tính toán thiết kế hệ thống truyền lực trên ô tô

Ch­¬ng Iii tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng truyÒn lùc th­êng 47 Ch­¬ng Iii tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng truyÒn lùc th­êng 3 1 s¬ ®å cÊu tróc tiªu biÓu cña hÖ thèng vµ c¸c ph­¬ng ¸n CÊu tróc hÖ thèng Dßng t.

-47-

Ch-ơng Iii : tính toán thiết kế hệ thống truyền lực th-ờng 3.1 sơ đồ cấu trúc tiêu biểu của hệ thống và các ph-ơng án

- Cấu trúc hệ thống : Dòng truyền công suất nh- sau :

Động cơ → ly hợp → hộp số → các đăng → vi sai → bán trục → moayơ cầu xe

→bánh xe

Hình 3.1 Hệ thống truyền lực th-ờng

- Các ph-ơng án :

+ Động cơ đặt tr-ớc,bánh tr-ớc chủ động :

7.Càng mở; 8.Lò xo hồi vị càng mở; 9.Lò xo ép; 10.Vỏ ly hợp; 11.Đĩa ép

3.2.1.2 Tải trọng tính toán :

Ly hợp phải thiết kế với các kích th-ớc có thể truyền mô men lớn hơn mô men của động cơ một ít Làm nh- vậy để ly hợp có thể truyền đ-ợc hết mô men của động cơ đến hệ thống truyền lực mà không bị tr-ợt mặc dù tấm ma sát bị dầu nhờn rơi vào hay khi làm việc bị mòn hoặc các lò xo ép bị mất tính chất đàn hồi một chút

Mô men ma sat ly hợp Mc đ-ợc xác định theo công thức:

M c =  M emax (3- 1)

Nếu chọn  nhỏ thì không đảm bảo truyền hết mô men Nếu chọn  quá lớn thì

ly hợp không làm nhiệm vụ của cơ cấu an toàn

Th-ờng lấy với ô tô du lịch  =1,31,5

Th-ờng lấy với ô tô tải không rơ mooc  =1,31,5

Th-ờng lấy với ô tô tải kéo rơ mooc =1,31,5

3.2.2 Xác định kích th-ớc cơ bản và thiết kế chi tiết :

1

t M

2 2 )

M L L

b

i i i

r



.

ë ®©y:

 là hiệu suất của hệ thống truyền lực

+ m tốc độ góc của động cơ lấy t-ơng ứng với mô men cực đại của động cơ, rad/s + a tốc độ góc của trục ly hợp ( rad/s )

+ Ja mô men quán tính của ôtô quy dẫn về trục ly hợp đ-ợc xác định theo công thức:

Ja=

2 2 0

.( )

Với:

k: là hệ số tỷ lệ kể đến nhịp độ tăng mô men Ml khi đóng ly hợp, đ-ợc xác định theo thực nghiệm

R1 - là bán kính ngoài của đĩa bị động

R2 - là bán kính trong của đĩa bị động

Do đó:

i R

Me P

tb .

max

D2 = 2 2 = 3 , 16 e max (3-5) Trong đó:

C - là hệ số kinh nghiệm

Đối với ô tô du lịch C = 4,7

Đối với ô tô vận tải trong diều kiện bình th-ờng C = 3,6

Đối với ô tô tải trong điều kiện vân tải nặng C =1,9

Từ D2 ta tính đựơc R2

- Bán kính trong của đĩa ma sát đựơc tính:

R1=(0,530,75).R2 (3- 6) Cần chú ý chọn R1 và R2 cho hợp lý để đĩa ma sát màn đều

- Kiểm tra áp suất sinh ra trên bề mặt đĩa ma sát

Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát khi làm việc theo công thức:

[ ]

2

.

2 max

q i b R

M q

b là bề rộng tấm ma sát gán trên đĩa bị động ( b =R2 - R1 )

 q là áp suất cho phép lên bề mặt,  q = 150 – 250 KN/m2

3.2.2.3 Kiểm tra công tr-ợt riêng

Để đánh giá hao mòn của đĩa ma sát phải xác định công tr-ợt riêng theo công thức:

[ ]

i F

L

l =  (3- 8) Trong đó:

53

Công tr-ợt riêng cho phép đ-ợc xác định loại ô tô nh- sau:

+ Ô tô con : [ l0 ] = 1000 – 1200 KJ/m2

+ Ô tô tải có tải trọng trên 50 KN : [ l0 ] = 400 – 600 KJ/m2

+ Ô tô tải có tải trọng d-ới 50 KN : [ l0 ] = 150 – 250 KJ/m2

3.2.2.4 Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết

Công tr-ợt sinh ra làm nóng các chi tiết: lò xo, đĩa ép Do đó phải kiểm tra nhiệt

độ các chi tiết bằng cách xác định độ gia tăng nhiệt độ theo công thức:

C

m C

L T

t

0

273

+

= 

(3- 9) Trong đó:

T: nhiệt độ chi tiết tính toán

: hệ số xác định phần công tr-ợt dùng nung nóng chi tiết cần tính đối với đĩa ép ngoài

=21n với n là số l-ợng đĩa bị động

C: nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng C = 500J/kg.độ

t

m : khối l-ợng chi tiết bị nung nóng

Gt: trọng l-ợng chi tiết bị nung nóng

3.2.3 Thiết kế dẫn động ly hợp

Dẫn động ly hợp th-ờng gồm hai loại :

+ Loại ly hợp th-ờng đóng: Để điều khiển ly hợp th-ờng đóng ng-ời ta dùng dẫn

động ly hợp loại cơ khí hoặc cơ khí có c-ờng hoá thuỷ lực hay c-ờng hoá chân không + Loại ly hợp không th-ờng đóng

Hầu hết các xe ô tô ở n-ớc ta hiện nay là sử dụng loại điều khiển ly hợp th-ờng

đóng vì vậy khi thiết kế các nhà thiết kế cũng chủ yếu chú ý đến tr-ờng hợp này

3.2.3.1 Đối với dẫn động cơ khí không có c-ờng hoá

Sơ đồ dẫn động ly hợp cơ khí không có c-ờng hoá biểu thị trên sơ đồ hình 3.4

Đối với dẫn động cơ khí tỷ số truyền của hệ dẫn động và hành trình bàn đạp đ-ợc xác định nh- sau:

c b

a

. (3- 10) Trong đó :

a i

S =  +  = +  (3- 11) Trong đó:

l: là khe hở của đĩa ép cần thiết để mở ly hợp (=(1,52)mm)

55

3.2.3.2 Đối với dẫn động cơ khí có c-ờng hoá

Sơ đồ ly hợp dẫn động cơ khí có c-ờng hoá đ-ợc biểu thị trên sơ đồ hình

.

d

d g

e d

c b

a

(3- 12) + Hành trình bàn đạp

Hành trình toàn bộ của bàn đạp xác định theo công thức:

. 2 1 0 [ ]

1

2 2

t c

d

d d

c b

a i

M

tb

e

.



ic: tỷ số truyền chung của hệ dẫn động

k: hiệu suất của cơ cấu dẫn động.( k=0,80,85)

bd

Q

[ ] : lực đạp cần thiết của ng-ời lái để mở ly hợp

.

2 2

2 1

1 max 1

r r

r M

2

2 2

2 1

2 max 2

r r

r M

+

= (3- 15) Trong đó :

F1 là lực tác dụng đinh tán ở vòng trong

F2 là lực tác dụng đinh tán ở vòng ngoài

- Đinh tán đựơc xác định theo ứng suất cắt và chèn dập:

[ ]

4

.

2 1

1

c

d n

 =  ; KG/cm2 (3- 16) Trong đó :

.4

2 1

max ,

c

e c

d D b L z z

.

.

2 2 2 1

max

cd e

cd

d D L z z

Memax : mô men cực đại của động cơ

Z1 :số l-ợng may ơ riêng biệt

Z2: số then hoa của moay ơ

L : chiều dài của moay ơ

D,d : đ-ờng kính và đ-ờng kính trong của moay ơ

b : bề rộng của một then hoa

58

Hình 3.7 Sơ đồ biểu thị sự biến đổi của lò xo ép ly hợp

- Lúc ly hợp đóng, lò xo ép chịu lực ép làP là lực ép tổng cộng của lò xo

.

2 , 0

d n

d G l

l

p l

n0: số vòng làm việc của lò xo

- Đ-ờng kính của dây lò xo xác định theo công thức:

].[

4,0

.]

.[

4,0

,

x

lx x

d

D p d

 : khe hở cực tiểu của lò xo khi mở ly hợp

- Kiểm tra ứng suất cắt của lò xo :

8

p lx

(3- 20)

K là hệ số tập trung ứng suất : K=

C C

C 0 , 615 4

4

1 4

59

3.2.4.4 Lò xo giảm chấn

Đ-ợc đặt ở đĩa bị động để tránh cộng h-ởng ở tần số cao của dao động xoắn

Mô men cực đại ép lò xo giảm chấn tính theo công thức:

g h

b b e

i i i

r G M

.

