PBL3: thiết kế ô tô thiết kế hộp số MT DCT (bản vẽ+ thuyết minh)

PBL3 Thiết kế ô tô SVTH Nhóm 08 1 MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU 3 Phần 1 TÍNH CẤP THIẾT CỦA DỰ ÁN 4 1 Hộp số thường (MT Manual Transmission) 4 1 1 Phân loại hộp số thường được phân loại theo số trục của hộp số.

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

Phần 1: TÍNH CẤP THIẾT CỦA DỰ ÁN 4

1 Hộp số thường (MT- Manual Transmission) 4

1.1 Phân loại hộp số thường được phân loại theo số trục của hộp số 4

1.2 Cấu tạo của hộp số thường (loại 3 trục) 4

1.3 Nguyên lý hoạt động 5

2 Hộp số ly hợp kép (DCT - Dua Clutch Transmission) 6

2.1 Cấu tạo và nguyên lý hoạt động 7

2.2 Phân loại hộp số DCT 9

2.2.1 Theo loại ly hợp được sử dụng 9

2.2.2 Theo số trục sơ cấp của hộp số 11

Phần 2: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN LỰC TRÊN Ô TÔ 13

1 Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế ly hợp hộp số MT 13

1.1 Phân tích lựa chọn kiểu ly hợp 13

1.2 Lựa chọn phương án dẫn động 14

1.3 Lựa chọn phương án thiết kế hộp số 15

2 Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế ly hợp hộp số DCT 17

2.1 Phân tích lựa chọn kiểu ly hợp 17

2.2 Phân tích lựa chọn kiểu hộp số 21

Phần 3: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH TỐC ĐỘ NGOÀI 23

1 Tính các thông số cơ bản 23

2 Trọng lượng toàn bộ của ô tô 24

3 Tính công suất của động cơ 25

4 Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài động cơ 26

Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG ĐỘNG LỰC MT & DCT 29

1 Thông số cho trước 29

2 Tính toán và thiết kế ly hợp MT 29

2.1 Tính toán momen ma sát yêu cầu của ly hợp 29

3 Tính toán và thiết kế hộp số MT 50

3.1 Tính toán xác định các thông số ban đầu 50

3.2 Tính toán kích thước cơ bản của trục và các cặp bánh răng hộp số 55

4 Tính toán và thiết kế ly hợp kép DCT 68

5 Tính toán và thiết kế hộp số tự động DCT 72

5.1 Xác định tỉ số truyền 72

5.2 khoảng cách trục và các kích thước chiều trục 74

5.3 Tính toán số răng của các bánh răng hộp số 75

5.4 Kích thước trục hộp số 81

5.5 Đường kính vòng chia và mômen quán tính của bánh răng hộp số 83

Phần 5: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC Ô TÔ 87

1 Tính toán động học hộp số cơ khí MT 87

1.1 Xây dựng đồ thị lực kéo ứng với từng tay số của động cơ 87

1.2 Xác định góc dốc 91

1.3 Xác định gia tốc 94

1.4 Xác định thời gian tăng tốc của ô tô 96

2 Tính toán động học hộp số cơ khí DCT 102

2.1 Xây dựng đồ thị lực kéo ứng với từng tay số của động cơ 102

2.2 Xác định góc dốc 107

2.3 Xác định gia tốc của ô tô 110

2.4 Xác định thời gian tăng tốc của ô tô 112

TÀI LIỆU THAM KHẢO 119

Phần 1: TÍNH CẤP THIẾT CỦA DỰ ÁN

Các hộp số trên ôtô dùng để thay đổi tỷ số giữa động cơ và cầu chủ động Nói một cách khác khi không có hộp số, chiếc xe chỉ chạy được ở một tốc độ duy nhất với một tốc độ cực đại nhất định Ngoài ra khả năng tăng tốc từ khi xuất phát cùng với khả năng leo dốc của xe cũng bị hạn chế nếu như nó không

sử dụng hộp số Vì vậy hộp số sủ dụng một hệ thống bánh răng khác nhau từ thấp đến cao để biến momen xoắn của động cơ phù hợp với điều kiện vận hành( khởi hành, tăng tốc, leo dốc…) Các số có thể cài theo cách thông thường bằng tay hoặc tự động

1 Hộp số thường (MT- Manual Transmission)

1.1 Phân loại hộp số thường được phân loại theo số trục của hộp số

- Hộp số 2 trục

- Hộp số 3 trục

1.2 Cấu tạo của hộp số thường (loại 3 trục)

Hình 1.1: Hộp số thường

Hình 1.2: Sơ đồ hộp số thường loại 3 trục

Trục sơ cấp và trục thứ cấp được bố trí đồng trục với nhau, trục trung gian Các bánh răng Z1, Z2, Z3, Z4, ZL1, ZL2, Za, Z’1, Z’2, Z’3, Z’4, Z’L1, Z’a bánh răng Za được chế tạo liền với trục sơ cấp Các bánh răng trên trục thứ cấp Z’1, Z’2, Z’3, Z’4 được quay trơn trên trục Còn các bánh răng Z1, Z2, Z3, Z4, Z’a trên trục trung gian được cố định trên trục Các ống gài liên kết then hoa với trục và

có các vấu răng ở 2 phía để ăn khớp với các bánh răng cần gài

1.3 Nguyên lý hoạt động

- Vị trí tay số 1: Khi gạt cần 1 sang bên trái, lúc này, momen truyền từ trục

sơ cấp qua cặp bánh răng luôn ăn khớp za-za’, trục trung gian, cặp bánh răng số

1 rồi đi ra trục thứ cấp

- Vị trí tay số 2: Gạt cần 2 sang bên phải, momen truyền từ trục sơ cấp qua cặp bánh răng luôn ăn khớp, đến trục trung gian, và qua cặp bánh răng sô 2 rồi đến trục thứ cấp

