3.3.1. Phân tích và chọn phƣơng án bố trí hệ thống truyền lực
Hệ thống truyền lực của xe có tác dụng truyền chuyển động, lực hay momen xoắn từ động cơ đến bánh chủ động. Trị số của lực hay momen xoắn này có thể thay đổi theo điều kiện làm việc của xe.
Các yêu cầu cơ bản của hệ thống truyền lực trên xe thiết kế.
- Có kích thước nhỏ gọn để dễ dàng bố trí trên xe.
- Sức kéo của hệ thống truyền lực có khả năng tải được khối lượng khoảng 80 kg vận tốc có thể đạt tối đa khoảng 25(km/h).
- Hệ thống phải có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành hợp lý nhưng vẫn đảm bảo thỏa mãn các đặc tính kĩ thuật cơ bản của hệ thống truyền lực cho xe.
Có nhiều cách bố trí hệ thống truyền lực nhưng tùy vào ý đồ, điều kiện kinh tế và kĩ thuật của người thiết kế nên lựa chọn phương án phù hợp, sau đây là các phương án bố trí hệ thống truyền lực trên xe.
Phương án 1:
Với phương án này thì momen từ động cơ truyền đến bánh xe nhờ vào một hộp giảm tốc truyền động bằng bánh răng (3) và một bộ truyền xích (2). Ưu điểm của phương án này là tỉ số nhỏ vì được phân bố qua 2 bộ truyền, số truyền cao. Tuynhiên việc chế tạo thêm hộp giảm tốc sẽ rất tốn kém và phức tạp, làm tăng khối lượng của xe, hiệu suất bộ truyền thấp.
Hình 3.5.Sơ đồ hệ thống truyền lực trên xe
1: động cơ; 2: bộ truyền xích; 3: hộp giảm tốc.
Phương án 2:
Với phương án này thì momen quay của động cơ được truyền đến bánh xe nhờ bộ truyền bánh xích một cấp số truyền. Ưu điểm của phương án này là vì sử dụng truyền động xích nên khoảng cách trục ở mức trung bình, phù hợp với xe thiết kế, yêu cầu các kích thước tương đối nhỏ gọn, so sánh với truyền động đai thì truyền động xích có kích thước nhỏ gọn hơn và khi làm việc không có sự trược,
hiệu suất khá cao nếu chăm sóc tốt, lực tác dụng lên trục nhỏ. Nhược điểm lớn nhất của phương án này là tỉ số truyền lớn nên đường kính của bánh xích bị động lớn gây khó khăn cho trường hợp xe di chuyển đường gồ gề, vì dùng bộ truyền động xích nên gây ồn hơn khi hoạt động, thường xuyên bôi trơn.
Hình 3.6. Sơ đồ hệ thống truyền lực trên xe
Với ý tưởng thiết kế một mô hình xe Goped scooter sử dụng trong các khu du lịch với cấu tạo đơn giản và chi phí sản xuất thấp nhất có thể nhưng vẫn đảm bảo an toàn và tính hữu ích (vượt dốc, đảm bảo tốc độ, tiện lợi…) mà xe mang lại. Nên phương án 2 là phương án tối ưu nhất.
3.3.2. Tính chọn động cơ sử dụng
Các thông số ban đầu cho việc tính toán và chọn công suất của động cơ
- Tổng tải trọng của xe: 80 (kg).
- Vận tốc tối đa khoảng: Vmax = 35 (km/h) = 9,72 (m/s). - Khả năng vượt dốc với: α = 10% = 60
Xác định công suất của động cơ
Công suất của động cơ phát ra sau khi đã tiêu tốn đi một phần do ma sát trong hệ thống truyền lực, phần còn lại dùng để khắc phục lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản dốc, lực cản quán tính. Trường hợp tổng quát, ta có phương trình cân bằng lực kéo như sau [1]:
j N i N N f N k N (W) [3 - 4] Trong đó:
Nk: Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động; Nf:Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn;
Nω:Công suất tiêu hao để thắng lực cản gió; Ni:Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc; Nj:Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính.
Tính cho trường hợp xe lên dốc (cho độ dốc là 10%): sinα = 0,1 => α =6
Trong thực tế 4 lực cản này không xảy ra cùng lúc. Cụ thể như khi xe lên dốc chạy đều với vận tốc nhỏ có thể bỏ qua lực cản quán tính và lực cản không khí, hoặc khi xe chạy tốc độ tối đa xảy ra ở đường bằng và không có lực cản dốc và cản quán tính, vậy khi tính chọn công suất cho động cơ ta chỉ tính cho một trong hai trường hợp trên.
Trường hợp xe chạy ở tốc độ tối đa thì động cơ hoạt động ở công suất tối đa, trường hợp xe chạy lên dốc tốc độ chậm công suất động cơ lúc này vẫn bé hơn công suất động cơ khi chạy tốc độ tối đa.
Vậy ta có thể chọn trường hợp xe chạy ở tốc độ tối đa để xác định cân bằng công suất cho động cơ.
Nf N f N (W) [3 - 5]
3.3.2.1. Công suất tiêu hao cho lực cản lăn đƣợc tính [1]:
G.f.v.cos f
N (W) [3 - 6]
Trong đó:
G:Trong lượng toàn bộ của xe, G = 80 (kg) = 80.9,81 = 785 (N); f:Hệ số cản lăn, f = 0,018 đối với đường nhựa tốt;
v:Vận tốc lớn nhất của xe, v = 35 (km/h) = 9,72 (m/s). =>Nf 785.0,018.9,72.cos6= 136 (W)
3.3.2.2. Công suất tiêu hao cho lực cản không khí [1]:
Nω = k.F.v3 (W) [3 - 7]
Trong đó:
K:Hệ số cản không khí, chọn k = 1 (Ns2/m4); F:Diện tích cản chính diện, F = B.H;
B:Chiều rộng tiết diện cản gió, B = 0,3 (m); H:Chiều cao tiết diện cản gió, H = 1,65 (m).
=>F = 0,3 .1,65 = 0,49 (m2).
=> Nω = 1.0,49.9,723 = 450 (W)
Vậy công suất cản của xe là:
586 450 136 f
N (W)
Công suấtcó ích Necủa động cơ để cân bằng với công cản của xe, công suất có ích của động cơ là:
Nf e
N (W) [3 - 8]
Hiệu suất bộ truyền xích chọn sơ bộ là η = 0,9.
=> 652 9 , 0 586 e N (W)
Công suất cực đại của động cơ là
Ne max
N
Động cơ đặt trên xe sẽ phát ra công suất thấp hơn công suất cực đại của động cơ, công suất thực tế mà động cơ phát ra trên xe sẽ bằng công suất cực đại nhân với hệ số α. Hệ số này có giá trị nhỏ hơn 1 và α = 0,8÷0,9, chọn α = 0,85 [1]
Vậy công suất cực đại của động cơ là:
767 85 , 0 652 max N (W)
Kết luận: Để đảm bảo xe đạt được các thông số thiết kế và mang lại hiệu quả kinh tế ta cần chọn động cơ có công suất trong khoảng 0,7÷1 (kW).
3.3.2.3. Lựa chọn động cơ
Yêu cầu lựa chọn động cơ
- Động cơ phải đáp ứng được công suất đã tính toán nhưng không quá lớn nhằm giảm chi phí sản xuất.
- Dễ dàng tìm kiếm, thay thế, sửa chữa.
Hiện nay trên thị trường có rất nhiều động cơ đốt trong do các hãng sản xuất nổi tiếng như Honda, Missubishi,…có công suất thấp từ dưới 3 (kW) và được sử dụng phổ biến cho nhiều nhiệm vụ khác nhau như sử dụng trong máy cắt cỏ, máy phun thuốc, máy cưa,….với những loại động cơ 4 kỳ thì các hãng sản xuất những mẫu động cơ có công suất lớn hơn công suất mà động cơ thiêt kế sử dụng, với những loại động cơ 2 kỳ có những loại động cơ rất nhỏ gọn mà công suất đủ đáp ứng động cơ của thiết kế.
Động cơ hai kỳ không có riêng hành trình thải nạp (chiếm một vòng quay trục khuỷu) nên phải thực hiện thải và nạp cùng một lúc, trong khoảng thời gian rất ngắn ngay trước và sau vị trí điểm chết dưới của piston. Vì thời gian thay đổi môi chất rất ngắn chỉ bằng 1/3 thời gian thải và nạp của động cơ 4 kỳ nên phải dùng môi chất mới đã được nén trước đưa vào tạo áp lực đẩy sản phẩm cháy từ xylanh ra đường thải gây tác dụng quét khí thải ra khỏi xylanh. Nếu trong thời gian ấy làm tốt nhiệm vụ quét sản phẩm cháy ra ngoài và nạp đầy môi chất mới vào xylanh thì cùng với một kích thước, một số vòng quay n và số xylanh i sẽ thu được công suất lớn hơn động cơ 4 kỳ khoảng 0,5 – 0,7 lần.
Theo phân tích và đã tính toán ta chọn động cơ Oshima 260:
Bảng 3.2. Thông số kỹ thuật động cơ Oshima 260
STT Thông số kỹ thuật Giá trị
1 Hãng sản xuất Oshima
2 Kiểu động cơ Xăng 2 kỳ
3 Mã số 260
4 Dung tích xylanh 32,6 cc
5 Công suất máy 0,81 (kw) tại tốc độ vòng quaytrục khuỷu 6000 (v/ph). 6 Tỉ lệ pha trộn nhiên liệu (xăng/nhớt) 25 : 01
7 Tốc độ không tải 2800-3200 (v/ph). 8 Hệ thống đánh lửa Transitor từ tính (IC)
3.3.2.4. Nguyên lý làm việc của động cơ Oshima 260
Chất lượng thay đổi môi chất trong động cơ hai kỳ phụ thuộc nhiều vào diễn biến của quá trình thải và quét trong động cơ (thể hiện qua thời điểm mở và đóng cơ cấu quét và thải).
Hình 3.7. Là đồ thị hệ thống quét vòng được sử dựng trên động cơ xe thiết kế, thời điểm đóng và mở các cửa khí đối xứng qua điểm chết dưới, nghĩa là cửa nào mở sớm hơn sẽ đóng muộn hơn và ngược lại tạo nên pha đối xứng. Thời gian từ lúc đóng cửa quét đến lúc đóng cửa thải gọi là thời kì lọt khí. Ưu điểm chính của pha phối khí đối xứng là động cơ có cấu tạo đơn giản, ít hư hỏng nhưng nhược điểm lớn là có thời kì lọt khí gây mất mát khí quét.
Thời kì thải tự do: Bắt đầu từ lúc mở cửa thải φB (áp suất trong xylanh pB) tới lúc không khí quét đi vào xylanh thực hiện quétsản vật cháy φN (áp suất trong xylanh pN bằng áp suất trung bình suốt thời kì quét và thải cưỡng bức). Trong thời kì thải tự do áp suất trong xylanh lớn hơn nhiều so với áp suất trung bình trong ống thải pth nên dòng khí thoát ra ngoài với tốc độ lớn.
Từ lúc mở cửa thải (điểm B ở φB) tới lúc mở cửa quét (điểm H ở φH) với áp suất trong xylanh là pH được gọi là giai đoạn thải sớm.
Trong thời kì thải tự do BN có hai giai đoạn lưu động: trên giới hạn BE và với tốc độ dòng khí bằng tốc độ truyền âm và dưới giới hạn EN với tốc độ dòng khí nhỏ hơn tốc độ truyền âm. Tại E có px = pE đường thải trực tiếp thông với khí trời (px – áp xuất trong xylanh tại thời điểm đang xét)
Thời kì thải cưỡng bức và quét khí:Trong thời kì này các cơ cấu thải và quét đều mở và đồng thời xảy ra hai quá trình: khí quét từ cacte đi vào xylanh và sản phẩm cháy bị khí quét đẩy ra đường thải.
Thời kì thải cưỡng bức và quét khí bắt đầu từ lúc khí quét đi vào xylanh (điểm N ở φN) hình 3.7 và kết thúc tại điểm đóng kín cửa quét (điểm D và φD), đối với động cơ sử dụng cho mẫu xe thiết kế có mép trên cửa quét thấp hơn cửa thải nên thời kì thải cưỡng bức và quét khí kết thúc khi cửa quét được đóng kín.
Đầu thời kỳ này, mặc dù khí quét đã bắt đầu đi vào xilanh nhưng do ảnh hưởng hút của dòng khí qua cửa thải, nên áp xuất px vẫn tiếp tục giảm tiếp theo diện tích cửa quét fq mở rộng hơn làm tăng lưu lượng khí quét làm tăng px tới pN rồi quá pN sau đó dao động quanh pN với biên độ ngày một giảm.
Trong thời kỳ này với hệ thống quét vòng thì sản phẩm cháy và khí quét hòa trộn với nhau và một phần lưu lại trong xylanh còn một phần đi ra ngoài xylanh.
Thời kì lọt khí: thời kì này bắt đầu từ khi cửa quét đóng hoàn toàn (điểm D ởφD) đến khi cửa thải đóng hoàn toàn (điểm A ở φA).[6]
Hình 3.7. Đồ thị biến thiên áp xuất px trong xilanh (a) và tiết diện lưu thông cơ cấu thải ft và cơ cấu quét fq theo góc quay trục khuỷu của động cơ sử dụng
cho xe thiết kế (b).
3.3.3. Tính toán, thiết kế bộ truyền xích
Thông số đầu vào:
- Công suất đầu ra trục khuỷu: 0,81 (kW).
- Số vòng quay cực đại của động cơ: 6000 (v/ph). - Momen xoắn có ích của động cơ: 1,56 (N.m).
- Bán kính làm việc trung bình của bánh xe [1]: Thông số lốp B-d 3,5-10 loại lốp áp suất thấp
Bán kính thiết kế của bánh xe:
4 , 25 . 2 d B r0 (mm) 216 r0 (mm)
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe: 201 216 . 932 , 0 r . rb 0 (mm)
Trong đó: λ: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, chọn λ = 0,932 đối với loại lốp có áp suất thấp [1]
- Tốc độ tối đa của xe:35(km/h) = 9,72 (m/s).
3.3.3.1. Sơ đồ và phân tích
Hình 3.8 trình bày sơ đồ động học hệ thống truyền động của xe sử dụng bộ truyền động xích một cấp số truyền. Momen quay của động cơ truyền qua ly hợp, trục sơ cấp được nối liền với nồi phát động của ly hợp và đầu ra của trục sơ cấp có bánh xích sơ cấp. Thông qua truyền động xích, bánh xích thứ cấp tiếp nhận momen quay từ trục sơ cấp truyền đến bánh xe chủ động (bánh sau).
1: Động cơ, 2: Ly hợp, 2: Bộ truyền xích, 4: Bánh xe.
Đầu ra trục khuỷu động cơ được gắn với lõi tiếp động của ly hợp (hình 3.9). Tại tốc độ thấp, lực ly tâm của guốc không đủ lớn để thắng lực kéo của lò xo hồi (3) nên guốc không thể văng ra. Khi động cơ hoạt động ở tốc độ cao hơn, lực ly tâm sinh ra trên guốc lớn hơn lực kéo của lò xo hồi, làm guốc văn ra và bề mặt làm việc của mã ly hợpép chặt vào nồi phát động của ly hợp làm quay nối phát động và truyền momen quay cho trục sơ cấp.
Hình 3.9.Lõi tiếp động của ly hợp
1: Má ly hợp, 1a: Bề mặt làm việc của má li hợp, 2: Guốc, 3: Lò xo hồi
3.3.3.2. Thiết kế bộ truyền bánh xích
Thông số đầu vào:
-Công suất lớn nhất của động cơ Nmax= 0,81 (kW). -Momen xoắn lớn nhất của động cơ Mmax=1,56 (N.m). -Tốc độ vòng quay lớn nhất của động cơ nmax=6000 (v/ph). -Sử dụng loại truyền động xích, hoạt động một chiều.
1)Xác định tỉ số truyền
Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực được xác định theo công thức [1]:
max v . 60 bx r . e n . . 2 i [3 - 9] Trong đó:
rbx:Bán kính làm việc của bánh xe, rb = 0,201 (m); vmax:Vận tốc lớn nhất của xe, vmax = 6,94 (m/s).
=> 12,99 72 , 9 . 60 201 , 0 . 6000 . . 2 i
Chọn tỉ số truyền cho hệ thống truyền lực i=12 để đảm bảo đường kính vòng đỉnh bánh xích phù hợp với đường kính vành bánh xe.
2)Chọn loại xích
Chọn loại xích ống con lăn vì vận tốc khi nào việc không cao, và giá thành rẻ và dễ dang tìm kiếm thay thế. [4]
3)Định số răng đĩa xích
Số răng lớn nhất của đĩa xích Zmax bị hạn chế bởi độ tăng bước do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc, đối với xích ống con lăn Zmax=120, vì vậy nên dựa theo số truyền là i= 12 của bộ truyền nên ta chọn số răng cho đĩa xích nhỏ (chủ động) Z1=8 và số răng đĩa xích lớn (bị động) Z2 = 96.
4)Định bƣớc xích
Định hệ số điều kiện sử dụng [4]:
k=kđ.kA.ko.kđc.kb.kc [3 - 10]
Trong đó:
kđ:Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài, tải trọng va đập nên kđ=1,3; kA:Hệ số xét đến chiều dài xích, khoảng cách trục A=(30÷50) nên kA=1; ko:Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, đường nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 nên ko =1;
kđc:Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, trục đĩa xích có thể điều chỉnh được nên kđc=1;
kb:Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, bôi trơn định kì nên kb=1,5; kc:Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, k=1.
=> hệ số điều kiện sử dụng: 95 , 1 1 . 5 , 1 . 1 . 1 . 1 . 3 , 1 k
N . n k . z k . k t N (kW) [3 - 11]