TÍNH TOÁN THIẾT kế hộp số tự ĐỘNG

tính toán thiết kế hộp số tự động trên ô tô du lịch hiện nay,giáo trình môn học thiết kế ô tô trong chương trình cao đẳng và đại học,áp dụng cho sinh viên và người đi làm khi muốn tìm hiểu về hộp số tự động và bố trí thiết kế hộp số

CHƯƠNG : TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG 4.1 SƠ ĐỒ CẤU TRÚC TIÊU BIỂU CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC VÀ CÁC PHƯƠNG ÁN 4.1.1 Phương án : Cấu tạo cấu hành tinh cấu hành tinh Wilson có bánh hành tinh Để thay đổi tỷ số truyền hộp số ta có bố trí thêm ly hợp, phanh khớp chiều C0 B1 B2 C2 B3 C1 Trơc s¬ cÊp Z1 Z2 Z3 Z6 F1 Z5 F2 Z4 Trơc thø cÊp Hình 4.1 Cơ cấu hành tinh Wilson có bánh hành tinh Chức hoạt động phanh ly hợp sơ đồ nh- sau : Bộ phận Ly hợp số tiến (C1) Ly hợp số truyền thẳng (C2) Phanh dải số (B1) Phanh số (B2) Phanh số lùi sè (B3) Khíp mét chiỊu (F1) Khíp mét chiỊu (F2) Chức Nối trục sơ cấp bánh bao truyền tr-ớc Nối trục sơ cấp bánh mặt trời phía tr-ớc phía sau Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho chúng quay ng-ợc thuận chiều kim đồng hồ Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho chúng quay ng-ợc chiều kim đồng hồ F1 hoạt động Khoá cần dẫn truyền hành tinh saungăn không cho chúng quay ng-ợc thuận chiều kim đồng hồ Khi B2 hoạt động, khoá bánh mặt trời phía tr-ớc sau găn không cho chúng quay ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh sau ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim ®ång hå 79 4.1.2 Phương án : CÊu t¹o gồm phần : Phần tr-ớc truyền tăng với cấu hành tinh Wilson có tỷ số truyền đ-ợc điều khiển ly hợp khoá C0, phanh B0, đ-ợc ghép song song mạch truyền lực cấu hành tinh Phần sau cấu hành tinh simpson gåm d·y hµnh tinh phÝa tr-íc vµ d·y hành tinh phía sau Hai dÃy đ-ợc diều khiển qua ly hợp khoá C1, C2, phanh B1, B 2, B3 khớp chiều F1,F2 B0 B T B1 B2 C2 C0 P Cd1 C1 Z1 F0 Trơc s¬ cÊp B3 Z2 Zo Cd3 Z5 Cd2 Z4 Z8 F1 F2 Z3 Z7 Z6 Trôc thø cÊp P T B Hình 4.2 Cơ cấu hành tinh Wilson có cú b OD Chức hoạt động phanh ly hợp sơ đồ nh- sau : Bộ phận Ly hợp số truyền thẳng OD (C0) Ly hợp số tiến C1 Chức Nối cần dẫn OD với bánh mặt trời Ly hợp số lùi C2 Phanh truyền tăng OD (B0) Khớp chiều OD (F0) Nối trục sơ cấp với bánh mặt trời tr-ớc sau Khoá bánh mặt trời OD ngăn không cho quay theo chiều thuận ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh OD ngăn không cho quay theo ng-ợc chiều kim đồng hồ Khi B2 hoạt động khoá bánh mặt trời ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh sau ngăn không cho quay theo ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho quay theo chiều thuận ng-ợc chiều kim đồng hồ Khớp chiỊu F1 Khíp mét chiỊu F2 Phanh d¶i sè (B1) Nối trục sơ cấp với bánh bao tr-ớc 80 Phanh số (B2) Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim đồng hồ F1 hoạt động 4.1.3 Phng án : B1 C2 B B3 C1 Trôc s¬ cÊp F1 F2 F3 C3 B4 Hình 4.3 Cơ cấu hành tinh Wilson có UD điều khiển cụn v phanh Chức hoạt động phanh ly hợp sơ đồ nh- sau : Bộ phận Ly hợp số truyền tăng C3 Ly hợp C1 Ly hợp C2 Phanh truyền tăng OD (B4) Khớp mét chiỊu OD (F4) Khíp mét chiỊu F1 Khíp mét chiều F2 Phanh B2 Phanh dải B1 Chức Nối cần dẫn OD với bánh mặt trời Nối trục sơ cấp với bánh bao truyền hành tinh tr-ớc Nối trục sơ cấp với bánh mặt trời tr-ớc sau Khoá bánh mặt trời OD ngăn không cho