- Vị trí tay số 3: Gạt cần 2 sang bên trái, momen từ trục sơ cấp truyền qua cặp bánh răng luôn ăn khớp, đến trục trung gian, và qua cặp bánh răng số 3 rồi tới trục thứ cấp

- Vị trí tay số 4: Khi gạt cần 3 sang bên phải, momen được truyền từ trục sơ cấp, qua cặp bánh răng luôn ăn khớp, tới trục trung gian, rồi qua cặp bánh răng

* Ưu điểm:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, bền

- Hiệu suất cao

* Nhược điểm:

- Người lái phải phối hợp điều khiển hệ thống ly hợp, sang số nên giảm tính

êm dịu, người lái phải thao tác nhiều khi chuyển số

2 Hộp số ly hợp kép (DCT - Dua Clutch Transmission)

Người đã sáng tạo ra hệ thống ly hợp kép là một kỹ sư ôtô người Pháp tên

là Adolphe Kegresse được biết đến nhiều nhất trong vai trò người đã phát triển loại xe half-track (với bánh lốp đằng trước và bánh xích phía sau), giúp chiếc

xe có thể vượt qua nhiều loại địa hình phức tạp Năm 1939, Kegresse đã có những ý tưởng đầu tiên về hệ thống hộp số trang bị ly hợp kép Nhưng không may là tình hình tài chính bất lợi đã ngăn cản kế hoạch phát triển xa hơn của dự

án này

Đến đầu những năm 80 khi hệ thống điều khiển điện tử phát triển, máy tính

đã tham gia vào quá trình chuyển số và DCT đã có điều kiện thuận lợi để phát triển xa hơn và Porsche đã đặt những nền tảng đầu tiên của mình trong việc nghiên cứu và phát triển hệ thống ly hợp kép Năm 1982, những mẫu xe đua được trang bị hệ thống ly hợp kép của Porsche đã giành được nhiều thành công trong các giải đua xe thế giới

Tuy nhiên hệ thống ly hợp kép chỉ được hạn chế lắp đặt trong các mẫu xe đua và hệ thống này chỉ được thương mại hóa khi Volkswagen là hang tiên phong trong việc sản xuất đại trà hộp số ly hợp kép Hiện nay những chiếc xe trang bị công nghệ DCT được bán chủ yếu ở thị trường Châu Âu với các hang sản xuất lớn như: Volkswagen, Audi, Porsche…

2.1 Cấu tạo và nguyên lý hoạt động

Sự khác biệt đầu tiên của hộp số DCT so với các loại hộp số khác đó là có

sử dụng bộ đôi ly hợp ma sát ướt Hai ly hợp được lồng vào nhau, một ly hợp nằm trong và một ly hợp nằm phía ngoài Bộ đôi ly hợp ở đây thuộc loại ly hợp

ma sát ướt, nghĩa là các đĩa ma sát được ngâm trong dầu và sự tách, nối của nó được điều khiển bằng cơ cấu chấp hành: thủy lực - điện từ Hai ly hợp này hoạt động hoàn toàn độc lập với nhau

Sự khác biệt thứ hai của DCT đó chính là hệ thống trục sơ cấp gồm hai trục đồng trục lồng nhau Trục thứ nhất (màu đỏ): một đầu (bên trái) liên kết với ly hợp thứ nhất (màu đỏ) bằng then hoa, trên thân trục bao gồm 3 bánh răng có kích thước khác nhau ăn khớp với các bánh răng trên trục thứ cấp, tạo ra các cấp số: 1, 3, 5 Trục còn lại (màu xanh) được chế tạo rỗng để bao bọc gọn hệ thống trục thứ nhất, một đầu lắp với ly hợp thứ hai (màu xanh), trên thân trục gồm 2 bánh răng trên trục thứ cấp thứ hai tạo ra 3 cấp số 2, 4, 6 và thêm một số lùi

Hình 1.3: Hộp số DCT

1: Bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai; 2: bánh răng thuộc bộ vi sai; 3: trục sơ cấp số1; 4: trục khuỷu động cơ; 5: trục sơ cấp số 2; 6: Ly hợp 2; 7: Ly hợp 1; 8: bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai; 9: bánh răng ăn khớp với bộ đồng tốc; BR: Cặp bánh răng số

