Lời nói đầu Trong xu phát triển ngành công nghiệp ô tô đặt nhiều vấn đề cần việc cải tiến thiết kế nhằn đáp ứng yêu cầu ngày cao kĩ thuật, công nghệ, kinh tế môi trờng điều kiện đờng xá Bên cạnh việc ứng dụng điện tử ô tô đợc trọng Đáp ứng nhu cầu thực tế việc tính toán thiÕt kÕ mét hƯ thèng cã thĨ gi¶i qut đợc vấn đề đợc quan tâm, ®ã sù tham gia cđa hƯ thèng trun lùc có hộp phân phối điều khiển điện tử có vai trò quan trọng Hộp phân phối góp phần làm cho xe động ổn định nhờ việc phân phối mô men phù hợp hai cầu, góp phần tiết kiệm nhiên liệu, phù hợp địa hình giao thông Việt nam bảo vệ môi trờng vấn đề nóng ngày nay, với việc điều khiển điện tử hoạt động tốt mang lại hiệu định Dựa tảng lí thuyết đợc học hớng dẫn thầy giáo em đà thiết kế lựa chọn hộp phân phối có vi sai khớp ma sát điều khiển điện tử xe 05 chỗ ngồi AWD có ABS Mục đích đề tài hộp phân phối có bố trí vi sai khớp ma sát đợc điều khiển điện tử, hệ thống điều khiển liên hợp ABS ASR giúp xe vận hành ổn định đờng xấu tính động nâng cao Phục vụ xe có ABS điều khiển lực kéo kết hợp với hệ thống phanh ABS có tất bánh xe chủ động cần phải điều khiển: công suất động cơ, điều khiển phân phối mô men cầu, điều khiển độ trợt theo ABS, điều khiển theo chế độ SH(select hight) để đảm bảo khả động xe, hộp phân phối đợc bố trí thêm khớp ma sát có Traction Nội dung đề tài bao gồm nghiên cứu cách bố trí chung hệ thống truyền lực xe chỗ, từ lựa chọn phơng án phù hợp để bố trí hộp phân phối cho xe đáp ứng tiêu chuẩn dồng xe AWD đại Tính toán động học, động lực học cho xe với thông số tham khảo phù hợp, lựa chọn phơng án thiết kế khÝ cho hép ph©n phèi mét cÊp sè trun cã vi sai khớp ma sát, chi tiết đợc tính toán chọn lựa cho phù hợp với kết cấu lựa chọn đảm bảo cho thuận lợi việc lắp ráp sử dụng Các chi tiết cấu thành nên đà đợc gia công nh nào, nhng giới hạn đồ án em đa phơng án gia công chi tiết mục đích đề tài hộp phân phối Vấn đề đặt điều khiển hộp phân phối điều khiển nh hệ thống làm việc toàn thời gian Fulltimes, để giải vấn đề ta lựa chọn hệ thống điều khiển vi sai khớp ma sát hộp phân phối, ngày việc số hệ thống hay chi tiết đa vào chuẩn mực định lắp ráp nhiều dòng xe nhà sản xuất cần điều chỉnh module sản xuất đợc theo yêu cầu đa Trên sở phơng án điều khiển đợc xây dựng phù hợp với yêu cầu đặt Chơng i: lựa chọn tính toán sức kéo ô tô 05 CHỗ Awd A Phơng án lựa chọn sơ đồ AWD: Khái quát hệ thèng trun lùc HƯ thèng trun lùc (HTTL) cđa « tô tập hợp tất câu nối từ động tới bánh xe chủ động, bao gồm cấu truyền, cắt, đổi chiều quay biến đổi giá trị mô men truyền * HTTL có nhiêm vụ bản: - Truyền, biến đổi mômen quay số vòng quay từ động tới bánh xe chủ động, cho phù hợp chế độ làm việc động mômen cản sinh trình ôtô chuyển động - Cắt dòng truyền mômen thời gian ngắn dài - Thực đổi chiều chuyển động nhằm tạo nên chuyển động lùi cho ôtô - Tạo khả chuyển động mềm mại tính việt dà cần thiết đờng Trong phát triển ngành công nghiệp ôtô giới, hệ thống ôtô đà không ngừng đợc hoàn thiện Hệ thống truyền lực không nằm quy luật Mục đích biến đổi hoàn thiện nhằm : Giảm tiêu