Đề tài Đồ án hộp số cvt

Tính toán, thiết kế và mô phỏng hộp số CVT o Phần 1: Tổng quan về hộp số trên ô tô. o Phần 2: Tính toán hộp số CVT. o Phần 3: Đề xuất phương án điều khiển thủy lúc. o Phần 4: Nghiên cứu đề xuất hệ thống điều khiển. o Phần 5: Mô phỏng hệ thống truyền lực vô cấp có CVT bằng công cụ matlabsimulink. o Phần 6: Kết Luận

TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TRÊN Ô TÔ

Công dụng, yêu cầu, phân loại

-Thay đổi tốc độ và mô men truyền (hay lực kéo) trên các bánh xe.

-Thay đổi chiều chuyển động của xe (tiến hoặc lùi).

-Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực.

Trên một số ô tô chức năng thay đổi mô men truyền có thể được đảm nhận nhờ một số cụm khác (hộp phân phối cụm cầu xe ) nhằm tăng khả năng biến đổ mô men đáp ứng điều kiện làm việc mở rộng của ô tô.

Hộp số cần đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau:

-Có dãy tỷ số truyền hợp lý, phân bố các khoảng thay đổi tỷ số truyền tối ưu, phù hợp với tính năng động lực học yêu cầu và tính kinh tế vận tải -Phải có hiệu suất truyền lực cao.

-Khi làm việc không gây tiếng ồn, chuyển số nhẹ nhàng, không phát sinh các tải trọng động khi làm việc. Đối với các hộp số sử dụng bộ truyền có cấp, khi chuyển số thường xảy ra thay đổi giá trị tốc độ và mô men gây nên tải trọng động Hạn chế các xung lực và mô men biến động cần có các bộ phận ma sát (đồng tốc, khớp ma sát, bộ truyền thủy lực )cho phép làm đều tốc độ của các phần tử truyền và nâng cao độ bền, độ tin cậy trong làm việc của hộp số.

-Đảm bảo tại một thời điểm làm việc chỉ gài vào một số truyền nhất định một cách chắc chắn(cơ cấu định vị khóa hãm,bảo vệ ).

-Kết cấu phải nhỏ gọn, dễ điều khiển thuận tiện trong bảo dưỡng và sửa chữa.

-Có khả năng bố trí cụm trích công suất để dẫn động các thiết bị khác 1.1.3 Phân loại

Tùy theo theo yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:

* Theo đặc điểm thay đổi tỷ số truyền : Hộp số vô cấp và hộp số có cấp

- Hộp số vô cấp được dùng để tạo thành HTTL vô cấp, trong đó hộp số có tỷ số truyền biến đổi liên tục, trong khoảng tỷ số truyền (R) định sẵn, từ thấp đến cao và ngược lại Trên ô tô bộ truyền vô cấp thường gặp: Biến mô men thủy lực, bộ truyền đai đặc biệt Nếu mô men động cơ làm việc làm việc ở giá trị nhất định, sự biến đổi mô men sau hộp số vô cấp là đường liên tục, do vậy các bộ truyền này còn được gọi là bộ truyền liên tục trong khoảng tỷ số truyền R cho trước Ví dụ trên biến mô thủy lực khoảng R có thể đạt tới 2,7 trên bộ truyền đai đặc biệt có thể R=4,5.

- Hộp số có cấp ,tạo thành HTTL có cấp, được dùng phổ biến trên ô tô Tỷ số truyền hộp số thay đổi với các giá trị cố định khác nhau do vậy còn được gọi bộ truyền gián đoạn Mức độ gián đoạn phụ thuộc vào số lượng tỷ số truyền bên trong hộp số.

HTTL của ô tô có thể được tập hợp bởi các bộ truyền vô cấp và hộp số có cấp.

* Theo cấu trúc truyền lực giữa các bánh răng :

-Các bánh răng ăn khớp ngoài với các trục cố định: Hộp số thường.

-Kết hợp các bánh răng ăn khớp trong và ăn khớp ngoài có trục di động: Hộp số hành tinh

* Theo phương pháp điều khiển chuyển số của hộp số :

- Điều khiển bán tự động.

Một số loại hộp số phổ biến hiện nay

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

Cấu tạo của hộp số thường (loại 3 trục)

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 Z 1, Z 2, Z 3, Z 4, Z L1, Z L2, Z a , Z 1 ' , Z 2 ' , Z 3 ' , Z 4 ' , Z L1 ' , Z a ' bánh răng Z a 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 Z 1, Z 2, Z 3, Z 4

❑, 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.

-Vị trí tay số 1: Khi gạt cần 1 sang bên trái, lúc này, mômen 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, mômen 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, mômen 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, mômen được truyền từ trục sơ cấp, qua cặp bánh răng luôn ăn khớp, tới trục trung gian, rồi qua cặp bánh răng số 4 ra trục thứ cấp.

-Vị trí tay số 5: Khi gạt cần 3 sang bên trái, lúc này, trục sơ cấp và thứ cấp được nối với nhau, mômen được truyền thẳng từ trục sơ cấp sang trục thứ cấp. -Vị trí tay số lùi: Gạt cần 1 sang bên phải, mômen được truyền từ trục sơ cấp, qua cặp bánh răng luôn ăn khớp, tới trục trung gian, qua 2 cặp bánh răng

ZL1-ZL1 ’, ZL2-Z1 ’, rồi tới trục thứ cấp. Ưu điểm:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, bền.

- 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.

1.2.2 Hộp số tự động (AT)

Hình 1.3 Hộp số tự động

Hiện nay có rất nhiều hộp số tự động, chúng được cấu tạo theo một vài cách khác nhau nhưng các chức năng cơ bản và nguyên lý hoạt động của chúng là giống nhau.

- Hộp số cơ cấu hành tinh Wilson (nối tiếp, song song).

- Hộp số cơ cấu hành tinh Simpson.

- Hộp số cơ cấu hành tinh.

Hộp số tự động bao gồm các bộ phận chính sau:

- Hộp số hành tinh và cơ cấu chuyển số (ly hợp và phanh đai).

- Hệ thống điều khiển chuyển số (thường là hệ thống thủy lực hoặc hệ thống thủy lực điện từ) để điều khiển các ly hợp và phanh đai.

Sơ đồ cấu tạo (cơ cấu hành tinh Wilson):

Trục sơ cấp Trục thứ cấp

Hình 1.4 Sơ đồ cơ cấu hành tinh Wilson

Nguyên lý hoạt động chung của hộp số tự động là sử dụng các phanh để hạn chế một bậc tự do của cơ cấu hành tinh. Ưu điểm:

- Làm giảm mệt mỏi cho lái xe bằng cách loại bỏ các thao tác cắt ly hợp và thường xuyên phải chuyển số.

- Chuyển số một cách tự động và êm dịu tùy thuộc vào chế độ loạt động của động cơ và sức cản của mặt đường.

- Do có sử dụng biến mô nên thay đổi được momen do động cơ phát ra một cách liên tục trong khoảng nhỏ

- Giảm độ ồn khi làm việc.

- Chuyển số liên tục không ảnh hưởng tới dòng lực từ động cơ.

- Công nghệ chế tạo đòi hỏi có độ chính xác cao.

- Khả năng tăng tốc kém hơn hộp số thường.

- Việc sửa chữa hộp số tự động khá phức tạp và tốn kém.

1.2.3 Hộp số ly hợp kép (DCT)

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…

Hình 1.5 Hộp số ly hợp kép

1: Bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai

2: bánh răng thuộc bộ vi sai

8: bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai

9: bánh răng ăn khớp với bộ đồng tốc

BR: Cặp bánh răng số

1.2.4 Hộp số vô cấp (CVT)

1: Bánh đai đầu vào 2: Bánh đai đầu ra 3: Đai

Không giống như những hộp số tự động truyển thống, hộp số vô cấp CVT không có các cặp bánh răng ăn khớp để tạo tỷ số truyền Điều này có nghĩa là nó không có sự ăn khớp giữa các bánh răng Loại CVT thông thường nhất hoạt động trên một hệ thống bánh đai và dây đai truyền cho phép một sự thay đổi vô cấp và liên tục giữa giới hạn thấp nhất và cao nhất mà không có sự tách biệt riêng rẽ các vị trí số.

Cấu tạo của hộp số vô cấp gồm:

- Đai truyền bằng kim loại hay cao su có công suất cao.

- Một hệ bánh đai có đầu vào thay đổi gắn với trục quay động cơ.

- Một hệ bánh đai đầu ra dẫn đến bánh xe.

- CVT cũng có bộ vi xử lí và các cảm biến để theo dõi và điều khiển.

Mỗi bánh đai được tạo thành từ hai khối hình nón có góc nghiêng 22 độ và đặt đối diện với nhau Một dây đai chạy trong rãnh giữa hai khối hình nón này.Dây đai hình chữ V có ưu điểm hơn nếu chúng được làm từ cao su vì có ma sát cao,hạn chế trượt tuy nhiên lai có nhược điểm là không truyền được công suất lớn và tuổi thọ không cao Hai khối hình nón này có thể thay đổi khoảng cách giữa chúng Khi hai khối hình nón tách ra xa nhau, dây đai ngập sâu vào trong rãnh và bán kính của dây đai quấn quanh bánh đai sẽ giảm đi Khi hai khối hình nón này ở gần nhau thì bán kính của dây đai tăng lên CVT có thể sử dụng áp suất thủy lực hoặc lò xo để tạo ra lực cần thiết thay đổi khoảng cách giữa hai khối hình nón

Hệ bánh đai và dây đai có đường kính thay đổi này thường đi với nhau thành một cặp Một trong số đó là bánh đai chủ động được nối với trục quay của động cơ Bánh đai chủ động cũng được gọi là bánh đai đầu vào bởi vì nó nhận năng lượng trực tiếp từ động cơ đưa vào hộp số Bánh đai thứ hai gọi là bánh đai bị động nối với bánh đai chủ động hay còn gọi là bánh đai đầu ra và nó truyền momen đến trục truyền động dẫn đến bánh xe.

Khi một bánh đai tăng bán kính của nó và cái khác giảm bán kính để giữ cho dây đai luôn bám chặt vào giữa hai khối hình nón, chúng sẽ tạo ra vô số các tỷ số truyền từ mức thấp nhất cho đến cao nhất Về mặt nguyên lý, hộp số CVT hoạt động với vô số cấp độ có thể chạy ở bất cứ thời điểm nào, đối với bất cứ loại động cơ và tốc độ xe nào của xe.

Hình 1.7 Nguyên lý hộp CVT Điều đặc biệt là CVT vẫn có chế độ sang số bằng tay Bộ điều khiển có thể ra lệnh cho dây đai chuyển lên vị trí khác một cách đột ngột, không theo kiểu tuần tự Tuy nhiên, các hãng vẫn khuyến cáo khả năng tiết kiệm xăng chỉ tốt ở kiểu tự động Ưu điểm:

- Tạo cảm giác điều khiển mềm và êm hơn.

- Nâng cao hiệu quả tiêu thụ nhiên liệu nên giảm khí thải, thân thiện với môi trường.

- Công nghệ chế tạo phức tạp, các chi tiết phải được tính toán và chế tạo chính xác.

- Do truyền động bằng dây đai nên làm hạn chế về công suất của xe (công suất của động cơ không được lớn quá sẽ gây ra trượt).

Phân loại hộp số CVT

- Phân loại hộp số vô cấp (HSVC) dùng cho ô tô được chia theo phương pháp biến đổi năng lượng truyền :

- Dạng cơ khí như các bộ truyền đai cao su, đai kim loại,bánh ma sát.

- Dạng kết hợp BMM với bộ truyền đai,truyên động kết hợp cơ khí thuỷ lực. Đối với Dạng cơ khí sử dụng bộ truyền đai : a) Đai cao su :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CVT

Lựa chọn phương án thiết kế

*Phương án một: Ưu điểm :

- Dùng cho các xe có chiều dài cơ sở lớn, tận dùng trọng lực bám cầu sau. Nhược điểm:

- Chiếm khoảng không gian gầm xe lớn, cồng kềnh, khó bố trí các tiện ích khác.

- Giảm khoảng sáng gầm xe.

- Nâng cao trọng tâm của xe.

- Phải bố trí thêm các đăng và khâu khớp truyền lực, gây ồn, lãng phí.

- Động cơ đặt ngang, hộp số đặt ngang, cầu trước chủ động.

Hình 1.10 Đường truyền phương án thứ 2 Ưu điểm:

-Tận dụng trọng lực bán cầu trước.

-Không phải bố trí thêm truyền lực ra cầu sau.

- Tăng khoảng sáng gầm xe.

- Có thêm không gian bố trí các tiện ích khác.

-Thích hợp với các xe nhỏ gọn, cầu trước củ động.

Từ hai phương án trên, với mục tiêu thiết kế hộp số vô cấp cho xe du lịch 4 chỗ ngồi và tận dụng được các ưu điểm ta chọn phương án hai: động cơ động cơ đặt ngang, hộp số đặt ngang, cầu trước chủ động.

Xác định thông số cơ bản

2.2.1 Xác định dải tí số truyền bộ truyền đai

Xác định dải tỉ số truyền bộ truyền đai :

- Theo kinh nghiệm bộ truyền đai thay đổi vô cấp từ 0,40 đến 2,5 Khoảng động học xấp xỉ bằng 5,85 tương ứng với hộp số có cấp sáu số truyền.

- Dựa vào bộ truyền xe tham khảo chọn dải tỉ số truyền như sau: i thấp = 0,48 → i cao =2,1

- Để tiện cho việc tính toán điều khiển, dựa vào kết cấu cụ thể của bánh đai ta chọn đường kính làm việc của bánh đai như sau: i thấp = D ra

Hình 2.1 Bộ truyền đai kim loại

- Chọn hệ số ma sát k = 0,12.

2.2.2 Xác định kích thước bánh đai hộp số CVT

- Kích thước hộp số phụ thuộc vào đường kính các bánh đai và chiều dài khoảng cách hai tâm bánh đai

- Để xác định yêu cầu trên, ta cần phải tính toán các tham số sau: Đường kính bánh đai:

- Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ là:

D 1 mm và bánh đailớn D 2 là :

Hình 2.2 Đường kính làm việc hai bánh đai.

Chọn vật liệu làm bánh đai :

Chọn theo các tiêu chí:

+Vật liệu có hệ số masat ổn định trong điều kiện làm việc của bánh đai CVT +Vật liệu có độ biến dạng tế vi ổn định trên bề mặt masat làm việc.

+Vật liệu có độ bền về nhiệt, ứng suất, chịu được tải trọng thay đổi theo chu kỳ biến thiên ( tải trọng động).

+ Vật liệu có hệ số ma sát ổn định trong điều kiện bôi trơn.

Tính chọn khoảng cách trục và chiều dài đai kim loại:

Chọn khoảng cách trục theo tiêu chí :

+ khi lắp và vận hành cặp bánh đai không chạm vào nhau.

+ Đảm bảo đủ đường kính làm việc cho phép.

+ khoảng cách là nhỏ nhất, gọn và tốn ít vật liệu nhất.

- Chọn khoảng cách trục giữa hai bánh đai:

A= 200 (mm)Khi đó chiều dài đai được tính:

Xác định vận tốc đai : a) Vận tốc đai ở tỉ số truyền thấp :

Hình 2.3 vận tốc bánh đai ở tỉ số truyền thấp

- Xét lúc động cơ làm việc ở chế độ Momen xoắn cực đại :

- Tại vận tốc động cơ là : n800 ( vg ph )

- Khi đó ta có vận tốc quay của bánh đai bị động là: n 2 = n 1 i t hấ p n 2 = 3800

- Khi đó ta có vận tốc dây đai ở tỉ số truyền thấp :

(m/s). b) Vận tốc đai ở tỉ số truyền cao :

Hình 2.4 vận tốc đai ở tỉ số truyền cao

- Xét lúc động cơ làm việc ở chế độ Momen xoắn cực đại :

- Tại vận tốc động cơ là : n800( vg/ ph)

- Vận tốc quay của bánh đai chủ động là : n 1 = 3800(vg / ph )

- Khi đó ta có vận tốc quay của bánh đai bị động là: n 2 = n 1 i cao n 2 = 3800

- Khi đó ta có vận tốc dây đai ở tỉ số truyền cao là:

- Xét trường hợp đai chịu lực căng lớn nhất, lúc đó động cơ hoạt động ở Momen xoắn cực đại :

- Chọn hệ số dự trữ của đai : β dutru ≈1,3

- Khi đó ta có Momen dây đai truyền là :

Hình 2.5 lực vòng tác dụng lên đai.

- Góc ôm của đai được tính như sau: α 0 o −(D 2 − D 1 ) 5 7 o

- Lực căng trên dây đai:

Hình 2.7 Lực vòng tác dụng lên bánh đai.

Do T 2 rất lớn so với T 1 chọn T 2

Hình 2.8 Các lực tác dụng lên bánh đai

Dựa vào hình vẽ ta có lực ép cần tác dụng vào bang đai:

Khi đó ta có lực ép theo phương dọc trục lên bánh đai cần thiết là:

- Lực hướng tâm do lực căng đai là:

Hình 2.9 Tổng hợp lực vòng tác dụng lên trục.

Tính bền trục

2.3.1 Tính đường kính trục đai d1 D d2

Hình 2.10 Đường kính trục Đường kính trục được xác định theo công thức:

M emac : là mooomen xoắn lớn nhất M emac = 150 1 0 3 (Nmm) τ : là ứng xuất xoắn cho phép τ = 25 (MPa)

Khi đó ta có đường kính trục :

D ≥31,07 (mm)Để đảm bảo trục đủ bền và đủ lớn để lắp đường dầu ta chọn các đoạn trục như sau:

Ta có sơ đồ lực:

Hình 2.11 Các hợp lực tác dụng

- Các lực ép do xillanh thủy lực triệt tiêu Chỉ còn lực vòng có hợp lực là Fy gây uấn trục.

- Gọi các lực đặt lên các ổ O1 và O2 lần lượt là :

Fx1, Fy1, Fz1 và Fx2, Fy2, Fz2 khi đó ta có hệ:

Dấu âm chứng tỏ lực có chiều ngược lại.

 Tính trục theo độ bền uốn

Tính trục theo độ bền uốn tại tiếp diện nguy hiểm tính theo công thức σ u = M u

Mu là momen chống uốn tổng hợp tai tiết diện nguy hiểm của trục

M là momen uồn trong mặt phẳng yOx

Md là mômen uốn trong mặt phẳng zOx

Wu mômen chống uốn đối với trục :

Khi chọn vật liệu thép C45 chế độ tôi cải thiện có HB 192…240 có : σ ch E0( MPa)

Khi đó ta có giới hạn bền :

Kết luận trục đủ bền uốn.

 Tính trục theo bền xoắn τ z = M z

Mz mômen xoắn trục: Mz = 150 (Nm)

Wz mômen chống xoắn đối với trục đặc:

Kết luận : Trục đủ bên xoắn

- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp σ t = √ σ u

2 + 4 τ t 2 ≤ [σ t ] Đối với thép C45 σ t =0,8.σ ch =0,8.450 60 MN / m 2

Khi đó ứng suất uốn xoắn tổng hợp là: σ t = √ 120, 8 2 +4.17, 5 2 σ t 5,5( MPa) σ t 5,5 ( MPa) ≤ [ σ t ] 60 MPa

Kết luận trục đủ bền.

Xác định tỷ số truyền lực chính i 0

Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtô đạt được vận tốc cực đại ở tay số cao nhất của hộp số cơ khí khi xe chở đầy tải.

Ta có công thức xác định tỷ số truyền của truyền lực chính : i o = 0,377 r b n v i h v max

Trong đó : i0 : Tỷ số truyền của tryền lực chính. ih : Tỷ số truyền của hộp số ở tay số cao nhất Với phương án đã chọn thì tỷ số truyền cao nhất ứng với tay số OD có tỷ số truyền bằng 0,48. nv : Số vòng quay của động cơ khi ôtô đạt vận tốc lớn nhất nv = 6000 (vg/ph) vmax : Vận tốc cực đại của xe vmax = 176 (km/h) rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động

Ta có rb = λ.r0 r0 : Bán kính thiết kế của bánh xe r 0 =B 0,6 +.25,45.0,6+ 15

B : Là bề rộng của lốp. d : Đường kính của vành lăng bánh xe

(Với xe tham khảo, có kí hiệu của lốp là : 195/60R15)

Với các số liệu trên ta có : r b =0,935.307,5(7,5 (mm)=0,287 (m)

Thay các giá trị vào công thức (3.1) ta có : i 0 =0,377 0,287.6000

Tính toán thiết kế bộ truyền hành tinh

2.4.1 Phương trình động lực học của bộ truyền hành tinh cơ sở

Hình 2.12 : Sơ đồ cấu tạo bộ tuyền hành tinh cơ sở.

, ⃗ ω c 4 , là vecter vận tốc của bánh răng Z1, Z2, Z3, Z4 đối với cần dẫn C.

- Khi đó ta có : Theo sơ đồ trên thì tỷ số truyền viết được khi dừng bánh răng bao như sau : i MN T = ω c ω 1 ω1,ωC :Vận tốc góc của các bánh răng mặt trời và cần dẫn.

Vì các cặp bánh răng bánh (Z1 -Z2 ;Z2 -Z3 ;Z3 -Z4 ) là các cặp bánh răng ăn khớp trên một mặt phẳng nên các vecter ⃗ ω c 1 , ⃗ ω c 2 , ⃗ ω 3 c

, ⃗ ω c 4 , cùng phương nên ta có các giá trị đại số: ω c 1 =ω 1 −ω c ( a)ω c 2 =ω 2 −ω c (b)ω 3 c =ω 3 −ω c ( c)ω c 4 = ω 4 −ω c ( d)

Các cặp bánh răng Z3 -Z4 ăn khớp trong nên ta có : ω 3 c r 3 = ω c 4 r 4

Kết hợp với (d) : ω c 4 = ω 4 −ω c ( d) khi dừng cần dẫn ω 4 = 0

Các cặp bánh răng Z2 –Z3 ăn khớp ngoài nên ta có : ω 3 c r 3 =−ω 2 c r 2

Các cặp bánh răng Z2 –Z1 ăn khớp ngoài nên ta có : ω 1 c

Vậy ta có tỉ số truyền lùi được tính: i MN T = ω c ω 1 = ( − r r 1 4

Chọn tỉ số truyền lùi i=−1,5 suy ra ta có :

Vậy tỉ số truyền không phụ thuộc vào bánh răng hành tinh Khi đó ta tính được bánh răng mặt trời và bánh răng bao chỉ cần chọn bánh răng mặt trời sao cho đủ điêu kiện bền và điều khiên ăn khớp là thỏa mãn.

2.4.2 Tính toán thiết kế bộ truyền hành tinh

Về nguyên tắc tính toán thiết kế truyền động bánh răng của truyền động bánh răng hành tinh không khác với việc tính toán thiết kế truyền động bánh răng thông thường Tính toán được thực hiện cho từng cặp bánh răng ăn khớp, bao gồm các bước thiết kế tính toán và kiểm nghiệm Khi thiết kế tính toán cần phải lưu ý một vài đặc điểm sau :

Vì lực tác dụng và môđun khi ăn khớp của cặp bánh răng khi ăn khớp là như nhau, trong khi đó cặp bánh răng ăn khớp trong có độ bền cao hơn, khi dùng vật liệu như nhau ta chỉ cần tính bền cặp bánh răng ăn khớp ngoài Khi dùng vật liệu khác nhau ta tính độ bền bánh răng ăn khớp trong nhằm môc đích chọn vật liệu hoặc kiểm nghiệm. Để giảm tiếng ồn khi làm việc nên giảm môđun và tăng chiều rộng vành răng Chọn môđun thống nhất theo tiêu chuẩn để đảm bảo công nghệ sửa chữa, thay thế và lắp giáp.

Với hộp số hành tinh thì các cặp bánh răng luôn ăn khớp và có thể mang tải hoặc chỉ quay lồng không do đó làm cho hộp số có nhiều tiếng ồn Chính vì vậy mà trong hộp số ta sử dụng răng nghiêng vì nó có nhiều ưu điểm nổi bật hơn răng thẳng, làm việc êm hơn, tải trọng động giảm, chịu được tải trọng lớn.

Tuy nhiên với bánh răng nghiêng thì sinh ra lực dọc trục, nếu lực dọc trục lớn thì dẫn đến các ổ bi sẽ lớn, kết cấu trục lớn Để giảm lực chiều trục ta nên bố trí đối xứng để các lực dọc trục sinh ra sẽ tự triệt tiêu Chọn góc nghiêng β nhỏ. Góc nghiêng β được chọn như sau : Đối với ôtô con β = 30 - 45 độ. Đối với ôtô tải β = 20 - 30 độ.

Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng β = 35 độ.

Thống nhất theo quan điểm xe có thể sử dụng được sau nhiều lần đại tu, sửa chửa, thay thế và tiện cho việc sản suất hàng loạt vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là như nhau Tuy nhiên các bánh răng có cùng một môđun nên khi các bánh răng ăn khớp các bánh răng lớn sẽ chịu tải ít hơn, vì vậy mà khi bánh răng bé phải thay thế đại tu thì bánh răng lớn vẫn còn dùng được Ta chọn là thép hợp kim 40GrNi,

Bánh răng lớn: Thấm C và tôi HRC = 55 - 63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa Giới hạn chảy δ ch = 700 Mpa.

Bánh răng nhỏ: Thấm C và tôi HRC U -63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa Giới hạn chảy δ ch = 700 Mpa

2.4.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc – ứng suất uốn cho phép

Trong đó : σ Holim : ứng suất tiếp xúc cho phép. Σ Folim : ứng suất uốn cho phép.

SH, SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HRC1 `, bánh răng lớn HRC2 X σHolim1 #HRC #.63 49 , ΣFolim1 u0 σHolim1 #HRC #.62 26 , ΣFolim1 u0

KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải.

KFC = 0,9 khi đặt tải 2 phía ( Bánh răng quay 2 chiều).

KFC = 1 Khi đặt tải 1 phía ( bánh răng quay một chiều ).

NHO: Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

Nên ta có NHO1 = 30.260 2,4 = 1,87.10 7 , NHO2 = 30.250 2,4 =1,7 10 7

NHE,NFE : Chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh có : NHE = NFE = 60.c.n tΣ (3.13)

Trong đó c, n, tΣ : Lần lượt là số lần ăn khớp của một vòng quay, số vòng quay trong một phút, tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.

- Thời gian sử dụng của ôtô bằng quãng đường hiữa 2 kỳ đại tu chia cho vận tốc trung bình : t Σ = S v tb = 300000

S : Quãng đường giữa hai kỳ đại tu S = 300000 km vtb: Vận tốc trung bình của xe vtb = 80 km

Từ công thức tính vận tốc trung bình của xe ta có : v tb = 0,377.→ n tb =¿ ih : Tỷ số truyền của hộp số, ta lấy tỷ số truyền cao nhất ở số truyền tăng ih=2,1 io : Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực io = 1,75

Thay các giá trị vào công thức 3.14 ta có : n tb = 80.2,1 1,75

Thay các giá trị vào công thức (3.13) ta có :

Ta có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 =1,tương tự có KHL2 =1

1,55 = 483 MPa Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max = 2,8 δ ch2 = 2,8.700 = 1960 (MPa) [σF]1max = 0,8 σch1= 0,8.700 = 560 (MPa)

2.4.2.3 Tính đường kính vòng lăn của bánh răng mặt trời d ω1 = K d

Kd : là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng Tra bảng 6.5 [4] có :

M3 : Mômen xoắn trên bánh răng chủ động Z3 M3 được tính theo công thức sau:

K1 = 2,5: Tỷ số truyền của bánh răng mặt trời Z4 và bánh răng bao Z1

Kc : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các bánh răng hành tinh

K 0 h  : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Chọn

Ta có KHể = Kc + K 0 h  - 1 = 1,2 + 1,1 – 1 = 1,3 ψ bd : Hệ số chiều rộng vành răng Chọn ψ bd = 0,4 c: Số bánh răng hành tinh trong bộ truyền hành tinh cùng đồng thời ăn khớp với bánh răng mặt trời Ta có c = 4