Nguyên lý hoạt động: giả sử ở thời điểm hiện tại, xe đang di chuyển ở số 1, lúc này ly hợp 1 đóng (màu đỏ), ly hợp 2 (màu xanh) mở, khi đó dòng công suất được truyền từ động cơ qua ly hợp 1, đến trục sơ cấp 1,qua cặp bánh răng

số 1 và bộ đồng tốc tới trục thứ cấp và tới bộ vi sai (xem hình vẽ) Xe tiếp tục gia tăng tốc độ, máy tính sẽ tìm kiếm vị trí số kế tiếp, và bánh răng số 2 được chọn Khi người điều khiển chuyển số, ngay lập tức ly hợp 1 sẽ được ngắt, đồng thời ly hợp 2 đóng, và dòng công suất sẽ vẫn tiếp tục truyền từ động cơ tới ly hợp số 2, đến trục sơ cấp 2, qua cặp bánh răng số 2 đến bộ đồng tốc, truyền tới trục thứ cấp và dẫn động bộ vi sai Như vậy, thời gian chuyển từ số 1 lên 2 rất bé khoảng 200 miligiây, do vậy dòng mô-men gần như không bị ngắt quãng Cũng theo nguyên lý đó, khi người lái giảm số chu trình sẽ diễn ra ngược lại Toàn bộ quá trình chuyển số sẽ được máy tính kiểm soát và ra lệnh cho cơ cấu chấp hành chọn bánh răng và đóng hoặc ngắt từng ly hợp Người lái

có thể chọn chế độ tự động hoàn toàn hoặc chế độ điều khiển số tay Khi sử

dụng chế độ số tay, người lái cũng không phải mất thêm thao tác dùng chân trái

để điều hành bàn đạp ly hợp

Khối điều khiển: Dựa vào thông tin từ các cảm biến: cảm biến vị trí số, cảm biến tốc độ xe, cảm biến vị trí bướm ga, cảm biến tốc độ động cơ… đưa về, máy tính sẽ ra lệnh điều khiển thông qua cơ cấu chấp hành

Cơ cấu chấp hành: Trong DCT van điều khiển điện từ đóng vai trò là cơ cấu chấp hành, thực hiện việc đóng mở các đường dầu Van điều khiển từ bao gồm lõi thép từ, cuộn dây

2.2 Phân loại hộp số DCT

2.2.1 Theo loại ly hợp được sử dụng

a Hộp số sử dụng ly hợp ma sát khô

Hình 1.4: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát khô

b Hộp số sử dụng ly hợp ma sát ướt

+ Hai ly hợp lồng vào nhau (một ly hợp ở trong và một ly hợp ở ngoài)

Hình 1.5: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát ướt

+ Hai ly hợp đặt song song với nhau:

Hình 1.5: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát ướt

2.2.2 Theo số trục sơ cấp của hộp số

a Hộp số sử dụng 2 trục thứ cấp

Hình 1.6: Hộp số DCT sử dụng 2 trục thứ cấp

b Hộp số sử dụng 1 trục thứ cấp:

Hình 1.7: Hộp số DCT sử dụng 1 trục thứ cấp

* Ưu điểm:

- Giúp cho người lái cảm thấy thuận tiện, thoải mái khi lái xe

- Đường truyền công suất từ động cơ xuống hộp số gần như không bị ngắt quãng khi chuyển số, do đó làm tăng tính tiết kiệm nhiên liệu

- Chuyển số nhẹ nhàng, êm dịu

* Nhược điểm: - Cấu tạo phức tạp

Phần 2: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN LỰC

TRÊN Ô TÔ

1 Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế ly hợp hộp số MT

1.1 Phân tích lựa chọn kiểu ly hợp

Lựa chọn kiểu loại ly hợp phải dựa trên các ưu và nhược điểm của các loại

ly hợp sao cho phải đảm bảo tính kinh tế, đảm bảo hoạt động được êm dịu, tuổi thọ và độ tin cậy lớn Ngoài ra khi lựa chọn ly hợp còn phải dựa vào loại xe thiết kế tải trọng và momen cực đại do đông cơ sinh ra

Với xe tải có tải trọng nhỏ G = 7000 [kg], ta chọn loại ly hợp ma sát một đĩa

bị động, kiểu lò xo ép là đĩa nón cụt

Ly hợp ma sát cơ khí một đĩa bị động có kết cấu đơn giản, kích thước tương đối nhỏ gọn, dễ bảo dưỡng sửa chữa và thay thế, việc mở ly hợp dễ dàng, dứt khoát và mômen quán tính của phần tử bị động nhỏ nên ít ảnh hưởng đến việc gài số Ly hợp ma sát cơ khí một đĩa bị động được sử dụng phổ biến hầu hết trên các loại ô tô du lịch và xe tải có trọng lượng nhỏ

Ly hợp ma sát cơ khí kiểu lò xo ép đĩa nón cụt có nhiều ưu điểm:

Lò xo luôn làm nhiệm vụ đòn mở nên kết cấu gọn nhẹ, giảm trọng lượng xe Đặc tính của lò xo là phi tuyến, nên lực mở ly hợp rất nhẹ

Lực ép phân bố đều trên bề mặt ma sát do chỉ sử dụng một lò xo bố trí ở giữa, cho phép đĩa ma sát mòn đều hơn

