Thiết kế phần cơ khí của hộp số tự động cho xe 8 chỗ

Qua quá trình 14 tuần thực hiện thuyết minh và các bản vẽ về đề tài tốt nghiệp “Thiết kế phần cơ khí của hộp số tự động cho xe 8 chỗ”, đồ án đã giải quyết được những vấn đề cơ bản sau đây: Giới thiệu những đặc điểm cơ bản và phân tích những ưu nhược điểm của hộp số tự động khi sử dụng trên ôtô. Tìm hiểu kết cấu, nguyên lý hoạt động và các phương thức tổ hợp những cơ cấu hành tinh cơ sở có sẵn để tạo nên hộp số có số lượng số truyền mong muốn. Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hành tinh 5 số tiến, tính toán sức kéo và phân định sơ bộ tỉ số truyền cho từng tay số, đồng thời cho thấy ôtô có hộp số được thiết kế có thể vượt qua được góc dốc giới hạn 20.90 và đạt được vận tốc tối đa tới 140 (kmh), nâng cao tính cơ động của xe khi vận hành trên đường Việt Nam. Tính toán các kích thước hình học cơ bản của hộp số hành tinh, đảm bảo được sự hợp lý về mặt kích thước của hộp số khi lắp đặt vào hệ thống truyền lực của xe nhằm đáp ứng được khả năng thông qua của xe ở nhiều địa hình khác nhau. Xe được yêu cầu thiết kế có khoảng thay đổi tải trọng tương đối rộng nên các bộ phận của hộp số hành tinh chịu những tải trọng biến đổi rộng. Do vậy, đồ án căn cứ vào bảng các chế độ tải trọng của hộp số khi hoạt động ở những số truyền khác nhau để lựa chọn và tính toán bền cho một số chi tiết điển hình. Sau khi tính toán được các kích thước hình học và kiểm tra bền một số chi tiết điển hình, sức kéo của hộp số được tính toán chính xác lại. Do sự liên quan về mặt kích thước hình học giữa các chi tiết của hộp số hành tinh nên khoảng tỉ số truyền của hộp số đã thay đổi so với bước tính toán sơ bộ ban đầu. Sự hiệu chỉnh chính xác sau tính toán đã cho phép các tay số mà ôtô thường xuyên hoạt động gần nhau hơn, tạo điều kiện hoàn thiện các chế độ hoạt động của ôtô. Riêng số I và số II có khoảng chuyển số bị kéo rộng nhưng thời gian làm việc của chúng là không nhiều nên có thể chấp nhận được. Đề tài với nhiệm vụ thiết kế phần cơ khí cho hộp số tự động, những vấn đề về điều khiển chuyển số chưa được đề cập sâu. Tuy vậy, đồ án cũng mạnh dạn đưa ra các ý tưởng cơ bản để có thể tiếp tục hoàn thiện. Một số kết quả của đồ án về tổ hợp và phân tích động học của các cơ cấu hành tinh có thể sử dụng được trong thực tiễn đào tạo hoặc thiết kế những hộp số hành tinh mới tối ưu hơn, tận dụng tốt hơn công suất động cơ trong tương lai. Thiết kế hộp số tự động là một quá trình dài và phức tạp, với yêu cầu của đề tài, đồ án đã hoàn thành cơ bản các nội dung được giao, đảm bảo được tiến độ khi thực hiện đề tài tốt nghiệp. Tuy nhiên, đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, nên rất mong nhận được sự đóng góp của các thầy và các bạn trong bộ môn để có thể hoàn thiện tốt hơn nữa. Hà Nội, tháng 5 năm 2010.

Chương 1 : TỔNG QUAN HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ VÀ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG

1.1 Nhiệm vụ của hệ thống truyền lực trên ôtô:

Hệ thống truyền lực của ôtô là tập hợp tất cả các cơ cấu nối từ động cơ tới bánh

xe chủ động, bao gồm các cơ cấu : truyền, cắt, đổi chiều quay, biến đổi giá trị mômen

 Nhiệm vụ cơ bản của hệ thống truyền lực

 Truyền, biến đổi mômen quay và số vòng quay từ động cơ tới bánh xe chủ động sao cho phù hợp giữa chế độ làm việc của động cơ và mômen cản sinh ra trong quá trình ôtô chuyển động

 Cắt dòng truyền mômen trong thời gian ngắn hoặc dài

 Thực hiện đổi chiều chuyển động nhằm tạo nên chuyển động lùi cho ôtô

 Tạo khả năng chuyển động mềm mại và tính năng việt dã cần thiết trên đường.Trong sự phát triển của ngành công nghiệp ôtô thế giới, các hệ thống trên ôtô đã không ngừng được hoàn thiện Hệ thống truyền lực cũng không nằm ngoài quy luật đó Mục đích của sự biến đổi hoàn thiện là nhằm : Giảm tiêu hao nhiên liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn nhất của động cơ, sử dụng tốt nhất công suất động cơ sinh ra và tạo sự thuận lợi, đơn giản cho người lái

Một phần của hệ thống truyền lực trên ô tô hiện nay là hộp số, dùng để thay đổi

tỉ số truyền của hệ thống truyền lực nhằm tạo lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động Hộp số ngày nay gồm 3 dạng cơ bản là hộp số thường, hộp

số tự động, hộp số vô cấp Xu thế của công nghiệp ôtô hiện nay là tạo ra những hộp số

ô tô có khả năng chuyển số một cách tự động hoặc tỉ số truyền biến đổi vô cấp Tuy nhiên, hộp số vô cấp có độ bền và hiệu suất thấp nên còn ít phổ biến Do đó, đề tài lựa chọn hộp số tự động để thiết kế cho xe yêu cầu

1.2 Hộp số thường và hộp số tự động.

Đối với xe ôtô có hộp số thường, cần sang số được sử dụng để chuyển số nhằm thay đổi lực kéo tại bánh xe cho phù hợp với điều kiện chuyển động Khi lái xe lên dốc hay khi động cơ không có đủ lực để leo dốc tại số đang chạy, hộp số được chuyển về

số thấp

Vì các lý do trên, nên điều cần thiết đối với các lái xe là phải thường xuyên nhận biết tải và tốc độ động cơ để chuyển số một cách phù hợp Điều đó sẽ gây nên sự mất mát công suất động cơ một cách không cần thiết, ngoài ra nó còn gây nên sự khó khăn khi điều khiển và sự tập trung quá mức đối với người lái

Ở hộp số tự động, những nhận biết như vậy của lái xe là không cần thiết, lái xe không cần phải chuyển số mà việc chuyển lên hay xuống đến số thích hợp nhất được thực hiện một cách tự động tại thời điểm thích hợp nhất theo tải động cơ và tốc độ xe

1.3 Giới thiệu chung về hộp số tự động trên ô tô.

Cụm hộp số tự động trên ô tô hiện nay bao gồm biến mômen và hộp số hành tinh, là một cụm có chung một vỏ được lắp liền sau động cơ Trong hệ thống truyền lực, chức năng của cụm hộp số tự động có hệ thống điều khiển điện từ thủy lực phức tạp làm việc cùng với máy tính điện tử cỡ nhỏ, thực hiện tự động đóng ngắt thay đổi các số truyền bên trong hộp số chính

Biến mômen dùng trên ô tô thông thường có khả năng biến đổi mômen trong khoảng từ 1,6 đến 2,5 lần mômen của động cơ Do đó, biến mômen không thể đáp ứng các điều kiện chuyển động của ô tô nên thường sử dụng biến mômen cùng với một hộp

số cơ khí vô cấp hoặc có cấp

1.4 Ưu nhược điểm của hộp số hành tinh.

 Ưu điểm:

Nhờ kết cấu của bộ truyền hành tinh mà hộp số hành tinh khi được tự động hóa quá trình chuyển số có được rất nhiều ưu điểm

Quá trình chuyển số được thực hiện tự động nên giảm được thao tác điều khiển

ly hợp và hộp số, giảm cường độ lao động cho người lái tạo điều kiện cho người lái xử

lý các tình huống khác trên đường Điều này làm cho tính tiện nghi trong sử dụng của ô

tô tăng rõ rệt

Mômen xoắn được truyền đến các bánh xe chủ động êm dịu và liên tục, tương ứng với tải của động cơ và tốc độ chuyển động ô tô, giảm được tải trọng động tác dụng lên các chi tiết của hệ thống truyền lực và hoàn thiện được khả năng động lực học

Khi sử dụng biến mô thủy lực, hay bộ truyền đai có thể hạn chế được tải trọng động, nâng cao tuổi thọ và độ bền cho động cơ và hệ thống truyền lực

Chuyển số liên tục mà không cắt dòng lực từ động cơ

Thời hạn phục vụ dài hơn, lực truyền đồng thời qua một số cặp bánh răng ăn khớp, ứng suất trên răng nhỏ Ăn khớp trong nên đường kính vòng tròn ăn khớp lớn

Có khả năng tự triệt tiêu lực hướng trục

Giảm độ ồn khi làm việc

Hiệu suất làm việc cao vì các dòng năng lượng có thể là song song

Cho tỉ số truyền phù hợp nhưng kích thước không lớn

 Nhược điểm:

Bên cạnh đó hộp số tự động cũng không tránh khỏi những nhược điểm:

Sự thay đổi tốc độ còn kèm theo sự trượt của các phần tử truyền lực, dẫn tới sự tổn hao một phần nhỏ công suất động cơ

Khả năng chuyển động của ô tô không hoàn toàn phụ thuộc vào thao tác người lái mà còn phụ thuộc vào tình trạng mặt đường, đôi khi có thể xảy ra tình huống khó làm chủ chuyển động của ô tô trên đường

Công nghệ chế tạo đòi hỏi độ chính xác cao do các trục được sử dụng nhiều là trục lồng, nhiều bánh răng cùng ăn khớp với 1 bánh răng, các cơ cấu điều khiển đòi hỏi

sự chính xác cao độ

Kết cấu phức tạp, nhiều cụm lồng, trục lồng, phanh, ly hợp khóa

Lực ly tâm trên các bánh răng hành tinh là lớn do tốc độ góc lớn

Nếu sử dụng nhiều ly hợp và phanh thì có thể nâng cao tổn hao công suất khi chuyển số, hiệu suất sẽ giảm xuống

Tuy nhiên, với công nghệ chế tạo máy hiện nay thì những nhược điểm của hộp

số hành tinh sẽ dần dần được khắc phục khi chọn tối ưu sơ đồ hoạt động

1.5.Phân loại hộp số tự động.

1.5.1.Theo cách bố trí có.

Loại hộp số sử dụng trên ôtô FF : Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động

Loại hộp số sử dụng trên ôtô FR : Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động

Các hộp số sử dụng trên ôtô FF được thiết kế gọn nhẹ hơn so với loại sử dụng trên ôtô FR do chúng được lắp đặt cùng một khoang với động cơ

Các hộp số sử dụng cho ôtô FR có bộ truyền động bánh răng cuối cùng với vi sai lắp bên ngoài Còn các hộp số sử dụng trên ôtô FF có bộ truyền bánh răng cuối cùng với vi sai lắp ở bên trong, vì vậy loại hộp số tự động sử dụng trên ôtô FF còn gọi là hộp số có vi sai

1.5.2.Theo bộ truyền bánh răng.

Hộp số tự động sử dụng bộ truyền hành tinh

Hộp số tự động sử dụng các cặp bánh răng luôn ăn khớp với nhiều trục

1.5.3.Theo cách điều khiển.

Hộp số tự động thường

Hộp số tự động điện tử ( gọi là EAT )

1.6 Yêu cầu chung khi thiết kế hộp số cho xe 8 chỗ.

Vì xe 8 chỗ là loại xe đa dụng nên tải trọng thay đổi trong một khoảng rộng, hoạt động ở nhiều địa hình khác nhau Loại xe này chủ yếu hoạt động trên những mặt đường có chất lượng tương đối tốt như bê tông, nhựa đường Kích cỡ xe nhỏ nên thích hợp cho các công ty sử dụng làm xe đưa đón nhân viên của từng phòng ban riêng hoặc

với một số gia đình cũng thích hợp để đưa những gia đình nhỏ đi tham quan hay về quê Do đó yêu cầu đối với hộp số khi thiết kế cho xe:

Chuyển số nhanh chóng êm dịu và chính xác, không gây giật hoặc gây ồn

Dải tỉ số truyền hợp lý nhằm tận dụng hết công suất động cơ và nâng cao khả năng tăng tốc cho xe

Tiết kiệm nhiên liệu một cách tối đa có thể

Kết cấu thuận lợi nhất có thể cho sửa chữa, bảo dưỡng, chẩn đoán sự cố trên xe

Độ bền cao, tính tin cậy lớn

Kích thước nhỏ gọn, khối lượng không quá lớn nhằm tăng khoảng sáng gầm xe, nâng cao khả năng thông qua cho xe ở đường gồ ghề và giảm bớt trọng lượng của xe

Điều khiển dễ dàng

Giá thành hợp lý

Hiệu suất cao

Ngoài những yêu cầu trên hộp số được thiết kế cho xe trong đồ án này là hộp số

tự động nên có những yêu cầu riêng sau:

Có số lượng số truyền phù hợp để tận dụng tối đa công suất động cơ

Số lượng các phần tử điều khiển (PTĐK) thích hợp được bố trí phù hợp đối với dạng xe cầu trước hoặc sau chủ động Các chế độ làm việc của các phần tử điều khiển phải hợp lý giảm tổn thất trong quá trình hoạt động ổn định của xe

Quá trình chuyển số nhanh chóng và chính xác thông qua các cơ cấu điều khiển thủy lực và điện tử

Có khả năng lựa chọn các chế độ sang số phù hợp với sở thích của người lái và hành khách

Trong tất cả các yêu cầu trên thì đối với một xe đa dụng để chở hành khách, độ

êm dịu trong hoạt động là vấn đề quan trọng hàng đầu

Chương 2 : PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Để đáp ứng những yêu cầu trên, sử dụng hộp số tự động có 5 số tiến để làm phương án tính toán cho hộp số tự động của xe đa dụng 8 chỗ là phù hợp Tuy nhiên, các cơ cấu hành tinh (CCHT) đơn lẻ chỉ có khả năng tạo ra một số lượng số truyền nhất định có thể sử dụng được cho hộp số ô tô, không thể tạo ra được đến 5 số tiến Vì lí do

đó cần tiến hành tổ hợp các CCHT đơn lẻ để tạo ra được hộp số hành tinh với số lượng

số truyền mong muốn

Để xác lập một tỉ số truyền cho hộp số hành tinh hay một CCHT thành phần cần phải xác định được quy luật chuyển động của các phần tử trong đó tức là xác định được

số hành tinh chủ yếu gồm 3 dạng cơ cấu cơ bản là Wilson, Simpson, Ravigneaux

2.1 Các bộ truyền hành tinh cơ bản.

2.1.1 Bộ truyền hành tinh Wilson.

Được cấu tạo từ ba phần tử cơ bản có cùng trục quay gồm một bánh răng mặt trời, một bánh răng bao và một cần dẫn Các bánh răng hành tinh quay trơn trên cần dẫn ăn khớp đồng thời với bánh răng mặt trời và bánh răng bao, đóng vai trò như phần

tử trung gian nối giữa ba phần tử cơ bản

Hình 2.1: Cơ cấu hành tinh Wilson.

Các phần tử của CCHT Wilson có 2 ràng buộc về hình học và 2 ràng buộc về động học:

rCωC = rSωS+ rPωP , rC = rS + rP rRωR = rCωC+ rPωP , rR = rC + rP Gọi Z = rR/rS là đặc tính của CCHT Wilson, ta rút ra được phương trình liên kết

3 phần tử cơ bản của cơ cấu:

(1 + Z).ωC = ωS + Z.ωR

Từ phương trình liên kết, nhận thấy chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần tử là xác định được chuyển động của cả cơ cấu Bởi vậy, CCHT Wilson có 2 bậc

tự do

2.1.2 Bộ truyền hành tinh Simpson.

CCHT Simpson gồm hai CCHT cơ bản Wilson Các phần tử M1, N1, H1, G1 (S1, R1, P1, C1) thuộc dãy hành tinh thứ nhất; M2, N2, H2, G2 (S2, R2, P2, C2) thuộc dãy hành tinh thứ hai Chúng được ghép nối với nhau như hình vẽ:

Rút ra được các ràng buộc về động học và hình học của các phần tử trong CCHT Simpson:

Hình 2.2: Cơ cấu hành tinh Simpson

rC1ωC1 = rSωS+ rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1rR1ωR1 = rC1ωC1+ rP1ωP1 , rR1 = rC1 + rP1rC2ωR1 = rS2ωS + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2rR2ωR2 = rC2ωR1+ rP2ωP2 , rR2 = rC2 + rP2

Từ đặc tính của 2 dãy hành tinh Wilson trong CCHT Simpson là Z1= rR1/rS1 và Z2 = rR2/rS2 có thể rút ra được phương trình liên kết các phần tử cơ bản của bộ truyền Simpson:

+

=+

1 2

2 2

1 1

1 1

)

1(

)

1(

R R

S

C R

S

Z Z

Z Z

ωω

ω

ωω

ω

Từ hệ phương trình liên kết trên, chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần

tử trong cả CCHT là có thể xác định được chuyển động của cả cơ cấu Do đó, CCHT Wilson gồm 2 bậc tự do

2.1.3.Bộ truyền hành tinh Ravigneaux

Cấu tạo của CCHT kiểu ravigneaux gồm 2 bánh răng mặt trời M1 (S1), M2 (S2) nối với 2 trục khác nhau Hai nhóm bánh răng hành tinh H1 (P1), H2 (P2) ăn khớp với nhau và nằm trên một giá hành tinh G (C), một bánh răng bao N (R) ăn khớp với H2 còn H1 ăn khớp với M2 Sơ đồ cấu tạo như hình vẽ

Hình 2.3: Cơ cấu hành tinh Ravigneaux

CCHT Ravigneaux có 4 ràng buộc động học và 4 ràng buộc hình học:

rC1ωC = rS1ωS1 + rP1ωP1 , rC1 = rS1 + rP1 rC2ωC = rS2ωS2 + rP2ωP2 , rC2 = rS2 + rP2 (rC2 – rC1)ωC = rP1ωP1 + rP2ωP2 , rC2 – rC1= rP2 + rP1 rRωR = rC2ωC + rP2ωP2 , rR = rC2 + rP2

Từ các ràng buộc trên và đặc tính của dãy hành tinh cơ bản Wilson Z1 = rR/rS1

và dãy hành tinh bánh răng hành tinh kép Z2 = rR/rS2, có được hệ phương trình liên kết các phần tử cơ bản của CCHT Ravigneaux như sau:

−

=+

−+

0)

1(

0)

1(

2 2

2

1 1

1

C R

S

C R

S

Z Z

Z Z

ωω

ω

ωω

ω

Từ hệ phương trình liên kết trên, nhận thấy chỉ cần xác định được chuyển động của 2 phần tử trong đó là xác định được chuyển động của toàn bộ CCHT Ravigneaux

Do đó, CCHT Ravigneaux có 2 bậc tự do

Khi đã xác định được số bậc tự do của các CCHT, nhận thấy số bậc tự do của CCHT nhỏ hơn so với số phần tử cơ bản của từng CCHT riêng biệt nên luôn luôn có thể tạo ra được nhiều số truyền bằng cách thay đổi lần lượt các phần tử điều khiển được trong CCHT đang xét, tức là thay đổi đầu ra, đầu vào của hộp số Tuy nhiên, khi thực hiện sẽ khiến kết cấu của hộp số phức tạp Do đó, với những CCHT đặt ở cuối hộp số thì đầu ra thường cố định, không thay đổi, trong khi đó, đầu vào hộp số có thể thay đổi bằng các ly hợp khóa Như vậy, khả năng tạo tỉ số truyền tối đa của các CCHT

đã giảm xuống Để có được số lượng số truyền mong muốn cần sử dụng nhiều CCHT khác nhau trong hộp số

Hộp số chính dùng trên ô tô có thể chia ra: một hoặc nhiều nhóm tỉ số truyền Hộp số có một nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đơn lẻ kiểu Simpson, Ravigneaux hay được tổ hợp từ các CCHT kiểu Wilson Hộp số có hai hay nhiều nhóm tỉ số truyền gồm các CCHT đã được tổ hợp như trên cùng với CCHT đơn giản Các ô tô con hiện đại thường bố trí các loại động cơ có số vòng quay lớn, hộp số cần có nhiều số truyền

và tỉ số truyền thay đổi trong giới hạn rộng, trong khi đó không gian chỉ cho phép trong giới hạn nhất định, vì vậy hộp số đã được cấu tạo thành hai phần nhằm giảm bớt tỉ số truyền cho các bộ truyền, thu gọn kích thước chung Đối với loại hộp số được cấu tạo

từ nhiều phần, hộp số được chia ra: phần chính hộp số, phần phụ hộp số Phần phụ hộp

số có thể đặt trước hoặc đặt sau phần chính

Để tạo nên nhiều tỉ số truyền cho hộp số, giữa các phần của hộp số cần có mối liên hệ nhất định với nhau Sự liên hệ này tạo ra khả năng tổ hợp giữa các CCHT riêng biệt với nhau Có hai cách tổ hợp các CCHT liên tiếp là nối tiếp và song song Với dạng nối tiếp, đầu ra của cơ cấu này có thể là đầu vào của cơ cấu tiếp theo, vì thế tỉ số truyền của cả tổ hợp là tích các tỉ số truyền thành phần Với dạng song song, dòng

truyền công suất có thể được chia nhỏ, do vậy, hiệu suất truyền sẽ được tăng lên đồng thời tạo điều kiện để điều khiển các dòng công suất riêng biệt.

Một hộp số được tổ hợp từ CCHT Wilson và CCHT Simpson hoặc Ravigneaux

sẽ có 4 bậc tự do Sau khi liên kết các phần tử trong đó theo ý đồ có sẵn thì số bậc tự

do này giảm xuống, đồng thời số PTĐK tham gia trong một số truyền cũng giảm xuống, tạo điều kiện để có thể giảm tối đa số lượng các PTĐK

Dựa trên những hiểu biết trên, đề tài đưa ra một số dạng sơ đồ động học đã được

tổ hợp của hộp số hành tinh 5 số tiến dưới đây để tiến hành so sánh ưu nhược của các dạng sơ đồ đó nhằm lựa chọn một sơ đồ tối ưu cho tính toán thiết kế

2.2 Các phương án thiết kế bộ truyền hành tinh.

2.2.1 Phương án 1.

Hộp số hành tinh cơ cấu hành tinh Simpson

Cấu tạo của cơ cấu hành tinh này là cơ cấu hành tinh Wilson có 2 bộ bánh răng hành tinh Để thay đổi tỷ số truyền của hộp số ta có bố trí thêm các ly hợp, phanh và các khớp một chiều

Hình 2.4: Sơ đồ động học cơ cấu hành tinh Simpson

Chức năng hoạt động của các phanh và ly hợp trên sơ đồ như sau :

Khớp một chiều (F2) Khoá cần dẫn bộ truyền hành tinh sau ngăn không cho nó quay ngược chiều kim đồng hồ

Dòng công suất khi hộp số đang được dẫn động bởi các bánh xe chủ động với cần chọn số ở vị trí “2” như ở vị trí “D” Tuy nhiên khi hộp số được dẫn động bởi các bánh xe chủ động thì xảy ra hiện tượng phanh bằng động cơ : Chuyển động từ trục thứ cấp hộp số tới cần Cd1 nên các bánh răng hành tinh quay xung quanh các bánh răng mặt trời Z3, Z4 theo chiều dương Các bánh răng hành tinh khi đó quay theo chiều dương, trong khi bánh răng mặt trời có thể quay theo 2 chiều Nhưng do bánh răng mặt trời bị khoá bởi phanh B1 và B2, F1 nên các bánh răng hành tinh trước quay theo chiều dương Lực quay đó được truyền đến trục sơ cấp hộp số tạo nên phanh bằng động cơ.

b) Dãy “L” số 1 (Phanh bằng động cơ)

Số 1 ở dãy “L” được hoạt động khi người điều khiển gạt cần chọn số về vị trí

“L” xe sẽ chuyển xuống số 1 Khi đó ly hợp C1 đóng, phanh B3 đóng và F2 hoạt động

Dòng công suất được truyền như sau :

Dòng truyền công suất đang bị dẫn động bởi các bánh xe chủ động được truyền tới trục thứ cấp của hộp số Từ trục thứ cấp của hộp số được truyền đến bánh răng bao Z6 của bộ truyền hành tinh sau làm cho các bánh răng hành tinh cố gắng quay theo chiều dương xung quanh bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4 Tuy nhiên cần dẫn Cd2 được giữ lại không cho quay bởi phanh số B1 và phanh số lùi B3, các bánh răng hành tinh sau Z5 quay theo chiều dương trong khi các bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4 quay theo chiều âm Kết quả là các bánh răng hành tinh trước quay theo chiều dương xung quanh bánh răng mặt trời trước và sau Z3, Z4, trong khi cũng quay xung quanh trục của nó theo chiều dương Do vậy truyền chuyển động quay theo chiều dương đến các bánh răng bao trước Z1 qua C1 đến trục sơ cấp của hộp số

2.2.2 Phương án 2.

Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson

Hình 2.5: Sơ đồ động học tổ hợp Wilson và Simpson

Chức năng hoạt động của các phanh và ly hợp trên sơ đồ như sau :

Ly hợp số truyền tăng (C0) Nối cần dẫn OD với bánh răng mặt trời

Ly hợp số tiến C1 Nối trục sơ cấp với bánh răng bao trước

Ly hợp số lùi C2 Nối trục sơ cấp với bánh răng mặt trời trước và sau.Phanh bộ truyền tăng (B0) Khoá bánh răng mặt trời OD ngăn không cho nó quay

theo cả 2 chiều thuận và ngược chiều kim đồng hồ.Khớp một chiều (F0) Khoá cần dẫn bộ truyền hành tinh OD ngăn không cho nó quay theo ngược chiều kim đồng hồ.

Khớp một chiều F1 Khi B2 đang hoạt động nó khoá bánh răng mặt trời và ngăn không cho nó quay ngược chiều kim đồng hồ.

Khớp một chiều F2 Khoá cần dẫn bộ truyền hành tinh sau ngăn không cho nó quay theo ngược chiều kim đồng hồ.

Phanh dải số 1 (B1)

Khoá bánh răng mặt trời trước và sau ngăn không cho

nó quay theo cả 2 chiều thuận và ngược chiều kim đồng hồ

Phanh số 2 (B2) Khoá bánh răng mặt trời trước và sau ngăn không cho

nó quay ngược chiều kim đồng hồ khi F1 hoạt động.Phanh số 3 (B3) Khóa cứng cần dẫn bộ truyền hành tinh sau

 Cấu tạo gồm 2 phần :

Phần trước là bộ truyền tăng với cơ cấu hành tinh Wilson có 2 tỷ số truyền được điều khiển bằng ly hợp khoá C0, phanh B0, được ghép song song trong mạch truyền lực của cơ cấu hành tinh.

Phần sau là cơ cấu hành tinh simpson gồm dãy hành tinh phía trước và dãy hành tinh phía sau Hai dãy này được điều khiển qua các ly hợp khoá C1, C2, phanh B1, B 2, B3 và các khớp một chiều F1,F2

Nhánh 1 : Trục thứ cấp quay theo chiều dương, bánh răng Z8 (+), cần dẫn Cd2 quay theo chiều dương, bánh răng Z7 quay theo chiều (+) quanh trục của nó bắt chặt trên cần dẫn, bánh răng Z6 quay theo chiều âm và bánh răng Z3 cũng quay theo chiều

âm Bánh răng Z4 quay theo chiều âm, bánh răng Z5 quay theo chiều dương

Nhánh 2 : Giả thiết bánh răng Z3 được giữ không quay

Trục thứ cấp quay theo chiều dương, cần dẫn Cd2 quay theo chiều dương, bánh răng Z4 quay theo chiều (+), bánh răng Z5 quay theo chiều dương

Kết hợp cả 2 nhánh cho ta bánh răng Z5 quay theo chiều dương

Ly hợp C1 dóng nên bánh răng Z2 quay theo chiều dương Ly hợp Co đóng nên các bánh răng Z2, Z1, Z0 và cần dẫn Cd1 quay cùng một khối theo chiều dương, dòng công suất được truyền đến trục sơ cấp kết quả là phanh bằng động cơ xảy ra

2.2.3 Phương án 3.

Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Simpson

Tổ hợp Wilson – Simpson tạo ra được hộp số tự động 5 số tiến Tổ hợp có 6 cơ cấu điều khiển bao gồm các ly hợp C1 đến C4 và phanh B1, B2 Dựa vào việc điều khiển đóng mở ly hợp và các phanh thông qua hệ thống thủy lực mà hộp số cho ra những tốc độ khác nhau

Hình 2.6: Sơ đồ động học tổ hợp Wilson – Simpson

Bảng 2.3: Sơ đồ điều khiển từng tay số.

do còn lại của hộp số là 3 phần tử, với 2 bậc tự do và 3 phần tử chưa biết chuyển động, thông qua các cơ cấu điều khiển, đầu vào cho bộ truyền Simpson được thay đổi, qua đó tạo được rất nhiều số truyền khác nhau Tuy vậy, không thể sử dụng hết số lượng số truyền có thể tạo ra được mà cần chọn lọc dựa theo tỉ số truyền có thể dùng được trên ô

tô và phụ thuộc vào độ phức tạp kết cấu khi tạo ra số truyền đó Do đó, chỉ có 5 số truyền có thể sử dụng được trong sơ đồ này

2.2.4 Hộp số hành tinh tổ hợp của Wilson và Ravigneaux.

Tổ hợp Wilson – Ravigneaux Với bánh răng mặt trời bị khóa cứng và bánh răng bao trở thành đầu vào của hộp số, số bậc tự do của bộ truyền Wilson (1) đã được xác định hết Do đó, bậc tự do của cả hộp số lúc này là số bậc tự do của bộ truyền

Ravigenaux (2) phía sau Qua các cơ cấu điều khiển, bộ truyền Wilson tạo ra nhiều đầu vào khác nhau cho bộ truyền Ravigneaux và lập nên những tỉ số truyền khác nhau cho hộp số Tương tự như sơ đồ trên, cũng chỉ có 5 số truyền có thể được sử dụng trong sơ

đồ này nhằm giảm bớt sự phức tạp về kết cấu

Hình 2.7: Sơ đồ động học tổ hợp Wilson – Ravigneaux

Tổ hợp này đem lại 5 số truyền chỉ với 5 cơ cấu điều khiển là 3 ly hợp C1, C2, C3 cùng với 2 phanh dải B1, B2

Bảng 2.4: Sơ đồ điều khiển các số truyền

 Nhận xét

Phương án 1: có kết cấu đơn giản hơn gồm hai bộ bánh răng hành tinh đơn

ghép với nhau, có hai trục sơ cấp và thứ cấp Do kết cấu có số lượng là ba số truyền nên số lượng phanh, ly hợp ít và đơn giản nên việc bố trí hệ thống điều khiển dễ dàng hơn

Kết cấu của hệ thống điều khiển đơn giản

Phù hợp với điều kiện công nghệ cũng như công nghệ của nước ta

Tuy nhiên, phương án này có ba số truyền, không có số truyền tăng nên công suất của động cơ không được tận dụng triệt để

Phương án 2: Tạo ra hộp số có 4 số truyền trong đó số truyền 4 là số truyền

tăng Tuy nhiên số lượng phanh và ly hợp sử dụng là khá nhiều, điều này dẫn đến sự tổn hao về công suất nhiều hơn Mặt khác số lượng các phần tử điều khiển quá nhiều

sẽ làm tăng kích thước của hộp số

Sự tổn hao công suất của hộp số tự động chủ yếu nằm ở các phần tử điều khiển (PTĐK) Do vậy, tổng số lượng PTĐK càng ít thì càng có lợi trong việc giảm tổn hao công suất và nâng cao tính kinh tế nhiên liệu cho ô tô Mặt khác, việc chuyển đổi qua lại giữa các PTĐK cũng gây ra trượt trên các bề mặt làm việc dẫn tới tổn hao công suất

và giảm thời gian sử dụng của hộp số nên số lượng PTĐK cùng làm việc đồng thời trong 1 tay số càng nhiều và vận tốc tương đối giữa 2 chi tiết quay trước khi các PTĐK làm việc càng nhỏ thì càng có lợi trong việc giảm tổn hao công suất

Từ bảng nguyên công làm việc của 2 hộp số ở phương án 3 và phương án 4 ta nhận thấy: nếu xe hoạt động trên mặt đường tốt và cần số ở chế độ sử dụng cả 5 số truyền từ số I đến số V thì khi chuyển số, phương án thứ 2 luôn có một phần tử li hợp ở trạng thái thường đóng Các phần tử còn lại thay đổi trạng thái một cách tuần tự, tạo điều kiện để điều khiển dễ dàng hơn Mặt khác, ở 2 phanh B1, B2, thời gian hoạt động của chúng trong quá trình hoạt động của hộp số khi vận hành cũng rất ngắn lại thường

ở vùng tốc độ thấp của động cơ, nên quá trình trượt diễn ra khi phanh 1 phần tử của hộp số hành tinh cũng nhỏ nhờ vậy giảm được tổn hao công suất.

Ngoài ra, trong kết cấu với số cụm trục lồng của phương án 3 có độ phức tạp hơn nhiều so với phương án 4 Khi sử dụng quá nhiều cụm trục lồng sẽ khiến việc bố trí trong hộp số rất khó khăn đồng thời chế tạo rất phức tạp

Với các lý do trên, sơ đồ động học của hộp số hành tinh ở phương án 4 mang nhiều ưu việt hơn trong tính toán, chế tạo, bố trí các PTĐK trong hộp số, đồng thời mở

ra khả năng điều khiển các phẩn tử trong hộp số một cách tối ưu nhằm giảm thiểu tổn thất công suất khi xe hoạt động gây nên bởi sự trượt các bề mặt ma sát ở các PTĐK

Do đó đề tài lựa chọn sơ đồ động học thứ 4 để tính toán

Chương 3 : TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

3.1 Các thông số của xe được chọn.

Xe được lựa chọn để tính toán hộp số tự động là xe Mitsubishi Zinger GLHình ảnh về xe được chọn để tham khảo

Hình 3.1: Mitsubishi Zinger GL

CÁC THÔNG SỐ CHO TRƯỚC:

2 Tốc độ lớn nhất của ô tô vmax ở số truyền cao: vmax = 140 km/h

4 Góc dốc cực đại mà ôtô có thể khắc phục được: α = 20,90

CÁC THÔNG SỐ CHỌN TỪ XE THAM KHẢO:XE ÔTÔ CON-: Mitsubishi

Zinger GL

1 Số ghế ngồi: 8ghế (kể cả người lái)

3.1 Xác định công suất của động cơ theo điều kiện cản chuyển động:

Theo điều kiện đầu bài đã cho biết loại ôtô, hệ số cản lăn f, vận tốc Vmax khi xe chạy trên đường nằm ngang, không kéo moóc nên khi đó động cơ phải sinh ra công suất cần thiết là:

G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô, đối với ôtô con: G = G0 + n0.A

Ở đây: G0 - Trọng lượng ôtô khi không tải, G0 = 1980 kg

n0 - Số chỗ ngồi trong ôtô kể cả người lái, n0 = 8

A - Trọng lượng trung bình của 1 người trên ôtô (1 người Việt Nam lấy bình quân 65 kg)

G = 1980 + 8.65 = 2500 (kg)

f - Hệ số cản lăn của đường, f = 0,018

Vmax - Vận tốc cực đại của ôtô, Vmax = 140 km/h

K - Hệ số cản không khí, với ôtô con K = 0,37 Ns2/m4

F - Diện tích cản chính diện ôtô, khi tính toán đối với ôtô con sử dụng công thức gần đúng sau: F = m.B0.H

Với: m-Hệ số điền đầy diện tích, với m=0,78÷0,85 chọn: m=0,8

B0 - Chiều rộng lớn nhất của xe, B0 = 1,81 m

H - Chiều cao của ôtô, H = 1,97 m

và các trang bị phụ khác Vì vậy, khi chọn công suất động cơ lắp trên ôtô cần lấy giá trị công suất tính theo công thức (3.2) cộng thêm từ (15÷20)% lượng công suất này Như vậy, công suất động cơ là:

Ndc = Nv + (15÷20)% Nv = (147,75÷150) (kW)

1.2 Xác định công suất cực đại của động cơ:

Công suất cực đại của động cơ được xác định theo công thức:

a = 0,7 b = 1,3 c = 1;

λ – là tỉ số giữa số vòng quay của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ôtô và công suất lớn nhất của động cơ, Với động cơ diesel và là xe du lịch ta có : λ = nx/nN = 1.1

e

3.2 Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.

Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là đường biểu thị mối quan hệ giữa công suất động cơ Ne, mômen động cơ Me theo số vòng quay trục khuỷu ne

Để xác định được đường đặc tính ngoài của động cơ ta dựa vào công thức thực nghiệm của Lây Đecman :

Ne = Nemax [a.(

N

e n

n

) + b.(

N

e n

n

)2 - c.(

N

e n

Chia khoảng số vòng quay của động cơ từ ne= 400 (vg/ph) đến

nemax.λ=4400(vg/ph) bởi khoảng chia 400 (vg/ph) Thay tất cả các số liệu vào công

thức (3.4) ta có đường Ne

Mặt khác ta lại có công thức : Me =

e

e n

N

.047,1

104

( N.m) (3.5)Thay các số liệu vào công thức (3.4) và (3.5) ta có bảng sau:

Bảng 3.1: Bảng tính công suất và mômen của động cơ

Đồ thị 3.1: Đồ thị đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.

3.3 Tính chọn biến mô.

Trôc vµo Trôc ra

P

Hình 3.2: Sơ đồ biến mô thủy lực

3.3.1 Các thông số cơ bản của biến mô.

3.3.1.1 Hệ số biến mô thủy lực.

Kbm =

B

T M M

Trong đó :

MT : Mômen xoắn trên trục tuabin

MB : Mômen xoắn trên trục bánh bơm

Hệ số biến mô thuỷ lực phụ thuộc vào điều kiện làm của ôtô khi Khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc ôtô giảm xuống do đó số vòng quay của trục tuabin giảm xuống dẫn đến MT tăng lên do vậy Kbmtăng lên.Hệ số biến mô Kbm có giá trị lớn nhất khi bánh tuabin bị hãm lại hoàn toàn nghĩa là nT=0 Ngược lại khi 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 do tác động của dòng chất lỏng lên các cánh tuabin bị thay đổi khi số vòng quay thay đổi

3.3.1.2 Tỷ số truyền của 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

ibm =

B

T n n

3.3.1.3 Hiệu suất của biến mô

ηbm =

B B

T T B

T

n M

n M N

NT : Công suất phát ra trên trục bánh tua bin của biến mô

NB : Công suất trên trục bánh bơm của biến mô

MT , MB: momen xoắn tương ứng của bánh tua-bin và bánh bơm

nT , n B: số vòng quay tương ứng trên trục của bánh tuabin và bánh bơm

Trong đó :

λ'

1 : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin K = 1

λ 1 : Hệ số biến đổi mômen tại số vòng quay của bánh tuabin nT = 0

3.3.2 Lựa chọn biến mô thủy lực thiết kế.

 Đặc điểm của xe:

Xe thiết kế hộp số tự động là xe đa dụng Đây là loại xe yêu cầu khắt khe về tính

ổn định, độ ổn định, sự êm dịu, khả năng tăng tốc nhanh …

 Điều kiện làm việc:

Tải trọng của xe luôn 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 do địa hình phức tạp, tăng tốc, phanh nhiều lần …

Vì vậy mà yêu cầu xe phải có tính năng 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 căn cứ để lựa chọn biến mô thuỷ lực:

Biến mô phải truyền hết được công suất lớn nhất và mômen lớn nhất của động cơ

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 khi biến mô thuỷ lực chuyển sang chế độ ly hợp lớn

Qua những phân tích ở trên ta chọn biến mô thuỷ lực hỗn hợp loại nhạy, một cấp và có chế độ truyền thẳng Như vậy mới đảm bảo được những yêu cầu của xe thiết kế

3.3.3 Tính toán và chọn biến mô thủy lực.

Chọn kích thước thiết kế của biến mô thuỷ lực được tiến hành trên cơ sở dùng phương pháp “tương tự ” Theo phương pháp này, với chế độ “dừng lại” tương ứng khi phanh bánh tuabin biểu diễn các điểm làm việc đồng thời của biến mô thuỷ lực và động

cơ ( MB =Me và nB = ne ) thì đường kính thiết kế của biến mô bằng :

Da = 5 12

n b

M

γ

λ (3.6)Trong đó :

M1 : Mômen trên trục vào của biến mô (bánh B), trong trường hợp này ta lấy M1 = Memax= 240,7 (N.m) là mômen lớn nhất của động cơ phát ra

λ : Hệ số mômen của biến mô: λ = 3,19.10-6 (ph2/vg2) (theo đồ thị đặc tính không thứ nguyên của biến mô)

γ : Trong lượng riờng của dầu biến mụ trong buồng cụng tỏc, với dầu trong ở đõy ta dựng dầu Dixon II cú γ = 8500 (N/m3)

nb : Số vũng quay tại điểm mà mụmen lớn nhất nb = 2400 (vg/ph)

Thay tất cả vào cụng thức (2.1) ta cú :

Da =5

2

6.8500.240010

.19,3

7,240

 Cỏc thụng số của biến mụ thuỷ lực được chọn

Độ nhạy của biến mụ thủy lực: П = '

2 = 2.24Đường kớnh của biến mụ thuỷ lực : Da = 274 (mm)

Hiệu suất của biến mụ : ηmax = 0,91

Trọng lượng riờng của dầu trong biến mụ : γ = 8500 (N/m3)

Hệ số biến đổi mụmen lớn nhất: Kmax = 2

Đồ thị 3.2: Đồ thị đặc tớnh khụng thứ nguyờn của biến mụ

K

vùng làm việc ở chế độ biến mô thuỷ lực

vùng khớp nối

0

λ.10−6

1 2 3 4 5

3.3.4 Xây dựng đường đặc tính trên trục vào của biến mô.

Đường đặc tính trên trục vào của biến mô là đường biểu diễn mối quan hệ giữa mômen trên trục chủ động của bánh bơm M1 theo số vòng quay của nó:

mô ứng với mỗi giá trị của tỉ số truyền ibm sẽ xác định được hệ số biến đổi mômen λ1 Với những giá trị của λ1 này tính được trị số mômen ứng với những giá trị khác nhau của số vòng quay của trục biến mô (n1 = ne) Đồng thời từ đồ thị này cũng xác định được các giá trị tương ứng của hệ số biến mô Kbm

Bảng 3.2: Bảng hệ số biến đổi mômen

λ.10

Chia dải tốc độ số vòng quay n1 từ 0 ÷ 4400 vg/ph thành các khoảng cách nhau

400 vg/ph Thay các giá trị trên vào công thức (3.7) ta được các giá trị trong bảng :

Bảng 3.3: Bảng giá trị mômen theo tỉ số truyền của biến mô.

ne 400 800 1200 160

0 2000 2400 2800 3200 3600 4000 4400M-0.2 5.6 22.2 50.1 89.0 139.0 200.2 272.5 355.9 450.5 556.1 672.9M-0.4 4.8 19.3 43.3 77.0 120.3 173.3 235.8 308.0 389.8 481.3 582.3M-0.6 3.6 14.5 32.7 58.2 90.9 130.9 178.2 232.7 294.5 363.6 440.0M-0.8 2.8 11.1 25.0 44.5 69.5 100.1 136.3 178.0 225.2 278.1 336.5M-0.9 2.6 10.

3 23.1 41.1 64.2 92.4 125.8

164

3 207.9 256.7 310.6M-1 2.4 9.4 21.2 37.6 58.8 84.7 115.

Từ đồ thị nhận thấy ứng với từng giá trị của λ1 theo tỷ số truyền ibm xác định tập hợp đường M1 Khi vẽ đồ thị đặc tính trên trục vào của biến mô M1 và đồ thị đặc tính ngoài động cơ Me cùng một tỷ lệ thì các giao điểm của đương M1 và Me là các giao điểm A(n,M) Điểm A là điểm làm việc đồng bộ của động cơ và biến mô thuỷ lực, điểm A là một tập hợp điểm tuỳ theo chế độ tải trọng trong khoảng tỷ số truyền của biến mô thuỷ lực ibm = 0 ÷ 1 Từ những giao điểm A 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.Bảng 3.5: Bảng tọa độ các điểm đồng bộ trên đồ thị.

3.3.5.Xây dựng đường đặc tính trên trục ra của biến mô.

Đặc tính trên trục ra của động cơ và biến mô chính là đặc tính ngoài của động

cơ 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*

1và số vòng quay n*

1của 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*

1.n* 1

N2 = N1.η

Bảng 3.5: Bảng giá trị công suất, mômen, số vòng quay trên trục ra của biến mô.

Đồ thị 3.3: Đồ thị đặc tính trên trục ra của biến mô.

3.4 Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực.

Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp tổng quát được xác định theo công thức sau:

it = ih.if.i0 Trong đó:

ih: Tỉ số truyền của hộp số chính

if: Tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối

i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính

Với xe 1 cầu chủ động, truyền lực chính loại đơn, có if = 1

3.4.1 Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính.

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 :

i0 =

max

60

2

v i i

n r hn fc

v b

2

v i i

n r hn fc

v b

ih1 ≥

t fc

b i i M

r G

η

ψ

0 max max

rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động : rb = 0,3 (m)

i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 = 3,88

ifc: xe không dùng hộp số phụ nên ifc = 1

Mmax : Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên trục vào của hộp số Đối với động cơ

có sử dụng biến mô thì momen xoắn lớn nhất thu được trên trục ra của bánh tua-bin (trục bánh tuabin)

i i i

Mmax 1 .0.η

≤ Gφ.φNhư vậy theo điều kiện bám thì tỷ số truyền ở số 1 được chọn :

ih1 ≤

t fc

b i i M

r G

η

ϕ

ϕ

0 max

Trong đó :

Gφ : Trọng lượng bám của xe.

Như vậy ihi cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên Ta chọn ih1 = 2.35 để tính toán tỷ

số truyền của các tay số trung gian

b Xác định tỉ số truyền của các tay số trung gian.

* Chọn số cấp tiến của hộp số:

Đối với xe ôtô con số cấp tiến thường được chọn: n = 4 ÷ 5, chọn: n = 5

* Chọn tỉ số truyền ở các tay số trung gian theo cấp số nhân:

Khi đã có ih1 và n, các số truyền trung gian được xác định theo công thức:

Trong đó: m - Số truyền trung gian thứ m, m = 2÷(n-1)+ Tay số thứ 2: 4 3

n r hi

b

(Km/h) Trong đó :

rb : Là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động

4 24.5 32.7 40.9 49.1 57.3 65.4 73.6 81.8V4 2.7 10.6 21.2 31.9 42.5 53.1 63.7 74.4 85.0 95.6 106.2

V5 3.5 13.8 27.6 41.4 55.3 69.1 82.9 96.7 110.5 124.3 138.1

Lực kéo tiếp tuyến tại bánh xe của ô tô theo các số truyền khác nhau của hộp số được tính bằng công thức sau:

Pkm =

b

hm r

i i

M2.0 .η

Trong đó:

Pkm: lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe tại các số truyền khác nhau

Trên thực tế, để xe có thể chuyển động trên đường, lực kéo tại các bánh xe phải thắng được tổng lực cản tác động lên xe bao gồm cản lăn Pf, cản quán tính Pj, cản không khí Pω, cản lên dốc Pi, cản kéo moóc Pm Có phương trình cân bằng lực kéo dạng khai triển, điều kiện tối thiểu để xe có thể lăn bánh trong trường hợp tổng quát:

b

t h f e r

i i i

M 0 .η

= G.f.cosα + k.F.v2 ± G.sinα ± δi.G g j + n.ψ.QTuy nhiên, khi tính toán lập đồ thị, có thể coi xe đang chuyển động đều trên đường nằm ngang không moóc kéo, tức là α = 0, j = 0 Khi đó, xe chỉ chịu ảnh hưởng của 2 lực cản thành phần là Pω và Pf

v F K

(N/m2)Giá trị của Pω phụ thuộc vào vận tốc theo quan hệ bậc hai do đó để xây dựng được đường cong Pω = f(v) ta cần phải tính một số giá trị Pω ở các giá trị vận tốc của xe khác nhau

Hệ số cản của không khí : K = 0,37 (Ns2/m4)