 1036,5 [MPa].

So sánh giá trị ứng suất tiếp xúc của bánh răng Z₂ với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép: σ_tx = 1036,5 [MPa] < [σ_tx] = (1000 - 2500) [MPa]. Vì vậy bánh răng Z₂ thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

3.2.4.Tính toán chọn ổ lăn.

a) Chế độ tải trọng tính toán ổ lăn:

Chế độ tải trọng tính toán ổ lăn được xác định theo công thức:

M_tb = α.M_emax

Trong đó:

- M_emax: Là mô men xoắn cực đại của động cơ: = 190 [KN].

- a: Là hệ số sử dụng mô men soắn. Và được đinh theo công thức:

a = 0,96 – 0,136 . 10^-2 . N_r + 0,41 . 10^-6 . N_r²

Thay số:

a = 0,96 – 0,136 . 10^-2 .6,493 + 0,41 . 10^-6 . 6,943²

a = 2,579.

b) Chọn ổ lăn:

* Trục sơ cấp:

** Tra thông số bi ở gối đầu trục:

Chỉ tính cho ổ lăn đỡ phần cuối trục. Căn cứ vào đường kính ngõng trục:

 d = 40 [mm]. Theo bảng P2.12-trang 264 - Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ: 46208.

- Đường kính trong:                   d = 40 [mm].

- Đường kính ngoài:                  D = 80 [mm].

- Chiều rộng:                             B = 18 [mm].

- Khả năng tải động:                 C = 39,8 [kN].

- Khả năng tải tĩnh:                   C₀ = 35,1[kN].

** Tra thông số bi ở gối cuôi trục:

Chỉ tính cho ổ lăn đỡ phần cuối trục. Căn cứ vào đường kính ngõng trục:

 d = 30 [mm]. Theo bảng P2.12-trang 264 - Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ: 46206.

- Đường kính trong:                   d = 30 [mm].

- Đường kính ngoài:                  D = 62 [mm].

- Chiều rộng:                             B = 16 [mm].

- Khả năng tải động:                 C = 17,2 [kN].

- Khả năng tải tĩnh:                    C₀ = 12,20 [kN].

** Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Theo chi tiết máy - tập 2 - Nguyễn Trọng Hiệp ta có:

P = (XVF_r +YF_a)k_đk_t

Trong đó:

- F_r: Là tải trọng hướng tâm.

- F_a: Là tải trọng dọc trục.

- X: Là hệ số tải trọng hướng tâm. Tra theo bảng 17.1- trang 101 ta chọn:

 X= 1.

- Y: Là hệ số tải trọng dọc trục. Tra theo bảng 17.1- trang 101 ta chọn:

Y= 0.

- V: Là hệ số phụ thuộc vào ổ quay. Do quay trong vòng quay chọn: V=1.

- K_d: Là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động. Theo bảng P17.2 - trang 101 - Chi tiết máy tập 2- Nguyễn Trọng Hiệp) chọn:K_d = 1.

- K_t: Là hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Chọn K_t = 1.

Thay số ta đươc: P = [(1.1.2,4366) + 0].1= 2,4366 [KN].

** Khả năng tải động:

=> C_d = 7,97 [kN] < [C]

** Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

C₀  = F_r = 2,4366 [kN] < [C₀]

Như vậy, các ổ bi đảm bảo điều kiện khi làm việc.

* Trục thứ cấp:

Tương tự như trên ta chọn các thông sơ của bi như sau:

** Tra thông số bi ở gối đầu trục:

Tra bảng P2.8 - trang 256 - Tính toán thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí ta chọn bi đũa cỡ nhẹ có ký hiệu 2204:

- Đường kính trong:                  d = 20 [mm].

- Đường kính ngoài:                 D = 47 [mm].

- Chiều rộng:                            B = 14 [mm].

- Khả năng tải động:                 C = 11,9 [kN].

- Khả năng tải tĩnh:                   C₀ = 7,38 [kN].

** Tra thông số bi ở gối cuôi trục:

Chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ: 46206

- Đường kính trong:                   d = 30 [mm].

- Đường kính ngoài:                  D = 62 [mm].

- Chiều rộng:                             B = 16 [mm].

- Khả năng tải động:                 C = 17,2 [kN].

- Khả năng tải tĩnh:                    C₀ = 12,20 [kN].

CHƯƠNG IV

KHAI THÁC KỸ THUẬT

   Hốp số vô cấp CVT ngày càng được sử dụng nhiều trên các mẫu xe. Để cho hộp số làm việc ổn định, hiệu quả cũng như tăng tuổi thọ của hộp số, thì chúng ta cần phải có một chế độ bảo dưỡng hợp lý. Từ đó tìm ra được các dạng hư hỏng cũng như các biện pháp khắc phục cho hốp số. 

4.1. Bảo dưỡng kỹ thuật.

Qúa trình bào dưỡng kỹ thuật hốp số CVT có thể khái quát qua các nội dung cơ bản sau:

4.1.1. Vệ sinh làm sạch hộp số.

Vệ sinh làm sạch hộp số là công việc định kỳ và thường xuyên nhằm cho hộp số xe luôn luôn sạch sẽ, thoáng và thoát nhiệt tốt. Các bước tiến hành vệ sinh làm sạch hộp số có thể được thực hiện như sau:

a, Bước 1: Tháo hộp số ra khỏi xe.

 Đề tháo hốp số ra khỏi xe ta sử dụng các dụng cụ như: Clê, tua vít, balăng, kích thủy lực, xe.. để tháo và đưa hốp số ra khỏi xe. Hình 4.1 là thể hiện tháo hộp số ra khỏi xe.

b, Bước 2: Tháo rời các chi tiết, lau chùi vệ sinh các chi tiết và lắp hốp số.

- Tháo cảm biến hộp tốc độ: Qúa trình thực hiện tháo cảm biến hộp tốc độ được thể hiện như hình 4.2.

- Tháo càng cắt ly hợp và vòng bi cắt ly hợp của hộp số. Qúa trình thực hiện được thể hiện như hình 4.3.

c, Bước 3: Lắp hộp số lên xe.

Trong quá trình lắp hộp số lên xe ta cần thực hiện như sau:

- Bôi mỡ then hoa vào trục sơ cấp của hộp số.

- Lắp hộp số lên kích của hộp số và điều chỉnh cho hộp số nằm ngang bằng điều chỉnh kích và miếng kê.

4.1.2. Bảo dưỡng bôi trơn hộp số.

Bảo dưỡng bôi trơn hộp số bằng cách thay dầu hộp số định kỳ. Dưới đây là các bước công việc của thay dầu hộp số:

a) Bước 1: Chuẩn bị đúng loại dầu cần thay thế, lọc đấ mới và gioăng làm kín.

Đề thực hiện cho công việc bước 1 thì ta cần chuẩn bị một số dụng cụ phù hợp như: Tuốc-nơ-vít, clê, tròng, dầu hộp số tự động đúng loại, lọc dầu, gioăng làm kín mới. Các vật tư và dụng cụ để thực hiện được thể hiện như hình 4.1.

c) Bước 3: Xả hết dầu bôi trơn cũ.

Qúa trình xả dầu bôi trơn cũ trong hộp số được thể hiện như hình 4.2.

Hãy sử dụng clê chụp vặn theo chiều ngược kim đồng hồ để nới lỏng bu lông xả, nới lỏng cho đến khi có thể vặn nó bằng tay không. Trong một vài trường hợp hộp số không có lỗ tháo dầu. Vì vậy chỉ có thể thay dầu mới bằng cách tháo hẳn cả các-te ra.

d) Bước 4: Xả dầu cũ khỏi các - te.

Sauk hi nới lỏng bu lông xả thì tháo hẳn ra để dầu bôi trơn chảy vào thùng chứa được hứng sẵn phía dưới và cgờ cho dầu chảy hết ra.

 f) Bước 6: Tháo hẳn các -te dầu ra.

