Luận văn Nghiên cứu động học và động lực học hộp số tự động - Mô phỏng hoạt động của hộp số

Đề tài đã trình bày được những vấn đề động học, động lực học cơ bản về hộp số tự động từ tổng quát đến một hộp số cụ thể. Cơ bản đề tài đã trình bày được cách xác định tỉ số truyền và ảnh hưởng mômen hãm cơ bản của bộ truyền bánh răng hành tinh. Dựa vào những vấn đề động học, động lực học đã trình bày, đề tài đã áp dụng vào hộp số tự động A140L, từ đó tính toán tỉ số truyền các tay số khi xe hoạt động, đồng thời mô phỏng sự hoạt động của nó khi hoạt động bình thường và tình huống khi gặp sự cố, cụ thể là sinh ra mômen trượt giữa các phần tử khi bị khóa lại khi lực ép dầu thủy lực vào cơ cấu phanh và ly hợp bị giảm.

pdf97 trang | Chia sẻ: builinh123 | Ngày: 02/08/2018 | Lượt xem: 338 | Lượt tải: 2download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Luận văn Nghiên cứu động học và động lực học hộp số tự động - Mô phỏng hoạt động của hộp số, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
động sẽ đứng yên: 0a và 0aM - Khi xảy ra sự trượt: a e  , a MsM M Khi lực ép dầu thủy lực bị giảm, lúc này sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa ép và đĩa ma sát làm cho vận tốc đầu ra lúc này sẽ giảm xuống so với khi hãm cứng, ta có sơ đồ thể hiện khi xảy ra sự trượt theo hình 2.24. 35 Hình 2.24: Khi xảy ra trượt ly hợp giữa bề mặt ma sát - Tỉ số truyền của cơ cấu là: e a a e M M i    - Phương trình cân bằng mô men: 0e a T T e MsM M M M M M      ( TM <0) (2.31) - Công suất trượt sinh ra trong bộ ly hợp: T e aP P P  [w] hay . . .T e e Ms aM M M     (2.32) Trong đó: mstbms zRFM ... [Nm], ae   [rad/s] (2.33) Mms: Mômen ma sát của bộ ly hợp [Nm] μ: Hệ số ma sát trượt giữa các đôi bề mặt ma sát F: Lực ép do cơ cấu ép tạo ra [N] Rtb: Bán kính trung bình hình vành khăn tấm ma sát [m] Trên hình 2.25 thể hiện cách xác định bán kính trung bình hình vành khăn. 36 Hình 2.25: Sơ đồ xác định Rtb Giá trị Rtb xác định theo công thức sau: 2 1 2 2 3 1 3 2 3 2 RR RR Rtb    zms : Số đôi bề mặt ma sát zms = m + n -1 m: Số đĩa ma sát chủ động n: Số đĩa ma sát bị động  : Tốc độ góc trượt của đĩa ma sát so với đĩa thép Từ phương trình (2.31), (2.32) và (2.33) ta có mối quan hệ giữa vận tốc trục bị động và chủ động phụ thuộc vào lực ép F của cơ cấu ly hợp là: e mstbe a M zRF ....   (2.34) 2.5.2. Ảnh hưởng m men hãm đến bộ truyền hành tinh đơn giản Khi muốn khoá một phần tử của CCHT đối với vỏ, cần phải tác động mômen ngoại lực hay còn gọi là mômen ma sát khoá vào cơ cấu. Ví dụ, ta xét tình huống cơ cấu khi muốn hãm cứng bánh răng mặt trời M, với đầu vào hộp số là phần tử chủ động bánh răng bao N và phần tử bị động liên kết với bánh xe là cần dẫn G. 37  Trường hợp 1: M men ma sát hãm cứng bánh răng mặt trời Trên hình 2.26 mô tả hoạt động của một cơ cấu hành tinh đơn giản khi khoá cứng bánh răng mặt trời bằng ly hợp khoá. Hình 2.26: Khi mômen khoá hãm cứng bánh răng mặt trời Khi Mms làm bánh răng mặt trời M bị khóa cứng với