Hình 2.1: Kết cấu ly hợp ma sát một đĩa lò xo đĩa nón cụt

A Đĩa ma sát; B- Bánh đà; C- Đĩa ép; D- Lò xo đĩa nón cụt; E- Vỏ ly hợp; F- Đinh tán; G- Vòng thép; H- Bulông định vị gờ; L- Ổ bi tỳ; M- Trục sơ cấp hộp số; N- Lò xo giảm chấn; S- Gờ định vị lò xo

1.2 Lựa chọn phương án dẫn động

Hiện nay trên ô tô đang sử dụng một số dạng dẫn động ly hợp sau

Loại dẫn động cơ khí: loại này có ưu điểm là chế tạo, bảo dưỡng sữa chữa đơn giản, làm việc tin cậy, giá thành rẽ tuy vậy nó có nhược điểm là trong trường hợp chổ ngồi của người lái ở xa ly hợp thì chiều dài và số lượng khâu khớp tăng lên làm giảm hiệu suất dẫn động, giảm độ cứng vững và tăng hành trình tự do của bàn đạp Ngoài ra khi dùng dẫn động cơ khí thì vấn đề làm kín sàn xe và truyền lực từ bàn đạp đến ly hợp phức tạp hơn đo động cơ đặt trên các gối đỡ đàn hồi

Dẫn động thủy lực có ưu điểm là hiệu suất cao, độ cứng vững cao nên giảm được hành trình tự do của bàn đạp dẫn động thủy lực còn hạn chế tốc độ dịch chuyển của đĩa ép khi đóng ly hợp đột ngột nhờ đó giảm được giá trị tải trọng động Dẫn động được ly hợp đặt xa so với người lái một cách dễ dàng mà không làm phức tạp kết cấu (vì chỉ cần tăng chiều dài đường ống dẫn dầu) tuy

vậy loại này cũng có nhược điểm là kết cấu phức tạp đòi hỏi độ kín khít cao, đắt tiền và làm việc kém tin cậy hơn so với loại dẫn động cơ khí

Đối với xe tải yêu cầu điều khiển chính xác, hiệu suất cao nên ta chọn ly hợp dẫn động thủy lực, còn có trợ lực hay không thi ta phải tính toán và xem xét

Hình 2.2: Sơ đồ ly hợp một đĩa ma sát dẫn động thủy lực 1- Bàn đạp ly hợp; 2- Thanh đẩy; 3- Xylanh chính; 4- Đường ống dẫn dầu; 5- Xylanh công tác; 6- Càng mở; 7- Bạc trượt; 8- Đĩa ép; 9- Đĩa ma sát; 10- Bánh đà

1.3 Lựa chọn phương án thiết kế hộp số

Ôtô cần thiết kế là ôtô tải, sử dụng nhiên liệu diesel và từ số liệu cho trước

ta có 2 phương án chọn kiểu/loại hộp số Đó là:

+ Hộp số 3 trục:

* Nhược điểm:

- Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian

- Trục thứ cấp phải bố trí gối lên trục sơ cấp thông qua ổ bi đặt bên trong phần rỗng của đầu ra trục sơ cấp, nên làm việc căng thẳng vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu

+ Hộp số 2 trục:

Trục sơ cấp gắn các bánh răng chủ động, trục thứ cấp gắn các bánh răng bị động

* Ưu điểm:

- Hiệu suất cao vì mỗi số chỉ qua 1 cặp bánh răng

- Kết cấu đơn giản

- Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu, hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ gần cầu chủ động

* Nhược điểm:

- Kích thước chiều ngang lớn hơn hộp số ba trục đồng tâm khi có cùng tỷ số truyền (ở hộp số đồng tâm, mỗi tỷ số truyền thì ít nhất qua hai cặp bánh răng nên kích thước gọn hơn nhưng hiệu suất thấp hơn trừ số truyền thẳng)

- Kích thước hộp số lớn sẽ kéo theo trọng lượng lớn, nhất là khi xe có tỷ số truyền lớn

- Không thể tạo ra được số truyền thẳng như hộp số nhiều trục mặc dù tỷ số truyền của một cấp số nào đó bằng một (i h = 1) , vì phải thông qua cặp bánh răng ăn khớp Điều đó có nghĩa là hiệu suất của mọi cấp số truyền này đều nhỏ hơn một

Từ kết quả phân tích những ưu nhược điểm của hai phương án trên cộng với

số liệu của sơ bộ của hộp số thiết kế ta chọn phương án hộp số thiết kế là hộp

số 3 trục cố định, có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm

2 Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế ly hợp hộp số DCT

2.1 Phân tích lựa chọn kiểu ly hợp

Phương án 1: Ly hợp ma sát khô

* Cấu tạo:

Phần chủ động: gồm các chi tiết bắt trực tiếp hoặc gián tiếp với bánh đà của động cơ: bánh đà , đĩa trung gian , vỏ ly hợp , đĩa ép và lò xo đĩa ly hợp số 1, đĩa ép và lò xo đĩa ly hợp số 2

Phần bị động: gồm các chi tiết lắp trực tiếp hoặc gián tiếp với trục sơ cấp của hộp số: đĩa bị động ly hợp số 1, đĩa bị động ly hợp số 2, 2 trục bị động ( 2 trục sơ cấp của hộp số)

