Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (433.06 KB, 37 trang )
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………..………………………………………………………..3
MỤC LỤC............................................................................................................................................. 1
LỜI NÓI ĐẦU...................................................................................................................................... 3
1.1. Công dụng của hộp phân phối............................................................................................................... 4
Trên hình 1.1 ta thấy hộp phân phối thường được đặt ngay sau hộp số hoặc có thể đặt tách rời iêng biệt sau
hộp số thông qua bộ truyền các đăng.......................................................................................................... 4
1.2. Yêu cầu của hộp phân phối................................................................................................................... 4
Để đảm bảo công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về hiệu suất, sức bền và kết cấu gọn, hộp phân phối
ô tô và máy kéo còn phải thoải mãn các yêu cầu đặc trưng sau:...................................................................4
1.3. Phân loại hộp phân phối....................................................................................................................... 5
Hình 1.9. Sơ đồ động học hộp phân phối và bộ tăng tốc liên hợp....................................................................12
TRONG ĐÓ: M1, M2 (N.MM): LÀ MÔ MEN XOẮN TƯƠNG CỦA TRỤC TRUNG TÂM VÀ
VÀNH RĂNG BAO............................................................................................................................ 16
TỪ (2.2) TA SUY RA ĐƯỢC: (3.2).............................................................................................. 16
MÀ ĐƯỜNG KÍNH VÒNG LĂN BÁNH RĂNG ĐƯỢC TÍNH: D =M.Z....................................16
(5.11)............................................................................................................................................................25
5.2.2. Mômen quán tính J2p.iap-2................................................................................................................25
(5.12)............................................................................................................................................................25
(5.24)............................................................................................................................................................26
5.2.3. Mô men quán tính quy dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp J3’.................................................26
Ta có: (5.25)...................................................................................................................................................26
5.2.4. Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc.................................................................................................27
(5.36).................................................................................................................................................................29
5.2.5. Bán kính ma sát của bộ đồng tốc.............................................................................................................29
5.2.6. Chiều rộng bề mặt vành ma sát của bộ đồng tốc....................................................................................30
5.2.7. Góc nghiêng của bề mặt hãm β...............................................................................................................30
-1-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
5.2.8. Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của bộ đồng tốc........................................................................31
5.2.8.1. Mô men ma sát thực tế của đồng tốc..............................................................................................31
5.2.8.4. Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của bộ đồng tốc........................................................33
5.3. Kết cấu đồng tốc loại Ia...............................................................................................................................34
5.3.1. Cấu tạo bộ gài đồng tốc loại Ia.................................................................................................................34
5.3.2. Nguyên lý làm việc bộ gài đồng tốc loại Ia...............................................................................................35
Dưới tác dụng của lực gài từ cơ cấu điều khiển, bộ phận nối (1) của bộ đồng tốc sẽ dịch chuyển về bên phải
(hoặc bên trái). Nhờ bộ phận định vị mà vành ma sát (10) sẽ dịch chuyển đồng thời với bộ phận nối (1), vào
tiếp xúc trước với bề mặt ma sát của vành răng gài số (4) hoặc (9). Do đó có sự khác nhau về tốc độ của hai
bề mặt ma sát mà tại đây hình thành một mô men ma sát. Mô men ma sát này làm cho vành răng gài số (4)
hoặc (9) đang quay trơn trên trục nhanh chóng thay đổi tốc độ về với tốc độ của bộ đồng tốc.....................35
TÀI LIỆU THAM KHẢO.................................................................................................................. 37
-2-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
LỜI NÓI ĐẦU
Với nền công nghiệp phát triển ngày càng hiện đại, các nhu cầu trong lao động
và cuộc sống của con người càng được nâng cao. Vấn đề vận chuyển hàng hóa, đi lại
của con người là một trong những nhu cầu rất cần thiết. Ô tô là một loại phương tiện
rất phát triển và phổ biến trên thế giới và ở Việt Nam hiện nay để đáp ứng cho nhu cầu
đó. Trong các loại ôtô, xe tải là phương tiện chủ yếu dùng để chuyên chở hàng hóa. Là
một sinh viên ngành động lực, việc tìm hiểu, nghiên cứu, tính toán và thiết kế các bộ
phận, cụm máy, chi tiết trong xe tải là rất thiết thực và bổ ích. Trong khuôn khổ giới
hạn của một đồ án môn học, em được giao nhiệm vụ thiết kế và tính toán hộp phân
phối xe tải. Công việc này đã giúp cho em cũng cố lại kiến thức sau khi đã được học
các học phần như “ Lý thuyết ô tô và máy công trình”, “ Hệ thống truyền lực”…, đồng
thời nó còn giúp cho em bước đầu làm quen với công việc thiết kế mà em đã được học
ở trường để ứng dụng cho thực tế.
Dưới sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo Ths. Nguyễn Văn Đông và sự nổ lực
của bản thân, sau một khoảng thời gian cho phép em đã hoàn thành được đồ án của
mình. Vì bước đầu tính toán thiết kế còn rất bỡ ngỡ cho nên không tránh khỏi những
sai sót, nhầm lẫn. Do vậy, em rất mong các thầy thông cảm và chỉ bảo thêm để em
được hoàn thiện hơn trong quá trình học tập của mình.
Đà Nẵng, ngày 21.05.2012.
Sinh viên
Nguyễn Đức Thuận
-3-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
1. TỔNG QUAN VỀ HỘP PHÂN PHỐI ÔTÔ
1.1. Công dụng của hộp phân phối
Đối với ô tô thường xuyên làm việc ở những nơi đường đất hoặc những nơi chưa
làm đường thì ôtô được thiết kế với nhiều cầu chủ động. Trong trường hợp này, cần
phải có hộp phân phối để phân phối công suất từ động cơ đến các cầu hoặc các bánh
xe chủ động. Trong hộp phân phối thường bố trí thêm một số truyền nhằm tăng lực
kéo cho bánh xe chủ động khi cần thiết.
Cầu trước
Hộp phân phối
Cầu sau
Hình 1.1. Bố trí chung hộp phân phối trên ôtô.
Trên hình 1.1 ta thấy hộp phân phối thường được đặt ngay sau hộp số hoặc có thể
đặt tách rời iêng biệt sau hộp số thông qua bộ truyền các đăng.
1.2. Yêu cầu của hộp phân phối
Để đảm bảo công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về hiệu suất, sức bền
và kết cấu gọn, hộp phân phối ô tô và máy kéo còn phải thoải mãn các yêu cầu đặc
trưng sau:
- Hộp phân phối ô tô phải đảm bảo việc phân phối đủ mô men đến các cầu chủ
động theo tỷ lệ khối lượng ô tô phân bố lên các cầu. Do đó mô men xoắn truyền đến
các bánh xe mới phát huy hết tác dụng, tức là không bị vượt mô men bám đối với bất
kì bánh xe riêng biệt nào.
-4-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
- Tốc độ tịnh tiến các bánh xe không bị trượt quay, trượt lết trong bất kỳ điều
kiện làm việc nào. Nghĩa là cho phép tốc độ góc của bánh xe được quay với tốc độ bất
kỳ kể cả khi bán kính làm việc của bánh xe khác nhau do áp suất lốp không đều hoặc
do tải trọng phân bố lên các bánh xe khác nhau. Yêu cầu này còn đảm bảo cho bánh xe
đi vào đường vòng hoặc qua đường nhấp nhô một cách linh hoạt mà không bị trượt.
- Đảm bảo các kích thước bánh răng phải thật chính xác nhằm mục đích là không
làm sai lệch tỷ số truyền mô men khi phân chia công suất ra các cầu chủ động.
- Điều khiển cho hộp phân phối làm việc thuận lợi và linh hoạt. Tức là phải cho
phép ngắt hoặc nối truyền động đến các cầu khi cần thiết. Đảm bảo các khớp gài ra
vào nhẹ nhàng, lái xe không phải dùng thêm nhiều lực.
- Hộp phân phối phải đảm bảo sao cho không được làm giảm tính năng cơ động
vốn có của xe có nhiều cầu chủ động.
- Yêu cầu của hộp phân phối là phải hoạt động tốt, ổn định, tuổi thọ cao và giá
thành phải phù hợp khi đi kèm trên xe.
1.3. Phân loại hộp phân phối
Với các yêu cầu nêu trên tùy theo nguyên lý và kết cấu, hiện nay hộp phân phối
có thể phân loại theo một số tiêu chí cơ bản sau:
* Tùy theo cấp số truyền hộp phân phối người ta chia ra:
+ Hộp phân phối một cấp số truyền.
Vào
Vào
Vào
Trước
Trước
Trước
Sau
Sau
a)
b)
c)
Hình 1.2. Các dạng sơ đồ cấu tạo của hộp phân phối một cấp.
a. Dạng một cấp có khớp gài.
Sau
b. Dạng một cấp vi sai côn
c. Dạng một cấp có vi sai trụ
-5-
Sau
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
+ Hộp phân phối hai cấp số truyền.
Trong hộp phân phối 2 cấp số truyền, thường bố trí một cấp số truyền thẳng có tỉ
số truyền i= 1 và một cấp số truyền có tỉ số i > 1. Riêng đối với hộp phân phối tăng tốc
liên hợp thì tỷ số truyền tăng tốc phải bé hơn 1. Như vậy tốc độ sau khi ra khỏi hộp
phân phối sẽ tăng lên.
Vào
Sau
Vào
Trước
Trước
Sau
Hình 1.3. Các dạng sơ đồ cấu tạo hộp phân phối 2 cấp.
* Theo nguyên lý truyền động hộp phân phối có thể chia ra 2 loại:
+ Hộp phân phối không sử dụng bộ vi sai:
Hộp phân phối không sử dụng bộ vi sai có thể được thiết kế cho ô tô có sự phân
bố khối lượng lên các cầu bằng nhau. Tuy vậy hộp phân phối phải có cơ cấu điều
khiển ngắt tự động để ngắt truyền động đến một trong hai cầu khi xe hoạt động trên
đường có hệ số bám cao chẳng hạn trên đường nhựa hay đường bê tông. Có như vậy
hộp phân phối mới đảm bảo yêu cầu thứ hai. Nếu không hoặc sẽ gây ra trượt giữa lốp
với mặt đường cứng làm mòn nhanh lốp, hoặc sẽ gây ra tải trọng cưỡng bức lớn tác
dụng lên các chi tiết trong hệ thống truyền lực làm giảm tuổi thọ các chi tiết.
Hộp phân phối kiểu này cũng chỉ dùng để phân phối mô men ra các cầu; không
dùng để phân phối mô men ra các bánh xe mặc dầu khối lượng phân bố lên hai bánh
xe trên một cầu bằng nhau. Sở dĩ như vậy là vì tốc độ góc của hai bánh xe trên một
trục không luôn luôn bằng nhau mà thường khác nhau ví dụ như khi quay vòng, khi
bán kính làm việc hai bánh xe không bằng nhau do áp suất lốp khác nhau hoặc do mòn
không đều…, khi đường không bằng phẳng, đường không thẳng. Cũng cần chú ý thêm
-6-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
rằng: mặc dầu bán kính làm việc bằng nhau, đường bằng phẳng và thẳng nhưng thời
gian xe không chuyển động thẳng là nhiều hơn chuyển động thẳng vì phải chướng ngại
vật và các phương tiện chuyển động khác trên đường.
Sau đây là một vài ví dụ về hộp phân phối không dùng vi sai:
Hình 1.4. Hộp phân phối không dùng vi sai.
Trên hình 1.4 cả hai sơ đồ hộp phân phối đều kết hợp thiết kế thêm hộp phân
phối phụ để tạo ra khả năng thích nghi cho xe hoạt động trên hai loại đường khác
nhau. Khi chạy trên đường tốt, sử dụng số cao của số phụ (2p có giá trị gần bằng 1),
lúc này kéo cần gài qua bên trái cắt truyền động dẫn ra cầu trước I để tránh mòn lốp và
cưỡng bức các chi tiết. Khi chuyển động vào đường xấu, hệ số bám thấp thì phải kéo
cần gài ngược lại sử dụng thêm cầu chủ động trước I để tăng lực bám cho xe và
thường phải gài về số phụ thấp (1p có giá tỷ số truyền lớn hơn 1) nhằm tăng mô men
xoắn truyền đến các bánh xe chủ động đáp ứng với lực cản tăng lên khi hoạt động trên
đường xấu.
Nhược điểm của sơ đồ trên là hiệu suất truyền chung của hộp phân phối thấp,
hiệu suất luôn luôn nhỏ hơn 1 vì ít nhất phải qua một cặp bánh răng. Để khắc phục
nhược điểm trên, người ta sử dụng hộp phân phối không vi sai có trục dẫn động cho
cầu sau đồng tâm với trục vào hộp phân phối.
-7-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Hình 1.5. Hộp phân phối không dùng vi sai (có truyền thẳng D cho trục II).
Hộp phân phối ở hình 1.5 là hộp phân phối không vi sai có trục dẫn động cho cầu
sau đồng tâm với trục vào hộp phân phối. Khi chạy trên đường tốt, sử dụng số truyền
thẳng D, lúc đó kéo cần gài qua trái cắt truyền động dẫn ra cầu trước I. Nhờ kết cấu
đồng tâm của trục dẫn động cho cầu sau II với trục vào hộp phân phối nên hiệu suất
của hộp phân phối bây giờ rất cao nếu ta bỏ qua ma sát trong các ổ và khuấy dầu thì có
thể xem hiệu suất bằng 1. Khi chuyển động vào đường xấu, hệ số bám thấp thì phải
kéo cần gài qua lại bên phải để sử dụng thêm cầu chủ động trước I, đồng thời phải gài
về số phụ thấp nhằm tăng mô men xoắn truyền đến các bánh xe chủ động đáp ứng với
lực cản tăng lên khi hoạt động trên đường xấu, thì hiệu suất của hộp phân phối thấp vì
phải qua ít nhất hai cặp bánh răng truyền động.
Ưu điểm chung của hộp phân phối kiểu nối cứng không dùng vi sai là có tính cơ
động cao, không bị “hiện tượng sa lầy”. Nhưng cũng tồn tại nhược điểm lớn là tiêu
hao nhiên liệu lớn và gây thêm tải trọng phụ cho hệ thống truyền lực.
+ Hộp phân phối có sử dụng bộ vi sai:
Để khắc phục những hạn chế của hộp phân phối không dùng vi sai, ngày nay hầu
hết trên ô tô đều dùng bộ vi sai để phân phối mô men ra các trục theo yêu cầu.
Hộp phân phối kiểu vi sai không những cho phép phân phối tùy ý mô men ra các
cầu mà còn bảo đảm tốt nhất tốc độ chuyển động linh hoạt của các bánh xe chủ động
trong mọi địa hình. Nhờ vậy tránh được sự mòn lốp do trượt cưỡng bức gây ra, giảm
tiêu hao nhiên liệu và tăng tuổi thọ cho các chi tiết so với kiểu không dùng vi sai.
-8-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
* Tùy theo tính chất phân phối mô men của vi sai:
+ Hộp phân phối sử dụng vi sai đối xứng.
+ Hộp phân phối sử dụng vi sai không đối xứng.
Hộp phân phối sử dụng bộ vi sai không đối xứng được thiết kế cho ô tô có sự
phân bố khối lượng lên các cầu không bằng nhau. Nhờ nguyên lý của vi sai kiểu này
mà đảm bảo được yêu cầu thứ nhất khi khối lượng ô tô phân bố lên các cầu khác nhau
rõ rệt.
* Theo công dụng của hộp phân phối có thể chia ra:
+ Hộp phân phối mô men ra các bánh xe.
Hộp phân phối mô men ra các bánh xe thường là loại vi sai đối xứng.
Hình 1.6. Hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng giữa hai bánh xe.
Trên hình 1.6 là hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng được dùng để phân phối mô
men nhận được từ cac-đăng để vào cầu chủ động, thông qua bộ truyền lực chính bánh
răng côn, mô men truyền lên thân hộp phân phối. Mô men từ thân sẽ truyền vào bên
trong cho bộ truyền vi sai thông qua các chốt. Rồi từ đây thông qua các bánh răng vệ
tinh, mô men sẽ được truyền cho các bánh răng dẫn động hai trục ra I và II để đến hai
bánh xe chủ động. Do bộ truyền vi sai kiểu đối xứng nên mô men xoắn truyền đến các
trục bằng nhau. Tuy nhiên, nhờ tính chất vi sai, nên hai trục có thể quay với vận tốc
góc bất kỳ, linh hoạt theo sự chuyển động của các bánh xe.
+ Hộp phân phối mô men giữa các cầu.
Hộp phân phối mô men ra các cầu có thể có hai trường hợp: đối xứng hoặc
không đối xứng.
- Trường hợp 1: hộp phân phối mô men ra các cầu không đối xứng:
-9-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Hộp phân phối kiểu này được áp dụng cho mô men phân bố đến các cầu không
bằng nhau.
Hình 1.7. Hộp phân phối kiểu vi sai không đối xứng giữa các cầu.
Trên hình 1.7 là sơ đồ động học kiểu hộp phân phối có vi sai không đối xứng áp
dụng phổ biến trên xe có kiểu bố trí bánh xe 6x6. Trong hộp phân phối này cũng thiết
kế thêm hai số truyền phụ nhằm thay đổi lực kéo tương ứng với lực cản chuyển động
trong hai loại địa hình khác biệt nhau (hình 1.7a).
Tuy nhiên đối với xe đã có hộp phân phối phụ riêng tức là đã thiết kế hộp số phụ
ngay sau hộp số chính thì trong hộp phân phối không cần bố trí thêm hộp phân phối
phụ (hình 1.7b) để nâng cao hiệu suất của hộp phân phối và do đó nâng cao hiệu suất
chung của cơ cấu truyền lực. Song nhất thiết phải có cơ cấu khóa vi sai K để khắc
phục hiện tượng “ cầu bị sa lầy”.
- Trường hợp 2: hộp phân phối mô men ra các cầu đối xứng:
Đối với ôtô có tính năng cơ động cao, hoạt động trong nhiều địa hình, có hệ số
bám giữa đường và lốp thấp thì phải dùng nhiều cầu chủ động. Để bảo đảm cho các
bánh xe chủ động chuyển động linh hoạt trong điều kiện này, giữa các cầu nhất thiết
phải có hộp phân phối kiểu vi sai nhằm có thể bảm đảm các yêu cầu nêu ra ở phần
đầu.
-10-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Với xe con có kiểu bố trí bánh xe 4x4 có phân bố khối lượng lên các cầu bằng
nhau, thì thiết kế hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng để phân phối mô men đến các cầu
như nhau.
Hình 1.8. Hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng giữa hai cầu xe con.
Trên hình 1.8 là sơ đồ động học một kiểu hộp phân phối có vi sai đối xứng dùng
để phân phối mô men cho hai cầu chủ động trên xe con, thường có khối lượng phân bố
lên hai cầu giống nhau. Trong hộp phân phối này cũng có thiết kế thêm hộp số phụ có
hai số truyền nhằm bảm đảm tính thích ứng về lực cản chuyển động trong hai loại địa
hình khác biệt nhau.
Đối với hộp phân phối có vi sai, do có tính chất tự động điều chỉnh một cách linh
hoạt tốc độ hai trục khi chuyển động trên các loại đường khác nhau, thường phải có
thêm cơ cấu khóa K. Cơ cấu khóa K có nhiệm vụ khóa cứng vi sai mỗi khi các bánh xe
bị “sa lầy”; một trong hai cầu hoặc một trong hai bánh xe hoàn toàn mất bám với mặt
đường làm cho xe không thể chuyển động được.
* Theo tính chất biến đổi mô men phân ra các trục ta có thể phân ra hai loại:
+ Hộp phân phối có mô men ma sát trong thấp.
+ Hộp phân phối có mô men ma sát trong cao.
Thông thường thiết kế hộp phân phối có mô men ma sát trong là thấp nhằm mục
đích đạt yêu cầu chung về hiệu suất truyền động cao. Tuy nhiên, trong một số trường
hợp đặc biệt như xe quân sự cần vượt địa hình nhanh cần thiết phải thiết kế hộp phân
-11-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
phối có mô men ma sát trong là cao nhằm đảm bảo khả năng tự vượt lầy nhanh cần
thiết cho xe.
Ngoài các loại đã được nêu trên thì hiện nay có loại mới và ngày càng được sử
dụng rộng rãi, đó là hộp phân phối kiểu vi sai- bộ tăng tốc liên hợp.
Điểm khác biệt cơ bản của hộp này và các các hộp khác là nó vừa làm nhiệm vụ
của bộ vi sai, vừa làm nhiệm vụ tăng tốc sau khi ra khỏi hộp, tức là tốc độ ra khỏi hộp
phân phối sẽ có tốc độ góc lớn hơn tốc độ vào hộp phân phối khi ô tô chuyển động
trên đường tốt. Việc chuyển đổi chức năng thực hiện đơn giản qua việc thay đổi cơ cấu
khóa liên hợp mà không làm thay đổi cấu trúc bộ truyền động của hộp phân phối. Khi
chuyển cơ cấu khóa vi sai thành cơ cấu ngắt cầu trước đồng thời cố định lên vỏ cầu, ta
sẽ chuyển bộ vi sai thành cơ cấu hành tinh, và do đó biến hộp phân phối thành hộp
tăng tốc cho ô tô.
Sau đây là sơ đồ động học của hộp phân phối kiểu vi sai- bộ tăng tốc liên hợp:
Hình 1.9. Sơ đồ động học hộp phân phối và bộ tăng tốc liên hợp.
Hộp phân phối kiểu vi sai không đối xứng có thể chuyển sang làm việc theo ch ế
độ bộ truyền tăng tốc. Cơ cấu khóa liên động theo kiểu ba chức năng: vừa làm nhiệm
-12-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
vụ khóa vi sai (vị trí K1: khóa cần C với bánh răng trung tâm), nhả khóa (vị trí K2:
làm nhiệm vụ nối trục I với bánh răng trung tâm), và giải phóng cầu trước đồng thời cố
định bánh răng trung tâm của vi sai với võ cầu (vị trí K3 như trên hình 1.9) để biến bộ
vi sai thành cơ cấu hành tinh làm việc theo kiểu bộ truyền tăng tốc cho xe khi chuyển
động trên đường tốt.
2. TÍNH TỶ PHÂN PHỐI MÔ MEN LÊN CÁC TRỤC CHỦ ĐỘNG CỦA HỘP
PHÂN PHỐI
Để lực kéo truyền đến các bánh xe không vượt quá lực bám thì mô men phân
phối ra các cầu tỷ lệ với khối lượng phân bố lên các cầu đó. Mô men lớn nhất có thể
truyền đến các cầu không được vượt quá mô men bám trên các cầu, mô men phân phối
ra các cầu được xác định theo [I]:
G1.ϕ1.Rbx1 m1.g.ϕ1.Rbx1
=
( N .mm)
M 1 = i .η
i01.η1
01 1
M = G2 .ϕ2 .Rbx 2 = m2 .g.ϕ2 .Rbx 2 ( N .mm)
2
i02 .η2
i02 .η2
(2.1)
Trong đó:
- G1, G2 (KG): là trọng lượng tương ứng phân bố lên cầu trước (1), cầu sau (2).
- m1, m2 (kg): là khối lượng tương ứng phân bố lên cầu trước (1), cầu sau (2).
- φ1, φ2: là hệ số bám tương ứng giữa lốp với mặt đường ở cầu trước và sau.
- Rbx1, Rbx2 (mm): là bán kính làm việc tương ứng của bánh xe trước, sau.
- i01, i02 : là tỷ số truyền tương ứng của truyền lực chính cầu trước, sau.
- : là hiệu suất tương ứng từ hộp phân phối đến các cầu trước, sau.
- g (m/s2): gia tốc trọng trường, lấy g = 9,81[m/s2].
Trong điều kiện làm việc chuẩn như xe chuyển động thẳng trong điều kiện đường
phẳng, bán kính làm việc của các bánh xe bằng nhau... ta có thể giả thiết các thông số
kết cấu cũng như các thông số vận hành của cầu trước, cầu sau của xe là như nhau như
bán kính làm việc bánh xe: Rbx1=Rbx2, tỷ số truyền lực chính i0: i01= i02, hiệu suất truyền
lực η1, 2 (η1 = η 2 ) , hệ số bám giữa lốp với mặt đường φ (φ1 = φ2).
Từ (2.1) suy ra tỷ số mô men yêu cầu truyền đến cầu trước/cầu sau:
-13-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
M 1 G1 4500
=
=
= 0, 48913 .
M 2 G2 9200
(2.2)
3. CHỌN LOẠI/KIỂU VÀ SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC HỘP PHÂN PHỐI
3.1. Chọn loại/kiểu hộp phân phối
Do ô tô cần thiết kế là ô tô tải có trọng lượng phân bố trên trục trước và trục sau
không bằng nhau nên loại hộp phân phối được chọn phải là hộp phân phối kiểu vi sai
không đối xứng. Ở đây có hai phương án đưa ra đó là: một là chọn hộp phân phối kiểu
vi sai không đối xứng loại thường không có bộ tăng tốc liên hợp; hai là chọn hộp phân
phối kiểu vi sai không đối xứng có bộ tăng tốc liên hợp. Với phương án một thì hộp
phân phối loại này không có khả năng tăng tốc tốt. Chính vì thế ta chọn hộp phân phối
vi sai không đối xứng có bộ tăng tốc liên hợp.
Sơ đồ động học của hộp phân phối này như sau:
Z2
Zg
K2
I
K1
Z1
II
Hình 3.1. Hộp phân phối vi sai không đối xứng và bộ tăng tốc liên hợp.
Trên hình 3.1 là sơ đồ động học hộp phân phối ta chọn để thiết kế trên ô tô tải.
Hộp phân phối kiểu vi sai không đối xứng được thiết kế liên hợp, vừa làm nhiệm vụ
phân phối vừa có thể làm hộp tăng tốc, tức là tốc độ ra khỏi hộp phân phối sẽ có tốc độ
-14-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
góc lớn hơn tốc độ vào hộp phân phối khi ô tô chuyển động trên đường tốt. Việc
chuyển đổi chức năng thực hiện đơn giản qua việc thay đổi ống gài liên hợp mà không
làm thay đổi cấu trúc bộ truyền động của hộp phân phối. Khi chuyển ống gài vi sai
thành cơ cấu ngắt cầu trước đồng thời cố định lên vỏ cầu, ta sẽ chuyển bộ vi sai thành
cơ cấu hành tinh, và do đó biến hộp phân phối thành hộp tăng tốc cho ô tô.
Nguyên lý làm việc: Công suất được truyền từ hộp số đến hộp phân phối, công
suất được truyền đến vỏ vi sai qua cặp bánh răng số truyền thẳng. Từ vỏ vi sai công
suất đến bánh răng vệ tinh qua cần C của cơ cấu vi sai từ đó nếu:
- Ống gài ở vị trí K1 giải phóng cầu trước đồng thời cố định bánh răng trung tâm
lên vỏ cầu để biến bộ vi sai thành cơ cấu hành tinh làm việc theo kiểu bộ truyền tăng
tốc cho xe khi chuyển động trên đường tốt, hoặc khi xe lên dốc.
- Ống gài ở vị trí K2 nối trục I với bánh răng trung tâm, lúc đó công suất được
chia làm 2 dòng ra cầu trước và sau theo tỷ lệ phân bố momen giữa các cầu.
3.2. Sơ đồ động học hộp phân phối
Theo tài liệu [I] ta có sơ đồ động học hộp phân phối:
P2
Z2
P2
Pc
Zg
K2
I
K1
P1
Z1
II
Rc
P1
R2
R1
C
Hình 3.2. Sơ đồ động học hộp phân phối.
-15-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Trong đó:
- R1 (mm): Bán kính vòng chia của bánh răng trung tâm.
- R2 (mm): Bán kính vòng chia của bánh răng bao.
- Rc (mm): Khoảng cách từ tâm trục của bánh răng vệ tinh ( điểm đặt lực P c) đến
tâm trục quay của các trục I và II.
- P1 (N): là lực vòng tương tác giữa bánh răng trung tâm với bánh răng vệ tinh.
- P2 (N): là lực vòng tương tác giữa bánh răng bao với bánh răng vệ tinh.
Theo [I] thì tỷ lệ mô men truyền từ bánh răng vệ tính đến trục 1,trục 2 với bán
kính vòng chia của bánh răng trung tâm 1, bánh răng bao 2:
M 1 R1
=
M 2 R2
(3.1)
Trong đó: M1, M2 (N.mm): là mô men xoắn tương của trục trung tâm và vành
răng bao.
Từ (2.2) ta suy ra được:
M 1 G1 m1 g m1
=
=
=
M 2 G2 m2 g m2
(3.2)
Mà đường kính vòng lăn bánh răng được tính: D =m.Z.
Suy ra bán kính vòng lăn bánh răng: R =
m.Z
.
2
Trong đó: m: môdun của bánh răng;
Z: số răng của bánh răng.
Vậy:
R1 Z1
=
R2 Z 2
Từ (3.1), (3.2) và (3.3) ta được:
Vậy:
Với:
(3.3)
M 1 R1 m1 Z1 4500
=
=
=
=
= 0, 48913.
M 2 R2 m2 Z 2 9200
Z1
= 0, 48913.
Z2
(3.4)
Z1: là số răng của bánh răng trung tâm.
Z2 : là số răng của bánh răng bao.
Số răng của bánh răng hộp phân phối phụ kiểu hành tinh được theo [1] được xác
định: Z2 – Z1 =2.Zg
Trong đó: Zg là số răng của bánh răng vệ tinh.
-16-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Để tránh hiện tượng cắt chân răng thì số răng của bánh răng vệ tinh được chọn
sao cho số răng không được bé hơn 17 răng. Chọn Zg= 18.
Suy ra: Z 2 − Z1 = 2.18 = 36 (răng)
(3.5)
Z1
= 0, 48913
Từ (3.4) và (3.5) ta có hệ phương trình: Z 2
Z − Z = 36
2
1
(3.6)
Giải hệ phương trình (3.6) ta được Z1 = 34, 46; Z 2 = 70, 46 .
Z1 = 34(rang )
Z 2 = 70(rang )
Mà Z1 , Z 2 nguyên nên chọn
Mà ta có :
(3.7)
Các bánh răng trong kết cấu hành tinh chỉ cần răng thẳng nên môđun thường
được chọn trong khoảng: m= 2,75 ÷ 3,5
Chọn m =3
Suy ra bán kính của bánh răng vệ tinh: Rg =
R2 − R1 105 − 51
=
= 27( mm)
2
2
(3.8)
Theo [I] quan hệ kích thước của vi sai là:
2 Rc = R1 + R2 ⇒ Rc =
R1 + R2 51 + 105
=
= 78(mm)
2
2
(3.9)
Từ đây ta tính được khoảng cách trục giữa bánh răng trung tâm và các bánh răng
vệ tinh theo [I] như sau: Aht= R1+Rg=R2-Rg= 51+27=105-27=78(mm).
(3.10)
Theo [I] ta có các thông số cơ bản của bánh răng bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng:
- Đường kính vòng lăn: Di = m.Z i (mm)
(3.11)
+ Đường kính vòng lăn của bánh răng trung tâm: D1 = m.Z1 = 3.34 = 102(mm) .
+ Đường kính vòng lăn của bánh răng bao: D2 = m.Z 2 = 3.70 = 210(mm) .
+ Đường kính vòng lăn của bánh răng vệ tinh: Dg = m.Z g = 3.18 = 54(mm) .
- Độ hở hướng tâm: c=0,25.m=0,25.3=0,75
- Đường kính vòng đỉnh: Dai = Di + 2m(mm).
(3.13)
+ Đường kính vòng đỉnh của bánh răng trung tâm:
Da1 = D1 + 2m = 102 + 2.3 = 108(mm) .
+ Đường kính vòng đỉnh của bánh răng bao:
-17-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Da 2 = D2 + 2m = 210 + 2.3 = 216(mm) .
+ Đường kính vòng đỉnh của bánh vệ tinh:
Da g = Dg + 2m = 54 + 2.3 = 60( mm) .
- Đường kính vòng chân: Dk i = Di − 2(m + c)(mm).
+ Đường kính vòng chân của bánh răng trung tâm:
(3.14)
Dk 1 = D1 − 2(m + c) = 102 − 2.(3 + 0, 75) = 94,5(mm) .
+ Đường kính vòng chân của bánh răng bao:
Dk 2 = D2 − 2ha = 210 − 2.(3 + 0, 75) = 202,5(mm) .
+ Đường kính vòng đỉnh của bánh vệ tinh:
Dk g = Dg − 2ha = 54 − 2.(3 + 0, 75) = 46.5(mm) .
Từ số răng của các bánh răng trong hệ hành tinh ta thấy: Z1 + Zg = Z2- Zg
nên các bánh răng không cần dịch chỉnh.
Với các số răng các bánh răng như vậy cũng đã thoải mãn điều kiện lắp và điều
kiện đồng trục trong hệ hành tinh.
4. TÍNH TOÁN KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA HỘP PHÂN PHỐI
4.1. Tính toán kích thước cơ bản của trục hộp phân phối
Công thức kinh nghiệm tính khoảng cách trục của hộp phân phối theo [I]:
A = ka 3 M e max .ih1
(4.1)
Trong đó:
- ka : hệ số kinh nghiệm, có giá trị nằm trong khoảng sau :
+ Đối với xe du lịch: ka =8,9 : 9,3
+ Đối với xe vận tải: ka= 8,6 : 9,6
Vì xe thiết kế là xe tải, chọn ka = 9,5
- Memax (N.m): Momen xoắn cực đại của động cơ;
- ih1 : Tỷ số truyền thấp của hộp số.
Theo [III] giá trị tỷ số truyền thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện kéo:
ih1 ≥
ψ max .Ga .Rbx
M e max .i0 .ηt
(4.2)
Trong đó :
-18-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
- Ga (N): Trọng lượng toàn bộ của xe;
Ga = 13700.9,81 = 134397( N )
(4.3)
- ψ max : Hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường;
- rbx (m): Bán kính làm việc của xe;
- η t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, η t =( 0,85 ÷ 0,93 );
Chọn ηt =0,89.
Tỷ số truyền lực chính i0 theo [III]:
i0 =
ωe max .Rbx
ihnVmax
(4.4)
Trong đó :
- ω e max (rad/s): Tốc độ góc lớn nhất của động cơ;
Đối với xe tải chạy bằng động cơ xăng thì: ω e max = (0,8 ÷ 1)ω N .
(4.5)
Với ω N là vận tốc góc tại công suất lớn nhất (rad/s).
Chọn ω
e max = 0,9.ω N
(4.6)
Mà ta có: ω N = π .nN = π .3200 = 335,1( rad / s).
30
30
(4.7)
Từ (4.6) và (4.7) suy ra ω e max = 0,9.335,1 = 301, 6(rad / s).
(4.8)
- Vmax (m/s): vận tốc lớn nhất của xe.
Vmax= 105 (km/h)= 29,2(m/s).
(4.9)
- Rbx (mm): bán kính bánh xe.
Rbx= 450 (mm)= 0,45 (m).
(4.10)
Thay (4.8), (4.9), (4.10) vào (4.4) ta có:
i0 =
ω e max .Rbx 301, 6.0, 45
=
= 4, 65
ihnVmax
1.29, 2
Thay (4.11) vào (4.2) suy ra:
-19-
(4.11)
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
ih1 =
ψ max .Ga .Rbx 0,3.134397.0, 45
=
= 8,95
M e max .i0 .ηt
490.4, 65.0,89
(4.12)
Thay (4.12) vào (4.1) thì khoảng cách trục hộp phân phối là:
A = ka 3 M e max .ih1 = 9,5. 3 490.8,95 = 155,5( mm) .
Chọn A=156(mm).
Với sơ đồ đã chọn, ta có trục vào của hộp phân phối được gắn với trục ra của hộp
'
số nên mô men của trục vào hộp phân phối sẽ là mô men trục ra của hộp số. Gọi M 1 là
mô men của trục sơ cấp hộp phân phối.
Khi đó M 1' = M e max .ih1 = 490.8,95 = 4385,5( N .m)
(4.13)
Từ đó theo [I] ta tính được đường kính và chiều dài các trục như sau:
- Đối với trục sơ cấp:
+ Đường kính trục sơ cấp hộp phân phối :
(4.14)
d1 = k d 3 M 1' (mm )
Trong đó: kd là hệ số kinh nghiệm, kd= 4÷4,6. Chọn kd=4,2.
Từ (4.14) suy ra: d1 = kd 3 M 1' = 4, 2. 3 4385,5 = 68, 7( mm).
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 70(mm).
(4.15)
+ Chiều dài trục sơ cấp được tính:
d1
(mm)
(4.16)
0,16 ÷ 0,18
d1
70
=
= 388,9(mm) , chọn l1 = 389(mm).
Chọn l1 =
(4.17)
0,18 0,18
- Đối với trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai) thì ta tính theo khoảng cách
l1 =
Aht tức là:
+ Đường kính trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai) C :
d c = 0, 45. Aht = 0, 45.78 = 35,1( mm). Chọn dc= 36(mm).
(4.18)
+ Chiều dài trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai) được tính:
lc =
dc
(mm)
0,16 ÷ 0,18
(4.19)
-20-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
dc
36
=
= 200(mm)
(4.20)
0,18 0,18
- Đối với trục thứ cấp (2 trục dẫn động hai cầu) thì ta tính theo tỷ số phân bố mô
Chọn lc =
men ra các cầu, tức là:
d2 M1
=
= 0, 48913
d3 M 2
(4.21)
Trong đó: d2 (mm) là đường kính trục dẫn động cầu trước;
d3 (mm) là đường kính trục dẫn động cầu sau.
Theo công thức kinh nghiệm ta có:
d3= 0,45. A = 0,45.156 = 70,2 (mm)
(4.22)
d2
= 0, 48913 ⇒ d 2 = d3 .0, 48913 = 70, 2.0, 48913 = 36 = 34,3( mm)
d3
(4.23)
Chọn d2 = 36 (mm), d3 = 75(mm).
(4.24)
Chiều dài trục ra cầu trước l2:
l2 =
Chọn l2 =
d2
(mm)
0,16 ÷ 0,18
(4.25)
d2
36
=
= 200(mm)
0,18 0,18
(4.26)
Chiều dài trục ra cầu sau l3:
l3 =
Chọn l3 =
d3
(mm)
0,16 ÷ 0,18
(4.27)
d3
75
=
= 416, 7(mm)
0,18 0,18
Chọn l3= 417(mm).
(4.28)
Khi thiết kế hộp phân phối ta có thể nâng đường kính trục ra cầu trước để đảm
bảo độ bền, và giảm chiều dài trục để cho hộp phân phối có kết cấu gọn nhẹ. Đối với
trục lắp với bánh răng trung tâm, đó cũng chính là trục ra cầu trước nên ta lấy đường
kính trục bằng đường kính trục ra cầu trước đã tính d2.
4.2. Tính toán kích thước cơ bản của các cặp bánh răng hộp phân phối
-21-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
* Chiều rộng bánh răng: được xác định theo công thức sau:
b 2.( 0,19 ÷ 0,23).Aht
Chọn b
(4.29)
2.0,2.78 31,2(mm)
Chọn b= 32 (mm)
* Chiều rộng ổ đỡ:
Đối với ô tô vận tải: B
(4.30)
0,20 ÷ 0,25).A
B = 0, 23.156 = 35,88(mm)
Chọn B= 36(mm)
* Chiều rộng đồng tốc:
(4.31)
(4.32)
Đối với ô tô vận tải: H (0,40 ÷ 0,55).A
(4.33)
H = 0,51.156 = 79,56(mm)
Chọn H= 80(mm)
(4.34)
4.3. Xác định các kích thước cơ bản của các bánh răng trục trung gian và trục sơ cấp
số truyền thẳng của hộp phân phối
Để đảm bảo các bánh răng hộp phân phối làm việc êm dịu, xu hướng chọn
môdun mn có giá trị nhỏ nhất, ngược lại góc nghiêng β thường có giá trị lớn như sau:
Đối với xe tải: + m = 3,5 ÷ 5, 0. Chọn m =3,5.
+ β = 18 ÷ 26. Chọn β = 26. .
Theo [I] số răng được xác định:
Z1/ =
2. A.cos β 2.156.cos26
=
≈ 40(rang )
mn .(i +1)
3, 5.(1 +1)
(4.35)
Chọn Z1/ = Z1/ / = 40 răng, theo [1] khoảng cách trục xác định lại theo số răng:
m.( Z1/ + Z1/ / ) 3,5.(40 + 40)
A=
=
≈ 156( mm)
2.cosβ
2.cos(26)
Tính chính xác góc nghiêng β theo số răng sau khi đã làm tròn:
cos β =
m .( Z '+ Z '' )
2. A
-22-
(4.36)
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
⇒ β = arccos
m .( Z '+ Z '')
3,5.(40 + 40)
= arccos
= 26010'
2. A
2.156
Độ hở hướng tâm: c = 0, 25.m = 0, 25.3.5 = 0,875
Đường kính vòng lăn:
D1' = D1'' = m.Z1' = 3,5.40 = 140(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng:
Da' = Da'' = D1' + 2.m = 140 + 2.3,5 = 147( mm)
Đường kính vòng chân răng:
Di' = Di'' = D1' − 2.(m + c ) = 140 − 2.(3,5 + 0,875) = 131, 25(mm)
5. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ GÀI ĐỒNG TỐC
HỘP PHÂN PHỐI
5.1. Tỷ số truyền của hộp phân phối
Khi ống gài ở vị trí K1: khóa bánh răng trung tâm với vỏ hộp phân phối nên:
i1p =
z2
70
=
= 0,67
z1 + z2
34 + 70
(5.1)
Khi ống gài ở vị trí K2: khóa cần bánh răng trung tâm với cầu trước thì tỷ số
truyền i2p =1
(5.2)
5.2. Mô men quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp
Đối với đồng tốc của hộp phân phối thì thành phần mô men quán tính của trục sơ
cấp J1 chính là mô men quán tính của trục thứ cấp hộp số chính (bao gồm tất cả các chi
tiết cố định trên đó như các bộ đồng tốc, ống gài… của hộp số chính) cộng với mô
men quán tính tổng cộng JΣ của hộp số chính qui dẫn về trục thứ cấp của hộp số chính
(tức là trục sơ cấp của hộp phân phối). Nghĩa là:
mp
J ∑ p =(J1 p +J ∑ .i )+j2 p .i + ∑ J zjp .i −jp2
2
h1
−2
ap
(5.3)
jp =1
Trong đó:
+ JΣ (kg.m2): mô men quán tính tổng cộng của hộp số chính qui dẫn về trục thứ
cấp của hộp số chính;
J Σ = J1 + J 2 .i a −2 ++ J i .i i−2
-23-
(5.4)
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
Kết quả của JΣ được lấy từ phần tính hộp số J Σ =32129,04(kg.mm 2 )
Suy ra: J Σ .i hn 2 = 32129, 04.12 = 32129, 04( kg.mm 2 )
(5.5)
+ J1p (kg.mm2): Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp phân phối;
+ J2p (kg.mm2): Mômen quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi
tiết gắn trên trục trung gian;
+ iap: Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp của hộp phân phối;
+ JZjp (kg.mm2): Mômen quán tính khối lượng của bánh răng bị động quay trơn
trên trục thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian, của
cặp bánh răng gài số thứ j;
+ ijp: Tỷ số truyền của hộp phân phối ứng với cặp bánh răng gài số thứ j;
+ mp: Số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (thường xuyên ăn khớp với
bánh răng chủ động trên trục trung gian);
+ Jj (kg.mm2): Mômen quán tính khối lượng của bánh răng gài số lùi có quan hệ
động học thường xuyên với bánh răng trên trục trung gian cùng với khối lượng quay
theo khác qui dẫn về trục của nó;
+ ijp: Tỷ số truyền các cặp bánh răng số lùi;
5.2.1. Mômen quán tính J1p
Ta có: J1p=Jtr1p+Jđbđ
(5.6)
Ở đây: - Jđbđ là mô men quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp. Do đây là
hộp phân phối nên Jđbđ=0
- Jtr1p là mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp phân phối.
π .ρ .l1 p .rtr41 p
J1 p =
(kg .mm 2 )
2
(5.7)
Trong đó:
+ l1p: chiều dài trục sơ cấp hộp phân phối
l1p = 389(mm)
(5.8)
+ rtr1p: Bán kính trục sơ cấp hộp phân phối
rtr1 p =
d1 70
=
= 35(mm)
2
2
(5.9)
-24-
Tính toán thiết kế hộp phân phối ô tô tải
+ ρ: khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng
Với vật liệu thép hoặc gang, có thể lấy ρ = 7800.10-9(Kg/mm3)
(5.10)
Thay (5.8),(5.9) và (5.10) vào (5.7) ta được:
J1 p =
π .ρ .l1 p .rtr41 p π .7800.10−9.389.354
=
= 7152,14(kg .mm 2 )
2
2
(5.11)
5.2.2. Mômen quán tính J2p.iap-2
mp
−2
J 2p .i −ap2 = (J tr2p + ∑ jzjp ).i ap
( kg.mm 2 )
(5.12)
jp =1
Với:
- Jtr2p: mô men quán tính khối lượng của trục trung gian hộp phân phối
Với trục thì ta áp dụng công thức sau:
J tr2p =
π .ρ .lc .rtrc4
.4(kg.mm 2 )
2
(5.13)
Trong đó:
+ lc: chiều dài trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai), lc = 200(mm)
(5.14)
+ rtrc: bán kính trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai)
rtrc =
d c 36
=
= 18(mm)
2
2
(5.15)
+ ρ = 7800.10-9(Kg/mm3)
(5.16)
Thay (5.14),(5.15) và (5.16) vào (5.13) ta được:
J tr2p =
π .ρ .lc .rtrc4
π .7800.10−9.200.184
.4 =
.4 = 1028, 95( kg.mm 2 )
2
2
(5.17)
- Jzjp: mô men quán tính khối lượng của bánh răng thứ j gắn trên trục trung gian.
Ta tính cho trục nối với cần C và trục 2 của hộp phân phối
mp
∑J
jp =1
Zip
= J k 1 + J k 2 ( kg.mm 2 )
(5.18)
-25-