vỏ hộp số: 0M Tỉ số truyền của cơ cấu là: N M G N N G Z Z M M i  1   Suy ra vận tốc góc của cần dẫn G: i N G    [rad/s] Ta có phương trình cân bằng mômen là: 0 msGN MMM )1( iMMMM NGNms  (2.35) Từ phương trình (2.35) xác định được lực F ép lên các đĩa để mômen ma sát Mms hãm cứng được bánh răng mặt trời ở trường hợp trên là: (1 ) . . N Ms hamcung tb ms M i F R z    [N] (2.36)  Trường hợp : Khi mômen ma sát Mms= 0. Khi xảy ra sự cố của bộ thuỷ lực hay cơ cấu phanh ly hợp bị hỏng, lúc này phanh ly hợp sẽ không hoạt động và không sinh ra mômen ma sát. 38 Giả sữ cần dẫn G liên kết với bánh xe chủ động và xe đang đứng yên cho nên tại thời điểm đang xét cần dẫn G có lực cản tại bánh xe, lúc này tốc độ góc ωG = 0. Trường hợp này được trình bày qua hình 2.27. Hình 2.27: Khi mômen ma sát Mms= 0 Khi Mms = 0, cơ cấu sẽ sinh ra phần tử quay bị động là bánh răng mặt trời M quay tự do và cần dẫn G đứng yên.  Trường hợp 3: Khi lực ép đĩa ma sát bị giảm và sinh ra sự trượt Khi xe đang hoạt động vì một lý do nào đó lực ép F của phanh ly hợp bị yếu sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa ép và đĩa ma sát, bánh răng mặt trời lúc này sẽ không được hãm cứng và sẽ quay với một tốc độ góc  nào đó phụ thuộc vào lực F của cơ cấu phanh ly hợp. Hoạt động này được mô tả ở hình vẽ 2.28. 39 Hình 2.28: Khi phanh ly hợp bị trượt Để hiểu rõ hơn vấn đề, ta vẽ sơ đồ đơn giản hơn thể hiện hoạt động phanh ly hợp khi bị trượt, được trình bày qua hình vẽ 2.29. Hình 2.29: Sơ đồ khi sinh ra mômen trượt ở phanh ly hợp - Xét tại cơ cấu phanh ly hợp: - Phần tử bị động : ωvỏ = 0 - Phần tử chủ động : Bánh răng mặt trời Khi phanh ly hợp bị trượt, trong cơ cấu phanh sinh ra mômen tổn hao và sinh ra nhiệt truyền vào vỏ hộp số. Giá trị mômen tổn hao ở đây sẽ mang giá trị âm vì nó là mômen tổn thất và có giá trị bằng:  . . .T Ms HamCung Ms giam tb ms HamCung giamM M M R z F F     (2.37) 40 Trong đó: Ms HamCungM  : Mômen hãm cứng của phanh ly hợp Ms GiamM  : Mômen hãm của phanh ly hợp khi lực F bị giảm Giá trị mômen TM tổn hao này sẽ bằng giá trị tổn hao mômen của bánh răng mặt trời khi hãm cứng so với khi bị trượt, có nghĩa là:  . . .M T tb ms Ms HamCung Ms giamM M R z F F      (2.38) Trong đó: MM : Giá trị mômen tổn thất của bánh răng mặt trời khi bánh răng mặt trời hãm cứng so với khi bị truọt. - Xét ở cơ cấu bộ truyền hành tinh sau - Phần tử chủ động: Bánh răng bao N, mômen chủ động MN - Phần tử bị động: Cần dẫn G Khi bánh răng mặt trời hãm cứng, ta có: . . .M Ms HamCung tb ms Ms HamCungM M R z F   (2.39) Khi hãm cứng, ta có phương trình cân bằng mômen của cơ cấu là: G N MM M M  (2.40) Khi xảy ra sự trượt, khi đó mômen bánh răng mặt trời bị tổn hao, lúc này theo phương trình (2.40), phương trình cân bằng mômen khi xảy ra trượt được viết theo:  G N M MM M M M   (2.41) Trong đó giá trị MM và MM phụ thuộc theo phương trình (2.39) và (2.38) Thay phương trình (2.38) và (2.39) vào phương trình (2.41) ta được:  . . . 