quay theo hai chiều thuận ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh OD ngăn không cho quay theo ng-ợc chiều kim đồng hồ Khi B2 hoạt động khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh sau ngăn không cho quay theo chiều kim đồng hồ Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim đồng hồ F1 hoạt động Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho quay theo hai chiều thuận ng-ợc chiều kim ®ång hå 4.1.4 Phương án 4: 81 B1 B0 B2 C2 B3 C0 C1 F1 Trơc s¬ cÊp F2 F0 Trơc thø cÊp Hình 4.4 Cơ cấu hành tinh Wilson có OD điều khiển phanh Chøc hoạt động phanh ly hợp sơ đồ nh- sau : Bộ phận Ly hợp số tiến (C1) Ly hợp số truyền thẳng (C2) Phanh dải sè (B1) Phanh sè (B2) Phanh sè lïi vµ sè (B3) Khíp mét chiỊu (F1) Khíp mét chiỊu (F2) Phanh số tăng B0 Ly hợp số tăng C0 Khớp chiều F0 Chức Nối trục sơ cấp bánh bao truyền tr-ớc Nối trục sơ cấp bánh mặt trời phía tr-ớc phía sau Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho chúng quay ng-ợc thuận chiều kim đồng hồ Khoá bánh mặt trời tr-ớc sau ngăn không cho chúng quay ng-ợc chiều kim đồng hồ F1 hoạt động Khoá cần dẫn truyền hành tinh sau ngăn không cho chúng quay ng-ợc thuận chiều kim đồng hồ Khi B2 hoạt động, khoá bánh mặt trời phía tr-ớc sau găn không cho chúng quay ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá cần dẫn truyền hành tinh sau ngăn không cho quay ng-ợc chiều kim đồng hồ Khoá bánh mặt trời OD ngăn không cho quay theo hai chiều thuận ng-ợc chiều kim đồng hồ Nối cần dẫn OD với bánh mặt trời Khoá bánh mặt trời ngăn không cho quay theo ng-ợc chiều kim ®ång hå 4.2 TÍNH TỐN CHỌN BIẾN MƠ THUỶ LỰC 4.2.1 Các thông số biến mô 4.2.1.1 Hệ số biến mô thủy lực 82 MT MB Kbm = (4-1) Trong đó : MT : Mômen xoắn trục tuabin MB : Mômen xoắn trục bánh bơm Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện làm việc của ôtô Khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc ôtô giảm xuống đó số vòng quay của trục tuabin giảm xuống dẫn đến MT tăng lên vậy Kbmtăng lên.Hệ số biến mô Kbm có giá trị lớn nhất bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là nT=o Ngược lại lực cản giảm đi, vận tốc của ôtô tăng lên thì hệ số biến mô giảm xuống Vậy tính chất tự động làm việc thay đổi mômen xoắn của biến mô thuỷ lực là tác động của dòng chất lỏng lên các cánh tuabin bị thay đổi số vòng quay thay đổi 4.2.1.2 Tỷ số truyền biến mô Tỷ số truyền của biến mô (ibm) là tỷ số giữa số vòng quay của trục bánh tuabin nT và số vòng quay của trục bơm nB nT nB ibm = (4-2) 4.2.1.3 Hiệu suất biến mô  bm = N T M T nT = = Kbm.ibm N B M b nb (4-3) Trong đó : NT : Công suất phát trục bánh tua bin của biến mô NB : Công suất trục bánh bơm của biến mô 4.2.1.4 Hệ số độ nhạy Độ nhạy của biến mô thuỷ lực được đặc trưng bởi hệ số   = 1 2 (4-4) Trong đó 1 : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin K = 83 2 : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin nT = 4.2.2 Lựa chọn biến mô thiết kế Đặc điểm của xe: Xe thiết kế hộp số tự động là xe chỗ Đây là loại xe yêu cầu khắt khe về tính ổn định, độ ổn định, sự êm dịu, khả tăng tốc nhanh Điều kiện làm việc - Tải trọng của xe luôn thay đổi, không ổn định - Trong quá trình hoạt động với điều kiện đường xá Việt Nam, động lực học của xe phải thường xuyên thay đổi địa hình phức tạp, tăng tốc, phanh nhiều lần Vì vậy mà yêu cầu xe phải có tính động lực học tốt, khởi hành, tăng tốc một cách nhanh chóng, êm dịu, phát huy được công suất tối đa và đảm bảo sức tiêu hao nhiên liệu là nhỏ nhất Yêu cầu và cứ để lựa chọn biến mô thuỷ lực: - Biến mô phải truyền hết được công suất lớn nhất và mômen lớn nhất của động - Vùng điều chỉnh rộng với hiệu suất cao, nghĩa là phải có hệ số biến mô càng lớn càng tốt, tỷ số truyền ứng với thời điểm biến mô thuỷ lực chuyển sang chế độ ly hợp lớn Qua những phân tích ở ta chọn biến mô thuỷ lực hỗn hợp là loại nhạy, một cấp và có chế độ truyền thẳng Như vậy mới đảm bảo được những yêu cầu của xe thiết kế 4.2 Tính tốn và chọn biến mơ thuỷ lực Chọn kích thước thiết kế của biến mô thuỷ lực được tiến hành sở dùng phương pháp “tương tự” Theo phương pháp này, với chế độ “dừng lại” tương ứng phanh bánh tuabin biểu diễn các điểm làm việc đồng thời của biến mô thuỷ lực và động ( MB =Me và nB = ne ) thì đường kính thiết kế của biến mô bằng : Da = M1 . nb2 (4-5) Trong đó : M1 : Mômen trục vào của biến mô (bánh B), trường hợp này ta lấy M1 =Memax=23,6 (kN.m) là mômen lớn nhất của động phát 84  : Hệ số mômen của biến mô  (ph2/vg2)  : Trong lượng riêng của dầu biến mô buồng công tác, với dầu ở ta dùng dầu Dixon II có  = 850 (KG/m3) nb : Số vòng quay tại điểm mà mômen lớn nhất nb (vg/ph) Thay tất cả vào công thức (4-1) ta có Da Nhận xét: Căn cứ vào chủng loại xe mà ta thiết kế hộp số tự động, công suất, mômen của động đặt xe, đường kính ngoài Da và tham khảo một số loại biến mô ta chọn được loại biến mô loại nhạy có đường đặc tính không thứ nguyên đồ thị dưới : Hình 4.5 Đồ thị đặc tính khơng thứ ngun biến mô 4.2.4 Xây dựng đường đặc tính trục vào biến mô Đường đặc tính trục vào của biến mô là đường biểu diễn mối quan hệ giữa mômen trục chủ động của bánh bơm M1 theo số vòng quay của nó: M1 = f(n1,  ) Ta có công thức biểu diễn mối quan hệ đó: M1 = 1  n D (4-6) Đối với biến mô hỗn hợp loại nhạy hệ số mômen thay đổi, để xác định được M1 thì phải xác định được các giá trị  Từ đồ thị đặc tính không thứ nguyên của biến mô ứng với giá trị của tỉ số truyền ibm ta sẽ xác định được hệ số biến đổi mômen 85  Với những giá trị của  này ta tính được trị số mômen ứng với những giá trị khác của số vòng quay của trục biến mô (n1 = ne) Thay các giá trị của I (giả sử đã có ) vào công thức (4-6) ta có : Tại i = => M1-0 =  1-  n2.D5 Tại i = 0,2 => M1-0.2 =  1-0.2-  n2.D5 Tại i = 0,4 => M1-0.4 =  1-0.4-  n2.D5 Tại i = 0,6 => M1-0.6 =  1-0.6-  n2.D5 Tại i = 0,75 => M1-0.75 =  1-0.75  n2.D5 Tại i = 0,91 => M1-0.91 =  1-0.91-  n2.D5 150 135 120 105 Me 90 M1-0 M1-0,2 M1-0,4 75 M1-0,6 M1-0,75 60 M1-0,91 45 30 15 0 2000 4000 6000 8000 Hình 4.6 Đồ thị đặc tính trục biến mô 86 Nhận xét : Từ đồ thị ta thấy ứng với từng giá trị của  theo tỷ số truyền ibm ta xác định tập hợp đường M1 Khi vẽ đồ thị đặc tính trục vào của biến mô M1 và đồ thị đặc tính ngoài động Me cùng một tỷ lệ thì các giao điểm của đương M1và Me là các giao điểm A(n,M) Điểm A là điểm làm việc đồng bộ của động và biến mô thuỷ lực, điểm A là một tập hợp điểm tuỳ theo chế độ tải trọng khoảng tỷ số truyền của biến mô thuỷ lực ibm=0  0.91 Tại tỷ số truyền ibm= => A1 Tại tỷ số truyền ibm= 0,2 => A2 Tại tỷ số truyền ibm= 0,4 => A3 Tại tỷ số truyền ibm= 0,6 => A4 Tại tỷ số truyền ibm= 0,75 => A5 Tại tỷ số truyền ibm= 0,91 => A6 Tuy nhiên với biến mô thuỷ lực đặt ôtô thì vùng làm việc thường xuyên của biến mô là vùng có hiệu suất là vùng có hiệu suất từ  = 80% cho đến  max Qua đồ thị M1 ta thấy tập hợp các điểm Ai là điểm làm việc đồng bộ của động và biến mô thuỷ lực Các điểm làm việc đồng bộ giữa động và biến mô của biến mô ta đã chọn phần nào đó đã thoả mãn các yếu tố : Công suất, mômen, tính kinh tế nhiên liệu Nhưng đặc điểm của xe ta thiết kế nên đồ án này điểm làm việc đồng bộ tại trị số  = 80% đến  = 91% thì điểm A tưong ứng với điểm thiên về mômen đó sẽ tận dụng được lực kéo 4.2.5 Xây dựng đường đặc tính trục biến mô Đặc tính trục của động và biến mô chính là đặc tính ngoài của động mới mà ta sẽ dùng đặc tính này để xây dựng đặc tính kéo của ôtô Từ những giao điểm A=i ta xác định được trị số M và số vòng quay n của trục chủ động của biến mô tương ứng với các tỷ số truyền i đã chọn Theo đường đặc tính không thứ nguyên của biến mô, với những giá trị i đã xác định ta sẽ tìm được các giá trị của M,n và  Với những thông số này ta sẽ xác định được các đại lượng n2, M2, N2 tương ứng theo các công thức sau : n2 =i n1 (4-7) M2 =M.Kbm (4-8) 87 N1 = M.n (4-9) N2 = N  (4-10) Từ những số liệu ta lập được bảng các giá trị và đồ thị đặc tính trục của động và biến mô có nghĩa là biểu thị mối quan hệ sau : M2 , N2 = f(n2) Đồ thị thị đặc tính quy dẫn trục của biến mơ Hình 4.7 Đồ thị đặc tính trục biến mơ Trên sở biến mô thuỷ lực đã chọn ta xây dựng được đường đặc tính trục của biến mô Đây là những số liệu bản cho việc tính toán các phần còn lại sau này Ta có thể coi sự kết hợp của biến mô thuỷ lực và động là một động mới, các số liệu tính toán cho phần tiếp theo dựa các số liệu của động mới để tính toán Trong trường hợp ở tay số truyền tăng tức là biến mô thuỷ lực đã được nối cứng thì công suất, mômen lấy theo giá trị của động cũ đặt xe 4.3 TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN HÀNH TINH 4.3.1 Sơ đồ cấu trúc và ti trng tinh toỏn Ta có sơ đồ động học cña hép sè : 88 B0 B1 B2 C2 C0 Cd1 C1 Z1 F0 Trơc s¬ cÊp B3 Z2 Z5 Cd2 Zo Cd3 Z8 F1 Z4 F2 Z3 Z7 Z6 Trơc thø cÊp Hình 4.8 Sơ đồ tính tốn hnh tinh 4.3.1.1 Xác định tỷ số truyền truyền lùc chÝnh i0 Tû sè trun cđa trun lùc chÝnh i0 đ-ợc xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtô đạt đ-ợc vận tốc cực đại tay số cao nhÊt cđa hép sè c¬ khÝ xe chë đầy tải Ta có công thức xác định tỷ số trun cđa trun lùc chÝnh : i0 = 0,377 rb nv ih v max (4-11) Trong ®ã : i0 : Tû sè trun cđa trn lùc chÝnh ih : Tû sè trun cđa hép sè ë tay sè cao nhÊt Với ph-ơng án đà chọn tỷ số truyền cao nhÊt øng víi tay sè OD cã tû sè trun 0.9 nv : Số vòng quay động ôtô đạt vận tốc lớn vmax : Vận tốc cực đại xe (km/h) rb : Bán kính làm việc trung bình bánh xe chủ động Ta cã rb = λ.r0 r0 : B¸n kÝnh thiÕt kÕ cđa b¸nh xe r0 = B + d 25,4 (mm) B : Lµ bỊ réng cđa lèp d : Đ-ờng kính vành lăng bánh xe Chọn = 0,935 Với số liệu ta có rb (mm ) 4.3.1.2 Xác địng tỷ số truyền hép sè ë tay sè Tû sè truyÒn ë tay số cần phải chọn cho lực kéo tiếp tuyến phát bánh xe chủ động ôtô khắc phục đ-ợc lực cản tổng cộng lớn mặt đ-ờng Từ ph-ơng trình cân lực kéo ôtô chuyển động ổn định ta cã : Pkmax ≥ ψmax.G + W.v2 (4-12) Khi «t« chuyển động số vận tốc nhỏ, ta bỏ qua lực cản cđa kh«ng khÝ Nh- vËy: Pkmax ≥ ψmax.G (4-13) Khi ®ã : 89 ih1 ≥  max G.rb M i0  t (4-14) Trong ®ã : G : Träng l-ợng xe đầy tải : Hệ số cản tổng cộng đ-ờng = f + tg rb : Bán kính làm việc trung bình bánh xe chđ ®éng i0 : Tû sè trun cđa trun lực M2 : Mômen phát trục biến mô ( trục bánh tuabin) t : Với ôtô du lịch ta có t = 0,9 Mặt khác lực kéo tiếp tuyến lớn phát bánh xe chr động Pkmax bị hạn chế điều kiện b¸m : Pkmax ≤ m Gφ.φ (4-15) M max ih1 i0  t Hay : ≤ Gφ.φ (4-16) rb Nh- theo điều kiện bám tỷ số truyền số đ-ợc chọn : G r ih1 ≤  b (4-17) M i0  t Trong : G : Trọng l-ợng bám xe G = m.G2 G2 : Trọng l-ợng phân cầu sau xe đủ tải ( Với ôtô du lịch cầu tr-ớc cầu sau đ-ợc phân bố tải trọng) m : Hệ số phân bố tải trọng m = 1.3 = 0.8 : Hệ số bám đ-ờng Nh- ihi cần phải thoả mÃn điều kiện Ta chọn ih1 để tính toán tỷ số truyền tay số trung gian 4.3.1.3 Xác định tû sè trun cđa c¸c tay sè trung gian Theo ta đà phân tích theo ph-ơng án thiết kế hộp số hành tinh, với hộp số đà chän víi d·y sè D cã sè tiÕn số số truyền tăng có số lùi ta chọn hệ thống tỷ số trun c¸c tay sè trung gian cđa hép sè theo cấp số nhân Dựa sở sử dụng công suất trung bình làm việc chế độ toàn tải không thay đổi qua trình gia tốc Công bội cấp số nhân: q = n1 ih1 Nh- vËy ta cã tû sè trun cđa tay sè lµ : ih2 = ih1 VËy ta cã hƯ thèng tû sè trun cđa hép sè nh- sau : Tû sè trun cđa tay sè : ih1 Tû sè trun cđa tay sè : ih2 Tû sè trun cđa tay sè : ih3 Tû sè trun cđa tay sè : ih4 Tû sè trun cđa tay sè lïi : ilïi = 1,1 ih1 4.3.1.4 Ph-¬ng trình động lực hoc truyền hành tinh sở 90 Hình 4.9 : Sơ đồ cấu tạo tuyền hành tinh sở M : Bánh mặt trời T : Bánh hành tinh C : Cần dẫn N : Bánh bao Theo sơ đồ tỷ số truyền viết đ-ợc dừng cần dẫn nh- sau : n − nC  M −  C i TMN = M =  N − C n N − nC (4-18) Trong ®ã : nM,nN,nc : Số vòng quay bánh mặt trời, bánh bao cần dẫn M, N, C : Vận tốc góc bánh mặt trời, bánh bao cần dẫn H K : Đ-ợc gọi tỷ số truyền i MN hay đặc tính dÃy hành tinh Giá trị K đ-ợc xác định qua số Z : K= - ZN ZM (4-19) Với : ZN ,ZM: Số bánh bao, số bánh mặt trời ( Dấu - phía trước K xác định chiều quay bánh M N dừng cần dẫn ng-ợc chiều Qua ta rút ph-ơng trình ®éng häc cđa d·y hµnh tinh nh- sau : ωM –K ωN = ( 1-K ) ωC (4-20) Nh- với công thức (4.10) ta xác định đ-ợc vận tốc góc khâu M,N,C đà biết khâu chủ động, khâu bị độngvà liên kết phần tử dÃy 4.3.1.5 Xác định tỷ số truyền số truyền (khi cần dẫn Cd3 cố định) Từ ph-ơng trình động học (4-15), ta thiết lập đ-ợc ph-ơng trình động häc cđa d·y hµnh tinh nh- sau : Bé trun hµnh tinh tr-íc : ωZ3 – K1 ωZ5 = (1-K1) ωCd1 (4-21) Tû sè truyÒn : K1 = - Z5/Z1 Bé trun hµnh tinh sau : ωZ6 – K2 ωZ8 = (1-K2) ωCd3 (4-22) Tû sè truyÒn : K1 = - Z8/Z6 Ngoài ta có điều kiện : ωCd3 = ωCd3 = ωZ8 (4-23) 91 ωZ3 = Z6 Kết hợp ph-ơng trình (4-21) , (4-22) điều kiện (4-23) ta có hệ ph-ơng trình : ωZ3 - K1 ωZ5 = (1-K1) ωZ8 (4-24) ωZ3 – K2 Z8 = (4-25) Lấy ph-ơng trình (1) trừ ph-ơng trình (2) ta có : K2 Z8 - K1 ωZ5 = (1-K1) ωZ8 -K1 ωZ5 = (1-K1-K2) ωZ8 - K1(ωZ5/ ωZ8) = (1-K1-K2) - K1.ih1 = (1-K1-K2) => ih1 = − K1 − K − K1 (4-26) 4.3.1.6 Xác định tỷ số truyền tay số Cũng từ ph-ơng trình động học dÃy hành tinh ta có : Z3 - K1 Z5 = (1-K1) ωCd2 Víi ®iỊu kiƯn : ωZ3 = Tõ ®ã ta cã : -K1 ωZ5 = (1-K1) ωCd2 - K1 ωZ5/ ωCd2 = (1-K1) - K1.ih2 = 1- K1 => ih2 = − K1 = 1,4 − K1 (4-27) (4-28) 4.3.1.7 Xác định tỷ số truyền tay số lùi Ph-ơng trình động học hành tinh sè lïi : ωZ6 - K1 ωZ8 = (1-K2) Cd3 Với điều kiện : Cd3 = Nên ph-ơng trình (4-21) t-ơng đ-ơng với : Z6 = Z8 K2 K2 = ωZ6/ ωZ8 VËy ilïi = K2 Tõ ph-ơng trình (I), (II) (III) ta rút đ-ợc hệ ph-ơng trình : (4-29) (4-30 ) K1 − K − K1 − K1 = − K1 ih1 = ih2 ilïi = K2 Tõ ®ã ta cã : K1 , K2 92 4.3.2 Xác định kích th ước bộ truyền hành tinh 4.3.2.1 Tính số hành tinh tr-ớc Theo điều kiện đồng trục tức điều kiện bánh đặt tâm, ta tính đ-ợc số Z4 nh- sau : Z4 = Z5 Z3 (răng) Kiểm tra theo điều kiện lắp : Tức điều kiện đảm bảo cho bánh hành tinh đ-ợc bố trí với khoảng cánh Z5 + Z3 = n.c c : Số bánh hành tinh đồng thời ăn khớp truyền hành tinh n : Là số nguyên Kiểm tra điều kiện kề Điều kiện kề điều kiện đảm bảo khe hở giũa cảc bánh hành tinh lân cận không nhỏ ữ (mm), với mục đích giảm tiêu hao công suất khuấy dầu Để thực điều phải thoả mÃn bất đẳng thức sau: Z5.sin(/4) Z4(1-sin(/4) > Kết luận : Qua kiểm tra điều kiện đồng trục, điều kiện lắp điều kiện kề thoả mÃn Vậy ta có số truyền hành tinh nh- sau: Số bánh bao : Z5 (răng) Số bánh hành tinh : Z4 (răng) Số bánh mặt trời : Z3 (răng) 4.3.2.2 Tính số bánh truyền hành tinh sau Để đảm bảo tính công nghệ chế tạo, nh- sửa chữa thay thế, để giảm giá thành sản phẩm , ta chọn số bánh bao truyền hành tinh tr-ớc số truyền hành tinh sau Nghĩa Z5= Z8 (răng) Mặt khác theo công thức đà có : K2 = Z8 => Z6 Z6 Kiểm tra điều kiện công nghệ bánh răng: Theo điều kiện đồng trục số cảu bánh Z7 : Z7 = Z8 Z6 (răng) Theo điều kiện lắp r¸p ta cã : Z8 + Z6 = n.4 => n Nh- điều kiện lắp ráp không đ-ợc thoả mÃn Vì ta cần chọn lại số bánh bao Z8 (răng) Kiểm tra theo điều kiện đồng trục : Z7 = Z8 Z6 ( răng) KiĨm tra theo ®iỊu kiƯn kỊ : Z8.sin(П/4) – Z7(1-sin(П/4) > KÕt ln : Qua kiĨm tra c¸c điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp điều kiện kề thoả mÃn Nh- ta có số truyền hành tinh sau: Số bánh mặt trời : Z6 (răng) Số bánh hành tinh : Z7 (răng) Số bánh mặt trời : Z8 (răng) 93 Trong hộp số hành tinh ta cần thiết kế, bánh Z3 bánh Z6 đ-ợc chế tạo liền khối nên mômen hai bánh nh- nhau, mặt khác đ-ờng kính bánh Z6 lớn đ-ờng kính bánh Z3 nên øng st n cịng nh- øng st tiÕp xóc trªn bánh Z6 nhỏ bánh Z3 Vì ta cần tính bền cho bánh Z3 thoả mÃn đ-ợc 4.3.2.3 Tính số bánh hành tinh số tăng OD Theo sơ đồ ph-ơng án mà ta thiết kế mômen bánh Z5 mômen bánh Z2, để đơn giản cho việc thiết kế ta chọn số bánh Z2 băng số bánh Z5, ta không cần tính bền cho bánh Z0 Nh- ta có Z2 = Z5 Chọn Z0 Khi số Z1 đ-ợc tính theo công thức : Z1 = Z2 Z0 (răng) Nh- điều kiện đồng trục đ-ợc thoả mÃn Kiểm tra theo điều kiện lắp ráp : Z0 + Z2 = n.c => n Điều kiện lắp ráp không đ-ợc thoả mÃn Ta chọn lại số bánh bao Z0 Kiểm tra lại theo ®iỊu kiƯn ®ång trơc : Z1 = Z2 − Z0 (răng) Kiểm tra theo điều kiện kề : Z2.sin(/4) Z1(1-sin(/4) > Nh- điều kiện kề đ-ợc thoả mÃn Kết luận : Qua kiểm tra điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp điều kiện kề ta thấy thoả mÃn Từ ta có số truyền hành tinh số tăng OD nh- sau : Số bánh mặt trời : Z0 (răng) Số bánh hành tinh : Z1 (răng) Số bánh mặt trời : Z2 (răng) 4.3.3 Tính tốn thiết kế cơn,các phanh 4.3.3.1 Phanh dải Dải phanh được quấn vòng lên đường kính của trống phanh Một đầu của dải phanh được hãm chặt vào vỏ hộp số bằng một chốt, còn đầu tiếp xúc với píttông phanh qua cần đẩy píttông chuyển động bằng áp suất thuỷ lực Píttông phanh có thể chuyển động cần đẩy píttông nhờ việc nén các lò xo Người ta bố trí các cần đẩy pít tôn có hai chiều dài khác để có thể điều chỉnh khe hở giữa dải phanh trống phanh 94 Khi thay dải phanh bằng một dải mới đại tu một hộp số tự động, phải ngâm dải phanh mới khoảng 15 phút hoặc lâu vào dầu hộp số tự động (ATF) trước lắp Hình 4.10 Sơ đồ phanh dải 4.3.3.2 Phanh kiểu nhiều đĩa ướt : Phanh B2 hoạt động thông qua khớp một chiều số để ngăn không cho các bánh mặt trời trước và sau quay ngược chiều kim đồng hồ Các đĩa ma sát được gài bằng then hoa vào vòng lăn ngoài của khớp một chiều số các đĩa thép được cố định vào vỏ hộp số Vòng lăn của khớp một chiều số (các bánh mặt trời trước và sau) được thiết kế cho quay ngược chiều kim đồng hồ thì nó sẽ bị khoá, quay theo chiều kim đồng hồ thì nó có thể xoay tự Mục đích của phanh B3 là ngăn không cho cần dẫn sau quay Các đĩa ma sát ăn khớp với moay B3 của cần dẫn sau Moay B3 và cần dẫn sau được bố trí liền một cụm quay cùng Các đĩa thép được cớ định vào vỏ hợp sớ Hình 4.11 Sơ đồ phanh kiểu dĩa ma sát ướt 95 4.3.3.3 Côn : C1 C2 các li hợp nối ngắt công suất Ly hợp C1 hoạt động để truyền công suất từ bộ biến mô tới bánh bao trước qua trục sơ cấp Các đĩa ma sát và đĩa thép được bố trí xen kẽ với Các đĩa ma sát được nối bằng then với bánh bao trước các đĩa thép được khớp nối bằng then với tang trống của li hợp số tiến Bánh bao trước được lắp bằng then với bích bánh bao, còn tang trống của li hợp số tiến được lắp bằng then với moay trước của li hợp số truyền thẳng Ly hợp C2 truyền công suất từ trục sơ cấp tới tang của li hợp truyển thẳng (bánh mặt trời) Các đĩa ma sát được lắp bằng then với moay của li hợp truyền thẳng còn các đĩa thép được lắp bằng then với tang trống li hợp truyền thẳng Tang trống li hợp truyền thẳng ăn khớp với tang trống đầu vào của bánh mặt trời tang trống lại được ăn khớp với các bánh mặt trời trước sau Kết cấu được thiết kế cho ba cụm đĩa ma sát, đĩa thép các tang trống quay cùng với Hình 4.12 Sơ đồ cấu tạo hộp số tự động 4.3.4 Tính bền chi tiết Về nguyên tắc tính toán thiết kế truyền động bánh truyền động bánh hành tinh không khác với việc tính toán thiết kế truyền động bánh thông th-ờng Tính toán đ-ợc thực cho cặp bánh ăn khớp, bao gồm b-ớc thiết kế tính toán kiểm nghiệm Khi thiết kế tính toán cần phải l-u ý vài đặc điểm sau : - Vì lực tác dụng môđun ăn khớp cặp bánh ăn khớp nhnhau, cặp bánh ăn khớp có độ bỊn cao h¬n, dïng 96 vËt liƯu nh- ta cần tính bền cặp bánh ăn khớp Khi dùng vật liệu khác ta tính độ bền bánh ăn khớp nhằm mục đích chọn vật liệu kiểm nghiệm - Để giảm tiếng ồn làm việc nên giảm môđun tăng chiều rộng vành Chọn môđun thống theo tiêu chuẩn để đảm bảo công nghệ sửa chữa, thay lắp giáp - Với hộp số hành tinh cặp bánh ăn khớp mang tải quay lồng không làm cho hộp số có nhiều tiếng ồn Chính mà hộp số ta sử dụng nghiêng có nhiều -u điểm bật thẳng, làm việc êm hơn, tải trọng động giảm, chịu đ-ợc tải trọng lớn - Tuy nhiên với bánh nghiêng sinh lùc däc trơc, nÕu lùc däc trơc lín th× dẫn đến ổ bi lớn, kết cấu trục lớn Để giảm lực chiều trục ta nên bố trí ®èi xøng ®Ĩ c¸c lùc däc trơc sinh sÏ tù triƯt tiªu Chän gãc nghiªng β nhá Gãc nghiªng đ-ợc chọn nhu sau : Đối với ôtô = 30 ữ 45 độ Đối với ôtô tải = 20 ữ 30 độ Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng = 25 độ 4.3.4.1 Chọn vËt liƯu Thèng nhÊt theo quan ®iĨm xe cã thĨ sử dụng đ-ợc sau nhiều lần đại tu, sửa chửa, thay tiện cho việc sản suất hàng loạt ta chọn vật liệu chế tạo bánh nh- Tuy nhiên bánh có môđun nên bánh ăn khớp bánh lớn chịu tải hơn, mà bánh bé phải thay đại tu bánh lớn dùng đ-ợc Ta chọn thép hợp kim 25CrMnTi, bề mặt đạt độ cứng HRC = 56 ữ 63, độ rắn lõi HRC = 28 ữ 35 Giới hạn bền = 1600 Mpa Giới hạn chảy ch = 1400 Mpa 4.3.4.2 Xác định ứng suất tiếp súc ứng suất uốn cho phÐp [ σH ] = σHolim.KHL/ SH (4-31) [ σF ] = σFolim.KFL.KFC/ SF (4-32) Trong ®ã : σHolim : øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp ΣFolim : øng suÊt uèn cho phÐp SH, SF : HÖ sè an toàn tính vè tiếp xúc uốn Tra bảng 6.2 ( Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động khí, tập Tác giả : Trịnh Chất Lê Văn Uyển) Ta chọn SH = 1,2 SF = 1,55 KFC : Hệ số xét đến ảnh h-ởng đặt tải KFC = 0,9 đặt tải phía ( Bánh quay chiều) KFC = Khi đặt tải phía ( bánh quay chiều ) KHL, KFL : Hệ số xét đến ảnh h-ởng tuổi thọ, ảnh h-ởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng từ động truyền xuống, đ-ợc xác định theo công thức : KHL = mH N HO N HE (4-33) KFL = mF N FO N FE (4-34) 97 : mH,mF : Là đ-ờng cong mái thư vỊ tiÕp xóc vµ n : mH = 6, mF = độ rắn HB > 350 không mai l-ợn chân NHO: Chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử tiÕp xóc : NHO= 30.H 2HB, (4-26) Víi thÐp 25CrMnTi độ rắn mặt Rocôen HHB = 605 Nªn ta cã NHO = 30.6052,4 = 14,23.107 NFO : Chu kì thay đổi ứng suất sở thử uốn NFO = 4.106 tất loại thép NHE,NFE : Chu kì thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng Khi truyền chịu tải trọng tĩnh có : NHE = NFE = 60.c.n.tΣ (4-27) Trong ®ã c, n, t : Lần l-ợt số lần ăn khớp cđa mét vßng quay, sè vßng quay mét phót, tổng thời gian làm việc bánh xét - Thời gian sử dụng ôtô quÃng đ-ờng hiữa kỳ đại tu chia cho vận tốc trung b×nh : tΣ = S (giê) vtb S : Qu·ng đ-ờng hai kỳ đại tu S (km) vtb: Vận tốc trung bình xe vtb (km) Từ công thức tÝnh vËn tèc trung b×nh cđa xe ta cã : vtb =0,377 rb ntb => ih io ntb = vtb ih io rb 0,377 (4-35) ih : Tû sè truyÒn cđa hép sè io : Tû sè trun cđa hƯ thống truyền lực Thay giá trị vào công thức (4-28) ta có : ntb (vg/ph) Thay giá trị vào công thức (4-27) ta có : NHE= NFE Vậy với giá trị tìm đ-ợc thay vào công thức (4-24) (4-25) ta có KHL, KHL Thay tất giá trị tính toán đ-ợc vào công thức (4-22) (4-23) ta có [ H ] Khi đặt tải mét phÝa [ σF ] 4.3.4.3 TÝnh øng suÊt tiÕp xúc tải Với bánh thấm cácbon, nitơ ứng suất tiếp xúc tải đ-ợc tính theo công thức : [H]max = 40.HRCm Trong : HRCm : Độ rắn mặt : HRCm = 60 ứng suất uốn tải : [F]max = 0,8 ch (MPa) 4.3.4.4 Tính đ-ờng kính vòng lăn bánh mặt trời d = K d M K H ( K1 + 1) [ H ]2 K  bd c (4-36) Trong ®ã : 98 ... côn hộp số tự ng 4.3.4 Tinh bờn cỏc chi tit Về nguyên tắc tính toán thiết kế truyền động bánh truyền động bánh hành tinh không khác với việc tính toán thiết kế truyền động bánh thông th-ờng Tính. .. ta cần tính bền cho bánh Z3 thoả mÃn đ-ợc 4.3.2.3 Tính số bánh hành tinh số tăng OD Theo sơ đồ ph-ơng án mà ta thiết kế mômen bánh Z5 mômen bánh Z2, để đơn giản cho việc thiết kế ta chọn số bánh... Theo ta đà phân tích theo ph-ơng án thiết kế hộp số hành tinh, với hộp số đà chọn với dÃy sè D cã sè tiÕn ®ã sè số truyền tăng có số lùi ta chọn hệ thống tỷ số truyền tay sè trung gian cđa hép