Hình 2.3: Hệ thống ly hợp kép ma sát khô

1-Trục sơ cấp 1; 2-Đĩa ép ly hợp 1; 3-Đĩa ma sát ly hợp 1; 4-Bánh đà; Đĩa trung gian; 6-Đĩa ma sát ly hợp 2; 7- Đĩa ép ly hợp 2; 8-Vỏ trong ly hợp; 9-Ổ bi T ly hợp 2; 10-Trục sơ cấp 2; 11-Ổ bi T ly hợp 1;

5-12 - Lò xo đĩa ly hợp1; 13 - Lò xo đĩa ly hợp 2; 14 - Điểm tựa

Ly hợp số 2 đóng: ổ bi T của ly hợp số 2 sẽ được đẩy sang trái Sau khi khắc phục hết khe hở ổ bi T sẽ tì vào lò xo đĩa, làm cho lò xo đĩa xoay quanh điểm tựa trên vỏ ly hợp, đẩy đĩa ép ly hợp 1 sang trái, ép chặt đĩa ma sát 2 vào đĩa trung gian Khi này momen từ động cơ được truyền từ phần chủ động sang phần bị động của ly hợp thông qua các bề mặt ma sát của đĩa ma sát với đĩa ép

và đĩa trung gian(được lắp với bánh đà) Tiếp đó momen được truyền vào xương đĩa bị động, qua bộ giảm chấn đến moay ơ rồi truyền vảo trục sơ cấp số

vỏ ly hợp, các đĩa thép liên kết then hoa với vỏ ly hợp

- Phần bị động: gồm các chi tiết bắt trực tiếp hoặc gián tiếp với trục sơ cấp hộp số:

Moay ơ ly hợp 1, moay ơ ly hợp 2, các đĩa ma sát ly hợp 1, các đĩa ma sát

ly hợp 2

Hình 2.4: Hệ thống ly hợp ma sát ướt

1-Moay ơ ly hợp 1; 2-Moay ơ ly hợp 2; 3-Đĩa thép ly hợp 2; 4-Đĩa ma sát ly hợp 2; 5-Đĩa thép ly hợp 1; 6-Đĩa ma sát ly hợp 1; 7-Vỏ ly hợp; 8-Pittông ly hợp 1; 9-Pittông ly hợp 2; 10-Vỏ hộp số; 11: Trục sơ cấp 2; 12-Trục sơ cấp 1

đường cấp dầu và mở các đường xả, toàn bộ hệ thống dẫn động sẽ trở về vị trí ban đầu

* Ưu điểm:

+ Kích thước hộp số ngắn mà vẫn bố trí được nhiều cấp số do 1 bánh răng ở trục sơ cấp có thể ăn khớp với 2 bánh răng ở 2 trục thứ cấp (có khoảng cách khác nhau) để tạo ra 2 cấp số khác nhau

Phần 3: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH TỐC ĐỘ NGOÀI

Khi tính toán sức kéo ta cần xây dựng các đồ thị sau: Đồ thị cân bằng công suất động cơ xe N = f(v), đồ thị cân bằng lực kéo P = f(v), đồ thị nhân tố động lực học D = f(v), đồ thị gia tốc j = f(v)… Dựa vào những đồ thị trên mà ta có thể xem xét, đánh giá, so sánh khả năng, chất lượng động lực của ô tô, cũng như đưa ra những nhận định như: Tìm vận tốc lớn nhất của ô tô trên mỗi đoạn đường, tìm tỉ số truyền hợp lý nhất đối với từng loại đường, xác định khả năng tăng tốc, lên dốc, sức cản của đường mà xe có thể vượt qua ở từng tỉ số truyền với mức tải trọng nào đó

Bảng 3.1: Các thông số kỹ thuật xe tải

5 Số vòng quay ứng vớí công suất cực đại nN 2500 [v/p]

7 Số vòng quay ứng vớí mômen xoắn cực

8 Bán kính làm việc của bánh xe Rbx 0.431 [m]

10 Hệ số cản lớn nhất của mặt đường ψmax 0,55

2 Trọng lượng toàn bộ của ô tô

+ Đối với ô tô tải

G a = Go + n (Gp + Gl ) + Gt đm Trong đó:

Go - Trọng lượng bản thân ô tô

Gp - Trọng lượng một người

Gl - Trọng lượng hành lý cho mỗi người

n - Số người chở, kể cả người lái

Gtđm - Tải trọng định mức của ô tô tải

+ Phân bố trọng lượng:

Đối với ô tô vận tải loại 4 x 2 thông thường trọng lượng phân bố ra cầu

trước băng 25% - 30% trọng lượng phân bố ra cầu sau, nghĩa là:

Công suất động cơ thực tế thường được chọn trong khoảng 110-120% công suất động cơ lí thuyết, chọn công suất động cơ

Dựa trên công suất lí thuyết chọn Động cơ D6GA của hãng Huynhdai

HD240

+ Công suất cực đại: Nemax = 187553 (W)

+ Số vòng quay ứng với công suất: nN = 2500 (vòng/phút)

+ Mômen xoắn cực đại: Memax = 932 (N.m)

+ Số vòng quay ứng với mômen: nM = 1400 (vòng/phút)

4 Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài động cơ

- Để xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ ta sử dụng công thức thực nghiệm Lây – Đecman:

- Ne , ne : Là công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của

trục khuỷu ứng với mọt điểm bất kỳ ngoài đồ thị đặc tính ngoài

- Momen xoắn được xác định theo công thức sau:

Đơn vị các thông số là: ne: vòng/phút; Ne: KW; Me: N.m

Bảng 3.2: Giá trị thông số vòng quay, momen và công suất động cơ

Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢNCỦA HỆ

THỐNG ĐỘNG LỰC MT & DCT

1 Thông số cho trước

Bảng 4.1: Các thông số cho trước

5 Số vòng quay ứng vớí công suất cực đại nN 2500 v/p

7 Số vòng quay ứng vớí mômen xoắn cực đại nM 1400 v/p

8 Bán kính làm việc của bánh xe Rbx 0.431 m

10 Hệ số cản lớn nhất của mặt đường ψmax 0,55

2 Tính toán và thiết kế ly hợp MT

2.1 Tính toán momen ma sát yêu cầu của ly hợp

- Để truyền lực mà không bị trượt trong bất kỳ điều kiện sử dụng nào thì mô men ma sát của đĩa cũng như là của ly hợp phải luôn lớn hơn mô men cần truyền của động cơ

- Do đó, mômen ma sát yêu cầu của ly hợp được xác định theo [2]:

Mms=Memax.β [N.m] (2.1)

- Trong đó:

Mms : Mômen ma sát yêu cầu của ly hợp [N.m]

Memax : Mômen xoắn lớn nhất của động cơ [N.m] Đảm bảo cho ly hợp

được toàn bộ mô men quay của động cơ đến hệ thống

Theo số liệu đề cho thì ta có: Memax = 932 [N.m]

β : Hệ số dự trữ của ly hợp Hệ số này phải đủ lớn (β >1) để đảm bảo

nó ( khi các bề mặt ma sát bị dầu mở rơi và, khi các lò xo ep bị giảm đàn hồi, khi các tấm ma sát bị mòn v.v ) Tuy nhiên hệ số β cũng không được quá lớn,

vì như thế ly hợp không làm tốt chức năng bảo vệ an toàn cho hệ thống truyền lực khi quá tải Đối với xe tải, thì theo [2] thì trị số β nằm trong khoảng ( 1,6 – 2.25 ) Đối với xe thiết kế là xe tải có trọng lượng toàn bộ là 3000 [kg] có momen trung bình nên ta chọn hệ số dự trữ của ly hợp β = 2

- Như vậy: Mms = Memax.β = 932.2 = 1864 [N.m]

2.1.1 Xác định các thông số và kích thước cơ bản của ly hợp

2.1.2 Bán kính hình vành khăn của bề mặt ma sát đĩa bị động

Hình 4.1: Sơ đồ tính toán đĩa ma sát

- Theo [2] trang 2, ta xác định được bán kính ngoài R2 của bề mặt ma sát đĩa bị động ly hợp :

- Trong đó:

Zms : số đôi bề mặt ma sát, với một đĩa bị động thì Zms= 2

3 3tþtM ethx 2tZtttµtnt㌳t(䀀㌳Kt 3 )

3.2.932

3

2.2.0,3..2,5.10 5 (1− 0,58 ) 3

p: Áp suất làm việc của các bề mặt ma sát quyết định lượng mòn của các

bề mặt ma sát khi ly hợp trượt trong quá trình đóng ly hơp sau khi gài số

Trong tính toán thiết kế để đảm bảo tuổi thọ cho tấm ma sát thì chọn giá trị áp suất làm việc p nhỏ hơn hoặc bằng giá trị cho phép [p]=1,4.105  2,5.105

[N/m2] Do thiết kế ly hợp xe tải có điều kiện làm việc nặng nhọc nên cho p = 2,5.105 [N/m2]

Kr : Hệ số tỷ lệ giữa bán kính trong và bán kính ngoài bề mặt ma sát Kr

= R 䀀 có thể chọn theo kinh nghiêm như sau Kr = 0,53 - 0,75 Với xe tải có tốc

R 2

độ thấp ta có thể chọn Kr = 0,58

: Hệ số ma sát phụ thuộc vào nhiều yếu tố: vật liệu và tình trạng của đôi bề mặt ma sát, tốc độ trượt tương đối nhiệt độ và áp suất trên bề mặt ma sát Tuy vậy, không ảnh hưởng của các yếu tố nhiệt độ, tốc độ trượt.v.v nên khi tính toán chọn trong khoảng = (0,22 -0,3) Ta có thể chọn  = 0,3

- Thay các giá trị vừa chọn vào (2.2), ta tính được:

[mm]

 D2 ≤ 420 nằm trong giới hạn đường kính cho phép (theo sách [2] trang 3)

- Bán kính trong R1 được xác định thông qua hệ số tỷ lệ KR đã chọn khi tính toán bán kính ngoài R2 ở trên Theo [2] trang 4 ta có:

2.1.4 Lực ép của cơ cấu ép

- Lực ép cần thiết của cơ cấu phải tạo ra mà theo đó để đảm bảo áp suất làm việc đã chọn và thỏa mãn mô men ma sát yêu cầu Theo [2] trang 4, ta có:

F = .M e max

=> F =

.R tb Z ms

2.932 0,3.0,1574.2 = 19741.0378 [N]

(2.6)

2.1.5 Công trượt của ly hợp sinh ra trong quá trình đóng ly hợp

- Để đánh giá tuổi thọ của ly hợp theo điều kiện trượt, người ta dùng chỉ tiêu công trượt riêng, được xác định bằng công trượt trên một đơn vị diện tích làm việc của các bề mặt ma sát, kí hiệu lr [J/m2] theo [2] trang 4, ta có:

- Quá trình đóng êm dịu ly hợp bao giờ cũng kèm theo sự trượt giữa các đôi

bề mặt ma sát Sự trượt của ly hợp làm các bề mặt ma sát mòn, đồng thời sinh nhiệt nung nóng các chi tiết tiếp xúc với các bề mặt trượt Nếu cường độ trượt quá mạnh mẽ sẽ làm mòn nhanh các bề mặt ma sát và sinh nhiệt ra rất lớn, có thể làm mòn nhanh các bề mặt ma sát và nhiệt sinh ra rất lớn, có thể làm cháy

❖ Tính công trượt của ly hợp:

Hình 4.2: Mô hình tính toán công trượt ly hợp

Trong đó:

Je : Mô men quán tính khối lượng quy dẫn của bánh đà

Ja : Mô men quán tính khối lượng của xe qui dẫn vê trục ly hợp

ωe (t) : Biến thiên tốc độ góc trục khuỷu động cơ, [rad/s]

ωa (t) : Biến thiên tốc độ góc trục ly hợp, [rad/s]

Mms : Mô men ma sát của ly hợp, [N.m]

Ma : Mô men cản chuyển động của xe qui dẫn về trục ly hợp, [N.m]

2.1.5.1 Mô men quán tính khối lượng qui dẫn Ja [kg.m2]

- Mô men quán tính khối lượng qui dẫn Ja được xác định từ điều kiện cân bằng động năng khi ô tô đang chuyển động Theo [2] trang 5, ta có:

G m : Trọng lượng toàn bộ của rơ mooc hoặc đoàn kéo theo G m = 0

g : Gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s2]

 t: Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống truyền lực.Theo [2], trong tính toán ta có thể chọn t = (1,05 -1,06) Chọn t = 1,05

ih : tỷ số truyền của hộp số Tính tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1 (ih1) như sau:

- Theo [2] trang 42, ta xác định ih1 theo điều kiện kéo:

• Ψmax : Hệ số cản lớn nhất của đường Ta có Ψmax = 0,3

• ηt : Hiệu suất của hệ thống truyền lực Theo [1] trang 15, đối với xe tải

ηt = 0,85 – 0,89, có thể chọn ηt = 0,85

- Như vậy thay các giá trị trên vào công thức (2.10):

ih1≤ 0,55.68670.0,431

= 5,06932.4,066.0,85

- Kiểm tra tỷ số truyền ih1 theo điều kiện bám, theo [2] trang 43:

= > 2,76 ≤ ih1 ≤ 6,18 Chọn ih1 = 6

- Như vậy từ các đại lượng trên ta thay vào công thức (2.8), ta sẽ xác định được mô men quán tính qui dẫn về trục ly hợp Ja

Ja = ( 68670 + 0)

9,81

0,4312(6.1.4,067) 2 .1,05 = 2,3 [kg.m2]

2.1.5.2 Mô men cản chuyển động quy dẫn Ma [Nm]

-Mô men cản chuyển động của xe quy dẫn về trục ly hợp Ma, [Nm] Theo [2] trang 6 thì Ma được tính như sau:

• it: Tỷ số truyền chung hệ thống truyền lực ( it = ih1.ip.io )

• t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực Xe tải thì ta chọn t = 0,84

- Thay vào đại lượng vào công thức ( 2.12), ta có :

M a = (68670 + 0).0,03 + 0 0.431

24,4.0,84 = 43,78 [Nm]

2.1.5.3 Tính thời gian trượt ly hợp trong các giai đoạn

- Chọn cách tính theo thời gian trượt tổng cộng của ly hợp t0

- Chọn thời gian đóng ly hợp êm dịu theo [2] trang 6, t0=1,1÷2,5 [s] Để

emax 0

• e : tốc độ động cơ khi đóng ly hợp, khi tính toán lấy bằng tốc độ

góc ứng với mô men cực đại, theo [2] me = mn = [rad/s]

• Memax : Mô men xoắn lớn nhất động cơ

• Ja : Mô men quán tính khối lượng của ô tô quy dẫn về trục ly hợp

• Ma : Mô men cản chuyển động của ô tô qui dẫn về trục ly hơp

- Với kd đã chọn thì kd sẽ thõa mãn điệu kiện 0 < kd < 1.5β (0 < 0,45 < 3)