2.G N tb ms Ms HamCung Ms giamM M R z F F     (2.42) Theo công thức tỉ số truyền ta có phương trình: .N G N N G G N G M M M M        (2.43) Cuối cùng, từ phương trình (2.42) và (2.43) ta suy ra được mối liên hệ giữa vận tốc góc bị động G và vận tốc góc chủ động N phụ thuộc vào lực FMs theo phương trình: 41   . . . . 2. N N G N tb ms Ms HamCung Ms giam M M R z F F         (2.44) Khi phanh ly hợp bị trượt, tỉ số truyền bộ truyền hành tinh thay đổi theo: N Truot G i    (2.45) Trong đó: G thay đổi theo phương trình (2.44) khi lực FMs giảm. Kết luận: Từ 3 trường hợp xét ở trên, ta thấy khi xuất hiện mômen trượt ở cơ cấu phanh, có nghĩa là mômen ma sát không được hãm cứng thì tốc độ góc của phần tử bị động của cơ cấu hành tinh sẽ bị giảm xuống, tỉ số truyền sẽ tăng lên và phụ thuộc vào mômen, tốc độ góc của thành phần chủ động và tổng lực ép lên các bề mặt ma sát của phanh ly hợp. 42 Chương 3 HỘP SỐ TỰ ĐỘNG A1 L 3.1. Giới thiệu chung về hộp số A1 L Được phát triển dựa trên những phiên bản hộp số tự động đã được chế tạo trước đó và đưa vào sử dụng lần đầu tiên vào năm 1982 lắp trên dòng xe CAMRY của TOYOTA. Dòng hộp số tự động A140L đã thể hiện được những gì mà nhà thiết kế của TOYOTA mong đợi. Không những nâng cao vị thế của dòng xe này trên thị trường xe cao cấp mà còn giúp TOYOTA khẳng định vị thế của mình trước các hãng xe lớn khác như FORD, BMW, MECEDES A140L là một hộp số tự động điều khiển thủy lực 4 cấp số tiến (nhờ có thêm bộ truyền hành tinh OD) và một cấp số lùi vào thời điểm này đây là hộp số hiện đại nhất của thị trường xe thế giới lúc bấy giờ. Tăng thêm một tỷ số truyền tăng là tăng thêm một sự lựa chọn tay số cho người lái, tiêu hao nhiên liệu sẽ giảm đi kèm với ô nhiễm môi trường. * Các dãy số trong hộp số tự động A1 L “P”: Sử dụng khi xe đỗ. “N”: Vị trí trung gian sử dụng khi xe dừng tạm thời động cơ vẫn hoạt động. “R”: Sử dụng khi lùi xe. “D”: Sử dụng khi cần chuyển số một cách tự động. “2”: Sử dụng khi chạy ở đường bằng. “L”: Sử dụng khi xe chạy ở đoạn đèo dốc, đường xấu. 3.2. Cấu tạo và tỉ số truyền bộ truyền bánh răng hành tinh trong hộp số tự động A1 L Trong hộp số tự động A140L của TOYOTA sử dụng một bộ bánh răng hành tinh 3 tốc độ lọai SIMPSON và một bộ truyền hành tinh OD loại WILLD cho số truyền tăng. Bộ bánh răng hành tinh 3 tốc độ lọai SIMPSON là một bộ truyền có hai bộ bánh răng hành tinh đơn giản được bố trí trên cùng một trục. Chúng được bố trí ở vị trí trước và sau trong hộp số và được nối với nhau thành một khối bằng bánh 43 răng mặt trời. Mỗi bánh răng hành tinh của bộ truyền hành tinh được lắp trên trục hành tinh của cần dẫn và ăn khớp với bánh răng bao, bánh răng mặt trời của bộ truyền như trên hình 3.1. Hình 3.1: Bản vẽ lắp của hai bộ truyền hành tinh trước và sau - CCHT kiểu Simpson: CCHT kiểu Simpson gồm hai CCHT Wilson gắn nôi tiếp. Các phần tử M1, N1, H1, G1 thuộc dãy hành tinh thứ nhất, M2, N2, H2, G2 thuộc dãy hành tinh thứ hai. CCHT được được trình bày ở hình 3.2 và nguyên lý làm việc được thể hiện qua bảng 3.1. - Hai bánh răng mặt trời M1 và M2 đặt trên cùng một trục quay (liên kết cứng). - Cần dẫn G1 được liên kết cứng với bánh răng bao N2 qua trục trung gian hộp số. 44 Hình 3.2: CCHT kiểu simpson trong hộp số A1140L Bảng 3.1: Nguyên lý làm việc CCHT tổ hợp Simpson hộp số A140L Số truyền Phần tử chủ động Phần tử bị động Phần tử khóa Phần tử chạy không Công thức tính Khả năng chế tạo i ứng dụng trong hộp số 1 N1 G1 H1,H2, M1,M2 G2 2 2 1 1 1 1 .1 M N N M N M r r r r r r  1 < i <  Số truyền rất chậm 2 N1 G1 M1+ M2 H2,G2 1 11 N M r r  1 < i <  Số truyền chậm 3 N1 G1 N1 nối với M1 1 1 Số truyền thẳng R M1,M2 N2 G2 H1,H2 N1 2 2 M N r r  -<i<-1 Số lùi 45 - CCHT bộ truyền tăng Một bộ truyền hành tinh OD loại WILLD cho số truyền tăng gồm có một bánh răng chủ động G0 được nhận mômen từ trục trung gian của hộp số, một bánh răng bị động N0 truyền mômen ra ngoài trục trung gian của bộ vi sai, bánh răng mặt trời M0 và bánh răng hành tinh H0 được trình bày ở hình 3.3 và tóm tắt nguyên lý làm việc trong bảng 3.2. Hình 3.3: CCHT kiểu Willd của bộ truyền tăng trong hộp số A1140L Bảng 3.2: Nguyên lý làm việc CCHT Willd trong hộp số A140L Số truyền Phần tử chủ động Phần tử bị động Phần tử khóa Phần tử chạy không C ng thức tính Khả năng chế tạo i ứng dụng trong hộp số Không OD G0 N0 M0+Go . 1 1 Số truyền thẳng Có OD G0 N0 M0 H0 00 0 MN N rr r  0 < i < 1 Số truyền tăng 46 3.3. Ảnh hưởng của m men hãm đến tỉ số truyền Với những cơ sở lý thuyết ở chương 2, ta áp dụng vào cơ cấu hành tinh của hộp số A140L.để hiểu rõ vấn đề hơn ta xét trường hợp hộp số hoạt động ở tay số 1 và tay số lùi. Bảng 3.3, thể hiện nguyên lý hoạt động của hộp số A140L. Bảng 3.3: Bảng hoạt động ở các tay số hộp số A140L 3.3.1. Trường hợp xét ở tay số 1  Ở tay số 1, bộ truyền hành tinh hoạt động như sau: - Phần tử chủ động: Bánh răng bao trước N1 được dẫn động bằng ly hợp C1 - Phần tử bị động: Cần dẫn trước G1liên kết với bánh răng bao sau N2.  Đường truyền công suất: - Động cơ => Ly hợp số tiến C1 => Bánh răng bao trước => Cần dẫn trước => Bánh răng mặt trời trước sau => Bánh răng hành tinh và cần dẫn sau (cần dẫn sau đứng yên do khớp 1 chiều F2) => Bánh răng bao sau. Khi đó, cần dẫn trước và bánh răng bao sau làm quay trục trung gian bị động., truyền qua bánh răng trung gian bị động đến bộ vi sai và đến bánh xe. Nguyên lý được thể hiện qua hình 3.4. Hình 3.4: Nguyên lý hoạt động tay số 1 47 3.3.1.1. Khi m men ma sát ly hợp C1 hoạt động tốt Trường hợp khi mômen ma sát ly hợp C1 hoạt động tốt được thể hiện qua hình 3.5. Hình 3.5: Sơ đồ hoạt động tốt ở tay số 1 Mômen chủ động là MN1, được dẫn động bằng rôto tua bin thông qua ly hợp C1 bằng mô men khóa MKh-C1, C1 hoạt động tốt nên truyền hết mômen của động cơ. Ta có, tỉ số truyền của cơ cấu bộ truyền hành tinh là: 2 2 1 1 1 1 1 1 . M N N M N G G N HT Z Z Z Z Z Z i    Suy ra vận tốc góc của cần dẫn G1: HT N G i 1 1    [rad/s] Tỉ số truyền qua bộ truyền tăng ở tay số 1: 1ODi Tỉ số truyền qua trục trung gian chủ động và bị động: TG TG TG Z Z i 1 2 Trong đó: TGZ2 : Số răng bánh răng trung gian bị động 48 TGZ1 : Số răng bánh răng trung gian chủ động Tỉ số truyền bộ vi sai: Vsai Vsai Vsai Z Z i 1 2 Trong đó: VsaiZ2 : Số răng bánh răng vi sai bị động VsaiZ1 : Số răng bánh răng vi sai chủ động Suy ra tỉ số truyền ra tới bánh xe chủ động ở tay số 1 là: VsaiTGODHT iiiii ...1  Cuối cùng, tốc độ góc bánh xe và tốc độ của xe là : 1 1 1 1 .N NBxe xe bxV r i i       [m/s] Khi ly hợp C1 hãm cứng, ta có: eN  1 11 CKheN MMM  (3.1) Mômen khoá của ly hợp C1 là: mstbCCKh ZRFM ... 11  [Nm] (3.2) Từ phương trình (3.1) và (3.2) xác định được lực FC1 ép lên các đĩa ma sát để mômen khoá MKh-C1 hãm cứng ly hợp là: 1 . . e C Hamcung tb ms M F R Z   [N] (3.3) 3.3.1. . Khi m men ma sát ly hợp C1 hoạt động kh ng tốt và bị trượt Khi xảy ra sự cố làm cho ly hợp C1 hoạt động không tốt, mômen hãm MKh-C1 bị giảm và sẽ không hãm cứng ly hợp, lúc này sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát, được thể hiện qua hình 3.6. 49 Hình 3.6: Khi ly hợp C1 bị trượt - Xét trong bộ ly hợp C1: Khi xảy ra sự trượt: 1N e  , 1 1 1. . .N Kh C C tb msM M F R z  Khi ly hợp C1 bị trượt, trong cơ cấu ly hợp sinh ra công suất trượt PT có giá trị là: 1 1 1. . .T e N T e e N NP P P M M M        (3.4) Trong đó: 1Ne   [rad/s]: vận tốc góc trượt giữa đĩa thép và đĩa ma sát Phương trình cân bằng mômen là: 1 10e N T T e NM M M M M M      (3.5) Từ phương trình (3.4) và (3.5) ta có mối quan hệ giữa vận tốc góc bị động 1N và chủ động e phụ thuộc vào lực FC1 của cơ cấu ly hợp C1 là: e mstbCe N M zRF .... 1 1    (3.6) - Xét trong cơ cấu bộ truyền hành tinh: Ta có công thức tính tỉ số truyền: 50 HT N G M N N M N G G N HT iZ Z Z Z Z Z i 11 2 2 1 1 1 1 1 1 .      (3.7) Khi ly hợp C1 bị trượt, từ phương trình (3.6) và (3.7) ta tìm được mối liên hệ giữa tốc độ phần tử bị động 1G và chủ động e sẽ thay đổi theo FC1 và phụ thuộc vào phương trình: 11 1 21 1 1 2 . . . . . . e C tb ms G G NM e N N M F R z Z ZZ M Z Z Z           [rad/s] (3.8) Khi ly hợp C1 bị trượt thì tỉ số truyền bộ truyền hành tinh thay đổi theo: 1 21 1 1 2 1 1 1 . . . . . G NM e N N Me HT Truot G C tb ms Z ZZ M Z Z Z i F R z            (3.9) Khi ly hợp C1 bị trượt thì tốc độ xe cũng giảm theo công thức: 1 1 3.6. .N bx xe r V i   [km/h] với 1N thay đổi theo phương trình (3.6). 3.3.2. Trường hợp xét ở tay số lùi  Ở tay số lùi, bộ truyền hành tinh hoạt động như sau: - Phần tử chủ động: Bánh răng mặt trời sau M2 được dẫn động bằng ly hợp C2 - Phần tử bị động: Bánh răng bao sau N2. - Phần tử hãm: Cần dẫn sau G2 được hãm cứng với vỏ hộp số bởi phanh ly hợp B3.  Đường truyền công suất: - Động cơ => Ly hợp số truyền thẳng C2 => Bánh răng mặt trời sau => Bánh răng hành tinh sau (B3 khoá cần dẫn sau G2 với vỏ hộp số) => Bánh răng bao sau N2. - Do bánh răng bao sau N2 được gắn với trục trung gian hộp số nên mômen được truyền từ bánh răng bao sau đến bộ hành tinh OD sau đó truyền qua bánh răng bị động trung gian, đến bộ vi sai và ra bánh xe. Nguyên lý được thể hiện qua hình 3.7. 51 Hình 3.7: Nguyên lý hoạt động tay số lùi 3.3.2.1. Khi m men ma sát khoá ly hợp C2 và mômen hãm MKh-B3 hoạt động tốt Trường hợp khi cả hai mômen ma sát khoá ly hợp C2 và mômen hãm MKh-B3 đều hoạt động tốt được thể hiện qua hình 3. 8. Hình 3.8: Sơ đồ hoạt động tốt ở tay số lùi Mômen chủ động là MM2, được dẫn động bằng ly hợp C2 bằng mô men khóa MKh-C2. Phanh ly hợp B3 hoạt động sinh ra mômen khóa MKh-B3 sẽ làm cho cần dẫn sau G2 đứng yên. Mômen bị động là MN2, liên kết cứng với trục trung gian. Ta có, tỉ số truyền bộ hành tinh là: 52 2 22 2 2 2 N NM HT N M M Z M i Z M       (3.9) Tỉ số truyền ra tới bánh xe chủ động ở tay số lùi là: . . .Lui HT OD TG Vsaii i i i i Suy ra vận tốc góc của bánh răng bao sau N2: HT M N i 2 2    [rad/s] Ta có phương trình cân bằng mômen là: 0322  BKhNM MMM  HTMNMBKh iMMMM   12223 [Nm] (3.10) Mômen khoá của phanh ly hợp B3 là: mstbBBKh ZRFM ... 33  [Nm] (3.11) Từ phương trình (3.10) và (3.11) xác định được lực FB3 ép lên các đĩa ma sát để mômen khoá MKh-B3 hãm cứng được cần dẫn sau là: 23 (1 ) . . M HT B hamcung tb ms M i F R Z    [N] (3.12) 3.3.2.2. Khi m men ma sát khoá ly hợp C hoạt động tốt và m men khóa MKh-B3 kh ng hoạt động Khi xảy ra sự cố do hệ thống thuỷ lực hay ở cơ cấu phanh làm cho phanh B3 không hoạt động, tức là mômen khoá MKh-B3 sẽ bằng không, lúc này cần dẫn sau sẽ không bị khoá. Khi đó, hoạt động của hệ thống bánh răng hành tinh sẽ được mô tả như hình vẽ 3.9. 53 Hình 3.9: Sơ đồ hoạt động khi khoá ly hợp B3 không hoạt động Khi phanh B3 không hoạt động làm cho cần dẫn sau không được khoá lại, lúc này có 2 trường hợp: - Nếu xe đang chạy lùi thì xe sẽ chuyển động chậm dần theo lực quán tính rồi đứng yên do sức cản mặt đường, sức cản gió.., khi đó cần dẫn sau và bánh răng bao trước quay tự do. - Nếu xe đang đứng yên thì vẫn sẽ đứng yên, khi đó cần dẫn và bánh răng bao trước quay tự do. 3.3.2.3. Khi mômen ma sát khoá ly hợp C hoạt động tốt, m men hãm MKh- B3 bị giảm và sinh ra sự trượt Khi xảy ra sự cố làm cho phanh B3 hoạt động không tốt, mômen khoá MKh-B3 sẽ không hãm cứng hoàn toàn cần dẫn sau, lúc này sẽ sinh ra mômen trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát, được thể hiện qua hình 3.10. 54 Hình 3.10: Sơ đồ hoạt động khi sinh ra mômen trượt ở phanh ly hợp B3 Để hiểu rõ hơn vấn đề, ta vẽ sơ đồ đơn giản hơn thể hiện hoạt động phanh ly hợp B3 khi bị trượt, được trình bày qua hình vẽ 3.11. Hình 3.11: Sơ đồ động khi sinh ra mômen trượt ở phanh ly hợp B3 - Xét tại cơ cấu phanh ly hợp B3: - Phần tử bị động : ωvỏ = 0 - Phần tử chủ động: Cần dẫn sau G2 Khi phanh ly hợp B3 bị trượt, trong cơ cấu phanh sinh ra mômen tổn hao và sinh ra nhiệt truyền vào vỏ hộp số. 55 Giá trị mômen tổn hao ở đây sẽ mang giá trị âm vì nó là mômen tổn thất và có giá trị bằng:  3 3 3 3. . .T KhB HamCung KhB giam tb ms B HamCung B giamM M M R z F F       (3.13) Trong đó: 3KhB HamCungM  : Mômen hãm cứng của phanh ly hợp B3 3KhB GiamM  : Mômen hãm của phanh ly hợp B3 khi lực FB3 bị giảm Giá trị mômen TM tổn hao này sẽ bằng giá trị tổn hao mômen của cần dẫn sau G2 khi hãm cứng so với khi bị trượt, có nghĩa là:  2 3 3. . .G T tb ms B HamCung B giamM M R z F F      (3.14) Trong đó: 2GM : Giá trị momen tổn thất của cần dẫn sau khi cần dẫn hãm cứng so với khi bị truọt. - Xét ở cơ cấu bộ truyền hành tinh sau - Phần tử chủ động: Bánh răng mặt trời sau M2, mômen chủ động MM2 - Phần tử bị động: Bánh răng bao sau N2 Khi cần dẫn hãm cứng, ta có: 2 3 3. . .G KhB HamCung tb ms B HamCungM M R z F   (3.15) Khi hãm cứng, ta có phương trình cân bằng mômen của cơ cấu là: 2 2 2N M GM M M  (3.16) Khi xảy ra sự trượt, khi đó mômen cần dẫn bị tổn hao, lúc này theo phương trình (3.16), phương trình cân bằng mômen khi xảy ra trượt được viết theo:  2 2 2 2N M G GM M M M   (3.17) Trong đó giá trị 2GM và 2GM phụ thuộc theo phương trình (3.14) và (3.15) Thay phương trình (3.14) và (3.15) vào phương trình (3.17) ta được:  2 2 3 3. . . 2.N M tb ms B HamCung B giamM M R z F F     (3.18) Theo công thức tỉ số truyền ta có phương trình: 22 2 22 2 2 2 .NM M M N N M N M M M M        (3.19) 56 Cuối cùng, từ phương trình (3.18) và (3.19) ta suy ra được mối liên hệ giữa vận tốc góc bị động 2N và vận tốc góc chủ động 2M phụ thuộc vào lực FB3 theo phương trình:   2 2 2 2 3 3 . . . . 2. M M N M tb ms B HamCung B giam M M R z F F         (3.20) Khi phanh ly hợp B3 bị trượt, tỉ số truyền bộ truyền hành tinh thay đổi theo: 2 2 M HT Truot N i     (3.21) Trong đó: 2N thay đổi theo phương trình (3.20) khi lực FB3 giảm. Khi phanh ly hợp B3 bị trượt thì tốc độ xe cũng giảm theo công thức: 2 2 ùi 3.6. . 3.6. . . . . M bx M bx xe L HT Truot OD TG Vsai r r V i i i i i      [km/h] (3.22) Trong đó: HT Truoti  thay đổi theo phương trình (3.21) khi lực FB3 giảm. Kết luận: Từ các trường hợp xét hoạt động ở tay số 1 và số lùi, ta thấy khi xe đang chạy trên đường và nếu xảy ra sự cố nào đó sẽ làm xuất hiện mômen trượt giữa các đĩa ma sát và đĩa thép, có nghĩa là mômen hãm không được hãm cứng hoàn toàn thì tỉ số truyền của cơ cấu hành tinh sẽ bị tăng lên, khi đó tốc độ xe sẽ bị giảm xuống và phụ thuộc vào mômen của thành phần chủ động và mômen khóa, mômen bị động. 57 Chương 4 MÔ PHỎNG HOẠT ĐỘNG 4.1. Th ng số tính toán Để hiểu rõ hơn về sự ảnh hưởng mômen ma sát ly hợp cũng như mômen phanh ly hợp đến tỉ số truyền của hộp số tự động mà ta đã tính toán ở các chương trên, ta sẽ mô phỏng trên một hộp số xe cụ thể. Ta chọn hộp số tự động A140L được lắp trên xe Toyota Camry, với động cơ 3S-FE với các thông số động cơ và hộp số được trình bày ở các bảng sau: Bảng .1: Thông số động cơ Động cơ 3S-FE Công suất cực đại 94 (Kw) đạt ở số vòng quay 5600 (rpm) Mômen xoắn cực đại 179 (Nm) đạt ở số vòng quay 4400 (rpm) Bán kính bánh xe 0,33 (m) Bảng .2: Thông số các ly hợp và phanh trong hộp số tự động A140L Ly hợp C1 Bán kính trong tấm ma sát (R1) 5,05 (cm) Bán kính