hao nhiên liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn động cơ, sử dụng tốt công suất động sinh tạo thuận lợi, đơn giản cho ngời lái Phân loại: 2.1- Phân loại theo hình thức truyền lợng : - Hệ thống truyền lực khí bao gồm truyền ma sát, hộp biến tốc, hộp phân phối, truyền động đăng, loại đợc dùng phổ biến - Hệ thống truyền lực khí thuỷ lực bao gồm truyền khÝ, bé trun thủ lùc - HƯ thèng trun lực điện từ bao gồm nguồn điện, động điện, rơle điện từ, dây dẫn - Hệ thống truyền lực thuỷ lực bao gồm bơm thuỷ lực, ®éng c¬ thủ lùc, van ®iỊu khiĨn, èng dÉn - Hệ thống truyền lực liên hợp bao gồm sè bé phËn c¬ khÝ, mét sè bé phËn thủ lực, số phận điện từ 2.2 Phân chia theo đặc điểm biến đổi số truyền Phân chia theo đặc điểm biến đổi số truyền : - Trun lùc cã cÊp : lµ trun lùc cã tỷ số truyền cố định, việc thay đổi số truyền theo dạng bậc thang - Truyền lực vô cÊp : lµ trun lùc cã tû sè trun biÕn đổi liên tục tuỳ thuộc vào chế độ làm việc động mômen cản từ mặt đờng 2.3 Phân chia theo phơng pháp điều khiển thay đổi tốc độ - Điều khiển cần số - Điều khiển bán tự động - Điều khiển tự động Phân biệt điều khiển bán tự động điều khiển tự động thông qua số lợng cấu điều khiĨn bng l¸i HiƯn chóng ta thêng gặp : - Hệ thống truyền lực khí có cấp điều khiển cần số ( manual transmissions ) - Hệ thống truyền lực khí thuỷ lực điều khiĨn tù ®éng (Automatic Transmissions ) Bè trÝ chung thờng gặp ô tô nay: 3.1) Động đặt trớc, cầu trớc thờng xuyên chủ động, cầu sau chủ động số điều kiện loại xe(AWD): Với loại tất bánh xe đợc dẫn động(AWD) dẫn động thông qua hộp phân phối Nếu vào phạm vi sử dụng phân thành loại chạy địa hình phức tạp loại chạy địa hình phẳng Điểm đặc trng xe AWD có vi sai phía trớc phía sau Mục đích để triệt tiêu chênh lệch tốc độ bánh xe vào đờng vòng * Đối với loại AWD hệ thống truyền lực phía trớc phía sau nèi trùc tiÕp víi kh«ng th«ng qua bé vi sai trung tâm, không triệt tiêu đợc chênh lệch tốc độ bánh phía trớc phía sau Nên xe quay vòng gấp theo chế độ 4WD, thờng phanh khó quay vòng không đợc êm, nhng theo chế độ AWD tốt Để đảm bảo tính điều khiển ổn định chạy điều kiện đờng xá khác nhau, loại 4WD thờng xuyên ngời ta bố trí thêm khớp mền làm cho xe thích hợp chế độ 2WD chênh lệch tốc độ bánh trớc bánh sau Khi xe vào đờng gồ ghề, đờng có tuyết (đờng xấu) xuất chênh lệch tốc độ bánh trớc bánh sau hệ thống truyền lực dẫn động từ bánh trớc tới bánh sau giúp xe chuyển động êm Hệ thống truyền lực AWD động đặt ngang Hình1.1 AWD loại động đặt ngang Các xe AWD loại vi sai trung tâm nên không gài hộp hộp phân phối công suất truyền trực tiếp lên cầu trớc qua vi sai trớc, gài hộp số phụ công suất truyền hai cầu thông qua vi sai trớc vµ bé vi sai sau HƯ thèng trun lùc AWD động đặt dọc Hình1.2 AWD loại động đặt dọc Các xe AWD loại vi sai trung tâm nên phải đóng gài hộp phân phối Khi không gài hộp số hộ phân phối công suất đợc truyền từ hộp số dọc đến vi sai trớc Nếu hộp phân phối đợc gài công suất đợc truyền đến vi sai trớc vi sai sau *Ưu điểm xe AWD: Tiêu chuẩn đặt ô tô chạy nhiều loại đờng xá khác nhau, từ địa hình phẳng địa hình gồ ghề, có tuyết có bề mặt thay đổi thời tiết Cách tốt để chạy đờng gồ ghề có bốn bánh đợc truyền lực Về mặt xe xe AWD có u điểm vợt trội xe 2WD + AWD dùng để xe dẫn động tất bánh thời điểm chế độ “Low” hay “High” nh xe 4WD chñ yÕu dïng cho xe thể thao SUV liên quan đến khả vợt địa hình AWD lại quen thuộc với xe Sedan, Wagon, ®a dơng Minivan, AWD cã ý nghÜa gióp cải thiện đọ bám đờng điều kiện thời tiết xấu Một mẫu nh lexus RX330 ví dụ điển hình dòng SUV nhng lại dùng AWD thay v× 4WD, v× thÕ ngêi ta gäi kiĨu xe Crossover +chữ All- tất từ All-Wheel drive có chút mâu thuẫn dễ gay hiểu lầm mà hầu hết xe AWD có khả phân bổ toàn công suất xuống bánh sau phất bánh trớc bị trợt Những Subarru hay Chrysler đờng trơn trợt cách thoải mái chúng chuyển công suất từ bánh bị trợt (mất độ bám đờng) sang bánh không bị trợt *Nhợc điểm xe AWD: Để chuyển động đờng xe mềm mại đờng, giá trị mômen ma sát lớn truyền qua khớp ma sát hộp phân phối đợc chế tạo không cao, xe khả việt dà cao đờng xấu, sử dụng cần ý để sử dụng xe mục đích, đảm bảo tuổi thọ xe + Ngoài xe AWD có nhợc điểm dễ nhận thấy cấu tạo phức tạp: Có thêm hộp phân phối, trục đăng, vi sai làm tăng trọng lợng xe, tăng số nguồn phát sinh rung động tiếng ồn, tăng giá thành sản phẩm, chúng làm tăng suất tiêu hao nhiên liệu tăng sức cản gió cồng kềnh Phơng án lựa chọn thiết kế: Chỉ tiêu đặt ô tô chạy nhiều loại đờng xá khác nhau, từ địa hình phẳng địa hình gồ ghề, có tuyết, bề mặt đờng thay đổi thời tiết Về mặt xe AWD có u điểm hẳn xe 2WD Nên ô tô đại ngày thờng chế tạo xe kiểu AWD Trong xe AWD em thấy xe AWD có động đặt dọc nên sử dụng truyền bánh trụ thay cho truyền bánh côn Trong đồ án này, thời gian ngắn nên em sâu vào nghiên cứu HTTL kiểu AWD loại động đặt dọc tức động đặt dọc phía trớc, vi sai trung tâm *Bố trí nh hình vẽ: 1.Động cơ, 2.Hộp số, 3.Hộp phân phối, 4.Vi sai trớc, 5.Vi sai sau B Tính toán sức kéo ô tô Bảng thông số xe: Loại động Kiểu Dung tích xi lanh(cm3) Công suất cực đại Mômen xoắn cực đại(Nm) Tốc độ tối đa(km/h) Hộp số Nhiên liệu Hệ thống nạp nhiên liệu kích thớc trọng lợng Dài x rộng x cao(mm) Chiều dài c¬ së(mm) 125kW V6 xi lanh, 24 van 2497 125 kW t¹i 5000 (1/min) 265Nm t¹i 4000 (1/min) 200(km/h) Tay số cấp Xăng Phun xăng điện tử EFI 4530 x 1705 x 1500 2450 ChiỊu réng c¬ sở trớc/sau(mm) Trọng lợng không tải(N) Trọng lợng toàn tải(N) Thông số khác Lốp Số cửa Số chỗ ngồi 2013/1705 15050 19500 205/55R16 I - Xây dựng đờng đặc tính tốc độ động cơ, chọn động đặt ôtô 1- Xây dựng đờng đặc tính tốc độ động cơ: G - Trọng lợng toàn ôtô: G = 19500 N f- Hệ số cản lăn mặt đờng: f = 0,019 Vmax- tốc độ chuyển động lớn ôtô 1000 Vmax= 200(km/h) = 200 3600 = 56m/s, k - HÖ số cản không khí, với k = 0,20 - 0,35 ta chän k = 0,28 F - DiÖn tÝch cản diện ôtô (m2): F = B.H.m B - ChiỊu réng lín nhÊt cđa xe, B = R = 1,705 (m) H - ChiỊu cao lín nhÊt ôtô tính từ mặt đờng đến điểm cao cđa «t«, H = C = 1,424m m - HƯ số điền đầy diện tích, lấy m = 0,85 Vậy ta cã → F = 1,705.1,500.0,85 = 2,19(m2) ηt - HiƯu st cđa hƯ thèng trun lùc ηt= 0,97 * Đờng đặc tính tốc độ động + Đờng biểu diễn công suất động đờng biểu diễn mô men xoắn động cơ: Ne, Me cã thĨ tinh to¸n nhng cịng cã thĨ theo đồ thị ta có giá trị Ne, Me 10 Trên trục cầu trớc có bố trí khớp gài răng: vành nối liền trục ( lồng ) vỏ vi sai, vành khác nối liền với trục dẫn động cầu trớc ( tức nối với bánh bán trục vi sai ) Khớp có vành thờng xuyên nằm vị trí không khoá hai vành với nhau, tức vi sai không bị khoá cứng, cho phép trục cầu quay với tốc độ khác - Nếu khớp ma sát hoạt động trục cầu thực quay tốc độ, đèn bảng điều khiển sáng nhờ cảm biến đóng mạch đặt vỏ HPP - Dạng điều khiển điện tử dùng công tắc điều khiển thông qua mạch điện làm quay động điện kiểu môtơ bớc ®iỊu khiĨn xi lanh thủ lùc ®¹t HPP Nhê cấu trúc nh mà thực chức gài số gắn liền với việc khoá vi sai tăng khả động xe ( vợt lầy, hố, rÃnh ) Trong phần thân su có bơm dầu nhằm tạo điều kiện bôi trơn cỡng bức, làm mát cho HPP B Tính toán phần khí I Tính toán thông số hình học tính bền truyền cặp bánh trụ nghiêng: * Chọn vật liệu: thép 40X xianua hóa chất lỏng với độ sâu 0,2 - 0,4mm đạt độ cứng bề mặt 56HRC lâi 30 - 45HRC.vµ cã [ σu ]= 850 (MN/m2), [ t ] = 1500MN/m2 a Chế độ tải trọng từ bánh xe chủ động cần tính toán theo điều kiƯn b¸m lín nhÊt cđa c¸c b¸nh xe M ϕ max = G ϕ ϕmax rb i0 i f = 19500.0,8.0,312 = 3,05.1,25 1277(Nm) ( ) ( theo ®å ¸n thiÕt kÕ hép sè chÝnh « t« - m¸y kéo tác giả Nguyễn Văn Tài) Trong đó: G =19500(N) - tổng phản lực lên bánh xe chủ động Mômen tác dụng chỗ ăn khớp bánh hộp phân phối 26 it- tỉ số truyền tính từ bánh xe đến chi tiết cần tính it = i0 = 3,05 ϕmax = 0,8 hƯ sè b¸m max b Xác định khoảng cách trục a: A = a Mϕ max = 17 1277 = 184(mm ) ( ) ( theo đồ án thiết kế hộp số ô tô - máy kéo Tác giả Nguyễn Văn Tài) Trong đó: a - hệ sè kinh nghiƯm víi xe cã HPP a =17 - 21,5 ta chọn a = 17 c Chọn mô đun bánh mn: Cần ý: để giảm tiếng ồn làm việc, nên chọn mođun giảm tăng bề rộng b Nên chọn mo dun thống bánh để làm cho công nghệ chế tạo sửa chữa dễ Tính mođun cặp bánh trụ thẳng nghiêng chọn theo kinh nghiệm Mô dun xe m =2,25 – 2,75 chän m = 2,5 d Xác định số bánh : Số bánh chủ động: Z1= A cos β m (1 + i fc ) = 2.184 cos 25 = 59,42 ( 2,5.(1 +1,25) 4) Gãc nghiªng = 200 - 250 chọn = 250 Số bánh bị động: Z 1' = Z1.ifc= 59,42.1,25 = 74,28 Chọn số Z1= 59 Z 1' = 73(răng) Số nhỏ hộp phân phối có kích thớc gọn e Tính xác khoảng cách trục A: Khoảng cách trục đợc xác định theo công thøc : A= m( Z + Z ) 2,5.(59 + 73) = 184 mm = cos 25 cos 25 Bảng Các thông số cặp bánh nghiêng không dịch chỉnh( tơng đơng cặp bánh ăn khớp ) : Tên gọi Ký hiệu công thức Thông số bánh Thông số bánh chủ động bị động 27 Tỷ số truyền Bớc Môđun Môđun mặt đầu Bớc mặt đầu Góc ăn khớp Góc nghiêng Khoảng cách trục Đờng kính vòng chia Đờng kính vòng lăn Bán kính vòng chia Đờng kính vòng tròn sở Đờng kính vòng đỉnh Đờng kính vòng đáy Chiều cao Chiều rộng vành Chiều dày vòng chia i t = π m m ms= m/cos β ts = π ms α = α0 1,25 8,64 2,5mm 2,75mm 8,64 200 β 250 A A = 184 β d1 = 153 mm d =(m.Z)/cos dw= d dw = 153mm r 81,5 mm d01 = 143 mm d0= d.cos α0 Dd Dd1 =167mm Dc Dc1= 147 mm h = 2,25.m h1= 10 mm b = (5-6).m b1 = 25 mm b’= b/cos β b’1= 27mm 1,25 8,64 2,5mm 2,75mm 8,64 200 250 A = 184 d2= 215 mm dw= 215 mm 100,5 mm d02= 202mm Dd2 =229,4 mm Dc2 = 200,8mm h2 = 10 mm b2 =25mm b’2= 27 mm Ta kiểm tra lại điều kiện trùng khớp, nghĩa phải đảm bảo hệ số trựng khớp >1.1 = 2 2 ( Dd − D01 + Dd − D02 ) − A sin α π m cos α ( 30) ( theo đồ án thiết kế hộp số ô tô - máy kéo Tác giả Nguyễn Văn Tài) = ( 167 − 143 + 230 − 209 ) − 184 sin 20 3.14.2,5 cos 20 = 3,8 > 1,1 II TÝnh toán sức bền hộp số : a Chế độ tải trọng theo bám để tính mômen truyền đến trục hộp phân phối: Bảng Giá trị mô men tt Tên gọi Trục sơ cấp Theo bám từ b¸nh xe Mt1= M ϕ1max = ϕmax Gϕ rbx i0 i f = 1277Nm 28 Trôc thø cÊp Mt2= M ϕ max = ϕmax Gϕ rbx i0 = 1596 Nm Trong ®ã : i0 : tû sè trun cđa trun lùc chÝnh i0 = 3,84 if : tû sè trun cđa hép sè phơ if = 1,25 ϕmax : hƯ sè b¸m lín nhÊt ϕmax = 0,8 G : trọng lợng bám ôtô: G =19500N rbx : bán kính làm việc trung bình bánh xe chủ động rbx = 0,312 m ã Lực tác dụng lên cặp bánh trụ nghiêng: Bảng Giá trị lực tác dụng Tên gọi Lực trục sơ cÊp(kN) Lùc vßng Pi (kN) t1 Pi1= Z m = 15,74 s Ri1= Pi1.tg α = 5,73 Qi1 = Pi1 tg β = 7,34 Lùc híng kÝnh Ri(kN) Lùc chiỊu trơc Qi(kN) M Lùc trơc thø cÊp(kN) M t2 Pi2= Z m =15,75 s Ri2= Pi2.tg α = 5,73 Qi2 = Pi2 tg β= 7,34 b.TÝnh bền bánh : *Kiểm tra sức bền uốn : σ u = K d * K ms * K c * K * K gc P b * π * mntb * y * Kβ (MN/m2 ) ( 37 ) ( theo đồ án thiết kế hộp số ô tô - máy kéo Tác giả Nguyễn Văn Tài) Trong : b - chiều rộng làm việc vành Kd: hệ số tải trọng động bên Kd =1,2 Kms: hệ số tính đến ma sát Kms= 1,1 Kc: hệ số tính dến độ cứng vững trục phơng pháp lắp bánh lên trục 29 Kc=1,0 Ktp: hệ số tính đến tải trọng động phụ sai số bớc gia công gây lên Ktp = 1,2 ữ 1,3 chọn Ktp = 1,2 K : hệ số kể đến ảnh hởng ®é trïng khíp híng chiỊu trơc ®èi víi søc bỊn bánh răng, tra đồ thị I-6 mntb : môđun pháp tun ë tiÕt diƯn trung b×nh y : hƯ sè dạng răng, theo hình I-5 Kgc: hệ số tính đến ứng suất tập trung góc lợn phơng pháp gia công gây nên Kgc=1 Cụ thể nh sau: - cặp bánh ăn khớp: u =1,2.1,1.1,0.1,2.1,0 Kβ = 1,9; y = 0,15 15,74.10 −3 = 14.10 −3.3,14.2,5.10 −3.0,15.1,9 796 MN/m2 Ta thÊy σu < [ u ] = 850 MN/m2 thoả mÃn điều kiện bỊn n *KiĨm tra søc bỊn tiÕp xóc: Theo c«ng thøc ta cã: σ tx = 0,418 cos β P ' E 1 ( + ) b'.sin α cos α r1 r2 (MN/m2) ( 38 ) ( theo ®å ¸n thiÕt kÕ hép sè chÝnh « t« - m¸y kéo Tác giả Nguyễn Văn Tài) Trong : : góc nghiêng P = (0,5 - 0,6).P = 7,87 - 9,45 chän P’ = 8: lùc vòng tính theo độ bền lâu hay bền mỏi (N) E : môđun đàn hồi E = 2,2.105 N/m2 b = 16,55mm: chiều dài tiếp xúc r1, r2 : bán kính vòng lăn bánh chủ động bánh bị động = 200: góc ăn khớp Cặp bánh ăn khớp: 30 tx = 0,418 cos 25 8.10 −3.2,2.10 1 10 3.( + ) −3 0 81,5 100,5 25.10 sin 20 cos 20 =836MN/m2 KiĨm tra ®k σt < [ σt ] = 1500MN/m2 III.Bé truyÒn vi sai Bé vi sai cã nhiƯm vơ trun m« men tõ cặp bánh trụ sang bán trục Trong trình làm việc bánh hành tinh có điều kiện làm việc khắc nghiệt Vì trình tính toán ta tiến hành kiểm nghiệm bền cho bánh hành tinh Hình.1 Sơ đồ thiết kế vi sai Xác định kích thớc vi sai Bộ vi sai đợc bố trí nằm gọn lòng bánh bị động bánh trụ HPP kích thớc phải phù hợp để bố trí đợc lòng bánh bị động Ta chọn vật liệu chế tạo bánh vi sai thép hợp kim 25X T thấm bon, có chiều dày lớp thấm bề mặt 1mm, độ cứng HRC60, độ rắn 58- 63HRC 2 có [ σ u ] = 1150( MN / m ) ; [ σ tx ] = 950( MN / m ) 31 - Các công thức sử dụng phần tính vi sai đợc lấy từ hớng dẫ làm đồ án cầu xe ô tô tác giả Dơng Đình Khuyến - Chọn sơ môđun bánh vi sai theo kinh nghiệm là: m = 4(mm) - Chọn số bánh hành tinh vi sai q = bánh - Đờng kính vòng đỉnh bánh bán trục Dd2= Dd- e= 206 10 = 196 mm Trong đó, e khoảng cách đỉnh bánh bán trục vỏ vi sai dc= (0,3 ÷ 0,35).Dd2 Chän: dC = 0,35.Dd2= 0,35.196 = 69(mm) (2.9) - Chọn số bánh bán trục Theo yêu cầu vi sai nằm gọn bánh bị động truyền lực Tại vòng đỉnh bánh bán trục đờng kính vòng đỉnh bánh bán trục đợc xác định theo kinh nghiệm nh sau: - Số bánh bán trục Zb: Zb = d c 69 = = 17, 25 (răng) (2.10) m Chọn Zb = 17(răng) - Số bánh hành tinh Zh đợc chọn theo tỷ số truyền đợc chọn theo kinh nghiÖm: iht= 1,25 ⇒ Zh = Zb 17 = = 13, ih 1, 25 Chän Zh = 13( răng) Các thông số hình học truyền vi sai Các thông số hình học cặp bánh ăn khớp vi sai đợc tính toán nh bảng dới 32 Bảng Các thông số hình học truyền vi sai ST Tên thông số T KÝ hiÖu q Z iht m 10 11 12 13 14 15 16 Số bánh vi sai Số Tỷ số truyền Môdun pháp tuyến Nửa góc côn chia Chiều rộng bánh Chiều dài đờng sinh côn chia Đkính vòng chia đáy lớn Bkính vòng chia đáy lớn Bớc đáy lớn Đkính vòng đỉnh đáylớn Khe hở chân đáy lớn Góc ăn khớp Chiều cao đầu đáy lớn b Đơn công thức tính Kết vị toán Hành tinh 13 Zb/Zh 1,30 mm ®é Arctg(Zh/Zb) 37,40 mm 0,3.Re 12,84 Re mm 0,5m Z12 + Z 22 42,8 dc r1 ts de mm mm mm mm mZi dc/2 πm dc+2hicos δ i 52 26 12,56 58,35 c mm 0,2m 0,8 α ®é mm m 20 4 6,28 he Chiều dày đáy lớn s vòng chia 17 Chiều cao đáy lớn h 18 Đkính vòng chân di đáylớn 19 B kính vòng chia trung rx bình Bán trục 17 52,590 68 34 72,68 mm πm 6,28 mm 2,25.m mm dc-2c 25,2 33,2 mm r1- 0,5bsin δ i 22,1 28,9 33 a Tải tính toán Rbt Qbt P bt P Rvs vs Qvs Hình2 Sơ đồ lực vi sai Trong trình tính toán bền cho vi sai tải trọng tính toán đợc xác định theo mômen cực đại phân bố lên bánh bán trục, đợc xác định 0,6 mômen tính toán cđa trun lùc chÝnh: M vs = 0, 6.M tt = 0, 6.1596 = 958 Nm (Nm) (2.11) ViÖc tÝnh toán độ bền truyền vi sai đợc thực đôi với bánh nhỏ tức bánh hành tinh Do ta tính bền cho bánh hành tinh Các lực tác dụng lên bánh hành tinh đợc biểu diễn theo sơ đồ bên đợc xác định nh sau: - Lực vòng tác dụng lên bánh hành tinh là: Pvs = - Lùc híng kÝnh: M vs 958 = = 4604 (N) 2.q.r1 2.4.26.10−3 (2.12) Rvs = Pvs tgα = 4604.tg 200 = 1676 (N) (2.13) - Lùc chiÒu trục, ép bánh hành tinh vào vỏ vi sai: Qvs = Pvs tgα sin δ = 4604.tg 200.sin 37, 40 = 1020 (N) (2.14) 34 d5 l2 l Qvs Rvs r r d4 d3 d6 d1 H×nh3 Sơ đồ tính toán bền vi sai bánh côn b Tính toán ứng suất uốn ứng suất uốn tác dụng lên bánh vi sai đợc xác định theo công thức sau: u = 24.Pvs kd h b b.t s2 (1 − sin δ ) 2.r1 (2.15) - kd: hệ số tải trọng động chọn 1,5 Thay thông số vào ta đợc: u = 24.4604.1,5.9.10−3 = 1019.106 12,84 (N/m2) 2 −9 12,84.12,56 (1 − sin 37, ) 10 2.26 ⇒ σ u < [ σ u ] = 1150( MN / m ) Nh bánh đảm bảo độ bền uốn c Tính toán ứng suất tiếp xúc ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt đợc xác định theo công thức sau: 35 tx = 0, 418  P ' E  +  ÷ b.sin α cosα  rtd rtd (2.16) Trong đó: - P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình P' = tb M tt 0,5.1596 = = 30692( N ) r1 26.10−3 (2.17) - E : môđun đàn hồi vật liệu lÊy b»ng: E = 20.1010 N/m2 - rtd1, rtd2: bán kính tơng đơng bánh chủ động, bánh bị động xác định theo công thức sau: rtd = rx cosδ ( rx b¸n kÝnh trung bình bánh côn) Thay giá trị vào ta đợc: rtd1= 32,73 mm, rtd2= 55,97 mm tx = 0, 418 30692.20.1010 1 103 ( + ) = 355.106 ( N / m ) −3 0 12,84 sin 20 cos 20 32, 73 55,97 Ta cã: σ tx < [ σ tx ] = 950( MN / m ) d TÝnh to¸n ứng suất cắt ứng suất chèn dập Khi thiết kế vi sai, việc cần đảm bảo ứng suất uốn tiếp xúc bề mặt răng, ta phải đảm bảo ứng suất chèn cắt bề mặt bánh răng, trục vỏ vi sai Đó sở để chọn kích thớc lại vi sai Các kích thớc đợc biểu diễn theo hình vẽ *) ứng suất chèn dập cd sinh trục bánh hành tinh lỗ bánh hành tinh: cd = M vs q.r1.d vs l1 (2.18) Trong đó: - kích thớc thể hình vẽ - dvs: đờng kính trục chữ thập, từ đờng kính bánh vi sai ta chọn: dvs= 15 (mm) 36 - l1: đợc xác định theo chiều rộng bánh b: l1 = b.cos = 12,84.cos37, 40 = 10, 2(mm) Chän l1= 11(mm) (III.16) Thay giá trị vào ta có: cd = 958 = 61, 41.106 ( N / m2 ) 4.0, 026.0, 015.0, 010 ⇒ σ cd = 61, 41( MN / m ) < [ σ cd ] = 72( MN / m ) Nh độ bền chèn dập trục chữ thập lỗ bánh hành tinh đảm bảo *) ứng st chÌn dËp σ cd sinh gi÷a trơc chữ thập vỏ vi sai: cd = M vs q.r2 d vs l2 (2.19) Trong ®ã: + kích thớc thể hình vẽ (hình 3) + l2: chiều dày bệ đỡ trục chữ thập vá vi sai Chon l2= 60 mm Thay c¸c gi¸ trị vào ta có: cd = 958 = 65.106 ( N / m ) 4.0, 034.0, 018.0, 06 ⇒ σ cd = 56( MN / m ) < [ σ cd ] = 70( MN / m ) Nh vËy ®é bỊn chÌn dập trục chữ thập bệ đỡ trục chữ thập vỏ vi sai đảm bảo *) ứng suất chèn dập cd sinh đáy bánh hành tinh vỏ vi sai Qvs gây nªn: σ cd = M 4.Qvs π (d12 − d 62 ) (2.20) 958 vs Ta tÝnh d6 = W i = 74.1,3 =10 mm u ht Trong ta có kích thớc d1, d6 nh hình trên, chọn theo đờng kính trục chữ thập đờng kính bánh hành tinh: d1= 12 mm; d6= 10mm Thay giá trị vào ta có: 37 cd = 4.1020.106 = 29.106 ( N / m ) π (122 − 102 ) VËy ⇒ σ cd < [ σ cd ] = 30( MN / m ) Nh vËy ®é bỊn dËp cd sinh đáy bánh hành tinh vỏ vi sai Qvs gây nên đảm b¶o *) øng st chÌn dËp σ cd sinh đáy bánh bán trục vỏ vi sai R vs gây nên: cd = M 4.4.Rvs π (d32 − d 42 ) (2.21) 958 vs tÝnh d4= W = 74 =13mm u Trong ta có kích thớc d3, d4 nh hình trên, chọn theo đờng kính ống then bán trục đờng kính bánh bán trục Chọn: d3= 22(mm); d4= 13 (mm) Thay giá trị vào ta cã: σ cd = 4.4.1676.106 = 27.106 ( N / m2 ) π (222 − 132 ) ⇒ σ cd = 27( MN / m ) < [ σ cd ] = 30( MN / m ) Nh vËy ®é bỊn dËp σ cd sinh đáy bánh bán trục vỏ vi sai Rvs gây nên dảm bảo *) ứng suất cắt trục chữ thập dới tác dụng lùc vßng Pvs: τ= Pvs 4.4604 = = 18.106 ( N / m ) 2 −6 π d vs π 18 10 (2.22) ⇒ τ = 18( MN / m ) < [ τ ] = 60( MN / m ) IV TÝnh to¸n thiết kế trục chọn ổ bi Tính toán thiÕt kÕ trơc 38 TÝnh to¸n thiÕt kÕ trơc nh»m xác định đờng kính chiều dài đoạn trục nhằm đáp ứng yêu cầu độ bền, kết cấu, lắp ghép công nghệ Muốn cần phải biết trị số, phơng chiều, điểm đặt tải trọng tác dụng lên trục, khoảng cách gối đỡ lắp trục Khi thiết kế kết cấu trục cần xét tới : - Kết cấu trục vấn đề nâng cao sức bền mỏi trục - Cố định chi tiết máy trục - Kết cấu trục vấn đề công nghệ Tính toán thiết kế trục đợc tiến hành theo bớc sau : a.Chọn vật liệu b Xác định tải trọng tác dụng lên trục c Định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực d Xác định đờng kính chiều dài đoạn trục * Chọn vật liệu cho trục Do đặc điểm xe thiết kế có chế độ hoạt động luôn thay đổi, chuyển động với vận tốc cao, tải trọng không ổn định Do ta chọn vật liệu chế tạo trục thép 40X cải thiện có tính thép 40X đợc xác định nh sau: Độ rắn HB 241285, giới hạn bền [ b]= 950(MPa) Xác định sơ đờng kính trục Mục đích : Tìm đờng kính sơ trục, chọn đợc ổ bi có kích thớc phù hợp, qua xác định đợc chiều dày đoạn trục, điểm đặt lực Đồng thời để từ ta phác thảo đợc sơ đờng kính trục Nh ta đà phân tích trên, lực tác dụng lên trục phần trớc cặp bánh hành tinh đợc bố trí đối xứng phản lực gây uốn trục triệt tiêu lẫn Nh phần ta tính toán trục sơ bộ, kết cấu trơc lÊy theo kÕt cÊu hép sè sau ®ã tiÕn hành kiểm nghiệm bền trục + Trục sơ cấp Tiết diện A : Tiết diện lắp bánh trụ 39 + Trơc thø cÊp TiÕt diƯn B : Tiết diện lắp bánh trụ Tiết diện C : Tiết diện lắp với bánh bán trục Tính toán trục hộp số: ã tính chọn sơ đờng kính đoạn trục nh sau: [ ] = M M = W0 0,2.d => d = M 0,2.[] (43) ( theo đồ án thiết kế hộp số ô tô - máy kéo Tác giả Nguyễn Văn Tài) Trong : M : Mômen xoắn (Nm) trục sơ cấp W0 : Mômen chống xoắn W0 = 0,2.d3 d : §êng kÝnh trơc [ δ x ] : øng st xo¾n cho phÐp Víi vËt liƯu thép 45 ứng suất xoắn cho phép [ δ x ] = [ δu ] = 72( MN/m2) Thay giá trị vào công thức (43) ta có : - Đờng kính trục sơ cấp : dI = 1277 0,2.95.10 = 40(mm) Trong đó: Mô men xoắn lên trục sơ cấp là: M max = 1277(Nm) - §êng kÝnh trơc thøc cÊp : Ta có mômen trục thứ cấp M = 1596(Nm) dII = 1596 0,2.95.10 =34 (mm) VËy ta có: Đờng kính trục sơ cấp: dI = 40 (mm) chän d = 40 mm §êng kÝnh trơc thø cÊp: dII = 44 (mm) chän d = 50mm - Nh phần ta tính toán trục sơ bé, kÕt cÊu trơc lÊy theo kÕt cÊu hép ph©n phối sau tiến hành kiểm nghiệm bền trục I chỗ lắp bánh trụ 40 ... KIM NGHIM hộp phân phối khí A lựa chọn phơng án * Phơng án hộp phân phối có khớp ma sát: - Hộp phân phối( HPP) dùng xe nhiều cầu chủ động Tác dụng dùng để phân phối mô men từ động cầu xe Trong... gài hộp phân phối Khi không gài hộp số hộ phân phối công suất đợc truyền từ hộp số dọc đến vi sai trớc Nếu hộp phân phối đợc gài công suất đợc truyền đến vi sai trớc vi sai sau *Ưu điểm xe AWD: ... Sơ đồ HPP 24 Hộp phân phối có vi sai khớp ma sát, xe hai cầu, ba cầu chủ động phải có thêm hộp phân phối lắp phía sau hộp số dùng để truyền mômen động tới cầu chủ động xe Trờng hợp có hai cầu chủ