- Tính thời gian trượt t1 ,t2 ứng với kd1 =0,45

t2 =me㌳mh t2tJh =

kdtMethx㌳ Mh

(146,6 − 0).2.2,3 0,45.932 − 43,78 = 1,8 [s]

t1 = t2 Mh = 2,377

kdtMethx㌳ Mh

131,36 2,8782.932 −131,36 = 0,21 [s]

- Với kd2 = 4,9.10-3 giải ra ta được t1 và t2 mang giá trị âm nên kd2 loại

- Kiểm tra hệ số đặc trưng cho cường độ tăng mô men K [Nm/s]

K = Mh = 43,78 = 209,34 [Nm/s]

t䀀 0,21

2.1.5.4 Công trượt riêng cho ly hợp

- Để đánh giá tuổi thọ của ly hợp theo điều kiện trượt người ta dùng chỉ tiêu công trượt , được xác định bằng công trượt trên một đơn vị diện tích làm việc của các bề mặt ma sát kí hiệu lr (J/m2) Theo [2], ta xác định như sau:

• L: Công trượt của ly hợp

• Zms : Số đôi bề mặt ma sát Ly hợp một đĩa bị động nên Zms = 2

• R1, R2 : Lần lượt là bán kính trong và ngoài hình vành khăn bề mặt

ma sát

- Như vậy, thay các giá trị vào biểu thức (2.15) để ta tính công trượt riêng

lr = 202,13[KJ/m2]

33051,73 2..(0,1952 − 0,1132 ) = 209283,15 [J/m2] =

- Vậy, so với giá trị cho phép về công trượt riêng của xe tải (lr ≤ 800

[KJ/m2]), thì ly hợp thiết kế đạt yêu cầu về tuổi thọ cho ly hợp

2 1

2.1.6 Nhiệt sinh ra do trượt ly hợp

- Để tính toán kiểm tra công trượt riêng, ly hơp còn cần phải tính toán kiểm tra nhiệt độ nung nóng các chi tiết của ly hợp trong quá trình ly hợp để đảm bảo

sự việc bình thường của ly hợp, không ảnh hưởng nhiều đến hệ số ma sát không gây nên sự cháy các tấm ma sát hoặc không ảnh hưởng đến sự đàn hồi của lò xo ép

- Với ly hợp 1 đĩa, nhiệt sinh ra còn làm nung nóng đĩa ép được xác định theo [2] như sau:

Trong đó:

• L: Công trượt của toàn bộ ly hợp [J]

•  : Hệ số xác định phần nhiệt để nung nóng đĩa ép, với ly hợp 1 đĩa

bị động thì  = 0, 5

• m : Khối lượng chi tiết bị nung nóng [Kg]

• c : Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng , với vật liệu bằng thép hay bằng gang có thể lấy c = 481,5 (J/KgoK)

•  T : Độ tăng nhiệt độ cho phép của chi tiết nung nóng [oK] Độ tăng nhiệt độ cho phép của chi tiết, tính toán đối với mỗi lần khởi hành của ô tô không được vượt quá 10 oK

- Từ đó, tính được khối lượng đĩa ép tối thiểu phải: ` m  v.L

c.T

m  0,5.33051,73 = 3,43 481,5.10 [Kg]

2.1.7 Bề mặt tối thiểu đĩa ép (theo chế độ nhiệt)

- Bề dày tối thiểu của đĩa ép  (m) được xác định theo khối lượng tính toán chế độ nhiệt (m) ở trên có thể được xác định theo công thức:

 

.( R

m

2.1.8 Tính toán và chọn các thông số cơ bản của cơ cấu ép

- Lò xo ly hợp được chế tạo bằng thép Silic 60C, 60 C2A hoặc thép mangan

65 hay các bon 85 có ứng suất cho phép []= 650 ÷ 850 [MN/m2] và []=1000 [MN/m2]

- Lò xo được tính toán nhằm đảm bảo lực ép F cần thiết cho ly hợp Kích thước của lò xo đĩa nón cụt còn phải đảm bảo điều kiện bền và chức năng của đòn mở

2.1.8.1 Lực ép cần thiết của lò xo đĩa nón cụt

- Lực ép cần thiết của lò xo đĩa côn nón cụt được xác đinh theo [2] như sau:

Trong đó:

• ko : hệ số giãn nở nới lỏng của lò xo Chọn ko = 1,05 ( 1,05 ÷ 1,08 )

• F : lực ép của cơ cấu ép

- Thay các giá trị vào công thức (2.18 ) ta được công thức lực ép cần thiết của lò xo như sau :

Flx =19741,04.1,05 = 20728,1 [N]

2.1.8.2 Kích thước cơ bản và đặc tính của lò xo ép đĩa nón cụt xẻ rãnh

- Sơ đồ tính toán lò xo đĩa nón cụt có xẻ rãnh hướng tâm hình 2.5 Lực nén

do lò xo nón cụt tạo ra Flx để ép lên đĩa ép nhằm tạo ra mô men ma sát cho ly hợp được xác định theo các thông số của lò xo

Hình 4.3: Sơ đồ tính toán lò xo đĩa nón cụt

- Lực ép do lò xo nón cụt tạo ra, theo [2] trang 15 ta có: