- Chế độ xe khởi động: Khi xe bắt đầu khởi động ở với tải thấp, bướm ga động cơ mở nhỏ, thì chỉ có môtơ (MG2) làm nhiệm vụ kéo xe
2.3. Thiết kế bộ bánh răng hành tinh cho hệ dẫn động xe máy hybrid.
Với xe máy đã chọn lực mô phỏng ở trên, có hệ dẫn động hybrid như trong hình 3.1, ta cần tính toán cụ thể bộ bánh răng hành tinh của nó.
Với các thông số cổng vào T3 = 7,28 (Nm), Q3 = 8000 (v/ph) (ứng với động cơ) và T1 = 2,4 (Nm) ,Q1 = 9000 (v/ph) (ứng với máy phát)
Theo willet ta có: M2 = 2R3 M 1/R2 — R1 M1IR2
Dòng điện phóng cung cấp cho mô-tơ là: Ip = Số giờ phóng của ắc quy theo tính toán bằng: Pm3000 _ __m Ս՜ 72 42(A) (10.6.3)/42 - 4,2(h)
Ở chế độ hybrid có quan hệ mô-men giữa 2 cổng vào T3Zk3 = T1Zk1 và tốc độ cổng ra W2 = k3.W3 - k1.w1 Ta có: T3/k3 = T-/k- = T2 k3 - k1 = 1 Հ T3= 7,28 Nm T1 = 2,4 Nm
2.3.1. Tính toán các tỉ số số răng giữa các cặp bánh răng trong bộ truyền cơ sở
Tỷ số răng trong bộ truyền cơ sở:
k = - = 0,4 ^ Z = 1,56 Z +1
Ta thấy Znằm trong khoảng (1,5^4) nên thỏa mãn.
2.3.2. Tính toán thiết kế các thông số của bánh tăng
2.3.2.1. Chọn vật liệu
Theo quan điểm để các bánh răng có thể sử dụng qua các chu kì bảo dưỡng, đại tu, sửa chữa và tiện cho việc sản suất hàng loạt vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là như nhau. Tuy nhiên các bánh răng có cùng một mô-đun nên khi các bánh răng ăn khớp các bánh răng lớn sẽ chịu tải ít hơn, vì vậy mà khi bánh răng bé phải thay thế đại tu thì bánh răng lớn vẫn còn dùng được. Ta chọn là thép hợp kim 40CrNi,
Bánh răng lớn: Tôi cải thiện HRC = 55 - 63
Giới hạn bền ỗ = 900 Mpa. Giới hạn chảy ỗ ch= 700 Mpa. Bánh răng nhỏ: Tôi cải thiện HRC =55 -63
Giới hạn bền ỗ = 900 Mpa. Giới hạn chảy ỗ ch= 700 Mpa Xác định ứng suất tiếp xúc - ứng suất uốn cho phép
[ơH ] = ƠHolim.KHL/ SH [ơp ] = ƠFolim.KpL.KpC/ SF Trong đó:
CHoIim: ứng suất tiếp xúc cho phép.
XFolim: ứng suất uốn cho phép.
SH, SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [5]. Ta chọn SH = 1,2 SF = 1,55 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải.
KFC = 0,8 khi đặt tải 2 phía ( Bánh răng quay 2 chiều). "2
KFC = 1 Khi đặt tải 1 phía ( bánh răng quay một chiều ). CHolim =^HRQ XFolim =750
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HRC1 =60, bánh răng lớn HRC2 =55 CHolim1 =23HRC1 =23.60 =1380 , ơFolim1 =750 CHolim1 =23HRC2 =23.55 =1265 , CFolim1 =750 NHO: Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
NHO= 30.H HB
Nên ta có NHO1 = 30.6052,4 = 14,2.107, NHO2 = 30.5422,4 =109,3. 107
NHE, NFE: Chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh có : NHE = NFE = 60.c.n. tỵ
Trong đó c, n, tX: Lần lượt là số lần ăn khớp của một vòng quay, số vòng quay trong một phút, tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét.
Thời gian sử dụng của ôtô bằng quãng đường giữa 2 kỳ đại tu chia cho vận tốc trung bình:
+ _ S 200000 tx = = = 4000 giờ Vti 50
S: Quãng đường giữa hai kỳ đại tu S = 200000 km vtb: Vận tốc trung bình của xe vtb = 50 km
Thay các giá trị vào công thức (3.19) ta có:
NHE= NFE= 60.1.4000.8000 =192.107 Ta có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 =1,tương tự có KHL2 =1 SV:
Vậy [ơH ]i — OHolim1.KHL/ Sn — 1380.1/1,2 —1150 Mpa [OH ]2 — OHolim2.W SH — 1265.1/1,2 =1054 Mpa [ơH ] — ([OH ]1 +[OH ]2 )/2 —( 1150 +1054)/2 —1102 Mpa <1,25[oH ]2 Và [OF ]1 — OFolim1.KFL.KFc/ SF — 750.0,8.1/1,55— 387 MPa [OF ]2 — OFoiim2.KFL.KFc/ SF —750.0,8.1/1,55—387 MPa Ứng suất quá tải cho phép
[OH]max — 2,8 ỗ ch2 — 2,8.700 — 1960 (MPa)
[OF]1max — 0,8. Och1— 0,8.700 — 560 (MPa) [OF]2max — 0,8. Och2— 0,8.700 — 560 (MPa)
2.3.2.2. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Nhận thấy ở bánh răng đầu vào của hộp số là bánh mặt trời của tryền cơ sở Wilson. Ta có công thức tính vòng lăn bánh răng mặt trời:
Ms .KH £ .ju +1) [ơH Ỵ.u.Vbd -C
Trong đó:
Kd: là hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng. Tra bảng 6.5 [5] có: Kd — 67,5 (MPa)
Ms: Mômen xoắn trên bánh răng chủ động (trục vào từ ĐCĐT nối với bánh răng hành tinh) nên: MS—2,4 (Nm) KHI — Kc + K 0
hp - 1. Trong đó:
Kc: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các bánh răng hành tinh cho 3 bánh răng hành tinh Kc — 1,2 ybd: Hệ số chiều rộng vành răng. Chọn ybd — 0,3
K հբ : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Chọn K հբ theo hình 6.5 [5]: K հթ—1,03 cho 3 bánh răng hành tinh
Ta có KH1 — Kc + Kh, - 1 — 1,2 + 1,02 - 1 — 1,22
c: Số bánh răng hành tinh trong bộ truyền hành tinh cùng đồng thời ăn khớp với bánh răng mặt trời . Ta có c — 4
ds — Kd.
u: Tỉ số truyền giữa bánh răng mặt trời và cần dẫn u = 0,5(Z-1) = 0,5.(2-1)=0,5 Thay các giá trị đã tính ở trên vào công thức ta có:
làm tròn dS=20(mm) Từ đó ta có:
Chiều rộng vành răng: bS = Vbd . d S = 0,3.20= 6 (mm)
Môđun chọn trong dãy tiêu chuẩn m=0,5 Khoảng cách trục: aw = d S( u + Ị ) =2 0 ( 0 , 5 + Ị ) = 15(mm )
Chọn aw = 20 mm Số răng bánh răng mặt trời:
2awcosfì_ 2.20.cos300 _
Ta chọn Zs = 46 răng Số răng bánh
răng bao ZR: Theo công thức:
Zc
Chọn ZR = 92 (răng).
Bánh răng trong hộp số hành tinh thường dùng là răng trụ răng nghiêng do có ưu điểm về độ ồn nhỏ và
độ bền cao. số răng nhỏ nhất cho phép của bánh
răng mặt trời là 14, bánh răng hành tinh là 10. Khi số răng của bánh hành tinh càng nhỏ thì tốc độ quay càng cao ,tốc độ lớn nhất của bánh răng hành tinh không vượt quá 7000 vg/ph.
Khi biết trước đặc tính Z của dãy thì số răng có thể xác định được , song phải đảm bảo các quan hệ theo điều kiện đồng trục, lắp ráp , lân cận: dS = 67,5. 110.103 .1,22.(0,28 +1) 11022 .0,28.0,3.3 =12,28(mm ) — ^ — = ^^_ --- = 46,2(răng ) m(u +1) 0,5.(0,5 +1) ZS = Z = ւ = 2 => ZR = Zs .2 = 92 Zs
Theo điều kiện đồng trục tức là đảm bảo cho các bánh răng trung tâm của cơ cấu hành tinh nằm trên cùng 1 trục thỏa mã điều kiện: cặp bánh răng ăn khớp giữa các bánh trung tâm với các bánh răng hành tinh có cùng khoảng cách trục.
Theo điều kiện đồng trục số răng của bánh răng ZP2 bằng:
_ Z - Z 9 2 - 4 6
ZP = f tL_f s =9 2 4 6 =23 (răng)
2 2
Theo điều kiện lắp ráp ta có:
Kiểm tra theo điều kiện kề: điều kiên này nhằm đảm bảo khoảng cách tối thiểu giữa các bánh răng hành tinh ZR.sin(rc/4) – ZP (1-sin(n/4)) > 0
56.sin(n/4) – 10(1-sin(n/4)) = 36,67 > 0
Kết luận: Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp và điều kiện kề đều thoả mãn. Như vậy ta có số răng của bộ truyền hành tinh sau:
Số răng vành răng mặt trời : ZR2= 92 (răng) Số răng bánh răng hành tinh :ZP2= 23 (răng) Số răng bánh răng mặt trời : ZS2= 46 (răng)
2.3.2.3. Tính lại khoảng cách trục và tỷ số truyền
Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời ZS đến bánh răng hành tinh ZP: A = 0,5m( Z s + Zz) = 0,5.0,5( + 23) = 46 20(mm) cos300cos300
Tính lại tỷ số truyền. Z= ^ = ạ = 0,5
Zs 46
2.3.2.3. Các thông số hình học của các bánh răng Môđun pháp tuyến : mn = 0,5 (mm)
Bước răng : t = n.mn = 3,14.0,5 = 1,57 (mm) Góc nghiêng của răng : P = 300
Số răng bánh răng mặt trời : ZR =92 (răng) ZR + ZS 92 + 46
R S
= 46 (thỏa mãn là số nguyên) .3 3
Số răng bánh răng hành tinh : Zp = 23 (răng) Số răng bánh răng mặt trời : Zs = 46 (răng) Đường kính vòng chia: Bánh răng bao ZR: ds = Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng đỉnh răng được tính theo công thức: da = dra ± 2.mn
Dấu ( - ) ứng với ăn khớp trong, dấu ( + ) ứng với ăn khớp ngoài. Bánh răng bao ZR:daR = draR - 2.mn = 53 - 2.5,5= 52 (mm)
Bánh răng hành tinh Zp:daP =draP + 2.mn = 13+2.0,5= 14 (mm) Bánh răng mặt trời ZS:daS = draS + 2.mn = 26 + 2.0,5= 27 (mm) Đường kính vòng đáy răng Công thức tổng quát:
df = dra ± 2,5.mn
Dấu ( - ) ứng với ăn khớp ngoài. Dấu ( + ) ứng với ăn khớp trong.
Bánh răng bao ZR: dfR = draR + 2,5.mn = 53 + 2,5.0,5 = 54,25 (mm) Bánh răng hành tinh ZP2:dfP2 =draP2 - 2,5.mn = 13-2,5.0,5= 11,75(mm) Bánh răng mặt trời ZS2:dfS2 = draS2 - 2,5.mn = 26 - 2,5.0,5= 24,75 (mm) Chiều rộng vành răng:
Ta có công thức tổng quát tính chiều rộng vành răng: = mn. Z/cos P m Z„ n R = 0,5.92 cos P cos300 m Zp n P = 0,5.23 cos P cos300 m Zv n S = 1,5.46 cos P cos300 dR= Bánh răng hành tinh ZP: dp= Bánh răng mặt trời Zs: ա
b = Vbd .d» Bánh răng mặt trời ZS:
bs = Vbd .dfflS= 0,3.26 = 7.8 (mm)
Chọn bs = 8 (mm), bR = 8 (mm), bP = 7 (mm)
2.3.2.4. Xác định mômen truyền qua bộ kết nối Mô men phân bố lên các trục của bộ kết nối Ta có công thức tổng quát:
Mt = M.i.rỊt
Trong đó:
M: là mômen trên trục vào ĐCĐT của bộ kết nối mômen M = 7,28 (Nm) i : Tỷ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính (động cơ mới).
Ոէ : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, trong trường hợp này ta lấy giá trị nt = 0,95 Ta có, mômen truyền đến bánh răng đĩa xích ở chế độ hybrid.
Mt1 = 14 ( Nm)
2.3.2.5. Phân tích lực tác dụng trên các bánh răng
Trên hình các phản lực của khâu bị động tác dụng lên khâu chủ động là nét đứt ,của các khâu chủ động tác dụng lên khâu bị động là nét liền.
Từ hình vẽ, trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr và lực
dọc trục Fa. Do đặc tính hình học cơ bản củacả
bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn.
Do đó trên đường tâm trục của bánh răng hành tinh lực hướng tâm và lực dọc trục bị triệt tiêu. Sơ đồ phân tích lực của bộ hành tinh Willson như hình 2.20:
Hình 2.20. Sơ đồ các lực tác dụng lên bộ truyền Wilson + Lực vòng Ta có công thức tổng quát: Pi =Fti= 2M" dr Trong đó: Pi : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i.
Mti: Mômen của bánh răng thứ i. di : Đường kính vòng chia thứ i.
Lực vòng tác dụng lên bộ bánh răng hành tinh trước: PR = 2ML = M = T^ = 280 (N) 4.d 2.d 2.13 Ta có : Pp = Ps = PR = 280 (N) + Lực hướng tâm Ta có công thức tổng quát: = Pi - ^ t cosf Trong đó:
a: Góc ăn khớp trên vòng tròn đường chia của bánh răng. Theo TCVN với bánh răng không dịch chỉnh a = 200
P: Góc nghiêng của răng. P = 300 Pi: Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i. Fri: Lực hướng tâm. Vậy: Fri =280. tg20 = 117.7 (N) cos300 + Lực dọc trục Ta có công thức tính tổng quát: Fai = Pitg P
Trong đó Fai là lực dọc trục tác dụng lên bánh răng thứ i. Vậy:
Fai = Pi.tgP = 280. tg300 = 161,7 (N)
2.3.2.6. Kiem tra bền các bánh răng • Tính theo sức bền uốn
Ứng suất uốn tácdụng lên bánh răng được xác định theo công thức:
_ P
ơ H = Kd . Kms . Kc. Ktp. Kgc.b
.n.mntb .Y K p Trong đó:
P : Lực vòng tác dụng lên bánh răng. (MN) b : Chiều rộng vành răng (m) Y: Hệ số dạng răng . Được tra theo bảng.
Kd: Hệ số tải trọng động bên ngoài. Kd = 2,3
Kp: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ trùng khớp đối với sức bền bánh răng Kms: Hệ số tính đến ma sát. Với bánh răng chủ động : Kms = 1,1 Bánh răng bị động: Kms = 0,9
Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở góc lượn chân răng do phương pháp gia công gây ra. Với góc lượn được mài: Kgc = 1
Ktp: Hệ số tính đến tải trọng phụ do sai số các bước răng khi gia công Ktp = 1,2 mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình: mntb = 1,5.10-3 (m)
+ Tính ứng suất uốn bánh răng mặt trời Zs
Trong trường hợp này bánh răng Zs là bánh răng chủ động. Hệ số tính đến ma sát: Kms = 1,1.
Chiều rộng làm việc của bánh răng bs = 8 mm = 8.10-3( m) Số răng tương đương:
. = _^ = 46
td cos3P cos3300
Tra theo bảng 6.18 [5] có hệ số dạng răng Y = 3,62. Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z3
P3 = 280 (N) = 280.10-6 (MN) Môđun pháp tuyến :
mn = 1,5 mm =1,5.10-3 m Với Kp = 1. Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức ta
có:
+ Tính ứng suất uốn của bánh răng hành tinh ZP
Trong trường này bánh răng ZP là bánh răng bị động do đó: Hệ số tính đến ma sát: Kms = 0,9 Chiều rộng làm việc của bánh răng bP = 7 mm = 0,007 m
Z 13
Số răng tương đương:Ztd1 = P = 3 0 = 20 (răng) cos P cos 30
Tra theo bảng 6.18 [5] có Y = 4,08
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh ZP:PP=280 (N)=280.10-6 (MN) Môđun pháp tuyến: mn = 1,5.10-3
(m) Hệ số ảnh hưởng của độ trùng khớp Kp = 1 = 70,8 (răng) ֊6 = 6,23MN/m2 ) ƠH1 = 2,3 . 1 . 1. 1,2. 1,1. 280.10 8.1 0֊ 3 . 3,14.1,5 . 1 0֊ 3 . 3,62.1
Thay các giá trị vào công thức ta có:
Vậy ƠH1 và ƠH2 < [ơH] = 387MPa = 387 MN/m2 . Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn. • Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc
Trên bộ truyền Wilson, do bánh răng hành tinh làm việc 2 chiều và có kích thước nhỏ nhất trong ba loại bánh răng, nên số lần vào khớp và ra khớp của một bánh răng hành tinh là nhiều nhất.
Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc:
PE 'J_ 1 b.sina.cosP IV
R2y y
Trong đó:
P: Góc nghiêng của răng: P = 300
P: Lực vòng. Như phần trước ta có P =280.10-6 (MN)
E: Môđun đàn hồi của vật liệu, Với vật liệu là thép 40CrMn có: E = 2,1.1011( N/m2) = 2,1.105( MPa)
a: Góc ăn khớp của răng.
Theo tiêu chuẩn TCVN thì bánh răng không dịch chỉnh a = 200 Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài thì lấy dấu “+“.
Đối với cặp bánh răng ăn khớp trong thì lấy dấu “-“.
6 = 5 (MN/m2 ) = 5 (MN/m2 ) ơ H2 = 2,3 . 1. 1. 1,2. 0,9. 280.10՜ 0,007.3,14.1,5.10 4,08.1 ơtx = 0,418.cosp.
Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức ta có ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng hành tinh:
= 592,5(MN/m2)
Ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng mặt trời: = 607(MN/m2)
Có [ơH ] = 1102 MPa = 1102 MN/m2
Vì vậy bánh răng ZP ,ZS thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.
2.3.3. Tính toán thiết kế trục
2.3.3.1. Chọn vật liệu
Do đặc điểm của xe thiết kế có các chế độ hoạt động luôn luôn thay đổi, chuyển động với vận tốc cao, tải trọng không ổn định. Do vậy ở đây ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 20CrNi. Cơ tính của thép 20CrNi được xác định như sau:
Độ rắn HRC từ 46 - 53 . Giới hạn bền ơb = 1000 (MPa). Giới hạn chảy ơch = 750 (MPa).
2.3.3.2. Xác định sơ bộ đường kính trục
Mục đích: Tìm ra đường kính sơ bộ của trục, chọn được ổ bi có kích thước phù hợp, qua đó xác định được chiều dày các đoạn trục, nhất là các điểm đặt lực. Đồng thời để từ đó ta có thể phác thảo được sơ bộ đường kính trục
Ta xét sơ bộ trong trường hợp trục chỉ chịu xoắn thuần tuý: Ta có công thức ứng suất xoắn:
=M M T = = - < [T] W0 0,2.d3 Trong đó: M: Mômen xoắn (Nm) Ta có M = 7.28.103 ( Nmm) ơtxPi = 0,418.cos300 . 280.10 6 2,1.10 5 1 1 13 . 10 3 . sin 20 cos 0 3 0 0 v 6,5.103 26,5.103 ơtxP2 = 0,418.cos300 . 280.10 6 2,1.10 5 1 1 13 . 10 3 . sin 200 cos 3 0 0 + v6,5.103 13.10 3 = > d > M 0,2. [T]
W0: Mômen chống xoắn W0 = 0,2.d3 d: Đường kính trục. [T] : ứng suất xoắn cho phép.
Với vật liệu là thép 20CrNi3A thì ứng suất xoắn cho phép là [x] = 74( MPa)
Từ đó ta có:
7,28.103
d > .3 = 22 (mm) 0,2.74
Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục là 22 mm . • Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi
Khi xác định đường kính trục ở trên ta chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt ... Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.