CẤU tạo và NGUYÊN lý hộp số sàn ô tô

Slide 1 1 CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 4 1 MỞ ĐẦU Thay đổi vận tốc và lực kéo của ô tô cho phù hợp với điều kiện chuyển động Tách lâu dài động cơ khỏi HTTL, Thực hiện chuyển động lùi ô tô, Trích công suất động cơ cho các truyền động phụ (tời, cẩu, bơm dầu thuỷ lực, ) CÔNG DỤNG HỘP SỐ LÀ HỘP GIẢM TỐC THAY ĐỔI ĐƯỢC TỈ SỐ TRUYỀN THAY ĐỔI TỈ SỐ TRUYỀN • Có cấp Thay đổi các bánh răng • Vô cấp Biến mô, truyền động ma sát • Hỗn hợp Hộp số thủy cơ ĐIỀU KHIỂN Bằng tay; Tự động  Có số cấp và tỉ số truyền thích hợ.

1

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

4.1 MỞ ĐẦU Thay đổi vận tốc và lực kéo của ô tô cho phù hợp với

điều kiện chuyển động

Tách lâu dài động cơ khỏi HTTL,

Thực hiện chuyển động lùi ô tô,

Trích công suất động cơ cho các truyền động phụ (tời, cẩu, bơm dầu thuỷ lực,…)

• Có cấp: Thay đổi các bánh răng

• Vô cấp: Biến mô, truyền động ma sát

• Hỗn hợp: Hộp số thủy cơ ĐIỀU KHIỂN: Bằng tay; Tự động

 Có số cấp và tỉ số truyền thích hợp, phù hợp với điều kiện làm việc của ô tô,

 Có kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, dễ chế tạo,

 Điều khiển dễ dàng, chăm sóc bảo quản, sửa chữa dễ dàng, thuận tiện

YÊU CẦU

2

Hình 4.1

3

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 4.2 KẾT CẤU HỘP SỐ

4.2.1 Hộp số có cấp

4.2.1.1 Bánh răng ăn khớp ngoài

2 1

z i

z



1 2

z z z



a) 2 trục; b) 3 trục, số tiến; c) 3 trục, số lùi

Hình 4.2

5

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.4

6

Hình 4.5

7

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.6

8

Hình 4.7

9

b Hộp số 2 trục

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.8

10

4.2.1.2 Bánh răng ăn khớp trong (bộ truyền hành tinh)

Hộp số có các bộ truyền hành tinh thường được kết hợp với biến mô tạo thành

bộ truyền thủy cơ, có khả năng sang số tự động

Hình 4.9

12

4.2.2 Hộp số vô cấp: CVT: Continuosly Variable Transmision

4.2.2.1 Kiểu bánh đai

Hình 4.11

13

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.12

14

Hình 4.13

15

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.14

16

4.2.2.2 Kiểu con lăn

Hình 4.15

17

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

CVT kiểu con lăn Hình 4.16

18

4.2.2.3 Truyền động thủy lực

a Biến mô (truyền động thủy động)

Hình 4.17 Biến mô thủy lực

1 Trục chủ động; 2 bánh bơm; 3 Bánh phản ứng;

4 Bánh tuốc bin; 5 Trục bị động; 6 Vỏ

19

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

Hình 4.18

20

a Truyền động thủy tĩnh

Hình 4.19

21

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 4.3 TÍNH TOÁN HỘP SỐ

4.3.1 Tính tỉ số truyền hộp số

Là thông số quan trọng, quyết định chất lượng động lực học của ô tô

Các giá trị cần

quan tâm

 Số lượng tỉ số truyền n (đối với hộp số có cấp)

 Giá trị và sự phân bố tỉ số truyền giữa các số Môn Lý thuyết Ô tô: đã tính các it (it1, it2, … itn)

it = ihifi0icc = ihicđ min

d

min

t c

h

i i

ihn (tức ihmin) có ý nghĩa quan trọng trong việc bố trí tỉ số truyền chung của

HTTL Từ biểu thức itmin = ihminifi0icc ta thấy itmin đã được xác định từ điều kiện

vmax (xem chương 1) Như vậy ihmin sẽ ảnh hưởng đến các tỉ số truyền còn lại đặc biệt là i0

22

4.3.1.2 Số lượng số truyền n

n tính cho các số tiến, trên ô tô có 1 ÷ 2 số lùi (thường là 1)

n cao: → - Có khả năng chọn số thích hợp với điều kiện vận hành,

- Hộp số cồng kềnh và phải sang số nhiều lần

i h1 được tính theo điều kiện khắc phục lực cản lớn nhất của xe, kiểm tra lại theo điều kiện bám

max 1

bx h

Quá trình vận hành có thể xẩy ra:

- Xe chở không đủ tải (điều này rất hay xảy ra),

- Xe chạy trên đường tốt hơn đường được chọn khi thiết kế

Thừa công suất

4.3.1.5 Số lùi

Số lùi được chọn để đảm bảo vận tốc lùi xe khoảng 3 ÷ 4 km/h

in+1 = 0,8 ÷ 0,85 (4.3)

4.3.1.3 Tỉ số truyền các số trung gian

Tỉ số truyền các số trung gian của ô tô thường được phân bố theo cấp số nhân

Cách phân bố này sẽ làm cho xe có thời gian và quãng đường tăng tốc nhỏ

- Xác định vận tốc cực đại của xe vmax:

+ Chọn vmax tại Nemax

+ Xác định công suất động cơ → chuyển động của xe: Chọn công suất → trang bị trên xe = 25% công suất chi phí cho chuyển động của xe

Công suất động cơ → chuyển động của xe tại vmax: max 120 100 96







ψmax = f + tanαmax = 0,02 + tan150 = 0,02 + 0,306 = 0,326 Thay số: max 97000.0,326.0, 45

43,82382.0,85

t

Hình 4.20

Bảng 4.2

Tính tỉ số truyền cực tiểu i tmin :  Điều kiện vận tốc:

Tính tỉ số truyền các tay số trung gian: Chọn quy luật cấp số nhân

max min

max

30000,377 0,377 0, 45 5, 46

43,82

1,683

5, 46

t n t

i a

c

i i

i



it5 = 1; it4 = 1,683; it3 = 2,83; it2 = 4.77; it1 = 8,03

a là hệ số kinh nghiệm: Xe du lịch: 14,5 ÷ 16,0;Xe tải: 17,0 ÷ 19,5;

Xe lắp đ/c điêzen: 20,5 ÷ 21,5; Hộp số phụ (phân phối): 17,0 ÷ 21,5

3.2.2 Mô đun bánh răng m

0,5 1 2 3 4 5 6 7 8 10 2

3 4 5 6 7

m n(mm)

M (kNm)

t m

28

4.3.2.3 Chiều rộng răng b

Bánh răng thẳng: b= (4,4 ÷ 7)m; bánh răng nghiêng: b= (7,0 ÷ 8,6)ms

Bánh răng cùng một cặp: b của bánh nhỏ lớn hơn: Δb = 2 mm

4.3.2.4 Góc nghiêng răng β

Hộp số ô tô phần lớn là bánh răng nghiêng Bánh răng nghiêng có nhiều ưu điểm hơn bánh răng thẳng: ăn khớp êm, chịu lực lớn, tuy nhiên khó chế tạo hơn và khi ăn khớp phát sinh lực chiều trục

Người ta thường chọn góc nghiêng bằng nhau

ô tô du lịch: β = 300 ÷ 450; ô tô tải: β = 200 ÷ 300 (4.6)

(4.6)

(4.7)

