Trong suốt quá trình hoàn thành luận văn tốt nghiệp, bên cạnh quá trình cố gắng của bản thân và được sự giúp đỡ tận tình, động viên khích lệ của thầy cô, bạn bè và các kỹ sư tại Thaco Kia. Qua đây, Em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến nhà trường cùng với các Thầy Cô giảng viên tại trường Đại Học Giao Thông Vận Tải TP. Hồ Chí Minh cùng với các Anh Kỹ sư tại Nhà máy lắp ráp Ô tô Thaco Kia. Qua thời gian nghiên cứu làm đề tài đã giúp em nắm vững hơn các kiến thức đã học, nâng cao kỹ năng tìm hiểu về chuyên môn và có cái nhìn tổng quan hơn về thực tế. Vì thời gian có hạn, nguồn tài liệu và kiến thức còn hạn chế nên không thể tránh khỏi những thiết sót nhất định. Em rất mong nhận được những ý kiến đóng góp và những lời nhận xét từ quý Thầy Cô, cùng các Anh Kỹ sư.
BỐ TRÍ CHUNG TRÊN Ô TÔ
Bố trí động cơ trên xe
Các phương án sau đây thường được sử dụng để bố trí động cơ trên xe đó là:
Phương án này sử dụng được cho tất cả các loại xe, phương án này lại chia thành 2 cách bố trí như sau:
2 a) Động cơ đặt trước và nằm ngoài buồng lái
Khi động cơ đặt trước và nằm ngoài buồng lái (hình 1.1a) sẽ tạo điều kiên cho cộng việc sửa chữa và bảo dưỡng thuận tiện hơn Khi động cơ làm việc, nhiệt năng do động cơ tỏa ra và sự rung động của động cơ ít ảnh hưởng đến tài xế và hành khách
Nhưng trong trường hợp này hệ số sử dụng chiều dài cảu xe giảm xuống Nghĩa là thể tích chứa hàng hóa hoặc lượng hành khách sẽ giảm Mặt khác, trong trường hợp này tầm nhìn của người lái bị hạn chế, ảnh hưởng đến độ an toàn chung b) Động cơ đặt trước và nằm trong buông lái (hình 1.1b)
Phương án này đã hạn chế và khắc phục được những hạn chế của phương án vừa nếu trên Trong trường hợp này hệ số sử dụng chiều dài của xe tăng đáng kể , tầm nhìn người lái thoáng hơn
Nhưng do động cơ đặt trong buồng lái, nên thể tích buồng lái sẽ giảm và đòi hỏi phải có biên pháp cách nhiệt và cách âm tốt, nhằm hạn chế các ảnh hưởng của động cơ đên tài xế và hành khách như nóng và tiếng ồng do động cơ phát ra
Khi động cơ nằm trong buồng lái thì công tác bảo dưỡng và sửa chữa sẽ gặp khó khan Bởi vậy trường hợp này người ta thường sử dụng buồng lái lật (hình 1.1h) để sễ dàng chăm sóc động cơ
Ngoài ra một nhược điểm nữa cần lưu ý là phương pháp này sẽ làm trọng tâm xe năng cao, làm cho độ ổn định của xe bị giảm
Phương án này thường được sử dụng ở xe khách và xe du lịch
Khi động cơ đặt sau (hình 1.1d) thì hệ số sử dụng chiều dài tăng, bởi vậy phần chứa khách sẽ lớn hơn so với trường hợp động cơ đặt trước nếu chiểu lài L của 2 xe là như nhau, nhờ vậy lượng khách hàng sẽ nhiều hơn
Nếu chúng ta lựa chọn phương án này, đồng thời cầu sua là cầu chủ động, cầu trước bị động, thì hệ thống truyền lực sẽ đơn giản hơn vì không cần sử dụng đén truyền động các đăng
Ngoài ra, nếu động cơ đặt sau xe, thì người lái nhìn rất thoáng, hành khách và người lái hoàn toàn không bị ảnh hưởng bởi tiếng ồn và sức nóng động cơ
Nhược điểm của phương pháp này đó là vấn đề điều khiển động cơ, li hợp, hộp số… sẽ phức tạp hơn vì các bộ phận này nằm cách xa người lái
1.1.3 Động cơ đặt giữa buồng lái và thùng xe
Phương án này (hình 1.1c) có ưu điểm là thể tích buồng lái tăng lên, người lái nhìn sẽ thoáng và thường chỉ sử dụng ở xe tải và 1 số xe chuyên dùng trong ngành xây dựng
Và nhược điểm của phương án này đó là nó làm giảm hệ số sử dụng chiều dài và làm cho chiều cao trọng tâm xe tăng lên, dó đó tính ổn định của xe giảm đi Để trọng tâm xe nằm ở vị trí thấp nhất, bắt buộc phải thay đổi sự bố trí thùng xe và một số chi tiết khác 1.1.4 Động cơ đặt dưới sàn xe
Phương án này được sử dụng ở xe khách (hình 1.1e) và nó có ưu điểm như trường hợp động cơ đặt sau
Nhược điểm đó chính là khoảng sáng gầm máy bị giảm, hạn chế phạm vi hoạt động của xe và khó sửa chữa và bảo dưỡng a) d)
Hình 1.1 Bố trí động cơ trên ô tô a) Nằm trước buồng lái b) Nằm trong buồng lái c) Nằm giữa buông lái và thùng xe d) Nằm đằng sau xe e) Nằm dưới sàn xe h) Buông lái lật
Dựạ vào ưu điểm, nhược điểm và tính kinh tế của các phương án bố trí động cơ
ta lựa chọn phương án động cơ đặt trước nằm ngoài buồng lái.
Bố trí hệ thống truyền lực trê ô tô
Hệ thống truyền lực trên ô tô bao gồm các bộ phận và cơ cấu nhằm thực hiện nhiêm vụ truyền mô men xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động Hệ thống truyền lực thường bao gồm các bộ phận sau:
- Ly hợp: viết tắt LH
- Hộp số: viết tắt HS
- Hộp phân phối: viết tắt P
- Truyền động các đăng: viết tắt C
- Truyền lực chính: viết tắt TC h)
- Vi sai: viết tắt VS
- Bán trục: viết tắt N Ở trên xe 1 cầu chủ động sẽ không có hộp phân phối Ngoài ra, ở xe tải với tải trọng lớn thì trong hệ thống truyền lực sẽ có thêm truyền lực cuối cùng
Mức độ phức tạp của hệ thống truyền lực 1 xe cụ thể được thể hiện qua các công thức bánh xe Công thức bánh xe được ký hiệu tổng quát như sau: a x b Trong đó: a là số lượng bánh xe b là số lượng bánh xe chủ động Để đơn gioản và không bị nhầm lẫn, với ký hiệu trên chúng ta quy ước đối với bánh kép cũng chỉ koi là 1 bánh Thí dụ cho các trường hợp sau:
4 x 2: xe có 1 cầu chủ động (có 4 bánh xe, trong đó có 2 bánh xe là bánh chủ động)
4 x 4: xe có 2 cầu chủ động (có 4 bánh xe và cả 4 bánh xe đều là bánh chủ động)
6 x 4: xe có 2 cầu chủ động (có 6 bánh xe, trong đó có 4 bánh xe là bánh chủ động)
6 x 6: xe có 3 cầu chủ động (có 6 bánh xe và cả 6 bánh đều là bánh chủ động)
1.2.1 Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2 a) Động cơ đặt trước và cầu sau chủ động
Phương án này được thể hiện ở hình 1.2, thường được sử dụng ở xe con và xe tải hạng nhẹ, phương án này rất cơ bản và đã xuất hiện từ rất lâu
Hình 1.2 Động cơ đặt trước và cầu sau chủ động ĐC HS
6 b) Động cơ đặt sau và cầu sau chủ động
Phương án này được thể hiên ở hình 1.3 thường được sửa dụng ở 1 số xe du lịch và xe khách Trong trường hợp này thì hệ thống truyền lực sẽ gọn và đơn giản hơn vì không cần đến truyền động các đăng ở phương pháp này có thể bố trí động cơ, li hợp, hộp số, truyền lực chính gọn thành 1 khối
Hình 1.3 Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động c) Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động
Phương án này được thể hiện ở hình 1.5 thường được sử dụng phổ biến ở xe con nhiều năm gần đây Cách bố trí này rất gọn và hệ thống truyền lực đơn giản vì động cơ nằm ngang, nên các bánh răng của truyền lực chính là các bánh răng trụ, chế tạo đơn giản hơn bánh răng nón ở các bộ truyền lực chính trên xe khác
Hình 1.4 Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động
1.2.2 Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x4
Phương án này được sử dụng nhiểu ở xe tải và 1 số xe con Trên hình 1.7 trình bày hệ thống truyền lực của xe du lịch VAZ-2121 (ản xuất tại CHLB Nga) Ở bên trọng hộp phân phối có bộ vi sai giữa hai cầu và cơ cấu khóa vi sai đó khi cần thiết
Hình 1.5 Hệ thống truyền lực xe VAZ-2121
1.2.3 Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x4
Hình 1.6 Hệ thống truyền lực của xe KAMAZ-5320
Phương án này được sử dụng nhiều ở các xe tải có tải trọng lớn ở hình 1.8 là hệ thống truyền lực 6x4 của xe tải KAMAZ-5320 (sản xuất tại CHLB Nga) Đặc điểm cơ bản của
8 cách bố trí này là không sử dụng hộp phân phối cho 2 cầu sau chủ động, mà chỉ dùng 1 bộ vi sai giữa 2 cầu nên kết cấu rất gọn
1.2.4 Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x6
Phương án này được sử dụng hầu hết ở các xe tảu có tải trọng lớn và rất lớn Một ví dụ cho trường hợp này là hệ thống truyền lực của xe tải URAL 375 (sản xuất tại CHLB Nga) ở trên hình 1.9 Đặc điểm chính của hệ thống truyền lực này là trong hộp phân phối có bộ vi sai hình trụ để chia công suất đến các cầu trước, cầu giữa và cầu sau Công suất dẫn ra cầu giữa và cầu sau được phân phối thông qua bộ vi sai hình nón (như ở hình 1.8)
Ngoài ra có một số hệ thống truyền lực ở một số xe lại không sử dụng bộ vi sai giữa các cầu như xe ZIL 131 ZIL 175 K…
Hình 1.7 Hệ thống truyền lực của xe URAL 375
Dựa vào những phân tích ở trên ta lựa chọn phương án bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2, động cơ đặt trước và cầu sau chủ động
Cơ cấu truyền lực chính
Truyền lực chính dùng để tăng mômen xoắn và truyền mômen xoắn từ trục các đăng cho các bán trục theo đường vuông góc (góc 90 0 ) Truyền lực chính có thể là truyền lực đơn gồm có một cặp bánh răng hoặc truyền lực kép gồm có hai cặp bánh răng Truyền lực chính được lắp bên trong vỏ cầu chủ động
1.3.2 Phân loại truyền lực chính
Truyền lực chính trên xe ôtô có thể phân loại theo dạng bộ truyền, theo số lượng tỷ số truyền hay theo số cặp bộ truyền a) Theo dạng bộ truyền
- Truyền lực chính kiểu xích: sử dụng phổ biến trên các loại xe gắn máy
- Truyền lực chính kiểu trục vít – bánh vít: rất ít gặp
- Truyền lực chính kiểu bánh răng: dùng phổ biến trên xe ô tô hiện nay b) Theo số lượng tỷ số truyền
- Truyền lực chính một cấp
- Truyền lực chính hai cấp:
Cho phép thay đổi tỉ số truyền của truyền lực chính (i01 i02) Qua đó cho phép cải thiện đường đặc tính kéo phù hợp với từng loại đường
Hình 1.8 Sơ đồ nguyên lý cấu tạo truyền lực chính hai cấp
10 c) Theo cặp tỉ số truyền
Truyền lực chính đơn (i 0 = 3 7): chỉ có một cặp bộ truyền ăn khớp
Hình 1.9 Sơ đồ truyền lực chính đơn a - Loại bánh răng côn b - Loại hypoit c - Loại trục vít bánh vít
Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng:
Trục của các bánh răng được bố trí dưới một góc bằng 90 0 , nhưng có khi được bố trí dưới một góc khác 90 0 Nhưng hiện nay bộ truyền này ít được sử dụng
- Ưu điểm của bộ truyền: dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ
- Nhược điểm của bộ truyền:
+ Số răng ít nhất của bánh răng nhỏ lớn hơn 9 răng Nếu nhỏ hơn 9 sẽ xuất hiện hiện tượng cắt chân răng
+ Nếu xe có tỷ số truyền lớn thì kích thước của bộ truyền lớn
Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn:
Gồm bánh răng chủ động được chế tạo liền trục, còn bánh răng bị động được chế tạo rời thành vành răng Vành răng sau khi được chế tạo được lắp ghép cố dịnh với vỏ vi sai thành một khối
Hình 1.10 Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn
1: bánh răng chủ động 2: cụm vi sai 3: bánh răng bị động
- Ưu điểm của bộ truyền:
+ Số răng nhỏ nhất của bánh răng chủ động có thể lấy từ 6 7 răng mà vẫn đủ bền và ăn khớp tốt
+ Kích thước và trọng lượng của cầu xe nhỏ gọn
+ Làm việc êm dịu do có nhiều răng đồng thời ăn khớp
+ Có khả năng truyền lực và mômen lớn, khả năng chống mòn tốt
+ Gia công được trên các máy cắt có năng suất cao
- Nhược điểm của bộ truyền:
+ Phát sinh lực chiều trục ở tâm ăn khớp và phương của lực thay đổi theo chiều quay của bánh răng
+ Có thể gây hiện tượng kẹt răng
Truyền lực chính đơn hypôit:
Là loại truyền chuyển động mà bánh răng có răng theo đường cong Đặc điểm quan trọng của loại truyền động này là đường tâm của bánh chủ động và bánh bị động được bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục là E
Hình 1.11 Truyền lực chính đơn hypôit
1: bánh răng chủ động 2: bánh răng bị động 3: bộ vi sai
- Ưu điểm của bộ truyền:
+ Số răng nhỏ nhất của bánh chủ động là nhỏ (5,6 răng)
+ Làm việc êm dịu (hơn cả cặp bánh răng côn xoắn)
+ Hiệu suất của bộ truyền cao = 0,94 0,96
+ Khi chế tạo bộ truyền động thì không đòi hỏi vật liệu thật tốt
+ Có thể dịch chuyển được trục của bánh răng chủ động so với bánh răng bị động một khoảng dịch trục: E = 0,2 d2
+ Trục có kết cấu vững, độ bền lớn, làm việc êm dịu
- Nhược điểm của bộ truyền:
+ Phải dùng dầu bôi trơn chuyên dùng
+ Khi lắp ráp bộ truyền đòi hỏi lắp phải chính xác
Truyền lực chính trục vít bánh vít: Được sử dụng trên xe ô tô có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước của bộ truyền phải nhỏ Đặc điểm của truyền động trục vít – bánh vít là trục vít có thể đặt trên hoặc dưới bánh vít
Hình 1.12 Truyền lực chính trục vít – bánh vít
8: trục vít 9: bánh răng bị động
- Ưu điểm của bộ truyền:
+ Làm việc êm do có số răng ít, kích thước nhỏ mà tỷ số truyền lớn
+ Có thể đặt vi sai ngay giữa cầu xe do vậy mà cầu xe có kết cấu đối xứng, dễ tháo lắp
+ Đối với xe có 3 cầu chủ động thì bộ truyền có khả năng truyền mômen quay lên cả 2 cầu chủ động thông qua 1 trục
+ Khi đặt trục vít xuống dưới thì hạ thấp được trọng tâm xe
+ Áp suất riêng ở chỗ tiếp xúc của răng của bộ truyền là nhỏ
- Nhược điểm của bộ truyền:
+ Hiệu suất thấp do mất mát công suất vì có ma sát dọc răng
+ Khó khăn trong việc bơm xe
+ Chế tạo cặp bánh vít bằng hợp kim màu
Truyền lực chính bánh răng trụ: Được dùng trên các ô tô con có động cơ đặt trước nằm ngang và cầu trước chủ động
Hình 1.13 Truyền lực chính bánh răng trụ 1: Bánh răng chủ động 2: Bánh răng bị động
- Ưu điểm: Có kết cấu gọn nhẹ, đơn giản dễ bảo dưỡng sửa chữa giá thành thấp nên được sử dụng ở các hệ thống truyền lực củ ô tô Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh răng nên tỷ số truyền của dạng lày bị hạn chế (i0 < 7)
Sử dụng hai cặp bộ truyền ăn khớp Nó gồm hai cặp bánh răng: cặp bánh răng côn xoắn và cặp bánh răng trụ So với truyền lực chính đơn, truyền lực chính kép do sử dụng hai cặp bộ truyền nên cho tỷ số truyền lớn mà vẫn có được khoảng sáng gầm xe lớn do kích thước hướng kính nhỏ hơn
Truyền lực chính kép tập trung:
Gồm 2 cặp bánh răng lắp ráp chung vào một hộp giảm tốc nằm ở giữa cầu chủ động
Hình 1.14 Sơ đồ truyền lực chính kép kiểu tập trung
1: Bánh răng quả dứa 2: Bánh răng vành chậu 3: Vi sai 4: Cặp bánh răng ăn khớp; 5: Vòng bánh răng; 6: Bánh răng hành tinh 7: Bánh răng trung tâm
Truyền lực chính kép phân tán:
Hình 1.15 Truyền lực chính kiểu phân tán loại kép 1: Hộp giảm tốc cuối cùng 2: Vi sai
Phân chia cặp bánh răng nón và bánh răng trụ thành 2 hộp giảm tốc:
- Hộp giảm tốc trung tâm được gọi là truyền lực trung ương hay truyền lực giữa
- Hộp giảm tốc thứ 2 đặt ở bánh xe chủ động được gọi là truyền lực cạnh hay truyền lực cuối cùng
- Truyền lực cuối cùng có nhiều dạng:
+ Kiểu bộ bánh răng hành tinh
1.3.3 Lựa chọn truyền lực chính Để có thể đảm bảo tỷ số truyền cần thiết mà kết cấu của cầu xe lại đơn giản, gọn nhẹ và kinh tế thì ta nên dùng được truyền lực chính loại đơn (37) Vẫn có thể dùng truyền lực loại kép (512), nhưng khi đó kết cấu của bộ truyền sẽ phức tạp lên và kích thước của cụm cầu tăng lên, do phải bố trí thêm một cặp bánh răng ăn khớp
Dựa vào những phân tích ở trên, xét về mặt ưu điểm và nhược điểm của từng loại truyền động ta chọn truyền lực chính đơn loại hypoit.
Vi sai
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng
1.4.2 Yêu cầu của cụm vi sai
- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí
- Có hiệu suất truyền động cao
- Theo kết cấu gồm có:
+ Vi sai bánh răng nón
+ Vi sai bánh răng trụ
+ Vi sai ma sát thủy lực
+ Vi sai có tỉ số truyền thay đổi
+ Vi sai có hành trình tự do
- Theo công dụng chia thành 3 loại:
+ Vi sai giữa các bánh xe
+ Vi sai giữa các cầu
+ Vi sai giữa các truyền lực cạnh
- Theo mức độ tự động chia thành 3 loại:
+ Vi sai không có hãm
+ Vi sai có hãm bằng tay
+ Vi sai hãm tự động
- Theo giá trị hệ số hãm chia thành:
+ Vi sai ma sát trong nhỏ (k = 00,2)
+ Vi sai ma sát trong lớn (k = 0,210,7)
1.4.4 Kết cấu một số dạng vi sai a) Vi sai cam
- Cấu tạo: Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3 có chế tạo liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lại tựa lên vành cam
18 ngoài 6 và vành cam trong 7 Trên vành cam 6 và 7 có sẻ các rãnh then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe
1 - Bánh răng côn chủ động 2 - Bánh răng côn bị động 3 - Vỏ vi sai
4 - Vành ngăn 5 - Cam 6 ,7 - Vành cam
+ Khả năng vượt trơn lầy tốt hơn vi sai đối xứng tính năng động cơ cao hơn
+ Đảm bảo cho ôtô không có trượt quay một trong số các bánh xe chủ động
+Vi sai cam một dẫy sinh ra mô men động khi vi sai làm việc chóng mòn
+ kết cấu ổ tăng và phải tăng độ bền, độ cứng vững cho toàn bộ cơ cấu do đó sẽ làm tăng trọng lượng và kích thước chung của cơ cấu lên
+ Mms lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất b) Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng
Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định:
Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răng vành chậu 1 - côn xoắn 8); bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 4, hai bánh răng côn bán trục 3 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát
Trục chữ thập có lỗ rộng bên trong có lò xo để ép hai bánh răng côn bán trục cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai
Hình 1.17 Vi sai tăng ma sát có lực ma sát cố định 1: Bánh răng vành chậu 2: Vỏ vi sai 3: Bánh răng bán trục 4: Bánh răng hành tinh
5: Lò xo ép 6: Đĩa ma sát 8 Bánh răng côn chủ động
+ Khả năng động lực học tốt hơn các loại vi sai khác
+ Trị số mô men hãm tỉ lệ với mô men truyền lên các bánh xe
+ Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi
- Nhược điểm : + Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt
+ Mms lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất
Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định
Hình 1.18 Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định 1: Bánh răng côn chủ động ; 2: Bánh răng vành chậu 3: Vỏ vi sai 4: Đĩa ma sát 5; Trục 6 Bánh răng bán trục 7 Bánh răng hành tinh
+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực học tốt hơn các loại vi sai khác
+ Trị số mô men hãm tỉ lệ với mô men truyền lên các bánh xe
- Nhược điểm: Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễ gây sự cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất như nhau
1.4.5 Chọn kiểu vi sai trong hệ thống truyền lực cho xe
Do yêu cầu xe cần có khả năng quay vòng tốt, kết cấu đơn giản, giá thành rẻ và khả năng phân phối đều mô men xoắn ra cả hai bán trục Do đó ta chọn loại vi sai bánh răng côn đối xứng giữa các bánh xe có ma sát trong bé
Hình 1.19 Vi sai bánh răng côn đối xứng 1: Bánh răng vành chậu 2: Nắp bên trái hộp vi sai 3: Bu lông 4: Bánh răng hành tinh 5: Bánh răng bán trục 6: Trục bánh răng hành tinh 7: Đệm điều chỉnh
8: Bán trục 9: Vỏ vi sai
Lựa chọn thông số tính toán và phương án thiết kế
Do yêu cầu làm việc của bộ truyền có tỷ số truyền không lớn, tính năng thông qua không đòi hỏi cao ta chọn sơ đồ bố trí động cơ đặt trước, cầu sau chủ động với cơ cấu truyền lực chính đơn loại hypoit
Và nội dung đề tài là: “thiết kế cơ cấu truyền lực chính – vi sai trên ô tô con”, nên ta sẽ lưạ chọn thông số thiết kế cơ bản dựa trên xe cơ sở Toyota Vios 1.5G 2007
Loại động cơ 1,5L, 1NZ-FE, xăng
Kiểu 4 xy lanh, thẳng hàng, 16 van, DOHC-VVT-i
Hộp số Tự động 4 cấp
Hệ thống nạp nhiên liệu EFI (Phun nhiên liệu điện tử)
Chiều dài cơ sở (mm) 2550
Chiều rộng cơ sở (mm) 1470/1460 (trước/sau)
Khoảng sáng gầm xe (mm) 150
Trọng lượng không tải (kg) 1055-1110
Trọng lượng toàn tải (kg) 1520
Bán kính quay vòng tối thiểu m 4,9
Dung tích bình nhiên liệu 42
Phanh trước Đĩa thông gió
Giảm sóc trước Kiểu McPherson thanh cân bằng
Giảm sóc sau Thanh xoắn ETA với thanh cân bằng
Vành mâm xe Mâm đúc
Mô men xoắn cực đại (Nm) 144
Số cầu chủ động 1 cầu chủ động
Khối lượng cầu trước (kg) 800 [Ga1 = 8000 (N)]
Khối lượng cầu sau (kg) 720 [Ga2 = 7200 (N)]
Tỷ số truyền của truyền lực chính I0 = 5,125
Tỷ số truyền của tay số thứ nhất
(Tỉ số truyền vi sai)
Bảng 1 Thông số lựa chọn tính toán dựa trên xe cơ sở Toyota Vios 1.5G 2007
THIẾT KẾ CƠ CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH VI SAI
Chọn vật liệu thiết kế
Các bánh răng trong truyền lực chính được chế tạo bằng thép hợp kim có thành phần các bon thấp hoặc trung bình: 12XH3A; 15HM; 18X; 18XHMA; 20XHM; 35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA…khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng suất pháp tuyến cho phép là: [ ]tx = 15000-25000, [KG/cm 2 ]
Truyền động đơn cấp, nên ta không cần phân phối tỷ số truyền.
Lựa chọn chế đệ tải trọng tính toán
Chế độ tính toán từ động cơ đến bánh răng chủ động:
Mtt1 = Memax.itl. tl = 144.4,12.0,9 = 534 (Nm)
- Memax: mô men xoắn lớn nhất trên trục khuỷu động cơ (KGm)
- itl: tỷ số truyền lực tính từ động cơ đến bánh răng chủ động (tính ở tay số 1); itl = ihs1
- tl : hiệu suất truyền lực Chọn tl = 0,9
Chế độ tính toán tính theo lực bám của mặt đường đến bánh răng chủ động:
24 bx bx bx bx b tt i n r
- : hệ số bám của bánh xe với mặt đường = (0,7-0,8); chọn = 0,7
- Gb: tải trọng thẳng đứng mà một bánh xe chủ động chịu được
- ibx: tỷ số truyền tính từ bánh xe đến bánh răng chủ động ibx = i0
- rbx: bán kính bánh xe (m) rbx = 25,4.15/2 +185 = 375,5 mm
- bx : hiệu suất truyền lực từ bánh xe lên bánh răng chủ động
- nbx: số bánh xe chủ động
Tải trọng tính toán được lấy: Mtt = Mmin (Mtt1, Mtt2)
Mô men trên trục bánh răng nghiêng được tính theo:
Vậy ta chọn chế độ tải trọng tính từ động cơ đến bánh răng chủ động.
Tính toán truyền lực chính
P M bx tl tl e k = = Lập tỷ số:
- Vận tốc trung bình: Vtb = 50 km/h
- Số vòng quay của bánh răng trên bộ truyền vi sai:
- Xác định quãng đường tính toán:
+ Sđ: quãng đường tính toán
+ Si: quãng đường tính ở tay số thứ i
+ S0: quãng đường tính cho đến khi đại tu S0 = 100000 (km)
- Căn cứ vào bảng hình II-1(TKCTM), với vận tốc trung bình đã chọn
Vậy ta có quãng đường tính toán là:
+ Kn: hệ số tính bền lâu theo ứng suất uốn
+ K’n: hệ số tính bền lâu theo ứng suất tiếp
Theo hình bảng II-2 (TKCTM) ta có:
- Xác định thời gian làm việc của bánh răng :
Dựa vào hình bảng II-5 (TKCTM) ta xác định :
+ Thời gian làm việc của các tay số tiến là :
+ Thời gian làm việc của tay số lùi :
- Thời gian làm việc tương đương:
2.3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng hypoit
- Số răng: + Bánh nhỏ: Z 1 chọn theo i 0 ta có Z 1 = 6 ;
- Chiều dài đường sinh: L = 14 3 Me max i 0 L = 90 mm
- Mô đun mặt mút lớn: m s
2.3.2.2 Các thông số hình học của cặp bánh răng truyền lực chính hypoit
Hình 2.1 Các thông số cơ bản của truyền lực chính
Ký hiệu Ý nghĩa Ký hiệu Ý nghĩa
L Chiều dài đường sinh d 1 Đường kính vòng chia h 1 ’ Chiều cao răng d 2 Đường kính vòng chia h 2 ’ Chiều cao răng 1 Góc mặt nón lăn h 1 ” Chiều cao chân răng 2 Góc mặt nón lăn h 2 ” Chiều cao chân răng e 1 Góc côn ngoài h Chiều cao toàn bộ răng e 2 Góc côn ngoài d tb1 Đường kính trung bình 1 Góc chân răng d tb2 Đường kính trung bình 2 Góc chân răng
- Mô đun pháp tuyến: mn1 = ms.cos 1 = 6.0,643 = 3,858 mm mn2 = ms cos2 = 6.0,866 =5,196 mm
- Góc ăn khớp trong tiết diện mặt mút lớn ( s ): tgs1 cos 1
+ Bánh răng chủ động: d1 = m Z1 = 6.6 = 36 mm
+ Bánh răng bị động: d2 = ms Z2 = 6.30 = 180 mm
- Góc mặt nón lăn: tg 1 0
- Tính lại chiều dài nón (L): L = ms
- Chiều cao đầu răng: h’ = ms = 6 mm
- Chiều cao chân răng: h” = 1,25 ms = 1,25 6 = 7,5 mm
- Chiều rộng bánh răng: b = l L với l là hệ số chiều rộng bánh răng ,chọn l = 0,3 ta có : b = 0,3.130 = 39 mm
- Mô đun mặt pháp tuyến của răng:
+ Bánh răng chủ động: mn1 = ms.(1- 0,5
+ Bánh răng bị động: mn2 = ms(1- 0,5
- Đường kính vòng tròn chia tương đương: dtđ1= Ztđ1 ms = 14,66 6 = 87,96 mm dtđ2= Ztđ2 ms = 374,45 6 = 103,92 mm
- Đường kính trung bình: dtb1 = d1.(1- 0,5 L) = 36.(1- 0,5 0,3) = 30,6 mm dtb2 = d2.(1- 0,5 L) = 180.(1- 0,5 0,3) = 153 mm
- Khoảng dịch trục (e): e = (0,1 0,25) D2 với D2 là đường kính vòng tròn nguyên của bánh răng bị động ở đáy nón cơ sở
2.3.2.3 Tính lực tác dụng lên các bánh răng a) Lực tác dụng lên bánh răng chủ động
- M1 – mô men quay trên trục của bánh răng chủ động
- ih1 – tỉ số truyền của hộp số ở tay số một, ih1 = 5,125
- tl – hiệu suất truyền lực
Q (1) = 19998 N b) Lực tác dụng lên bánh răng bị động
Q (1) = 28511,08 N c) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng TLC
- Đối với bánh chủ động: thép 30XH3A, dạng nhiệt luyện Xêmentit
- Đối với bánh chủ động: thép 30XHM, dạng nhiệt luyện Xêmentit
Tra bảng, ta có các thông số về sức bền của cặp bánh răng TLC như sau:
- Đối với bánh chủ động:
Giới hạn bền vững khi răng bị hỏng : = 160 170 KG/mm 2
Giới hạn bền lâu theo uốn khi răng làm việc theo chu kỳ đối xứng:
− 1 = 40 KG/mm 2 Ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm việc theo chu kỳ cơ sở:
N0 tx = 6,5KG/mm 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài:
- Đối với bánh bị động:
Giới hạn bền vững khi răng bị hỏng : = 150 155 KG/mm 2
Giới hạn bền lâu theo uốn khi răng làm việc theo chu kỳ đối xứng:
− 1 = 35 KG/mm 2 Ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm việc theo chu kỳ cơ sở:
33 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài:
tx = 39 KG/mm 2 d) Kiểm tra sức bền cặp bánh răng của TLC
Kiểm tra sức bền tiếp xúc của răng
Ta chỉ cần kiểm tra đối với bánh lớn theo công thức:
tx - ứng suất tiếp xúc của răng (N/ mm 2 )
E – mô đun đàn hồi của vạt liệu chế tạo bánh răng Đối với thép E = 2.10 5 N/ mm 2
- hệ số tăng bền , chọn = 1,25
Ta thấy tx tx ,vậy cặp bánh răng TLC đảm bảo độ bền tiếp xúc của răng b) Kiểm tra sức bền uốn của răng
. 85 , 0 với y là hệ số dạng răng tra theo bảng phụ thuộc vào số răng tương đương
- Đối với bánh răng chủ động:
Ta thấy u 1 u 1 , vậy bánh răng chủ động đảm bảo sức bền uốn của răng
- Đối với bánh răng bị động:
Ta thấy u 2 u 2 , vậy bánh răng bị động đảm bảo sức bền uốn của răng
2.3.3 Tính chọn trục của TLC
2.3.3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục
Do bánh răng chủ động của TLC có kích thước nhỏ nên thường được chế tạo liền trục
Vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo trục cũng là vật liệu chế tạo bánh răng chủ động
C – hệ số tính toán, có thể lấy C = 120
N – công suất trên trục dẫn N = Nemax tl
N 7.0,91 ,37 KW n- tốc độ vòng quay trên trục dẫn
+ Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục (l): l = (2,5 3)d = (2,5 3) 53 = 132 159 mm Chọn l = 150 mm
+ Khoảng cách từ bánh răng đến gối đỡ cánh bánh răng (l1): l1 = b+B+a
B – chiều rộng ổ lăn với đường kính trục d = 53 mm tra bảng ta có B = 30 mm a – khoảng cách từ cạnh bánh răng đến cạnh ổ lăn, chọn a = 10 mm
- Tính phản lực lên các gối đỡ:
+ Lập phương trình cân bằng mô men đối với điểm A và phương trình cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có:
+ Lập phương trình cân bằng mô men đối với điểm A và phương trình cân bằng các lực trong mặt phẳng XOZ ta có:
- Tính mô men uốn tổng cộng tại tiết diện nguy hiểm:
- Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo công thức:
+ Mtđ - mô men tương đương trên trục dẫn
+ - ứng suất cho phép của trục dẫn , = 550 N/ mm 2
Tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên ta chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn của ổ là d = 65 mm Tại tiết diện lắp ổ còn lại chọn d = 50 mm
2.3.4 Chọn ổ lắp với trục của truyền lực chính
Trục của TLC vừa chịu lực hướng tâm, vừa chịu lực dọc trục nên ta chọn loại ổ lắp với trục là loại ổ bi đỡ chặn Căn cứ vào đường kính trục tra bảng trong thiết kế chi tiết máy ta có kích thước của ổ lăn như sau:
- Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 65 mm ta chọn ổ kiểu 36313 với các kích thước như sau:
+ Đường kính ngoài của ổ: D = 140 mm
+ Bán kính góc ngoài của ổ: r = 3,5 mm
- Đối với ổ lắp tại tiết diện trục có d = 50 mm ta chọn ổ kiểu 36310 với các kích thước như sau:
+ Đường kính ngoài của ổ: D = 110 mm
+ Bán kính góc ngoài của ổ: r = 3 mm
Tính toán bộ truyền vi sai
Chế tạo bằng gang rèn hoặc thép 40 ở đây ta chọn vật liệu chế tạo vỏ vi sai là gang rèn có ký hiệu:
2.4.1.2 Trục chữ thập vi sai
Chế tạo bằng thép hợp kim như 12XH3A; 18X; 30X; 20X; 38X có nhiệt luyện, ở đây hộp vi sai được chế tạo bằng thép 18X
+ Giới hạn chảy : ch = 850 N/mm 2
Sau khi nhiệt luyện cho pha xemantit đến độ sâu 0,8 11 mm trong dầu ở nhiệt độ; t
= 840 o c Ram ở 210 o c độ cứng sau khi nhiệt luyện đạt HRC = 62
2.4.1.3 Các bánh răng vi sai
Chế tạo bằng các loại thép 15 HM; 18XTT; 35X
Chọn vật chế tạo bánh răng hành tinh là thép 15 HM có:
+ Giới hạn chảy : ch= 650 N/mm 2
→ Sau khi nhiệt luyện có độ cứng đạt: HRC = 56
Theo công thức (3-46 TKCTM), ta có:
[]u = 0,8ch = 0,8.650 = 520 N/mm 2 (ứng suất uốn cho phép khi quá tải) 2.4.2 Động học và động lực học vi sai
Hình 2.2 Cơ cấu vi sai đặt giữa 2 bánh xe cầu chủ động 1&2-bánh răng bán trục; 3-bánh răng hành tinh
- Khi ô tô chuyển động thẳng và sức cản hai bên bánh xe, bán kính lăn các bánh xe chủ động bằng nhau thì tốc độ quay của bán trục bằng nhau hay, khi đó: 1 = 2 = c
- Nếu hãm hoàn toàn một bánh răng bán trục: Giả sử bánh răng1 khi đó, có thể tìm được giá trị vận tốc góc của bánh xe không dừng là : 1 = 2 c
- Trường hợp bánh xe trái quay ngược chiều với bánh phải với tốc độ góc bằng nhau: Đây là trường hợp khi hãm cứng đột ngột và bánh xe có hệ số ma sát với đường không bằng nhau nên quay với vận tốc bằng nhau về hai phía ngược nhau, khi đó vỏ vi sai đứng yên:
- Trường hợp hai bánh ô tô có vận tốc không bằng nhau: Đó là khi quay vòng khi đó ta có: 1 ≠ 2
2.4.2.2 Động lực học vi sai
- Ta có sơ đồ nguyên lý làm việc của vi sai đối xứng bánh răng côn
Hình 2.3 Sơ đồ nguyên lý làm việc của visai đối xứng bánh răng côn
1,2 – Bánh răng bán trục 3- Bánh răng hành tinh
Vi sai là một cơ cấu hành tinh bao gồm khâu chủ động 4 đồng thời là cần dẫn, các bánh răng đầu bán trục 1 và 2 và các bánh răng hành tinh 3
Vi sai truyền mô men tới các bánh xe chủ động với điều kiện cho phép, các bánh xe chủ động có thể quay với các tốc độ khác nhau khi ôtô quay vòng hoặc đi trên đường gồ ghề Tùy theo kết cấu của visai mà mô men phân chia cho các bánh xe chủ động có thể thay đổi khác nhau trong quá trình chuyển động Đối với visai đối xứng, quan hệ vận tốc góc giữa hai bán trục của visai được thể hiện qua biểu thức: n 1 + n 2 = 2n 0 ( 1)
Biểu thức trên cho thấy các bán trục có thể quay với các vận tốc hoàn toàn khác nhau theo
+ Nếu ôtô chuyển động thẳng, điều kiện cản ở 2 bên bánh xe giống nhau thi mô men được phân đều ra 2 bên bán trục:
+ Nếu do điều kiện chuyển động, các bánh xe quay với vận tốc khác nhau (giả sử n 1 > n 2 ), lúc này các bánh răng hành tinh quay quanh trục của nó và lăn trên các bánh răng 1 và
2 và gây nên tổn thất năng lượng do ma sát Nms:
( ở đây đã bỏ qua tổn thất tại các ổ )
Như vậy, phương trình cân bằng công suất là:
Kết hợp với biểu thức (1) ta được:
Từ các biểu thức trên : M 2 = M 1 + Mms
Như vậy mô men nội ma sát trong cơ cấu visai có thể đóng vai trò quan trọng và có ảnh hưởng lớn đến khả năng làm việc của nó trong điều kiện đường xấu, đối với các loại vi sai bánh răng, nội ma sát rất nhỏ nên ta có thể viết: M 2 = M 1
Biểu thức trên cho thấy trong mọi trường hợp, mô men truyền tới các bên bánh xe đều bằng nhau
2.4.3 Tính toán thông số cơ bản của bộ vi sai
2.4.3.1 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
Hình 2.4 Các thông số cơ bản của vi sai
Ký hiệu Ý nghĩa Ký hiệu Ý nghĩa
L Chiều dài đường sinh d 1 Đường kính vòng chia h 1 ’ Chiều cao răng d 2 Đường kính vòng chia h 2 ’ Chiều cao răng 1 Góc mặt nón lăn h 1 ” Chiều cao chân răng 2 Góc mặt nón lăn h 2 ” Chiều cao chân răng e 1 Góc côn ngoài h Chiều cao toàn bộ răng e 2 Góc côn ngoài d tb1 Đường kính trung bình 1 Góc chân răng b
42 d tb2 Đường kính trung bình 2 Góc chân răng
- Mô men trong vi sai được tính:
- Mô men cực đại trên bánh răng hành tinh vi sai ở tay số 1
+ q = 2 là số bánh răng hành tinh
- Chiều dài đường sinh phải thoả mãn điều kiện sau:
+ [ H ]: ứng suất tiếp xúc cho phép vật liệu chế tạo bánh răng
[ H ] = 2210 (N/mm 2 ) + Kbe: hệ số chiều rộng bánh răng, Kbe = 0,3
+ K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng K H =1,31,5
+ KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 Mpa 1/3 : hệ số phụ thuộc loại bánh răng và vật liệu răng
Thay các giá trị vào công thức trên, ta được:
- Chọn số răng của các bánh răng căn cứ vào điều kiện cắt chân răng (TKCTM)
+ Bánh răng hành tinh với = 0 , 1 thì Z1 12,8 ta chọn số răng Z1 = 13
bánh răng bán trục Z2 = Z1.ivs = 13.2 = 26
- Mô đun mặt mút lớn nhất: mte = 4 (mm) chọn theo tiêu chuẩn
- Mô đun vòng trung bình: mtm = mte (1-0,5 Kbe) = 4(1-0,5.0,3) = 3,4 (mm)
- Mô đun mặt mút lớn nhất được tính theo công thức: ms = 4,82
- Xác định góc côn chia ngoài:
- Chiều rộng vành răng: b 0,3.L= 0,3.70 = 21 (mm)
- Mô đun trung bình (TKTTÔTÔ)
+ Bánh răng hành tinh 1 = arctg (Z1/Z2) = 26.57 0
- Đường kính vòng chia: d1 = ms Z1 = 4,82.13 = 62,66 (mm) d2 = ms Z2 = 4,82.26 = 125,32 (mm)
- Hệ số chiều cao và khe hở hướng kính:
+ Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng độ êm dịu, ta lấy:
+ Hệ số chiều cao răng: f0 = 1
+ Hệ số khe hở hướng kính: cs’= 0,118
khe hở hướng kính: cn’= cs’.ms = 0,118.4,82 = 0,57 (mm)
- Chiều cao làm việc của răng: h1 = 2 f0.ms = 2.1.4,82 = 9,64 (mm)
- Khe hở hướng kính: c’s = c’n.ms = 2,75 (mm)
- Chiều cao toàn bộ răng: h = h1 + cs’ = 9,64 + 2,75 = 12,39 (mm)
- Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở tiết diện đầu răng : s = 0,38
- Chiều cao đầu răng: h1’ = ms (f0s+s) = 6,65 (mm) h2’ = h1 - h1’= 9,64- 6,65 = 2,99 (mm)
- Khoảng cách từ đỉnh tới mép ngoài vành răng:
- Bán kính trung bình tương đương:
2.4.3.2 Kiểm tra góc ăn khớp nhỏ nhất ở tiết diện đầu răng mà răng không bị cắt chân răng
Như vậy thỏa mãn điều kiện min n 0
2.4.3.3 Kiểm tra hệ số trùng khớp
- Hệ số trùng khớp prôphin mặt đầu xác định theo công thức:
s = 1,1245 vậy thoả mãn điều kiện (1 1,25 )
+ Hệ số trùng khớp chiều dọc răng: s b b b m
Vì bánh răng nón răng thẳng nên:
- Lực vòng tác dụng lên bánh răng côn:
2.4.3.4 Tính toán bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc
+ P: là lực vòng s s s s s os s s os s
+ E: là môđun đàn hồi; E = 21,5.10 4 [N/mm 2 ]
Thay các giá trị vào công thức trên, ta được:
2.4.3.5 Tính toán bền cặp bánh răng theo ứng suất uốn y m b
Dựa vào bảng 8 (TKCTM) ta chọn y = 0,11
Thay các giá trị vào ta được:
TT Thông số Giá trị
3 Tỷ số truyền của vi sai ivs = 2
4 Chiều dài đường sinh L = 70 (mm)
5 Số răng của các cặp bánh răng Z1 = 13; Z2 = 26
6 Mô đun mặt mút lớn nhất mte = 4 (mm)
7 Mô đun mặt trung bình mtm = 3,4 (mm)
8 Mô đun mặt mút lớn nhất ms = 4,8 (mm)
10 Chiều rộng vành răng b = 2 (mm)
11 Mô đun trung bình mtb = 4,1(mm)
13 Đường kính vòng chia d1 = 62,66 (mm) d2 = 125,38 (mm)
14 Đường kính trung bình dtb1 S,26 (mm) dtb2 = 106,52 (mm)
15 Chiều cao làm việc của răng h1 = 9,64 (mm)
16 Khe hở hướng kính C ’ s = 2,75 (mm)
17 Chiều cao toàn bộ răng h = 12,39 (mm)
18 Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở trung điểm răng s = 0 , 38
19 Chiều cao răng h1’= 6,65 (mm) h2’ = 2,99 (mm)
20 Chiều cao chân răng h1” = 5,57 (mm) h2” = 9,4 (mm)
23 Khoảng cánh từ đỉnh đến mép ngoài răng H1 = 60,08 (mm)
24 Số răng tương đương Ztd1 = 15 Ztd2 = 58
25 Bán kính trung bình tương đương rtd1 = 25,51 (mm) rtd2 = 102,03 (mm)
26 Đường kính đỉnh răng De1 = 74,55 (mm)
Bảng 2 Tổng kết số liệu tính toán bánh răng vi sai
MÔ PHỎNG CƠ CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI TRÊN PHẦN MỀM CATIA
Giới thiệu chung
CATIA – Computer Aided Three Dimensional Interactive Application, nghĩa là Xử lí tương tác trong không gian ba chiều có sự hỗ trợ của máy tính là một phần mềm thương mại phức hợp CAD/CAM/CAE được Dassault Systemes (công ty Pháp) phát triển và IBM phân phối trên thế giới CATIA V5 phổ biến nhất được viết bằng ngôn ngữ lập trình C++ Catia là viên đá nền tảng đầu tiên cảu bộ phền mềm quản lý toàn bộ chu trình sản phẩm của Dassault Systemes (PLM)
Vào những năm 60, là giai đoạn ngành máy bay của Pháp đang phát triển rất mạnh và liên tục đặt ra nhiều bài toán nan giải gấy rất nhiều khó khăn cho các ký sư thiết kế trong ngành như tính toán khí động học, phân tích ứng suất, đề ra các phương pháp gia công tối ưu để tiến hành chế tạo các chi tiết trong thời gian nhanh nhất
Vì lí do trên nên dự án phát triển một phần mềm đồ họa giải quyết các bài toán trên được đề ra và bắt đầu được Dassault Systemes thực hiện ý tưởng vào năm 1967 Và sau 10 năm thì CATIA được hình thành và sử dụng (trong phạm vi nội bộ) vào năm 1977 với cái tên ban đầu là CATI (Conception Assistée Tridimensionnelle Interactive – Trợ giúp thiết kế tương tác 3 chiều) Phần mềm này được viết để thiết kế máy bay chiến đấu Mirage lừng danh của Dassault, sau đó được áp dụng trong ngành hàng không vũ trụ, ô tô, đóng tàu và các ngành công nghiệp khác
Và CATIA gồm có các mảng chức năng như :
- CAD : dùng thiết kế các chi tiết từ đơn giản đến phức tạp
- Generative Shape Desgin : bao gồm các modul xử lí bề mặt, tạo các mặt phẳng phức tạp, ứng dụng nhiều trong hàng không
- CAM : Bao gồm các modul về phay và tiện
- Analysis : Bao gồm các modul về phân tích động lực học, kết cấu, phân tích ứng dụng chi tiết
Kết cấu sơ bộ của cơ cấu truyền lực chính – vi sai
Hình 3.1 Kết cấu cụm cơ cấu truyền lực chính-vi sai
3 Vòng bi bánh răng bán trục
10 - 12 Vòng bi-bạc đạn côn
17 Vỏ bên trái vi sai
18 Bu lông chốt bánh răng vành chậu
21 Bu lông chốt giữa cơ cấu truyền lực chính & 1 phần dầm cầu
23 Trục bánh răng hành tinh
24 - 25 Bu lông chốt trục bánh răng hành tinh
Quy tình công nghệ lắp ráp truyền lực chính – vi sai
3.3.1 Các phương pháp lắp ráp
- Phương pháp lắp lẫn hoàn toàn
- Phương pháp lắp lẫn không hoàn toàn
- Phương pháp lắp chọn hay lắp nhóm
- Phương pháp lắp ráp có điều chỉnh
- Phương pháp lắp ghép có sử nguội
3.3.2 Lựa chọn phương pháp lăp ghép
Từ việc phân tích các phương pháp lắp ghép, ưu nhược điểm của chúng và đặc điểm các mối ghép điển hình của truyền lực chính vi sai là: Độ chính xác cao, nhiều chi tiết, phức tạp, thao tác lắp ráp khó khăn, Cho nên ta không chọn riêng một phương pháp lắp ráp nào cả mà là tổ hợp của các phương pháp ở trên như lắp chọn, lắp theo nhóm, lắp có điều chỉnh, lắp lẫn không hoàn toàn, Và thực hiện ở các chế độ lắp chặt, lắp lỏng và lắp trung gian
Việc phân nhóm lắp ghép phải dựa trên sự nghiên cứu kỹ bản lắp của tổng thành Dựa vào bản vẽ truyền lực chính đã cho, ta có thể chia tổng thành này ra thành 4 nhóm lắp ghép:
Nhóm 1: Nhóm bánh răng côn chủ động, nó bao gồm:
1: Bánh răng côn chủ động 2: Trục truyền lực chính 3: ổ bi côn trước
4: Nắp vòng bi 4: Vòng đệm chắn dầu 5: Vòng đệm chắn dầu
6: ống lót cách vòng bi 7: ổ bi côn đỡ sau 8: Phớt chắn dầu
9: Chụp bụi 10: Bích nối 11: Vòng đệm
Nhóm 2: Nhóm vi sai, nó bao gồm:
1: Vỏ vi sai 2: ổ bi đở 3: Đệm điều chỉnh bánh răng bán trục
4: Bánh răng bán trục 5: Đệm điều chỉnh bánh răng vi sai 6: Bánh răng vi sai
7: Trục vi sai 8: Chốt trục vi sai 9: Bánh răng vành chậu
Nhóm 3: Nhóm vỏ cacte dầu:
1: Võ cacte dầu 2: Đệm 3: Bu Lông thăm dầu
Nhóm 4: Nhóm vỏ truyền lực chính:
1: Vỏ truyền lực chính 2: Đệm vênh 3: Đai ốc điều chỉnh
3.3.3.2 Lập sơ đồ mở rộng lắp ráp theo nhóm
Trong tổng thành truyền lực chính vi sai đơn nghiên cứu ở trên có tổng 4 nhóm: Nhóm bánh răng nón chủ động, nhóm vi sai, Nhóm vỏ truyền lực chính, Nhóm cate dầu nhóm vỏ truyền lực chính và nhóm cacte dầu gồm ít chi tiết và lắp ráp đơn giản nên ta không lập sơ đồ lắp nhóm ở đây Dưới đây là sơ đồ lắp nhóm bánh răng nón chủ động và nhóm vi sai a) Nhóm bánh răng chủ động
- Chi tiết cơ bản: Trục có bánh răng nón liền trục
- Có hai phân nhóm: Phân nhóm nắp ổ bi đỡ trước và phân nhóm bích nối
- Các chi tiết còn lại lắp ráp theo thứ tự
- Các chi tiết lắp ráp: Bu lông, đai ốc và vòng đệm
Khâu kiểm tra tiến hành sau khi lắp xong 2 ổ bi côn đỡ Kiểm tra độ dịch chuyển dọc trục điều chỉnh bằng các lá căn đệm
Hình 3.2 Sơ đồ lắp ráp nhóm bánh răng chủ động
1 Trục truyền lực chính và bánh răng chủ động
11 Ê cu hãm b) Nhóm vi sai.
- Chi tiết cơ bản: Vỏ vi sai
- Có hai phân nhóm: Phân nhóm trục chữ thập và phân nhóm vỏ vi sai phải
- Các chi tiết được lắp ghép theo thứ tự
- Các chi tiết lắp ráp là: Bu lông, đai ốc, vòng đệm
Khâu kiểm tra được tiến hành sau khi lắp vi sai xong Kiểm tra sự làm việc của vi sai, kiểm tra và điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa bánh răng hành tinh và bánh răng mặt trời và điều chỉnh dọc trục
Hình 3.3 Sơ đồ lắp ráp nhóm vi sai.
3 Đệm điều chỉnh bánh răng bán trục
7 Đệm điều chỉnh bánh răng vi sai
Thao tác thực hiện trên Catia
3.4.1 Vẽ bánh răng vành chậu
- B1: Tạo Part Design, chọn mặt yz
-B2: Dùng lệnh Sketch 1 dóng các đường thẳng góc côn đã tính
- B3: Dùng Sketch 2 tại mặt yz, tạo 2 đường thẳng và ràng buộc 2 đầu của 2 đoạn đó vào 2 đường thẳng trên cùng và dưới cùng
- B4: Dùng Extrude để tạo 2 mặt phẳng trên 2 đường thẳng vừa tạo bởi lệnh Sketch 2
- B5: Lần lượt dùng Sketch 3 và 4 để tạo biên dạng răng trên 2 mặt phẳng đã tạo từ Extrude
- B6: Dùng Sketch 5 tại mặt yz, vẽ biên dạng của thân bánh răng
- B7: Dùng Shaft quay biên dạng vừa tạo ở Sketch 5 theo trục z
- B8: Dùng Multi – Sections Solid, chọn 2 mặt phẳng Sketch 3 ,4 để tạo răng
- B9: Dùng Circpatterm, chọn số răng, góc quay, để tạo số răng theo yêu cầu
- B10: dùng các lệnh Pocket, Hole và EdgeFillet để đục lỗ, vát mép gia công theo yêu cầu
3.4.2 Vẽ bánh răng chủ động
- B2: Copy Sketch 1,2 và Extrude 1 của phần bánh vành chậu và dán qua Part Design mới
- B3: Dùng Sketch 4,5 và 7 để tạo biên dạng thân bánh răng theo yêu cầu
- B4: Dùng Shaft, Multi – Sections Solid, Circpatterm để tạo hình bánh răng
- B5: Dùng cách lệnh Pocket, EdgeFillet và Groove tạo hình bánh răng theo yêu cầu
3.4.3 Vẽ bánh răng bán trục
- B2: Dùng Sketch 1 vẽ biên dạng răng ở đáy bánh răng
- B3: Dùng Sketch 2 vẽ biên dạng thân của bánh răng,
- B4: Vẽ các đường thẳng theo góc côn, ràng buộc vào 1 mặt đáy và đỉnh của bánh răng
- B5: Dùng Plane, tạo mặt phẳng mới bằng chiều cao thân bánh răng
- B6: Dùng Sketch vẽ biên dạng răng ở đỉnh bánh răng trên mặt phẳng vừa tạo
- B7: Dùng Shaft, Multi – Sections Solid, Circpatterm và Groove để tạo khối cho răng và thân của bánh răng
- B8: Dùng cách lệnh Pocket, EdgeFillet để tạo độ tạo hình cuối cùng cho bánh răng
Thao tác vẽ bánh răng hành tinh cũng tương tự như vẽ bánh răng bán trục ở trên
- B1: Tạo môi trường Assembly Design và tạo 4 Part nhỏ trong đó với tên lần lượt là 4 bộ phận của ổ bi: bi, vòng bi trong, vòng bi ngoài, vòng chặn bi
- B2: Chọn Part 1, dùng Sketch vẽ biên dạng bi
- B3: Dùng Shaft và Circpatterm tạo hình dạng của bi và vị trí của từng bi
- B4: Chọn Part 2, dùng Sketch và Shaft để vẽ biên dạng và tạo hình cho vòng bi trong
- B5: Chọn Part 3, dùng Sketch và Shaft để vẽ biên dạng và tạo hình cho vòng bi ngoài
- B6: Chọn Part 4, dùng Sketch, Shaft và Pocket để vẽ biên dạng và tạo hình cho vòng chặn
- B7: Sau khi vẽ tất cả, ta nhấp chuột phải vào 4 Part và chọn Hide/Show sẽ được như sau
STT Hình vẽ Tên chi tiết Số lượng
1 Bu lông bắt bánh vành chậu 6
2 Trục và bánh răng chủ động 1
3 Bu lông bắt cơ cấu 14
7 Ổ bi bánh răng bán trục/bán trục 2/2
9 Trục bánh răng hành tinh 1
12 Chốt trục bánh hành tinh 1
13 Vòng đệm bánh răng hành tinh 2
14 Vòng cách bánh răng hành tinh 1
18 Ổ bi trục bánh răng truyền lực chính 2
Bảng 3 Bảng tổng hợp các chi tiết đã vẽ trên Catia
Hình 3.4 Cụm cơ cấu lắp
Hình 3.5 Cụm cơ cấu rã