.

1 0 max



= (KG.cm) (3- 21) Trong đó:

P1: lực ép của lò xo giảm chấn

Z1: số l-ợng lò xo giảm chấn đặt trên moay ơ

3 ,

(3- 22) Trong đó :

D’:là đường kính trung bình của lò xo

d’:đường kính dây lò xo

P1 : lực cực đại tác dụng lên lò xo giảm chấn

3.2.4.5 Trục ly hợp

Trục ly hợp của ô tô cũng chính là trục sơ cấp của hộp số

Lực tác dụng lên trục ly hợp gồm lực vòng, lực h-ớng kính, lực chiều trục Ngoài

ra trục còn chịu mô men xoắn ở vị trí lắp then hoa với đĩa bị động

- ứng suất tổng hợp:

[ ]

1 ,

2 2

th x

u th

d

M M



 = +  (3- 23)

Trong đó:

60

d: đ-ờng kính trục tại tiết diện đang tính

th

 : ứng suất xoắn tổng hợp tại tiết diện đang tính

Mu: mô men uốn tác dụng lên trục

Mx: mô men xoắn tác dụng lên trục

3.3 Tính toán thiết kế hộp số có cấp

3.3.1 Sơ đồ cấu trúc và tải trọng tính toán :

- Sơ đồ cấu trúc của hộp số 3 trục với 5 số tiến nh- sau :

 - tỷ số truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ k đang tính

Tr-ờng hợp, nếu mô men tính từ động cơ lớn hơn mô men tính từ điều kiện bám thì mô men tính toán xẽ đ-ơc chọn theo điều kiện bền và đ-ợc xác định theo công thức:

hk c p hk

bx t

i i i i

r G

61

re – bán kinh hộp phân phối, truyền lực chính và truyền l-c cuối

rs – bán kính bánh sao

ihk – tỷ số truyền hộp số tính từ chi tiết thứ k đang tính đến trục thứ cấp hộp số

ip, io, ic – tỷ số truyên của cuối cùng)

3.3.2 Xác định các kích th-ớc cơ bản và thiết kế chi tiết

3.3.2.1 Chọn tỷ số truyền

Tỷ số truyền của hộp số ô tô xác định bằng tính toán lực kéo

+ Tỷ số truyền ở tay số I xác định theo công thức :

tl e

bx h

i M

r G i





.

.

0 max

max

1 =

( 3- 26) Trong đó :

max

 là hệ số cản chuyển động lớn

G là trọng l-ợng toàn bộ của ô tô

rbx là bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, m

Memax Mô men cực đại của động cơ

i0 là tỷ số truyền của truyền lực chính

tl

 là hiệu suất của truyền lực

Tỷ số truyền của truyền lực chính

65 , 2

Đối với ô tô vận tải  = 40 − 50

+ ở hộp số 3 cấp với số III là số truyền thẳng :

62

3.3.2.2 Chọn khoảng cách trục (A)

Đối với hộp số có trục cố địch khoảng cách trục A xác định theo công thức kinh nghiệm:

Đối với hộp số ô tô tải sử dụng động cơ xăng: a = 17 - 19,5

Đối với hộp số ô tô tải sử dụng động cơ diezel: a = 20,5 - 21,5

Đối với hộp số phụ và hộp số phân phối: a = 17 - 21,5

3.3.2.3 Chọn mô đun pháp tuyến của các bánh răng hộp số m n

Việc chọn mô đun răng còn thống nhất đối với các bánh răng trong cùng hộp số để

đơn giản công nghệ chế tạo và sửa chữa Để giảm trọng l-ợng hộp số khi có cùng khoảng cách trục, nên tăng mô đun và giảm chiều rộng vành răng

Mô đun pháp tuyến của vành răng có thể chọn theo tiêu chuẩn hoặc theo bảng

Bảng Mô đun pháp tuyến m n các bánh răng hộp ô tô theo mô đun động cơ

Mô men xoắn lớn nhất của động cơ

)1.(

cos 2+

=

i z

A m

a



(3- 29) Trong đó :

A i

n

a (3-30) Trong đó:

ia – tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp, đối với các hộp số ô tô hiện nay th-ờng có giá trị ia = 1,6 - 2,5