Hình 4.3 là thể hiện tháo hẳn các - te dầu ra.

Chú ý trước khi tháo nối hai bulông còn lại, ta dùng bàn tay đỡ dưới các - te, rồi từ từ hạ thấp các - te xuống khỏi hộp số.

 g) Bước 7: Kiểm tra các mảnh kim loại ở các - te dầu.

Sau khi tháo các - te dầu ra, ta hãy kiểm tra đáy các - te xem có mảnh vụn kim loại hay không. Hầu hết các hộp số đều có các mảnh vụn kim loại do ma sát giữa các bánh răng khi làm việc nhưng nếu có quá nhiều thì sẽ gây ảnh hưởng đến hộp số. Hộp số CVT trong hình ảnh trên đây được bảo dưỡng khá tốt và có rất ít các mảnh kim loại trong các-te. Thường thì các-te hộp số CVT đều được trang bị các thanh nam châm để hút các mảnh kim loại và giữ chúng không gây hư hại cho các bánh răng khi làm việc.

m) Bước 10: Xác định các chi tiết trong hộp số.

Trước khí lắp lại các - te dầu, hãy làm sạch bề mặt tiếp xúc với gioăng làm kín bằng một cái khăn mềm. Việc này sẽ giúp cho hai bề mặt tiếp xúc kín khít hơn. Khi tháo các-te dầu ra ta có thể kiểm tra việc kết nối điện đến các cuộn dây điều khiển chuyển số. Các cuộn dây điều khiển này xác định bánh răng nào của hộp số đang làm việc và được gắn vào thân van điều khiển. Toàn bộ các đầu nối điện trong hộp số phải được kiểm tra lại và đảm bảo tính trạng tốt nhất trước khi lắp lại các-te.

n) Bước 11: Lắp bộ lọc dầu mới.

Ta thay thế gioăng cho lọc dầu mới vì nó sẽ đảm bảo lọc dầu không bi rò rỉ khi làm việc. Nếu vì một lý do nào đó gioăng của lọc dầu bị hở, không khí sẽ lọt vào hộp số làm áp suất dầu giảm đi, các đĩa ly hợp sẽ bị trượt do không ép sát vào nhau được, hộp số sẽ gặp trục trặc. Ta cần kiểm tra và lắp lại lọc dầu cho kín khít, lắp lại các bu lông và các chốt giữ.

p) Bước 13: Tháo que thăm dầu trong hốp số.

Ở bước này, ta hãy tháo que thăm dầu hộp số ra và kiểm tra xem còn tốt hay không. Trong hầu hết các xe du lịch và xe tải, que thăm dầu đều được bố trí ở phía gần động cơ. Vệ sinh que thăm dầu bằng rẻ sạch và chuẩn bị cho bước tiếp theo.

q) Bước 14: Thay dầu hộp số CVT mới.

Để thay dầu hộp số mới ta thực hiện như sau: Lắp phễu đổ dầu vào lỗ thăm dầu, đổ dầu mới đúng loại đã chuẩn bị từ trước. Khởi động cho động cơ nóng lên, sau đó kiểm tra lại mức dầu hộp số đã đủ chưa và bổ xung thêm nếu cần. Ta nên đổ vừa đủ theo đúng sách hướng dẫn của nhà sản xuất. Hãy kiểm tra lại lần cuối xem có hiện tượng rò rỉ hay không. Sau vài ngày sử dụng, bạn cũng nên kiểm tra lại hộp số một lần nữa để đảm bảo chắc chắn. Hình 4.6 là hình ảnh thể hiện việc thay dầu hốp số mới.

4.1.3. Kiểm tra hộp số và cho xe chạy thử.

- Sau khi đã vệ sinh làm sạch và bôi trơn hộp số, ta tiến hành kiểm tra hộp số lần cuối. Qúa trình kiểm tra được thể hiện như hình 4.22.

Qua hình 4.22 ta thấy: Để kiểm tra hộp số ta mở khóa điện của xe và mở máy cho hộp số chạy thử bằng việc nhấn bàn ga trong một thời gian nhất định ta thấy hộp số chạy êm, không nghe tiếng ồn, không có hiện tượng rò rỉ dầu thì quá trình bảo dưỡng hộp số đảm bảo yêu cầu. Và chuẩn bị cho quá trình xe chạy thử.

- Xe chạy thử. Qúa trình chạy thử xe lần cuối được thể hiện như hình 4.23.

4.2. Hư hỏng, nguyên nhân và biện pháp khắc phục.

Các dạng hư hỏng, nguyên nhân và biện pháp khắc phục cảu hộp số CVT được thể hiện như bảng 4.1.

KẾT LUẬN

    Sau thời gian làm đồ án tốt nghiệp với đề tài: “Tính toán thiết kế ôtô HYBRID trên cơ sở xe Mitsubishi Oulander - Với nhiệm vụ riêng: Thiết kế hộp số vô cấp ” đến nay em đã hoàn thành đề tài đồ án được giao.

    Trong đề tài này, em đi sâu tìm hiểu về hộp số vô cấp đang được sử dụng trên một số hảng ôtô hiện nay, đặc biệt là loại hộp số CVT đang được sử dụng trên xe Mitsubishi Oulander. Sau đó em đi tính toán thiết kế hộp số vô cấp để phục vụ cho xe cần thiết kế xe HYBRID, và cuối cùng em đi khai thác kỹ thuật hộp số vô cấp CVT. Cũng chính từ yêu cầu trên, đã giúp em hiểu sâu hơn về hộp số vô cấp, kiểm nghiệm kết quả tính toán thiết kế hộp số của xe thiết kế so với số liệu tham khảo thực tế.

    Mặc dù đã cố gắng học tập và tìm hiểu nhiều kiến thức vào đồ án, nhưng do thời gian có hạn, kiến thức và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế. Do đó đồ án của em sẽ không tránh khỏi những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô và các bạn góp ý, chỉ bảo để kiến thức và đồ án của em được hoàn thiện hơn.

    Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô trong khoa Cơ khí, đặc biệt là thầy giáo: ………………., người đã trực tiếp hướng dẫn, tận tình giúp đỡ trong cả quá trình em làm và hoàn thành đồ án rốt nghiệp này.

    Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

                                                                                                                            ……..,ngày….. tháng… năm 20…...

                                                                                                                                  Người thực hiện

                                                                                                                               (Ký)

                                                                                                                                ……………………

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Lý thuyết ô tô. Cao Trọng Hiền - Đào Mạnh Hùng (2010), Nhà xuất bản Giao thông vận tải.

2. Bài giảng cấu tạo ô tô. Trương Mạnh Hùng (2006), Trường đại học Giao thông vận tải.

3. Bài giảng môn học lý thuyết ô tô. Phan Minh Đức (2007), Nhà xuất bản Đà Nẵng.

4. Lý thuyết ô tô Máy Kéo. Nguyễn Hữu Cẩn-Dư Quốc Thịnh-Phạm Minh Thái-Nguyễn Văn Tài - Lê Thị Vàng (1996), Nhà xuất bản Khoa học kỹ thuật.

5. Dung sai và lắp ghép. Ninh Đức Tốn,  NXB Khoa học và kỹ thuật (2000).

6. Lý thuyết ôtô máy kéo. Nguyễn Hữu Cẩn-Dư Quốc Thịnh-Phạm Minh Thái-Nguyễn Văn Tài, NXB Khoa học và kỹ thuật (2005).

7. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, 2. Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, NXB Giáo Dục (2006).

8. Cơ sở thiết kế máy. Nguyênc Hữu Lộc, NXB Giáo Dục (2010).

9. Catalogue đời xe mitsubishi Oulander 2014.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"