A Z

Hộp số 3 trục: có hai cặp bánh răng cùng ăn khớp ở 1 số truyền:

ih = iaig - ia : cặp luôn ăn khớp, ig : cặp bánh răng gài số

Trước hết chọn sơ bộ Za của bánh răng chủ động của cặp luôn ăn khớp:

theo điều kiện cắt chân răng: Za = 13 (bánh răng nghiêng)

2 cos

1

a a

a

A i

4.3.2.6 Xác định lại tỉ số truyền và khoảng cách trục

Khi đã có số răng phải tính lại chính xác ih và A

'

i hi

i

Z i





30

3.2.7 Hệ số dịch chỉnh ξ

Từ (4.9) thấy rằng A của các cặp BR là khó mà bằng nhau được Trong lúc đó do điều kiện lắp ghép khoảng cách trục phải bằng nhau Điều này chỉ có thể khắc phục bằng cách dịch chỉnh bánh răng

Khi cắt răng, nếu đường trung bình của dao cắt tiếp xúc với vòng chia của bánh răng thì ta được một bánh răng tiêu chuẩn (không dịch chỉnh) Ngược lại ta được bánh răng dịch chỉnh

x m

Khi dịch chỉnh dương phần đỉnh răng sẽ nhỏ xuống, ngược lại phần chân răng

sẽ to ra , → độ bền uốn cao hơn

Ngược lại dịch chỉnh âm sẽ có độ bền uốn của răng giảm xuống Mặt khác ta lại có bánh răng càng lớn (cùng một mô đun) thì chiều dày chân răng càng

tăng, ngược lại số răng càng nhỏ thì chiều dày chân răng càng giảm Khi số

răng Z < 17 (đối với bánh răng thẳng) hiện tượng cắt chân răng sẽ xảy ra

Gọi khoảng dịch chuyển của dao là x (x dương khi

dao cắt dịch xa tâm bánh răng và ngược lại) ta có hệ

số dịch chỉnh ξ theo công thức:

(4.11)

31

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

DỊCH CHỈNH

 Thay đổi khoảng cách trục,

 Cải thiện độ bền cho bánh răng,

 Khắc phục hiện tượng cắt chân răng,

 Thay đổi kết cấu bánh răng: tăng (giảm) đường kính đỉnh hoặc chân răng

Chúng ta căn cứ vào đặc điểm trên đây để chọn hệ số dịch chỉnh cho các

răng, ta thiết kế sơ bộ hộp số

Từ thiết kế sơ bộ này ta có

được các kích thước tương

quan và từ đó có sơ đồ chịu

lực của hộp số

Lực trên bánh răng:

2M Z P

d R r

34

c Tính trục trung gian: Khi làm việc (ở một số truyền nào đó) trên trục trung

gian có 2 BR cùng chịu lực (trên sơ đồ là bánh răng 2 và 3)

E

Q r R d Q r R c d X

Từ các phản lực, các lực tác dụng lên BR, ta lập sơ đồ chịu lực, vẽ biểu đồ

mô men và tính ứng suất tại các điểm nguy hiểm

(4.21)

(4.22)

(4.23)

(4.24)

r Q EJ

b a

b R

f

6

) 3 2

( 3

) ( 1 1 1 1 1 1

2 1 1

36

EJ

b a

r Q EJ

b a

b R

f

3

) 3

( 6

) 3 2

1 1

a

r a b

b

a Q EJ

b a

b

a R

f

) (

3

)

( )

(

4 4 4

4 4 4

4

2 4

2 4

4

2 4 4

4

2 4 4

4

4 4

4

4 4

) (

3 )

( 3

)

(

r EJ b

a

b b

a

a Q EJ

b a

a b

b

a R

f

f  d2  n2  0 , 1   d2   n2  0 , 001 rad

(4.28) (4.27)

(4.29)

(4.30)

37

3.4 Tính ổ bi

Ổ bi được tính theo hệ số khả năng làm việc: C = R tđ K 1 K đ K t (n tt h) 0,3

K 1:hệ số kể đến vòng nào quay: ổ bi cầu: vòng trong quay: K1 = 1; vòng ngoài quay: K1 = 1,1; các ổ bi khác: K1 = 1,35; K đ: Hệ số tải trọng động: hộp số ô tô:

Kđ = 1; K t: Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ:

<1250 : Kt = 1;

n tt: số vòng quay tính toán ứng với vận tốc ch/động trung bình ở số truyền thẳng:

ô tô con: 35 ÷ 40 km/h; tải: 30 ÷ 35 km/h (số liệu cũ)

h: thời gian làm việc của ổ bi: theo số km đại tu (hiện nay ??)

R tđ: lực tác dụng tương đương:

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ

33 ,

2 2 2

33 , 3 1 1

R          

α 1 , α 2 hệ số thời gian l/v của ổ bi: % thời gian chạy ở tay số đó

β 1 , β 2 hệ số tính đến số vòng quay: tỉ số giữa vòng quay của số truyền

đang tính và số vòng quay ở số truyền cơ bản

R q1 , R q2 tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng lên ổ ở các số truyền

Rq = A + m(Q ± S1 ± S2) (4.32)

(4.31)

38

A: tải trọng hướng kính; Q: tải trọng chiều trục; S1, S2: lực chiều trục gây ra

do tải trọng hướng kính; m: hệ số quy dẫn lực chiều trục về hướng kính: tra

phân phối được bố trí 2

số truyền để tăng mô men

kéo cho xe trong các

39

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 4.2 Tỉ số truyền

đường có Ψ > Ψmax (Ψmax - theo

điều kiện thiết kế ban đầu)

Trong trường hợp này bắt buộc

phải gài cầu trước

Hình 4.26

40

Số truyền thấp ift được chọn từ điều kiện bám:

Memaxih1i0iftηtl ≤ Gφrbx (4.33)

Sau đó kiểm tra lại theo vận tốc ổn định cực tiểu: vmin = 3 ÷ 5 km/h

5 BIẾN MÔ THỦY LỰC

Hình 4.27 Biến mô thủy lực

1 Trục chủ động; 2 bánh bơm; 3 Bánh phản ứng; 4 Bánh tuốc bin;

5 Trục bị động; 6 Vỏ

41

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 5.1 Thông số và đặc tính biến mô

Tỉ số truyền: t t

n i n

     λ1 = const → biến mô loại “không nhạy”,

λ1 ≠ const → biến mô loại “nhạy”

(4.35)

(4.38)

(4.39) (4.34)

42

Hình 4.28 Biến mô thủy lực và đặc tính không thứ nguyên

Đặc tính không thứ nguyên của biến mô

43

CHƯƠNG 4 HỘP SỐ 5.2 Xây dựng đường đặc tính làm việc hỗn hợp động - biến mô

5.2.1 Đặc tính làm việc hỗn hợp động cơ – bánh bơm của biến mô

Cách xác định giá trị Mb theo ib:

 Xây dựng đường đặc tính động cơ → Me – ne,

 Xây dựng các đường Mb – nb từ công thức 4.38, trong đó λ1 được lấy từ đường đặc tính không thứ nguyên (cứ mỗi giá trị ib ta có một giá trị λ1),

 “Chồng” hai đồ thị vào nhau (thực chất là ta chỉ vẽ một đồ thị trong đó trục hoành là ne ≡ nb, còn trục tung là Me và các Mb)

 Giá trị M tại các điểm giao nhau của Me và các Mb → giá trị Mb – ib

Hình 4.29

44

Ví dụ Xác định M b – i b cho hệ thống động cơ – biến mô: Số liệu động cơ (bảng

4.3), biến mô có D = 0,274 m, đường đặc tính không thứ nguyên cho ở hình 4.30

48

Hình 4.32 Đặc tính trục ra của biến mô theo ví dụ