– góc nghiêng răng của căp bánh răng luôn ăn khớp, góc đ-ơc gọi là góc trung bình:

a đ-ợc quy tròn sau đó tính chính xác lại tỷ số truyền ia và khoẳng cách giữa các trục trong hộp số:

1.cos

i m

i m

A z

i m

A z

i m

A z

; (3- 34) Với z1, z2, z3, z4, - số răng của các bánh răng chủ động t-ơng ứng với số truyền 1,

2, 3, 4,… trên trục trung gian

z , ' 2

z , ' 3

z , ' 4

z ,… số răng của các bánh răng bị động t-ơng ứng với số truyền 1, 2, 3, 4,… trên trục thứ cấp của hộp số

Số răng '

1

z , ' 2

z , ' 3

z , ' 4

z ,… cũng đ-ợc quy tròn và tính lại chính xác tỷ số truyền i1, i2

3.3.3 Thiết kế dẫn động số :

Cơ cấu gài số của hộp số giúp di chuyển các bánh răng của hộp số hoặc di chuyển

bộ đồng tốc khi gài số hoặc nhả số Cơ cấu sang số của hộp số gồm: cần số, ống tr-ợt, càng sang số, lò xo định vị, chốt hãm và khoá bảo hiểm số lùi

Cần số trên làm nhỏ và to dần ở đầu d-ới theo dạng hình cầu lắp qua lỗ ở hộp số

Để tránh cần số xoay lung tung khi sang số nên ở cần số ta có bố trí chốt hãm ở nắp hộp số ta khoan các lỗ để lắp ống tr-ợt, trên ống tr-ợt ta lắp càng sang số và đầu gạt số

Đầu d-ới cần số cắm vào lỗ khuyết ở đầu gạt số Càng sang số có thể di động trong rãnh lõm của các bánh răng di động và bộ đồng tốc Muốn sang số, ta đẩy đầu cuối trên cần

số vào vị trí nhất định, đầu cuối d-ới cần số qua đầu gạt di chuyển ống tr-ợt cùng với càng sang số và bánh răng gài số vào số cần thiết Để giữ các bánh răng của hộp số ở

đúng vị trí gài số hay vị trí trung gian ở cần số có lắp khoá hãm

Khóa hãm gồm có hòn bi với lò xo nằm trong rãnh ở nắp hộp số Trên con tr-ợt

có nhiều lỗ khuyết, số l-ợng lỗ khuyết đó t-ơng ứng với số l-ợng số cần gài bởi ống tr-ợt và có một rãnh dành cho vị trí trung gian

ở vị trí gài số hay vị trí trung gian, d-ới tác động của lò xo, hòn bi di chuyển vào chỗ lõm và hãm ống tr-ợt ở vị trí nhất định Để di chuyển ống tr-ợt khi sang số cần phải

có một lực đủ để kéo hòn bi ra khỏi chỗ lõm

Trong khi sang số, đầu d-ới cần số có thể lắp vào chỗ nối của hai đầu gạt số, do

đó sẽ di chuyển hai ống tr-ợt cùng một lúc, và nh- vậy sẽ gài 2 số một lúc Để ngăn ngừa việc gài hai số cùng một lúc có thể làm gãy răng ta có bố trí các chốt hãm Chốt hãm chế tạo theo dạng hình tròn hoặc thỏi dài, lắp vào trong rãnh ở giữa các ống tr-ợt ở các ống tr-ợt có khoan các chỗ lõm đối diện với rãnh của chốt hãm khi chúng ở vị trí t-ơng ứng với vị trí trung gian Chiều dài thân cái hãm hoặc tổng số đ-ờng kính của hai hòn bi bằng khoảng cách giữa các ống tr-ợt cộng với một chỗ lõm Việc di chuyển một trong các ống tr-ợt không thể thực hiện đ-ợc chừng nào một phần hòn bi hay đầu cuối của thân khoá hãm ch-a nằm gọn vào lỗ lõm của ống tr-ợt bên cạnh và ch-a đ-ợc hãm lại

Để ngăn ngừa tình trạng vào nhầm số lùi khi đang đi số tiến, ở cần số ta có lắp khoá bảo hiểm số lùi, khoá bảo hiểm gồm có piston với lò xo lắp ở đầu gạt số Khi muốn sang số lùi ta cần dùng một lực lớn để đẩy cần số

tp c ms d u

K m

b

P K

K K K

m z

M r

M P

b – chiều rộng làm việc của vành răng (m);

mntb – mô đun pháp tuyến ở tiêt diện trung bình (m)

Hệ số dạng răng (y) đ-ợc chọn phụ thuộc hệ số dịch chỉnh của răng

Đối với bánh răng không điều chỉnh có thể chọn số liệu ở bảng IV-2 sách TKTT- ô tô máy kéo của (Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Phùng)

Kd – hệ số tải trọng động bên ngoài:

Đối với ô tô vận tải: Kd = 2,0 - 2,5

Đối với ô tô con: Kd = 1,5 - 2,0

Đối với ô tô vận tải có tính cơ động cao: Kd = 2,5 - 3,0

Kms – hệ số tính đến ma sát:

Đối với bánh răng bị động: Kms=0,9

Kc – hệ số tính đến độ cứng vững của trục

Đối với bánh răng công-xôn ỏ trục sơ cấp: Kc=1,2

Đối với bánh răng tr-ợt ở trục thứ cấp: Kc=1,1

Đối với bánh răng luôn ăn khớp khi trục có độ cứng bình th-ờng: Kc=1

Ktp – hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các b-ớc răng khi gia công gây nên

Ktb = 1,1- 1,3 (trị số nhỏ dùng cho số truyền thấp)

Kgc – hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc l-ợn

Nếu góc l-ợn đ-ợc mài: Kgc=1

66

Nếu góc l-ợn không đ-ợc mài: Kgc=1,1

K – hệ số tính đến ảnh h-ởng của độ trùng khớp đối với sức bền của răng Đối với răng thẳng K = 1

Tại đây ứng suất uốn cho phép của các bánh răng hộp số có các trục cố định:

 u =(350 - 850) MN/m2: Đối với bánh răng số I và số II

 u =(150 - 450) MN/m2: Đối với bánh răng số III và số IV, V

 u =(300 - 1200) MN/m2: Đối với bánh răng số lùi

(giá trị nhỏ dùng cho xe du lịch)

b Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc

Các bánh răng đ-ợc tính bên tiếp xúc theo chế độ tải trọng lớn nhất Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, ứng suất tiếp xúc tính theo công thức t-ơng ứng với chế độ tải trọng: Đối với ô tô lấy bằng 0,5Mt

r r b

11cos.sin'

cos.418,

Với:

– góc nghiêng đ-ờng răng

P – lực vòng, MN

E – mô đun đàn hồi, đối với thép: E=(0,2 - 0,22) MN/m2

b’ – chiều dài tiếp xúc răng, m

– là góc ăn khớp

r1; r2 – bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động, m

Dấu (+): Đối với căp bánh răng ăn khớp ngoài

Dấu (-): Đối với cặp bánh răng ăn khớp trong

Với Memã là mô đun xoắn lớn nhất của động cơ, Nm

- Trục trung gian

d2 = 0,45.A ;

2

2

l d

= 0,16 – 0,18 (3 -39)

67

Với : d 2, l2 là đ-ờng kính và chiều dài trục trung gian (mm)

Với A là khoảng cách trục, mm

Với A là khoảng cách trục, mm

3.3.4.3 Tính toán các trục tr-ợt số của hộp số

Sau khi chọn sơ bộ đ-ờng kính, chiều dài và vẽ sơ đồ, trục hộp số phải đ-ợc tính toán theo: uốn, xoắn

+ Xác định các lực tác dụng từ bánh răng lên trục ở các số truyền

Trong tr-ờng hợp chung thì lực tác dụng lên trục gồm những lực sau:

tg

; Q=P.tg (3- 41) Với :

68

 = 2 +2 2  

.1,

0 d

M

(3- 42)

Với d là đ-ờng kính trục tới tiết diện cần tính, mm

Đối với trục then hoa d là đ-ơng kính trong của then hoa

C=Rtđ(n.h)0,3.Kk.Kđ.Kt (3- 43) Trong đó:

C – hệ số khẳ năng làm việc của ổ bi

n – số vòng quay tính toán của trục mà trên đó lắp ổ bi

Số vòng quay n đ-ợc xác định cho xe du lịch khi chạy với vận tốc 50km/h và xe tải với vận tốc 30km/h

Kk – hệ số phụ thuộc vào vòng trong hay vòng ngoài của ổ bi quay Khi vòng trong quay, chọn Kk = 1,0; khi vòng quay ngoài, chọn Kk =1,1, ổ bi khác chọn Kk = 1,35

Kđ – hệ số tính đến tải trọng động tác dụng lên ổ bi, chọn nh- sau: