PBL3 THIẾT KẾ Ô TÔ SVTH NHÓM 5 1 MỤC LỤC Lời nói đầu CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TRÊN Ô TÔ 1 Hộp số thường (MT) 1 1 Phân loại hộp số thường được phân loại 5 1 2 Cấu tạo của hộp số thường (loại 3 trụ.
PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ MỤC LỤC Lời nói đầu CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TRÊN Ô TÔ Hộp số thường (MT) 1.1 Phân loại hộp số thường phân loại 1.2 Cấu tạo hộp số thường (loại trụ 1.3 Nguyên lý hoạt động Hộp số ly hợp kép (DCT) 2.1 Cấu tạo nguyên lý hoạt động 2.2 Phân loại hộp số DCT 5 10 2.1.1 Theo loại ly hợp sử dụng 10 2.2.2 Theo số trục sơ cấp hộp số 12 CHƯƠNG 2:PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN LỰC Phân tích lựa chọn phương án thiết kế ly hợp hộp số MT 14 1.1 Phân tích lựa chọn kiểu ly hợp 14 1.2 Lựa chọn phương án dẫn động 15 1.3 Lựa chọn phương án thiết kế hộp số 16 Phân tích 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 20 CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN ĐỘNG LỰC HỌC Ơ TƠ Xây dựng đồ thị đặc tính tốc độ động đốt 22 24 Xác định tốc độ cực đại xe Vmax CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC MT Thông số cho trước Tính tốn động học hộp số khí MT 27 27 2.1 Xác định tỷ số truyền truyền lực 27 2.2 Xác định tỷ số truyền sơ hộp số 28 2.3 Tính tỷ số cấp hộp số 29 2.4 Xác định khoảng cách trục hộp số bánh 29 SVTH: NHÓM PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ 2.5 Xây dựng đường đặc tính kéo 30 2.6 Xây dựng đặc tính nhân tốc động lực học 31 2.7 Khả vượt dốc xe 32 2.8 Khả tăng tốc xe 33 Tính tốn thiết kế ly hợp MT 36 3.1 Tính tốn momen ma sát u cầu ly hợp 36 3.2 Bán kính hình vành khăn bề mặt ma sát đĩa bị động 37 3.3 Xác định diện tích bán kinh trung bình hình vành khăn ma sát 38 3.4 Lực ép cấu ép 38 3.5 Công trượt cua ly hợp sinh q trình đóng ly hợp 38 3.5.1 Momen quán tính khối lượng quy dẫn Ja [kg m2 ] 39 3.5.2 Momen cản chuyển động quy dẫn Ma [Nm] 40 3.5.3 Tính thời gian trượt ly hợp giai đoạn 40 3.5.4 Công trượt riêng cho ly hợp 41 3.6 Nhiệt sinh trượt ly hợp 41 3.7 Bề mặt tối thiểu đĩa ép (theo chế độ nhiệt) 42 3.8 Tính tốn chọn thơng số cấu ép 42 3.8.1 Lực ép cần thiết lị xo đĩa nón cụt 43 3.8.2 Kích thước đặc tính lị xo ép đĩa nón cụt 43 3.8.3 Kích thước địn mở lị xo ép đĩa nón cụt xẻ rãnh 46 Tính tốn điều khiển ly hợp 4.1 Xác định thông số điều khiển ly hợp không trợ lực 47 47 4.1.1 Xác định hành trình bàn đạp 47 4.1.2 Xác định lực cần thiết lên bàn đạp 48 4.2 Xác định thông số điều khiển ly hợp có trợ lực 49 4.2.1 Xác định lực trợ lực 49 4.2.2 Xác định đường kính xy lanh trợ lực 49 4.2.3 Hành trình bàn đạp có trợ lực 50 SVTH: NHĨM PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ CHƯƠNG : TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC DCT Thông số cho trước 51 Tính tốn động học hộp số ly hợp kép DCT 51 2.1 Xác định tỷ số truyền truyền lực 51 2.2 Xác định tỷ số truyền sơ hộp số 52 2.3 Tính tỷ số cấp hộp số 53 2.4 Xác định khoảng cách trục hộp số bánh 53 2.5 Xây dựng đường đặc tính kéo 55 2.6 Xây dựng đặc tính nhân tốc động lực học 56 2.7 Khả vượt dốc xe 57 2.8 Khả tăng tốc xe 58 Tính tốn thiết kế ly hợp kép DCT 3.1 3.2 Kích thước đĩa ly hợp L1 Tính kích thước đĩa ly hợp L2 61 61 64 Tài liệu tham khảo SVTH: NHÓM PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ CHƯƠNG I TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TRÊN ƠTƠ Các hộp số ơtơ dùng để thay đổi tỷ số động cầu chủ động Nói cách khác khơng có hộp số, xe chạy tốc độ với tốc độ cực đại định Ngoài khả tăng tốc từ xuất phát với khả leo dốc xe bị hạn chế khơng sử dụng hộp số Vì hộp số sủ dụng hệ thống bánh khác từ thấp đến cao để biến momen xoắn động phù hợp với điều kiện vận hành( khởi hành, tăng tốc, leo dốc…) Các số cài theo cách thông thường tay tự động Hộp số thường (MT) 1.1 Phân loại hộp số thường phân loại theo số trục hộp số - Hộp số trục - Hộp số trục 1.2 Cấu tạo hộp số thường (loại trục) Hình 1.1: Hộp số thường SVTH: NHÓM 5 PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ Hình 1.2: Sơ đồ hộp số thường loại trục Trục sơ cấp trục thứ cấp bố trí đồng trục với nhau, trục trung gian Các bánh Z1 , Z , Z , Z , Z L1 , Z L , Z a , Z1 , Z 2 , Z3 , Z 4 , Z L1 , Z a bánh Z a chế tạo liền với trục sơ cấp Các bánh trục thứ cấp Z1 , Z 2 , Z3 , Z 4 quay trơn trục Còn bánh Z1 , Z , Z , Z , Z a trục trung gian cố định trục Các ống gài liên kết then hoa với trục có vấu phía để ăn khớp với bánh cần gài 1.3 Nguyên lý hoạt động -Vị trí tay số 1: Khi gạt cần sang bên trái, lúc này, momen truyền từ trục sơ cấp qua cặp bánh ăn khớp za-za’, trục trung gian, cặp bánh số trục thứ cấp -Vị trí tay số 2: Gạt cần sang bên phải, momen truyền từ trục sơ cấp qua cặp bánh ăn khớp, đến trục trung gian, qua cặp bánh sô đến trục thứ cấp -Vị trí tay số 3: Gạt cần sang bên trái, momen từ trục sơ cấp truyền qua cặp bánh ăn khớp, đến trục trung gian, qua cặp bánh số tới trục thứ cấp SVTH: NHĨM PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ -Vị trí tay số 4: Khi gạt cần sang bên phải, momen truyền từ trục sơ cấp, qua cặp bánh ăn khớp, tới trục trung gian, qua cặp bánh số trục thứ cấp -Vị trí tay số 5: Khi gạt cần sang bên trái, lúc này, trục sơ cấp thứ cấp nối với nhau, momen truyền thẳng từ trục sơ cấp sang trục thứ cấp -Vị trí tay số lùi: Gạt cần sang bên phải, momen truyền từ trục sơ cấp, qua cặp bánh ăn khớp, tới trục trung gian, qua cặp bánh Z L1-ZL1’, ZL2Z1’, tới trục thứ cấp 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 chuyển số Hộp số ly hợp kép (DCT) Người sáng tạo hệ thống ly hợp kép kỹ sư ôtô người Pháp tên Adolphe Kegresse biết đến nhiều vai trò người phát triển loại xe half-track (với bánh lốp đằng trước bánh xích phía sau), giúp xe vượt qua nhiều loại địa hình phức tạp Năm 1939, Kegresse có ý tưởng hệ thống hộp số trang bị ly hợp kép Nhưng khơng may tình hình tài bất lợi ngăn cản kế hoạch phát triển xa dự án Đến đầu năm 80 hệ thống điều khiển điện tử phát triển, máy tính tham gia vào q trình chuyển số DCT có điều kiện thuận lợi để phát triển xa Porsche đặt tảng việc nghiên cứu phát triển hệ thống ly hợp kép Năm 1982, mẫu xe đua trang bị hệ thống ly hợp kép Porsche giành nhiều thành công giải đua xe giới Tuy nhiên hệ thống ly hợp kép hạn chế lắp đặt mẫu xe đua hệ thống thương mại hóa Volkswagen hang tiên phong việc sản xuất đại trà hộp số ly hợp kép Hiện xe trang bị cơng nghệ DCT SVTH: NHĨM PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ bán chủ yếu thị trường Châu Âu với hang sản xuất lớn như: Volkswagen, Audi, Porsche… 2.1 Cấu tạo nguyên lý hoạt động Sự khác biệt hộp số DCT so với loại hộp số khác có sử dụng đôi ly hợp ma sát ướt Hai ly hợp lồng vào nhau, ly hợp nằm ly hợp nằm phía ngồi Bộ đơi ly hợp thuộc loại ly hợp ma sát ướt, nghĩa đĩa ma sát ngâm dầu tách, nối điều khiển cấu chấp hành: thủy lực - điện từ Hai ly hợp hoạt động hoàn toàn độc lập với Hình 1.3: Hộp số DCT 1: Bánh xoắn ăn khớp với vi sai; 2: bánh thuộc 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 xoắn ăn khớp với vi sai; 9: bánh ăn khớp với đồng tốc; BR: Cặp bánh số Sự khác biệt thứ hai DCT hệ thống trục sơ cấp gồm hai trục đồng trục lồng Trục thứ (màu đỏ): đầu (bên trái) liên kết với ly hợp thứ (màu đỏ) then hoa, thân trục bao gồm bánh có kích thước khác ăn khớp với bánh trục thứ cấp, tạo cấp số: 1, 3, Trục cịn lại SVTH: NHĨM PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ (màu xanh) chế tạo rỗng để bao bọc gọn hệ thống trục thứ nhất, đầu lắp với ly hợp thứ hai (màu xanh), thân trục gồm bánh trục thứ cấp thứ hai tạo cấp số 2, 4, thêm số lùi Nguyên lý hoạt động: giả sử thời điểm tại, xe di chuyển số 1, lúc ly hợp đóng (màu đỏ), ly hợp (màu xanh) mở, dịng cơng suất truyền từ động qua ly hợp 1, đến trục sơ cấp 1,qua cặp bánh số đồng tốc tới trục thứ cấp tới vi sai (xem hình vẽ) Xe tiếp tục gia tăng tốc độ, máy tính tìm kiếm vị trí số kế tiếp, bánh số chọn Khi người điều khiển chuyển số, ly hợp ngắt, đồng thời ly hợp đóng, dịng cơng suất tiếp tục truyền từ động tới ly hợp số 2, đến trục sơ cấp 2, qua cặp bánh số đến đồng tốc, truyền tới trục thứ cấp dẫn động vi sai Như vậy, thời gian chuyển từ số lên bé khoảng 200 miligiây, dịng mơ-men gần khơng bị ngắt quãng Cũng theo nguyên lý đó, người lái giảm số chu trình diễn ngược lại Tồn q trình chuyển số máy tính kiểm soát lệnh cho cấu chấp hành chọn bánh đóng ngắt ly hợp Người lái chọn chế độ tự động hồn tồn chế độ điều khiển số tay Khi sử dụng chế độ số tay, người lái thêm thao tác dùng chân trái để điều hành bàn đạp ly hợp Khối điều khiển: Dựa vào thông tin từ 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 lệnh điều khiển thông qua cấu chấp hành Cơ cấu chấp hành: Trong DCT van điều khiển điện từ đóng vai trị cấu chấp hành, thực việc đóng mở đường dầu Van điều khiển từ bao gồm lõi thép từ, cuộn dây SVTH: NHĨM PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 2.2 Phân loại hộp số DCT 2.2.1 Theo loại ly hợp sử dụng a Hộp số sử dụng ly hợp ma sát khơ Hình 1.4: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát khơ SVTH: NHĨM 10 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TÔ b Hộp số sử dụng ly hợp ma sát ướt + Hai ly hợp lồng vào (một ly hợp ly hợp ngồi) Hình 1.5: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát ướt + Hai ly hợp đặt song song với nhau: Hình 1.6: Hộp số DCT sử dụng ly hợp ma sát ướt SVTH: NHĨM 11 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 𝑛= 𝑙𝑛(𝑖1 )−𝑙𝑛(𝑖𝑛 ) 𝑙𝑛(𝑞) + = 10,518 [5.6] Trong đó: 𝑖1 = 5,6\704: tỉ số truyền thấp 𝑖ℎ𝑛 = 1: tỉ số truyền thẳng q=1,2: công bội dãy tỉ số truyền Vậy ta chọn hộp số có 11 cấp (n=11) Đối với xe bus thường làm việc với tay số truyền trung gian số thấp nên số truyền trung gian xác lập theo cấp số nhân với công bội q sau: 𝑖 𝑞 = ( 1) (𝑛−1) 𝑖4 = 1,1895 [5.7] Sau tính 𝑖1 ,n,q, ta tính tỷ số truyền thứ k xác định bằng: 𝑖𝑘 = 𝑖1 [5.8] 𝑞(𝑛−1) Bảng 5.2: Tỷ số truyền tay số 𝑖1 𝑖2 𝑖3 𝑖4 𝑖5 i6 5,6704 4.7671 4.0077 3.3692 2.8325 2.3813 i7 i8 i9 i10 i11 2.0019 1.6830 1.4148 1.1894 2.4 Xác định khoảng cách trục hộp số bánh Khoảng cách trục hộp số xác định theo công thức: 𝐴 ≈ 𝑘𝑎 3√𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥 𝑖ℎ1 = 161 (𝑚𝑚) [5.9] Xác định số bánh chủ động: 𝑍𝑘 = 2𝐴 𝑐𝑜𝑠 𝛽𝑘 𝑚𝑘 (1+𝑖𝑘 ) [5.10] Xác định số bánh bị động: 𝑍 ′ 𝑘 = 𝑍𝑘 𝑖𝑘 [5.11] Sau tính số bánh bị động, ta làm tròn số bánh bị động để xác định tỉ số truyền xác cặp bánh SVTH: NHĨM 53 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ Xác định góc nghiêng xác bánh thứ k: 𝑐𝑜𝑠(𝛽) = (𝑍𝑘 +𝑍 ′ 𝑘 ).𝑚𝑛 [5.12] 2.𝐴 Trong đó: 𝑘𝑎 = 8,6: Hệ số kinh nghiệm Đối với xe vận tải 𝑘𝑎 = 8,6 ÷ 9,6 𝑖𝑘 : tỉ số truyền sơ cặp bánh gài số thứ k 𝛽𝑘 = 20: Góc nghiêng sơ bánh gài số thứ k 𝛽𝑘 = 18 ÷ 26 𝑚𝑘 = 2,5: Modun pháp tuyến bánh gài số thứ k 𝑚𝑘 = 3,5 ÷ 𝑍𝑘 : Số bánh chủ động 𝑍 ′ 𝑘 : Số bánh bị động Từ cơng thức trên, ta có bảng: Bảng 5.3: Bảng cấp xác bánh Cặp bánh Số chủ Số bị Tỉ số truyền Góc nghiêng động động xác (độ) 18 102 5.666667 20 21 100 4.761905 54.162 24 96 53.715 28 95 3.392857 55.058 32 91 2.84375 55.058 36 86 2.3889 54.61 40 80 53.715 45 76 1.6889 54.162 50 71 1.42 54.162 10 55 65 1.1818 53.715 11 61 61 54.61 2.5 Xây dựng đường đặc tính kéo Để thuận tiện tính tốn phương pháp tích phân số Simson phần sau, ta chia lại 𝛥𝑉 với khoảng 50 điểm chia SVTH: NHÓM 54 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ Đặc tính lực kéo xác định từ hệ phương trình theo thứ nguyên chuẩn: V[m/s], Fc[N]; Fk[N]; đại lượng khác theo thứ nguyên chuẩn hệ IS (hệ mét) V= ωe ih i0 R bx Fc = G (a + b V) + k A V { Fk = Me ih i0 ηt Rbx [5.13] ; ∀ω ≤ ωmax Lập bảng tính theo hệ phương trình với có kết thể bảng 4.4 Bảng 5.4: Dữ liệu xây dựng đặc tính lực kéo lực cản STT … V1 Fk1 V11 Fk11 Vc Fc … 46 47 48 49 50 0.161 0.322 0.483 0.644 0.806 52750.155 53841.418 54886.423 55885.171 56837.660 0.913 1.826 2.739 3.652 4.565 9279.666 9471.638 9655.472 9831.169 9998.729 0.915 1.831 2.747 3.663 4.579 1731.723 1785.784 1843.896 1906.059 1972.274 7.412 7.573 7.734 7.895 8.056 56061.791 55071.454 54034.860 52952.007 51822.897 42.131 43.047 43.963 44.879 45.795 9862.240 9688.022 9505.667 9315.175 9116.545 42.000 42.913 43.826 44.739 45.652 8175.402 8411.778 8652.206 8896.686 9145.217 Từ bảng 4.4 ta có đồ thị đặc tính lực kéo lực cản SVTH: NHĨM 55 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ ĐỒ THI BIỂU THỊ SỨC KÉO 70000 60000 i1 i2 Lực F [N] 50000 i3 i4 40000 i5 i6 30000 i7 i8 20000 i9 i10 10000 i11 ik 0 10 15 20 25 30 35 40 45 50 Tốc độ V [m/s] Hình 5.1: Đồ thị đắc tính lực kéo lực cản xe 2.6 Xây dựng đặc tính nhân tốc động lực học Nhân tố động lực học đại lượng không thứ nguyên, cho phép đánh giá so sánh tính chất động lực học khơng riêng xe mà cịn xe nói chung Nhân tố động lực học xe định nghĩa tỷ số lực kéo tiếp tuyến Fk trừ lực cản khơng khí Fw chia cho trọng lượng tồn xe Nhân tố động lực học ký hiệu D xác định bằng: 𝐹 −𝐹 𝐷 = 𝑘 𝑤 ; ∀𝑉 ≤ 𝑉𝑚𝑎𝑥 [5.14] 𝐺 Bảng 5.5: Dữ liệu xây dựng đặc tính nhân tố động lực học STT … Fk1 Fw1 D1 Fk11 Fw11 D11 52750.155 53841.418 54886.423 55885.171 56837.660 0.063 0.252 0.568 1.009 1.577 0.358 0.366 0.373 0.380 0.386 9308.851 9501.427 9685.839 9862.089 10030.175 2.026 8.103 18.232 32.412 50.643 0.063 0.065 0.066 0.067 0.068 … 46 47 56061.791 55071.454 133.488 139.355 0.380 0.373 9893.257 9718.492 4286.454 4474.848 0.038 0.036 SVTH: NHĨM 56 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 48 49 50 54034.860 52952.007 51822.897 145.348 151.467 158.706 0.366 0.359 0.351 9535.563 9344.472 9145.217 4667.292 4863.789 5064.336 0.033 0.030 0.028 2.7 Khả vượt dốc xe Phương trình chuyển động ô tô viết lại không thứ nguyên; theo cân nhân tố động lực học D với nhân tố cản đường; áp dụng xe chuyển động (khơng có gia tốc dV/dt = 0) lên dốc 𝐷 = (𝑎 + 𝑏 𝑉) 𝑐𝑜𝑠 𝛼 + 𝑠𝑖𝑛 𝛼 [5.15] Nghĩa (1.22) cho thấy nhân tố động lực D hệ số cản tổng cộng đường xe chuyển động lên dốc Bằng cách biến đổi lượng giác, dễ dàng tính góc dốc đường mà xe vượt qua sau: 𝛼 = 𝐴𝑆𝐼𝑁(𝐷) ± 𝑘2 𝜋 − 𝐴𝑇𝐴𝑁(𝑎 + 𝑏 𝑉); ∀𝑘 = 0,1,2 [5.16] Từ đó, ta lập bảng 4.6 liệu tính tốn để xây dựng đặc tính khả vượt dốc xe sau: STT … 46 47 48 49 50 Bảng 5.6: Dữ liệu xây dựng đặc tính khả vượt dốc xe … 1 V1 f1 V11 f11 0.161 0.011 20.302 0.913 0.011 0.322 0.011 20.752 1.826 0.012 0.483 0.011 21.184 2.739 0.012 0.644 0.011 21.598 3.652 0.012 0.806 0.011 21.994 4.565 0.013 7.412 7.573 7.734 7.895 8.056 0.014 0.014 0.014 0.014 0.014 21.467 21.047 20.609 20.154 19.680 SVTH: NHÓM 42.000 42.913 43.826 44.739 45.652 0.026 0.026 0.027 0.027 0.027 11 2.951 3.005 3.055 3.099 3.139 0.668 0.508 0.344 0.174 -0.0002 57 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ ĐỒ THI ĐẶC TÍNH KHẢ NĂNG VƯỢT DỐC 30 25 i1 Góc dốc [độ] i2 20 i3 i4 15 i5 i6 10 i7 i8 i9 i10 0 10 15 20 -5 25 30 35 40 45 50 i11 Tốc độ V [m/s] Hình 5.2: Đồ thị đắc tính góc dốc xe 2.8 Khả tăng tốc xe Phương trình chuyển động viết lại theo đại lượng không thứ nguyên nhân tố động lực D cân lực cản xe tăng tốc đường nằm ngang (góc dốc = 0); tức là: 𝐷 = (𝑎 + 𝑏 𝑉) + 𝛿𝑖 𝑑𝑉 [5.17] 𝑔 𝑑𝑡 Khả tăng tốc xe đánh giá qua tiêu: + Gia tốc tăng tốc: 𝑑𝑉 𝑔 𝑗 = = (𝐷 − (𝑎 + 𝑏 𝑉)) 𝑑𝑡 STT 𝛿𝑖 Bảng 5.7: Dữ liệu xây dựng đặc tính gia tốc xe V1 J1 V11 [5.18] J11 0.161 3.242 0.913 0.481 0.322 3.311 1.826 0.490 0.483 3.376 2.739 0.498 0.644 3.439 3.652 0.505 0.806 3.499 4.565 0.512 SVTH: NHĨM 58 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TÔ 40 6.445 3.740 36.521 0.249 41 6.606 3.694 37.434 0.228 42 6.767 3.645 38.348 0.206 43 6.928 3.593 39.261 0.183 44 7.089 3.538 40.174 0.159 GIA TỐC 4.5 i1 3.5 i2 Gia tốc J i3 i4 2.5 i5 i6 i7 1.5 i8 i9 i10 i11 0.5 0 10 15 20 25 30 35 40 45 Tốc độ V(m/s) Hình 5.3: Đồ thị đặc tính gia tốc xe + Thời gian tăng tốc: 𝑉 𝑡 = ∫0 𝛿𝑖 (𝐷−(𝑎+𝑏.𝑉)).𝑔 𝑑𝑉 [5.19] Bảng 5.8: Dữ liệu xây dựng đặc tính thời gian tăng tốc xe STT 1/J1 t1 1/J11 t11 0.308 0.025 2.079 0.949 0.302 0.049 2.041 1.881 SVTH: NHĨM 59 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 0.296 0.048 2.008 1.849 0.291 0.047 1.980 1.821 0.286 0.046 1.955 1.796 40 0.267 1.6567 4.009 63.429 41 0.271 1.7001 4.387 66.95 42 0.274 1.7440 4.861 70.783 43 0.278 1.7885 5.473 75.004 44 0.283 1.8337 6.291 79.722 Thời gian tăng tốc ô tô Thời gian tăng tốc 105 100 95 90 85 80 75 70 65 60 55 50 45 40 35 30 25 20 15 10 t1 t2 t3 t4 t5 t6 t7 t8 t9 10 15 20 25 30 35 40 45 50 t10 Tốc độ xe V (m/s) t11 Hình 5.4: Đồ thị đặc tính thời gian tăng tốc xe SVTH: NHĨM 60 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ Tính tốn thiết kế ly hợp kép DCT Ta chọn trước số để thuận tiện tính tốn - 𝑍𝑚𝑠 = 4: 𝑠ố đĩ𝑎 𝑚𝑎 𝑠á𝑡 ; Số đôi bề mặt ma sát n=8 & j=1; - 𝜇 = 0,12: Hệ số ma sát đĩa ma sát với đĩa sắt 𝜇 = 0,1 ÷ 0,14 - 𝜇1 = 0,18: Hệ số ma sát then hoa (trên ống trục ống) với then hoa lắp ghép di trượt đĩa 𝜇1 = 0,150,2 - 𝐾𝑅 = 𝑅1 𝑅2 = 0,68: Tỉ số bán kính 𝐾𝑅 = 0,680,82 - 𝛽 = 1,8: Hệ số dự trữ - [p] = 1,7.105 : Áp suất làm việc cho phép [p] = 1,4.105 2,5.105 3.1 Kích thước đĩa ly hợp L1 - Tỷ số truyền số 𝑖1 = 5.688 [-] - Mô-men max 𝑀𝑒 𝑚𝑎𝑥 = 1157[N.m] - Hệ số dự trữ ly hợp 𝛽 = 1,8 - Khoảng cách trục A = 160 [mm] - Chọn sơ ban đầu 𝑅2 = 2.A=320 [mm] = 0,32 [m] - Chọn hệ số kích thước 𝐾𝑅 = 0.68 - Suy BK 𝑅1 = 𝑅2 𝐾𝑅 = 217,6 [mm] = 0,217 [m] - Bánh kính trung bình 𝑅𝑡𝑏 xác định theo bánh kính ngồi 𝑅2 bán kính 𝑅1 sở áp suất phân ố toán bề mặt hình vành khăn: 𝑅𝑡𝑏 = 2.(𝑅23 −𝑅13 ) 3.(𝑅22 −𝑅12 ) = 0,272 [𝑚] [5.20] - Hệ số giảm lực 𝑘𝑗 xét đến suy giảm momen ma sát đĩa ma sát 𝑗 𝑘𝑗 = ⁄ (1+𝐴).(1−(𝐴.𝐵) ) (1+𝜇.𝜇1 𝑅𝑡𝑏 /𝑅2 )(1−𝐴.𝐵).𝑗 [5.21] Với: 𝐴= 𝑅 (1−𝜇.𝜇1 𝑡𝑏 ) 𝑅1 𝑅𝑡𝑏 (1+𝜇.𝜇1 ) 𝑅1 𝑅 (1−𝜇.𝜇1 𝑡𝑏 ) 𝑅2 𝑅𝑡𝑏 (1+𝜇.𝜇1 ) 𝑅2 = 0,947 [5.22] 𝐵= = 0,963 { Thay A B từ [5.22] vào phương trình [5.21], ta có: Bảng 5.9: Bảng thông số đĩa ma sát L1 Hệ số giảm lực Giá trị Số đôi bề mặt J SVTH: NHĨM Số mũ m=J/2 61 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TÔ 𝐾1 0.97783679 0,5 𝐾2 0.95614692 𝐾3 0.93509854 1,5 𝐾4 0.91467029 𝐾5 0.89484161 2,5 𝐾6 0.87559262 𝐾7 0.85690417 3,5 𝐾8 0.8387578 Trên sở momen ma sát ly hợp tạo ra, với điều kiện momen yêu cầu, sau thiết lập cân biến đổi, số lượng đĩa ma sát kích thước đĩa xác định theo hệ thức: 3𝑀𝑚𝑎𝑥 {𝑅2 = (2𝜇.[𝑝].𝜋(1−𝑘𝑅3) ∑𝑛𝑗=1 𝑘𝑗) = 214,05 𝑅1 = 𝑘𝑅 𝑅2 = 145,55 [5.23] Sau tính 𝑅1 𝑅2 từ hệ thức [5.23], ta sử dụng công cụ Goal Seek What If-Analysis để tính sai lệch bánh kinh ma sát 𝑅2 xác sơ ban đầu có sai số 0,250,5, từ ta xác định lại xác sơ ban đầu: - Tỷ số truyền số 𝑖1 = 5.688 [-] - Mô-men max 𝑀𝑒 𝑚𝑎𝑥 = 1157[N.m] - Hệ số dự trữ ly hợp 𝛽 = 1,8 - Khoảng cách trục A = 160 [mm] - Chọn sơ ban đầu 𝑅2 = 214,05 [mm] = 0,214 [m] - Chọn hệ số kích thước 𝐾𝑅 = 0.68 - Suy BK 𝑅1 = 𝑅2 𝐾𝑅 = 145,89 [mm] = 0,145 [m] - Bánh kính trung bình 𝑅𝑡𝑏 xác định theo bánh kính ngồi 𝑅2 bán kính 𝑅1 sở áp suất phân ố toán bề mặt hình vành khăn: 𝑅𝑡𝑏 = 2.(𝑅23 −𝑅13 ) 3.(𝑅22 −𝑅12 ) = 0,182 [𝑚] [5.20] Sau xác định kích thước ly hợp ma sát nhiều đĩa, lực ép yêu cầu mà piston cần phải tạo cho đĩa ép ly hợp xác định biểu thức: 𝑀 𝐹𝑝 = ∑𝑛 𝑒 𝑚𝑎𝑥 𝛽 𝑖=1 𝑘𝑗 𝜇.𝑅𝑡𝑏 = 13046 [𝑁] SVTH: NHĨM [5.21] 62 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ Trong đó: ∑𝑛𝑖=1 𝑘𝑗 = 7,293: Tổng hệ số suy giảm momen Áp suất dầu cần tác dụng lên đỉnh piston ép thỏa mãn phương trình: 𝐹𝑝 = 2) 𝜋.(𝐷𝑝2 −𝑑𝑝 𝑝𝑑 𝜂𝑝 − 𝐹𝑙𝑥 [5.19] Trong đó: 𝐷𝑝 : Đường kính ngồi sơ piston 𝐷𝑝 = 𝐴 𝜋.(1−𝐾𝑅 )2 = 0,35 (𝑚) [5.20] Trong đó: A: Diện tích piston ép (m) 𝐴= 𝐹𝑝 +𝐾𝑙𝑥 = 0,0517 (𝑚2 ) 𝜂𝑡𝑙 𝑝𝑑 [5.21] Trong đó: 𝐹𝑝 = 13046 (𝑁): Lực ép piston 𝜂𝑡𝑙 = 0,9: Hiệu suất thủy lực 𝐾𝑙𝑥 : Lực lò xo hồi vị 𝐾𝑙𝑥 = 𝐹𝑝 0,7 = 913,229 𝑑𝑝 : Đường kính sơ piston 𝑑𝑝 = 𝐷𝑝 𝐾𝑟 = 0,238 (𝑚) [5.22] Từ phương trình [5.19], ta tính Áp suất dầu cao áp đỉnh piston 𝑝𝑑 = 4.(𝐹𝑝 +𝐹𝑙𝑥 ) ).𝜂 𝜋.(𝐷𝑝2 −𝑑𝑝 𝑝 = (𝑀𝑁/𝑚2 ) [5.23] Đường kính ngồi piston xác: 𝐷𝑝 = 𝐷2 0,9 = 0,3862 (𝑚) [5.24] Sau tính thơng số từ hệ thức [5.19], ta sử dụng cơng cụ Goal Seek What If-Analysis để tính sai lệch đường kinh ngồi 𝐷𝑝 xác sơ ban đầu có sai số 0,51, từ ta xác định lại xác sơ ban đầu: Áp suất dầu cần tác dụng lên đỉnh piston ép thỏa mãn phương trình: 𝐹𝑝 = 2) 𝜋.(𝐷𝑝2 −𝑑𝑝 𝑝𝑑 𝜂𝑝 − 𝐹𝑙𝑥 [5.19] Trong đó: SVTH: NHĨM 63 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 𝐷𝑝 : Đường kính piston 𝐷𝑝 = 𝐴 𝜋.(1−𝐾𝑅 )2 = 0,3842 (𝑚) [5.20] Trong đó: A: Diện tích piston ép (m) 𝐴= 𝐹𝑝 +𝐾𝑙𝑥 𝜂𝑡𝑙 𝑝𝑑 = 0,0623 (𝑚2 ) [5.21] Trong đó: 𝐹𝑝 = 13046 (𝑁): Lực ép piston 𝜂𝑡𝑙 = 0,9: Hiệu suất thủy lực 𝐾𝑙𝑥 : Lực lò xo hồi vị 𝐾𝑙𝑥 = 𝐹𝑝 0,7 = 913,229 𝑝𝑑 : Áp suất dầu cao áp đỉnh piston Chọn sơ 𝑝𝑑 = 2,48 𝑀𝑁/𝑚2 𝑑𝑝 : Đường kính piston 𝑑𝑝 = 𝐷𝑝 𝐾𝑟 = 0,262 (𝑚) [5.22] Từ phương trình [5.19], ta tính Áp suất dầu cao áp đỉnh piston 𝑝𝑑 = 4.(𝐹𝑝 +𝐹𝑙𝑥 ) ).𝜂 𝜋.(𝐷𝑝2 −𝑑𝑝 𝑝 = 2,4888 (𝑀𝑁/𝑚2 ) [5.23] 3.2 Tính kích thước đĩa ly hợp L2 - Tỷ số truyền số 𝑖1 = 5.688 [-] - Mô-men max 𝑀𝑒 𝑚𝑎𝑥 = 1157[N.m] - Hệ số dự trữ ly hợp 𝛽 = 1,8 - Khoảng cách trục A = 160 [mm] - Chọn sơ ban đầu 𝑅2 =𝑅2 - 20 =125,26 [mm] = 0,125 [m] - Chọn hệ số kích thước 𝐾𝑅 = 0.62 - Suy BK 𝑅1 = 𝑅2 𝐾𝑅 = 77,66 [mm] = 0,776 [m] - Bánh kính trung bình 𝑅𝑡𝑏 xác định theo bánh kính ngồi 𝑅2 bán kính 𝑅1 sở áp suất phân ố tốn bề mặt hình vành khăn: 𝑅𝑡𝑏 = 2.(𝑅23 −𝑅13 ) 3.(𝑅22 −𝑅12 ) = 0,103 [𝑚] [5.20] - Hệ số giảm lực 𝑘𝑗 xét đến suy giảm momen ma sát đĩa ma sát SVTH: NHÓM 64 PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ 𝑗 𝑘𝑗 = ⁄ (1+𝐴).(1−(𝐴.𝐵) ) [5.21] (1+𝜇.𝜇1 𝑅𝑡𝑏 /𝑅2 )(1−𝐴.𝐵).𝑗 Với: 𝐴= 𝑅 (1−𝜇.𝜇1 𝑡𝑏 ) 𝑅1 𝑅 (1+𝜇.𝜇1 𝑡𝑏 ) = 0,948 𝑅1 𝑅𝑡𝑏 (1−𝜇.𝜇1 ) 𝑅2 𝑅𝑡𝑏 (1+𝜇.𝜇1 ) 𝑅2 [5.22] 𝐵= = 0,967 { Thay A B từ [5.22] vào phương trình [5.21], ta có: Bảng 5.10: Bảng thông số đĩa ma sát L2 Hệ số giảm lực Giá trị Số đôi bề mặt J Số mũ m=J/2 𝐾1 0.97783679 0,5 𝐾2 0.95614692 𝐾3 0.93509854 1,5 𝐾4 0.91467029 𝐾5 0.89484161 2,5 𝐾6 0.87559262 𝐾7 0.85690417 3,5 𝐾8 0.8387578 𝐾9 0.82113566 4,5 𝐾10 0.80402056 10 ∑𝑛𝑖=1 𝑘𝑗 8,875 Hệ số dự trữ làm việc: 𝑅23 𝜇 𝑝 𝜋 (1 − 𝐾𝑅3 ) ∑𝑛𝑖=1 𝑘𝑗 𝛽= = 1,349 𝑀𝑒 𝑚𝑎𝑥 Như vậy, 𝛽 = 1,349 thỏa mãn yêu cầu giới hạn 𝛽 = 1,251,8 Sau xác định kích thước ly hợp ma sát nhiều đĩa, lực ép yêu cầu mà piston cần phải tạo cho đĩa ép ly hợp xác định biểu thức: 𝑀 𝐹𝑝 = ∑𝑛 𝑒 𝑚𝑎𝑥 𝛽 𝑖=1 𝑘𝑗 𝜇.𝑅𝑡𝑏 = 5156 [𝑁] [5.21] Trong đó: SVTH: NHĨM 65 PBL3:THIẾT KẾ Ô TÔ ∑𝑛𝑖=1 𝑘𝑗 = 8,875: Tổng hệ số suy giảm momen Áp suất dầu cần tác dụng lên đỉnh piston ép thỏa mãn phương trình: Fp = π.(D2p −d2p ) pd ηp − Flx [5.19] Trong đó: Dp : Đường kính piston Dp = A π.(1−KR )2 = 0,1852 (m) [5.20] Trong đó: A: Diện tích piston ép (m) A= Fp +Klx = 0,0517 (m2 ) ηtl pd [5.21] Trong đó: Fp = 13046 (N): Lực ép piston ηtl = 0,9: Hiệu suất thủy lực K lx : Lực lò xo hồi vị K lx = Fp 0,7 = 913,229 dp : Đường kính sơ piston dp = Dp K r = 0,238 (m) [5.22] Từ phương trình [5.19], ta tính Áp suất dầu cao áp đỉnh piston pd = 4.(Fp +Flx ) π.(D2p −d2p).ηp = 3,7003 (MN/m2 ) SVTH: NHĨM [5.23] 66 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] LÊ VĂN TỤY (2007), Hướng dẫn thiết kế ơtơ,(phần hệ thống truyền lực), Giáo trình mạng nội Khoa Cơ Khí Giao Thơng -Trường Đại học Bách Khoa, Đà Nẵng [2] NGUYỄN HỮU CẨN, (2005), Lý thuyết ôtô máy kéo, NXB Giáo dục, Hà Nội SVTH: NHÓM 67 ... động Hộp số thường (MT) 1.1 Phân loại hộp số thường phân loại theo số trục hộp số - Hộp số trục - Hộp số trục 1.2 Cấu tạo hộp số thường (loại trục) Hình 1.1: Hộp số thường SVTH: NHĨM 5 PBL3:THIẾT... NHĨM 15 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ 1.3 Lựa chọn phương án thiết kế hộp số Ơ tơ cần thiết kế ô tô bus, sử dụng nhiên liệu xăng từ số liệu cho trước ta có phương án chọn kiểu(loại) hộp số: Hộp số trục: *... Hệ số tốc độ SVTH: NHĨM 51 PBL3:THIẾT KẾ Ơ TƠ