Các thông số hình học của các bánh răng

1.2.1.4 .Tính tốn thơng số các thành phần chính

2.3. Thiết kế bộ bánh răng hành tinh cho hệ dẫn động xe máy hybrid

2.3.2.3. Các thông số hình học của các bánh răng

Bước răng : t = π.mn = 3,14.0,5 = 1,57 (mm) Góc nghiêng của răng : β = 300

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

84

Số răng bánh răng hành tinh : ZP = 23 (răng) Số răng bánh răng mặt trời : ZS = 46 (răng) Đường kính vịng chia: dω = mn. Z/cos β Bánh răng bao ZR: dR= . 0,5.920 cos cos30 n R m Z   = 53(mm) Bánh răng hành tinh ZP: dP= 0 . 0,5.23 cos cos 30 n P m Z   = 13(mm) Bánh răng mặt trời Zs: ds . 1,5.460 cos cos 30 n S m Z    = 26 (mm) Đường kính vịng đỉnh răng

Đường kính vịng đỉnh răng được tính theo cơng thức: da = dω ± 2.mn

Dấu ( - ) ứng với ăn khớp trong, dấu ( + ) ứng với ăn khớp ngoài. Bánh răng bao ZR:daR = dωR - 2.mn = 53 - 2.5,5= 52 (mm) Bánh răng hành tinh Zp:daP =dωP + 2.mn = 13+2.0,5= 14 (mm) Bánh răng mặt trời ZS:daS = dωS + 2.mn = 26 + 2.0,5= 27 (mm) Đường kính vịng đáy răng

Cơng thức tổng qt:

df = dω ± 2,5.mn

Dấu ( - ) ứng với ăn khớp ngoài. Dấu ( + ) ứng với ăn khớp trong. Bánh răng bao ZR: dfR = dωR + 2,5.mn = 53 + 2,5.0,5 = 54,25 (mm) Bánh răng hành tinh ZP2:dfP2 =dωP2 - 2,5.mn = 13-2,5.0,5= 11,75(mm) Bánh răng mặt trời ZS2:dfS2 = dωS2 - 2,5.mn = 26 - 2,5.0,5= 24,75 (mm) Chiều rộng vành răng:

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51 85 b = ψbd .dω Bánh răng mặt trời ZS: bS = ψbd .dωS= 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 cơng thức tổng quát:

Mt = M.i.ηt

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).

ηt : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, trong trường hợp này ta lấy giá trị ηt = 0,95

Ta có, mơmen 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 của cả 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.

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

86

Hình 2.20. Sơ đồ các lực tác dụng lên bộ truyền Wilson

+ Lực vịng

Ta có cơng thức tổng quát: Pi =Fti=

Trong đó:

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

di : Đường kính vịng chia thứ i.

Lực vòng tác dụng lên bộ bánh răng hành tinh trước: PR = 3 1 2. 7, 28.10 280 4. 2. 2.13 ti i p M M d  d   (N) Ta có : PP = PS = PR = 280 (N) + Lực hướng tâm Ta có cơng thức tổng quát: Fri = Pi . os tg c   Trong đó:

α: Góc ăn khớp trên vịng trịn đường chia của bánh răng. Theo TCVN với bánh răng không dịch chỉnh α = 200 i ti d M . 2

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

87

β: Góc nghiêng của răng. β = 300

Pi: Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ i. Fri: Lực hướng tâm. Vậy: Fri =280. 0 0 20 os30 tg c = 117.7 (N) + Lực dọc trục Ta có cơng thức tính tổng qt: Fai = Pi.tg β

Trong đó Fai là lực dọc trục tác dụng lên bánh răng thứ i. Vậy:

Fai = Pi.tgβ = 280. tg300 = 161,7 (N)

2.3.2.6. Kiểm tra bền các bánh răng  Tính theo sức bền uốn  Tính theo sức bền uốn

Ứng suất uốn tácdụng lên bánh răng được xác định theo công thức:

 H = Kd . Kms . Kc. Ktp. Kgc.

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

Kβ: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ trùng khớp đối với sức bền bánh răng Kms: Hệ số tính đến ma sát.

Với bánh răng chủ động : Kms = 1,1 Bánh răng bị động: Kms = 0,9

Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục, với các bánh răng trong bộ ruyền ln ăn khớp thì Kc= 1   m Y K b P ntb. . . .

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

88

Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở góc lượn chân răng do phương pháp gia cơng 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:

Ztd = 3 463 0 cos cos 30

S Z

  = 70,8 (răng)

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 Kβ = 1. Thay các giá trị đã tính tốn ở trên vào cơng thức ta có:

σH1 = 2,3 . 1 . 1. 1,2. 1,1. 6 3 3 280.10 8.10 .3,14.1,5.10 .3, 62.1    = 6,23MN/m2) + 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 Số răng tương đương:Ztd1 = 3 133 0

cos cos 30

P Z

  = 20 (răng)

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)

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

89

Thay các giá trị vào công thức ta có:

 H2 = 2,3 . 1. 1. 1,2. 0,9. 6 3 280.10 0, 007.3,14.1,5.10 .4, 08.1   = 5 (MN/m2)

Vậy σH1 và σH2 < [σH] = 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 cơng thức tính ứng suất tiếp xúc: σtx = 0,418.cosβ. 1 2 . 1 1 .sin . os P E b c  R R        Trong đó:

β: Góc nghiêng của răng: β = 300

P: Lực vịng. 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) b’P = 7 0 cos cos 30 P b   = 8 mm = 8.10 -3 m 1, 2

R R : Bán kình vịng chia của bánh răng chủ động và bánh răng bị động.

P R = 13 2 2 P d  = 6,5 mm = 6,5.10-3 m R R = 53 2 2 R d  =26,5 mm = 26,5.10-3 m S R = 26 2 2 S d  = 13 mm = 13.10-3 m α: Góc ăn khớp của răng.

Theo tiêu chuẩn TCVN thì bánh răng khơng dịch chỉnh α = 200 Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngồi thì lấy dấu “+“.

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

90

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào cơng thức ta có ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng hành tinh:

σtxP1 = 0,418.cos300. 6 5 3 0 0 3 3 280.10 .2,1.10 1 1 13.10 .sin 20 .cos 30 6, 5.10 26,5.10            = 592,5(MN/m2)

Ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng mặt trời: σtxP2 = 0,418.cos300. 6 5 3 0 0 3 3 280.10 .2,1.10 1 1 13.10 .sin 20 .cos 30 6,5.10 13.10            = 607(MN/m2) Có [σH ] = 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 tốn 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 σb = 1000 (MPa). Giới hạn chảy σch = 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 t: Ta có cơng thức ứng suất xoắn:

τ = ≤ [τ] => d ≥ Trong đó: M: Mômen xoắn (Nm) Ta có M = 7.28.103 ( Nmm) 3 0 0,2.d M W M  3 ] .[ 2 , 0  M

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

91

W0: Mômen chống xoắn W0 = 0,2.d3 d: Đường kính trục.

[τ] : ứng suất xoắn cho phép.

Với vật liệu là thép 20CrNi3A thì ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 74( MPa) Từ đó ta có: d ≥ 3 3 7, 28.10 0, 2.74 = 22 (mm)

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.

Kết cấu trục được thiết kế đảm bảo được độ an toàn tại cáo tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

SJ = ≥ [S]

Trong đó:

[S] : Hệ số an toàn cho phép. Thường lấy [S] = 1,5 - 2,5

Sσj và Sτj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j .

Sσj =

Sτj =

Với: σ-1, τ-1: Là giới hạn mỏi và xoắn chu kì đối xứng. Có thể láy gần đúng

σ-1 = 0,436.σb τ-1 = 0,58. σ-1,

Vật liệu làm trục là 20CrNi3A có thấm cácbon, nên có σb = 1000(MPa) 2 2 . j j j j S S S S      mj aj dj K       . . 1   mj aj dj K       . . 1  

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

92

σ-1 = 0,436.1000 = 436 (MPa) τ-1 = 0,58. 436 = 252,88 (MPa)

σaj, τaj, σmj, τmj: Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tịa tiết diện thứ j.

σaj = maxj ,σmj = 0

Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó: τmj = 0 , τaj = τmaxj = Tj / W0j

Với Tj: Là mômen xoắn tại tiết diện j.

W0j: Là mômen chống xoắn tại tiết diện j.

ψσ , ψτ: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ mỏi.

Tra bảng 10.7 [5]; ψσ = 0,1 ψτ = 0,05

Kσdj , Kτdj: Là hệ số được xác định theo công thức: Kσdj = ( Kσ/εσ + Kx -1 )/Ky Kτdj = ( Kτ/ετ + Kx -1 )/Ky

Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào Phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

Tra bảng 10.8 [5] ta có: Kx = 1,18

Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu.

Tra bảng 10.9 [5] ta có: Ky = 1,8

Ta kiểm tra độ bền mỏi tại một số tiết diện của trục

Theo bản bản vẽ hộp số tự động, trục có khoan lỗ dầu, do đó cơng thức tính mơmen chống uốn như sau:

W0 = ( π.ξ.d3/16)(1-d0/dj)

Nhưng vì đường kính lỗ khoan rất nhỏ so với đường kính trục, nên ta có thể tính gần đúng theo cơng thức:

W0 = ( π.ξ.d3/16)

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

93

d: Đường kính trục d0: Đường kính lỗ khoan.

Giá trị mơmen chống uốn tại tiết diện nguy hiểm trên trục ra hộp số: Tiết diện lắp với bánh răng mặt trời S .

Theo cơng thức ta có giá trị mơmen chống uốn tại các tiết diện được lập thành bảng sau:

Tiết diện

ĐườngKính(mm) 22

W0 (mm3) 15524

Sau khi tính được các giá trị, lập thành bảng trị số hệ số an toàn:

Bảng 2.3: Bảng trị số an toàn Tiết diện d (mm ) Kσ/ε σ Kτ/ετ τa a Kτdj Kσdj Sτ Sσ S 22 2,21 2,12 25,5 51 1,32 1,28 6,68 7,52 5 Có [S] = 1,5 .. 2,5 các trục đều thỏa mãn an toàn về mỏi .

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

94

CHƯƠNG III: MÔ PHỎNG PHỐI HỢP NGUỒN ĐỘNG LỰC HYBRID CHO XE MÁY BẰNG PHẦN MỀM ADVISOR.

3.1. Phần mềm mô phỏng ADVISOR.

3.1.1. Giới thiệu ADVISOR.

Trong việc nghiên cứu và phát triển công nghệ xe hơi thì mơ phỏng là một phương pháp nghiên cứu có vai trị quan trọng, nó giúp rút ngắn thời gian và giảm chi phí nghiên cứu. Trong nghiên cứu công nghệ hybrid trên ơtơ thì mơ phỏng giữ vai trị cốt yếu, nó giúp đưa ra một cách nhanh chóng và có hệ thống của việc nghiên cứu các thành

phần khác nhau trong hệ dẫn động (như lựa chọn nhiên liệu, động cơ, ắc quy, truyền động, pin nhiên liệu…). Hiện nay, có nhiều công cụ mô phỏng dựa trên các nền tảng mơ hình hóa khác nhau, tuy vậy chưa có một cái nào trong số chúng đủ mạnh để mô phỏng tất cả các tùy chọn khi thiết kế. Qua nhiều năm nghiên cứu thì một cơng cụ mơ phỏng nhanh, chính xác và linh hoạt vẫn đang trong giai đoạn phát triển. Trên thế giới hiện nay, các phần mềm mơ phỏng, phân tích, tính tốn xe hơi đa số được sử dụng trên nền tảng phần mềm Matlab/Simulink và Modelica/Dymola. Trong khuôn khổ đề tài này xin đề cập tới gói cơng cụ mô phỏng ADVISOR chạy trên nền Matlab/Simulink.

ADVISOR là viết tắt của cụm từ ADvanced VehIcle SimulatOR, được phát triển bởi Phịng thí nghiệm thu hồi năng lượng quốc tế Hoa Kỳ vào năm 1990. Nó được phát triển lần đầu tiên để đáp ứng cho Bộ năng lượng Hoa Kỳ trong việc thúc đẩy nghiên cứu xe hybrid.

3.1.2. Phạm vi nghiên cứu và ứng dụng.

ADVISOR được sử dụng rộng rãi bởi các nhà sản xuất xe hơi, các trường đại học và các viện nghiên cứu trên tồn thế giới. Việc mơ phỏng chiếc xe và các thành phần hoạt động đã giúp các kĩ sư xác định làm cách nào để tăng tuổi thọ của các bộ phận, cải thiện hoạt động của xe, tối ưu hóa các thiết kế hệ thống xe, và giảm thời gian phát triển.

ADVISOR có thể được sử dụng để mơ phỏng và phân tích thơng thường hoặc nâng cao, các xe hạng nhẹ và nặng, xe lai điện và xe điện... Ứng dụng này kiểm tra hiệu ứng của sự thay đổi trong các thành phần xe (như mô-tơ điện, ắc

SV: Nguyễn Đăng Quyết, Thạch Văn Thức, Đồng Quốc Ngọc Lớp: Động cơ-K51

95

qui, bộ biến đổi xúc tác, nhiên liệu thay thế…) hoặc các thay đổi khác mà có thể