Thay các giá trị đã tính ở trên vào công thức (3.15) ta có : d ω1 g,5 √ 3 150 10 1207 3 1,3 2 2 0,4 4 (2,5+1) 7,5(mm)

Lấy tròn giá trị d ω1 = 45(mm)

Chiều rộng vành răng : b ω1 =ψ bd d ω1 = 0,4.45( mm)

Môđun chọn trong dãy tiêu chuẩn m=1,5

Số răng bánh răng mặt trời :

Quy tròn ta lấy Z1 = 24 răng

Số răng bánh răng bao Z4 :

- Theo công thức tính đường kính vòng chia : d= m n z cos β

2.4.2.4 Kiểm tra điều kiện công nghệ của các bánh răng

Bánh răng trong hộp số hành tinh thường dùng là răng trụ răng nghiêng do có ưu điểm về độ ồn nhỏ và độ bền cao Số răng nhỏ nhất cho phép của bánh răng mặt trời là 14, bánh răng hành tinh là 10 Khi số răng của bánh hành tinh càng nhỏ thì tốc đọ quay càng cao, tốc độ lớn nhất của bánh răng hành tinh không vượt quá 7000 vg/ph.

Khi biết trước dặc tính K của dãy thì số răng có thể xác định được, song phải đảm bảo các quan hệ theo diều kiện đồng trục, lắp ráp, lân cận

Tính số răng của bộ hành tinh trước.

Chọn số răng bánh răng hành tinh là: Z2 = Z3 (răng)

2.4.2.5 Tính các thông số bộ truyền

- Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z1 đến bánh răng hành tinh Z2: a 1 = 0,5 m ( Z 1 + Z 2 ) cos3 5 0 = 0,5.1,5(24+ 12) cos3 5 0 2,96( mm)

Khoảng cách trục 2 bánh răng hành tinh Z2- Z3 là : a 2 = 0,5.m ( Z 3 + Z 2 ) cos3 5 0 = 0,5.1,5(12+ 12) cos 3 5 0 !,97 (mm)

- Tính lại tỷ số truyền. i lui =−1,5

- Thông số hình học của các bánh răng

- Đường kính vòng chia : d ω =m n Z cosβ

Bánh răng bao Z4: d ω4 = m n Z 4 cos β = 1,5.60 cos3 5 0 9,86 (mm)

Bánh răng mặt trời Z1: d ω1 = m n Z 1 cos β = 1,5.24 cos3 5 0 = 43,94 ( mm)

- Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng đỉnh răng được tính theo công thức : d a =d ω ± 2 m n

Dấu ( - ) ứng với ăn khớp trong, dấu ( + ) ứng với ăn khớp ngoài. Bánh răng bao Z4: d a 4 =d ω4 −2 m n ¿ 109,86 – 2.1,56,86(mm)

Bánh răng hành tinh Z2, Z3 : d a 2 = d a 3 =d ω2 +2 m n ¿ 21,97+ 2.1,5$,97 ( mm)

Bánh răng mặt trời Z1: d a 1 = d ω1 +2 m n = 43,94+2.1,5 F,94 (mm)

2.4.3.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng trên hộp số

Hình 2.13 Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng khi xe ở số 1

Ta có công thức tổng quát :

Pi : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

Mti : Mômen của bánh răng thứ i. di : Đường kính vòng chia thứ i.

Ta có công thức tổng quát :

Trong đó : α : Góc ăn khớp trên vòng tròn đường chia của bánh răng Theo TCVN với bánh răng không dịch chỉnh α = 20 0 β : Góc nghiêng của răng β = 25 0

Pi: Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

Ta có công thức tính tổng quát :

Pi : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.

2.4.3.2 Tính theo sức bền uốn Ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng được xác định theo công thức : σ H = K d K ms K c K tp K gc

P : Lực vòng tác dụng lên bánh răng (MN) b : Chiều rộng vành răng (m)

Y : Hệ số dạng răng Được tra theo bảng.

Kd: Hệ số tải trọng động bên ngoài Kd = 2,3

Kβ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ trùng khớp đối với sức bền bánh răng

Kms: Hệ số tính đến ma sát.

Với bánh răng chủ động : Kms = 1,1

Bán răng bị động : Kms = 0,9

Kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục, với các bánh răng trong bộ ruyền luôn ăn khớp thì Kc= 1

Kgc : Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở góc lượn chân răng do phương pháp gia cônh gây ra Với góc lượn không được mài với bánh răng : Kgc = 1,1

Ktp : Hệ số tính đến tải trọng phụ do sai số các bước răng khi gia công

Ktp = 1,2 mntb : Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình mntb = 2.10 -3 (m)

Khi kiểm tra bánh răng theo sức bền uấn ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất uấn cho bánh răng Z3 của bộ hành tinh.

+ Tính ứng suất uốn bánh răng hành tinh Z3

Trong trường hợp này bánh răng Z3 là bánh răng chủ động.

Hệ số tính đến ma sát : Kms = 1,1.

Chiều rộng làm việc của bánh răng b1 = 20 mm = 20.10 -3 ( m)

Tra theo đồ thị 6.18 [1] có hệ số dạng răng Y = 0,37.

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z3

Môđun pháp tuyến : mn = 2mm = 2.10 -3 m

Hệ số trùng khớp dọc : ε b1 =b 3 sin β π m n sin3 5 0

Hệ số trùng khớp ngang : ε 3 =[ 1,88 – 3,2( 1

12 )] cos 3 5 0 = 1,19 Khi có các trị số εb1=1,826 và ε b1 = 1,19 Tra theo đồ thị 4.18 [1] có Kβ = 1,58

Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức ta có : σ H 3 =2,3 1,1 1 1,2.1,1 1707.1 0 −6

Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn.

2.4.3.3 Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc

Khi kiểm tra bánh răng theo sức bền tiếp xúc ta chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho bánh răng Z2 của bộ hành tinh trước.

Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc : σ tx =0,418.cos β

Trong đó : β : Góc nghiêng của răng : β = 35 0

P : Lực vòng Như phần trước ta có P3 = 1707 10 -6 (MN)

E : Môđun đàn hồi của vật liệu, Với vật liệu là thép 25CrMnTi có :

E = 2,1.10 11 ( N/m 2 ) = 2,1.10 5 ( N/m 2 ) b ’ 3 = b 3 cos β = 18 cos 35 0 "mm".10 −3 m r1,r2 : Bán kình vòng chia của bánh răng chủ động và bánh răng bị động.

2 ,82 mm,82.10 −3 m α : Góc ăn khớp của răng.

Theo tiêu chuẩn TCVN thì bánh răng không dịch chỉnh α = 20 0 Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài thì lấy dấu “+“. Đối với cặp bánh răng ăn khớp trong thì lấy dấu “-“.

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức ta có : σ tx = 0,418.cos35 0 √ 22.1 0 1707.10 −3 sin 20 −6 2,1 1 0 0 cos 3 5 5 0 ( 22.10 1 −3 + 13.1 0 1 −3 )

So sánh giá trị ứng suất tiếp xúc của bánh răng Z3 với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép : σtx = 1039,7 (MPa ) < [σtx]= (1000 - 2500) (MPa )

Vì vậy bánh rang Z3 thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

Tính toán thiết kế Ly hợp – phanh

2.5.1 Yêu cầu cơ bản của việc tính toán thiết kế ly hợp

Phải truyền được mômen lớn của động cơ phát ra mà không bị trượt trong bất kì điều kiện sử dụng nào Đóng ly hợp phải từ từ, êm dịu, mở ly hợp phải dứt khoát, nhanh chóng khi ôtô chuyển số.

Các bề mặt ma sát phải thoát nhiệt tốt.

Kết cấu nhỏ gọn để giảm lực quán tính

Dễ thay thế, chăm sóc, bảo dưỡng

2.5.2 Kết cấu chung của ly hợp khoá

Ly hợp khoá biến mô dùng ở dạng ly hợp ma sát ướt ngâm trong dầu, hoạt động bằng áp lực dầu của hệ thống điều khiển Cấu tạo của ly hợp khoá được trình bày trên bản vẽ mặt cắt hộp số.

Vật liệu chế tạo các đĩa ép thông thường là các loại vật liệu như kim loại, gốm sứ Pittông ép các ly hợp ly hợp thông thường chế tạo bằng vật liệu là hợp kim nhôm Không gian giữa vỏ ly hợp và thân pittông tạo nên khoang chứa dầu, bao kín pittông là các xécmăng dầu được chế tạo vật liệu phi kim có khẳ năng chịu được dầu Cấu trúc của ly hợp ở dạnh thường mở, xung quanh không gian của pittông ta bố trí các lò xo trụ để đẩy pittông ở lại ban đầu khi mà áp suất trong khoang chứa dầu giảm và nhỏ hơn lục lò xo Việc cung cấp áp suất dầu vào trong khoang đẩy của pittông được thực hiện bằng van con trượt riêng được bố trí ở thân van hộp số Khi áp suất dầu được cung cấp thì áp suất trong khoang pittông tăng lên, ban đầu áp suất này thắng các lực căng của lò xo và sau đó làm cho các pittông dịch chuyển tịnh tiến và tác dụng lên đĩa ép => tạo nên trạng thái đóng và cho dòng công suất truyền qua Khi áp suất dầu trong khoang giảm thì lực ép của lò xo đẩy pittông trở lại ép dầu trở về làm cho các đĩa ma sát và đĩa ép tách rời nhau => ly hợp mở Ngoài ra ly hợp khoá cứng biến mô còn được trang bị các lò xo giảm chấn giúp ly hợp đóng mở được êm dịu hơn, chúng được bố trí xung quanh xương đĩa.

2.5.3 Phương pháp tính toán chung với các ly hợp – phanh

Hình 2.14 Sơ đồ ly hợp

Mômen ma sát của ly hợp được xác định theo công thức : M S = β M c

MS : Mômen ma sát của ly hợp

Mc : Mômen trên trục chủ động của ly hợp β : Hệ số dự trữ của ly hợp (β > 1), việc chọn hệ số β phụ thuộc vào từng loại xe Để đảm bảo truyền hết công suất và không bị trượt, ta chọn β=1,5

Mặt khác mômen ma sát của ly hợp còn có thể được viết :

Trong đó : μ : Hệ số ma sát, với vật liệu của đĩa ma sát ta chọn μ = 0,15

Rc : Bán kính ma sát trung bình. Đối với cặp ma sát hỗn hợp thì Rc được tình theo công thức sau :

R c =¿ Đối với cặp ma sát kim loại thì Rc được tình theo công thức :

RH : Bán kính ngoài của tấm ma sát

RB : Bán kính trong của tấm ma sát RB phụ thuộc vào kết cấu của hộp số, theo kết cấu của hộp số mà ta chọn R

Z : Số lượng đôi bề mặt ma sát :

Trong đó: m là số đĩa ép n là số đĩa ma sát

Khi tăng số lượng đĩa cũng như bán kính trong và ngoài của đĩa thì lực ép lên các đĩa tiếp theo phía trong sẽ giảm Vì vậy nếu ta chọn số lượng cặp ma sát lớn hơn 10 là không có lợi.

H được chọn theo kinh nghiệm như sau : α =0,68−0,82

P : Lực ép lên các đĩa

Với p : Là áp suất chuẩn trên đường ống Căn cứ vào cấu tạo hộp số mà ta thiết kế, ta chọn áp suất chuẩn trên đường ống là p ¿

S : Diện tích của pittông ép

Rn : Bán kình ngoài của pittông ép

Rt : Bán kính trong của pittông ép pittông ép

Từ các công thức và các hệ số ta có bảng thông số của ly hợp và phanh (có kích thước như nhau):

Kết luận : Qua bảng trên ta thấy các giá trị của MS > MC điều đó có nghĩa là hệ số dự trữ của ly hợp β < 1 Vì vậy mômen truyền được qua tất cả các ly hợp và hệ thống phanh đủ điều kiện làm việc.

ĐỀ XUẤT PHƯƠNG ÁN ĐIỀU KHIỂN THUỶ LỰC

Phương án đề xuất điều khiển

Hình 3.1 Sơ đồ bố trí điều khiển thủy lực

- Bánh đai bao gồm 2 phần:

+ Phần cố định trên trục và phần có thế trượt dọc trục.

+Trên phần di động ta bố trí hệ thống xillanh thủy lực

+ Để thay đổi tỉ số truyền khi đó hệ thống thủy lực cung cấp đường dầu có áp ép 2 nửa bánh đai của bánh đai chủ động lại làm khoảng cách giữa chúng nhỏ lại và đồng thời làm tăng khoảng cách 2 bánh đai bị động Hai điều này xảy ra đồng thời và ngược lại làm cho tỉ số truyền thay đổi một cách liên tục trong dải hoạt dộng của bộ truyền đai.

+Sự thay đổi tỉ số truyền thông qua 2 hệ thống van:

- Hệ thống van thay đổi dải truyền động thông qua cần chọn dải của người điều khiển oto.

- Hệ thống van thông qua sự thay đổi tải của động cơ ( độ mở bướm ga,tốc độ của bánh đai và tốc độ xe.

Tính toán kết cấu đề xuất

- Dựa vào thông số kêt cấu chọn: d 4 p(mm) d 3 0 (mm)

- Khi đó ta có diện tích xillanh thủy lực là :

Có lực F ép #000 N khi đó áp xuất cần điều khiển của dòng dầu:

+Dựa vào áp suất cần điều khiển chọn:

- Bơm dầu trợ lực điều khiển bánh đai là bơm bánh răng ăn khớp ngoài

- Bơm được đẫn động trực tiếp từ trục động cơ.

- Thông qua các van điều khiển mà dầu được cấp tới các xillanh điều khiển các bánh đai làm việc

3.3 Mô hình mô phỏng hệ thống truyền lực trong

Matlab là một môi trường tính toán số và lập trình, được thiết kế bởi công ty Mathworks Matlab cho phép tính toán số với ma trận, xây dựng các đồ thị hàm số hay biểu đồ thông tin ,thực hiện các chương trình đồng thời còn có tính tương thích với các chương trình máy tính viết trên nhiều ngôn ngữ lập trình khác Với các tính năng trên Matlab cho phép mô phỏng tính toán, thực nghiệm nhiều mô hình trong thực tế và kỹ thuật đặc biệt là trong thư viện Simulink. Matlab được Cleve Moler phát minh vào năm 1970 Ban đầu Matlab chỉ được ây dựng cho các ứng dụng của các kỹ sư thiết kế Tuy nhiên với các tính năng ưu việt nó được sử dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực Cho đến nay đã có hơn 7 phiên bản Matlab được phát hành Năm 2004 công ty Mathworks cho biết đã có hơn một riệu người ở các nền công nghiệp và các trường đại học khác nhau sử dụng Matlab.

Simulink là một thư viện của Matlab là một công cụ mạnh cho xây dựng mô hình, mô phỏng và phân tích các hệ động lực phức tạp Được xây dựng từ rất nhiều thư viện nhỏ có chứa nhiều khối tương ứng với các hàm truyền hay mô tả tín hiệu Simulink có tính liên kết cao với các phần còn lại của Matlab đồng thời có thể thay đổi hiệu, chỉnh các phần tử của Simulink từ Matlab Với các tính năng trên Simulink có ứng dụng rộng rãi trong nhiều ngành kỹ thuật đặc biệt là cho lý thuyết điều khiển và các quá trình xử lý tín hiệu số Hiện nay Simulink có xu hướng tích hợp thêm nhiều các ứng dụng dựa trên sự tương thích với các chương trình viết bằng ngôn ngữ lập trình khác như Chính sự mềm dẻo và hiệu quả trong việc sử dụng code mã khiến Simulink có ứng dụng rộng rãi và là công cụ phổ biến cho các hệ nhúng.

3.4.1 Cơ sở xây dựng mô hình

Từ phương trình cân bằng công suất của ô tô:

Phương trình biểu thị công suất tại bánh xe chủ động:

- Nk công suất động cơ phát ra tại bánh chủ động.

- Nt công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực.

- Nf công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn.

- Nω công suất riêu hao để thắng lực cản không khí.

- Ni công suất riêu hao để thắng lực cản dốc.

- Nj công suất riêu hao để thắng lực cản quán tính.

Từ phương trình này có phương trình cân bằng lực kéo của ô tô:

- Fk lực kéo tiếp tuyến phát ra ở bánh xe chủ động.

- Fj lực cản quán tính.

Phương trình (*) được biểu thị dưới dạng khai triển như sau:

- Me là mô men xoắn động cơ.

- it tỷ số truyền hệ thống truyền lực.

- rbx bán kính bánh xe.

- A diện tích cản chính diện của xe.

- δ hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay.

Từ phương trình trên ta có thể thiết lập được vòng lặp truyền từ động cơ qua hệ thống truyền lực xuống bánh xe với các thông số đã cho của xe Như vậy từ các phương trình động lực học cho ô tô ta có thể xây dựng được mô hình hệ thống truyền lực của xe với các thông số đầu vào cho trước. với α, β là tín hiệu ở bướm ga và góc dốc của đường đã biết trước Như vậy có thể xây dựng vòng lặp :

Trên cở sở đó mô hình được xây dựng:

- Có hai tín hiệu đầu vào : độ mở bướm ga và góc dốc.

- Khối động cơ nhận tín hiệu độ mở bướm ga cho tín hiệu ra khối CVT.

- Khối thân xe nhận tín hiệu từ khối CVT và tín hiệu cản từ tín hiệu góc dốc

- Khối điều khiển CVT nhận tín hiệu độ mở bướm ga,tín hiệu từ khối thân xe để điều khiển khối CVT.

Mô hình đã được xây dựng bằng matlab _simulink như sau:

Hình 3.3 Mô hình hệ thống truyền lực ô tô có CVT

Mô hình được xây dựng với các giả thiết:

Không xét đến ảnh hưởng của các lực ngang tới bánh xe trong quá trình chuyển động.

Không xét đến sự giao động của các bánh xe.

Không xét đến sự trượt của ly hợp cũng như sự phanh xe.

Phương trình trên trục động cơ

Từ đó suy ra: ω e = ∫ Me−M I c−cvt dc dt

- Me mô men động cơ phát ra.

- Mc-cvt mô men cản từ trục bánh đai chủ động của bộ truyền CVT

- Idc mô men quán tính bánh đà động cơ. Đồ thị đặc tính tốc độ của động cơ cho trước như hình sau:

0 200 400 tai dong co[-] ne [v/ph]

Hình 3.4: Đồ thị đặc tính tốc độ(Me)của động cơ

Suất tiêu thụ nhiên liệu có ích g e = G nl

Do đó lượng tiêu thụ nhiên liệu của xe:

Q= ∫ N I e G nl dc ρcA nl dt ρcA nl tỷ trọng của nhiên liệu kg/l

Mô men động cơ phát ra ta lấy theo hàm của tốc độ ne và độ mở bướm ga α Được lấy theo kết quả của bảng sau:

Bảng tham chiếu giá trị mô men động cơ theo ne và α Ở đây ta cần quan tâm thêm một thông số rất quan trọng đó là suất tiêu hao nhiên liệu riêng có ích của động cơ đốt trong ge Giá trị này sẽ được đưa vào mô hình giống như Me dưới dạng bảng tham chiếu Suất tiêu thụ nhiên liệu riêng của động cơ được coi như là hàm của mô men và tốc độ vòng quay trục động cơ ge=f(Me,ne) Như vậy có nghĩa khi động cơ phát ra giá trị mô men Me ở tốc độ vòng quay ne bảng tham chiếu sẽ cho ta một giá trị ge Dưới đây là bảng giá trị ge theo Me và ne

Bảng tham chiếu giá trị ge

Các giá trị trong bảng 1 và 2 được lấy theo động cơ tham khảo V=1.6l Đồ thị suất tiêu hao nhiên liệu ge theo ne, Me như sau:

Hình 3.5 Đồ thị đặc tính ge theo Me và ne.

Từ các dữ liệu cho trước khối động cơ đã được xây dựng trong

Hình 3.6 Mô hình động cơ.

Khối động cơ nhận hai tín hiệu đầu vào là : tín hiệu độ mở bướm ga α và mô men cản từ bộ CVT Mc-cvt Khối cho hai tín hiệu ra là tốc độ ne (rad/s), công suất của động cơ Ne(W) và mức tiêu thụ nhiên liệu riêng ge cho việc khảo sát. n e = 30 ω e Π ω e = ∫ M e − I M c−cvt dc dt + ω 0 M e = f ( Alfa , n e ) N e = M e ω e g e =f ( M e , n e )

Khối CVT nhận 3 tín hiệu đầu vào là tốc độ trục động cơ ne được truyền từ khối động cơ tới, tín hiệu bán kính Rp từ bộ điều khiển truyền tới và mô men cản truyền tới trục bánh đai bị động Ba tín hiệu ra bao gồm tỷ số truyền icv t của bộ truyền đai, tốc độ quay của trục bánh đai bị động ω s truyền tới khối truyền lực chính và Mc-cvt truyền tới trục của động cơ Quan hệ giữa các tín hiệu vào, tín hiệu ra được xây dựng dựa trên các quan hệ toán học cho bới các công thức sau: ω s = v d

R p R s = l −2 d a c os (δ )−R p ( Π +2 δ ) Π −2 δ δ =ar sin( ¿ R p − R s d a ) ¿lx3.71 ( mm) ;S p =S s =0.01η cvt % , d a = 200 mm

Rp ,Rs : lần lượt là bán kính làm việc bánh đai chủ động và bị động (m)

Sp ,Ss : độ trượt giữa bánh đai chủ động và bị động với đai (m/s)  p ,  s : Vận tốc góc của bánh đai chủ động và bánh đai bị động (rad/s) icvt : tỉ số truyền của bộ truyền đai da : khoảng cách trục của bộ truyền đai (m) Khối CVT thực chất là một bộ truyền động đai kim loại, các thông số của bộ truyền đai được lấy từ phần tính toán với các kết quả như sau:

Bán kính làm việc của bánh đai : Rmin@mm ,Rmax mm

Tỷ số truyền của bộ truyền đai : imin=0.48 ; imax = 2.1 Ở đây độ trượt giữa bánh đai với đai thép là một đại lượng biến thiên và phụ thuộc vào nhiều yếu tố như: hệ số ma sát μ giữa bánh đai với đai, vật liệu chế tạo đai và bánh đai, tỷ số truyền của bộ truyền đai, mômen truyền đến bánh đai chủ động…[10]

Hình 3.7 Quan hệ giữa hệ số ma sát μ và độ trượt tổng S [1] a, tỷ số truyền cao (i cvt =2.1) b, tỷ số truyền trung gian Hình 3.8 : Độ trượt tổng và độ trượt ở mỗi bánh đai [10]

Trên hình là kết quả đo trên bộ truyền đai tham khảo ở các điều kiện: mômen cản và vận tốc góc bánh đai chủ động là không đổi trong 2 trường hợp

Ta thấy độ trượt trên bánh chủ động luôn nhỏ hơn trên bánh bị động và xấp sỉ bằng 0 ở các số truyền trung gian chỉ xảy ra trượt khi ở số truyền thấp nhất Để đơn giản cho quá trình mô phỏng ta chọn độ trượt cho các bánh đai là hằng số:

Một vấn đề ta cần quan tâm ở đây nữa là hiệu suất η của bộ truyền Hiện nay ta chưa đưa ra được một con số chính xác là hiệu suất của CVT bằng cụ thể bao nhiêu trong quá trình hoạt đông Không giống như bộ truyền động bánh răng hiệu suất luôn không đổi trong quá trình hoạt động η của bộ truyền đai luôn biến thiên trong quá trình hoạt động và phụ thuộc vào nhiều yếu tố như đối với độ trượt S. η= ω s T s ω p T p

T s =T p i cvt −T h ω s = ω p i cvt −ω tonh ao η= ω s T s ω p T p =(1− T h i cvt T p )(1−S )=η T η S

Trong đó Th : là mô men tổn hao

Ts, Tp : Mô men trên bánh bị động và chủ động

Hình 3.9 Hiệu suất CVT theo độ trượt tổng S

Trong quá trình mô phỏng ta lấy giá trị hiệu suất của bộ truyền đai là 88%

Từ các dữ liệu khối CVT được xây dựng như sau:

3.4.4 Mô hình TLC-thân xe-bánh xe

Khối thân xe-bánh xe

Khối thân xe-bánh xe có 2 tín hiệu đầu vào và 2 tín hiệu đầu ra

Nhóm tín hiệu vào gồm có:

- ω s tốc độ bánh đai bị động được truyền từ khối CVT tới.

- icvt tí số truyền bộ truyền đai, lấy từ khối CVT.

Nhóm tín hiệu ra gồm có:

-Vận tốc dại của ô tô V(km/h).

-Mô men cản bán trục Mc1 truyền tới khối CVT.

Mối quan hệ giữa các tín hiệu đầu vào và tín hiệu đầu ra được xây dựng dựa trên các quan hệ toán học sau:

M c1 = F x r bx i 0 F x = Z φ= Z f ( s) s= ω bt r bx −V ω bt r bx ω bt = ω s i 0 V = ∫ F x −F f − m F ω ± F i r bx =0.31, i 0 =7.5,

- Fx : Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động.

- Z : Tải trọng phân bố lên cầu.

- S : Độ trượt ở bánh chủ động.

- I0 : Tỉ số truyền lực chính.

Từ các phép toán và thông số cho trước của xe:

- Hệ số cản không khí.

Mô hình xe được xây dựng:

Hình 3.11 Mô hình thân xe-bánh xe

Ta xây dựng khối thân xe với các điều kiện sau:

- Động cơ đặt trước cầu trước chủ động.

- Phân bố tải trọng trên các cầu là 55/45.

- Khối lượng xe khi đầy tải m00kg.

- Khối thân xe nhận 3 tín hiệu đầu vào gồm có:

- Tỷ số truyền icvt của bộ truyền đai.

- Lực kéo tiếp tuyến Fx ở bánh xe chủ động truyền tới từ khối bánh xe Hai tín hiệu ra gồm có:

- Vận tốc dài V của ô tô.

- Tải trọng phân bố trên các cầu trong quá trình xe chuyển động Fz

Hình 3.12 Mô hình thân xe

Gồm có bánh xe chủ động và bánh xe bị động Ở đây ta chỉ xét tới quá trình xe chuyển động tịnh tiến trên đường bằng, không xét đến quá trình phanh cũng như trường hợp xe chuyển động trên đường nghiêng hay quay vòng xe Do vậy các lực tác lên bánh xe chỉ gồm có lực kéo tiếp tuyến trên bánh xe chủ động và phản lực Z từ mặt đường Với các điều kiện đó ta xây dựng mô hình bánh xe như sau:

Hình 3.13 :Mô hình bánh chủ động

Khối bánh chủ động sẽ nhận tín hiệu vào là vận tốc dài V của ô tô và tốc độ góc bán trục qua đó tính được độ trướt S giữa bánh xe với mặt đường sau đó truyền tới khối Hệ số bám-độ trượt Khối sẽ cho ta giá trị của hệ số bám φ ứng với mỗi giá trị của độ trượt S Từ giá trị φ và tải trọng phân bố nên mỗi bánh xe ta tính được lực kéo tiếp tuyến Fx và mô men cản bán trục Mbx

3.4.5 Đề suất mô hình bộ điều khiển mờ a.Đặt vấn đề

Với mỗi loại động cơ sẽ có một đặc tính riêng (hình 5.12) và nó cho thấy suất tiêu thụ nhiên liệu riêng của động cơ là thay đổi trong phạm vi rộng trong miền làm việc của động cơ Và tồn tại một tập hợp các điểm làm việc tối ưu của ĐC (H 4.13) Ứng với giá trị công suất của động cơ phát ra sẽ ứng với một giá trị ne gọi là tốc độ tối ưu hay mong muốn đạt được, khi động cơ làm việc ở chế độ này thì xuất tiêu hao nhiên liệu riêng của động cơ là nhỏ nhất

Ta xem xét một ví dụ sau:

MÔ PHỎNG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC VÔ CẤP CÓ