ngoài tấm ma sát (R2) 6,3 (cm) Số lượng đĩa thép (m) 5 đĩa Số lượng đĩa ma sát (n) 4 đĩa Ly hợp C2 Bán kính trong tấm ma sát (R1) 5,05 (cm) Bán kính ngoài tấm ma sát (R2) 6,55(cm) Số lượng đĩa thép (m) 4 đĩa Số lượng đĩa ma sát (n) 3 đĩa Phanh ly hợp B3 Bán kính trong tấm ma sát (R1) 5,55 (cm) Bán kính ngoài tấm ma sát (R2) 7,1 (cm) Số lượng đĩa thép (m) 8 đĩa 58 Số lượng đĩa ma sát (n) 7 đĩa Bảng .3: Thông số các phần tử trong bộ truyền bánh răng hành tinh Bộ hành tinh trước Bánh răng mặt trời ZM1 = 39 Bánh răng bao ZN1 = 71 Bánh răng hành tinh ZH1 = 16 Bộ hành tinh sau Bánh răng mặt trời ZM2 = 27 Bánh răng bao ZN2 = 62 Bánh răng hành tinh ZH2 = 18 Bộ hành tinh OD Bánh răng mặt trời ZMOD = 27 Bánh răng bao ZNOD = 65 Bánh răng hành tinh ZHOD = 19 Bánh răng trung gian chủ động Z1TG = 37 Bánh răng trung gian bị động Z2TG = 35 Bánh răng vi sai chủ động Z1Vsai = 15 Bánh răng vi sai bị động Z2Vsai = 45 4.2. Ảnh hưởng của m men khoá C1 đến tốc độ xe ở tay số 1 - Phần tử chủ động: Bánh răng bao trước N1 được dẫn động bằng ly hợp C1 - Phần tử bị động: Cần dẫn trước G1 liên kết cứng với bánh răng bao sau N2 Để dễ dàng hiểu rõ vấn đề, ta giả sử rằng bộ biến mô truyền được hết công suất và mômen của động cơ, có nghĩa là công suất và mômen của động cơ không bị tổn hao khi đi qua bộ biến mô thuỷ lực. Dựa vào giả thiết và các thông số đã có, ta tính được: Tỉ số truyền bộ truyền hành tinh khi C1 hãm cứng: 81,2. 2 2 1 1 1 1 1 1  M N N M N G G N HT Z Z Z Z Z Z i   59 Tỉ số truyền qua bộ truyền tăng ở tay số 1: 1ODi Tỉ số truyền qua trục trung gian chủ động và bị động: 946,0 37 35 1 2  TG TG TG Z Z i Tỉ số truyền bộ vi sai: 3 15 45 1 2  Vsai Vsai Vsai Z Z i Cuối cùng, tỉ số truyền ra tới bánh xe khi hãm cứng là: 1 . . . 2,81.1.0,946.3 7,976HT OD TG Vsaii i i i i   Tốc độ góc khi C1 hãm cứng :  eN  1 4400 (rpm) = 460,533 (rad/s) Mômen xoắn khi C1 hãm cứng :  eN MM 1 179 (Nm) Tốc độ góc 1G khi hãm cứng: 8534,163 81,2 533,4601 1  HT N G i   (rad/s) Lực FC1 cần thiết của ly hợp C1 khi hãm cứng: 7419,1570 8.057,0.25,0 179 .. 1  mstb e C ZR M F  (N) Trong đó: Chọn μ = 0,25 ; 057,0 3 2 2 1 2 2 3 1 3 2     RR RR Rtb (m) ; 81 nmZms Cuối cùng, ta suy ra tốc độ xe khi hãm cứng là: 1 1 3,6. 3,6.460,533 . .0,33 60,7617 7,975 N xe bxV r i     (km/h) Phương trình vận tốc góc trục bị động 1N và chủ động e phụ thuộc vào lực FC1 của cơ cấu ly hợp C1 khi bị trượt là: 2933,0. .... 1 1 1 C e mstbCe N F M zRF    (rad/s) (4.1) 60 Phương trình giữa tốc độ phần tử bị động 1G và chủ động e sẽ thay đổi theo FC1 và phụ thuộc vào phương trình: 1 2 2 1 1 1 1 1 1 .1043,0 .. .... C M N N M N G e mstbCe G F Z Z Z Z Z Z M zRF            (rad/s) (4.2) Tỉ số truyền của bộ truyền hành tinh có giá trị thay đổi theo FC1 phụ thuộc vào phương trình: 1 21 1 1 2 1 1 1 . . 4415,465 . . . G NM e N N Me G C tb ms C Z ZZ M Z Z Z i F R z F            (4.3) Cuối cùng, khi ly hợp C1 bị trượt thì tốc độ xe cũng giảm theo công thức: 1 1 1 3,6. . .0,038Nxe bx CV r F i    (km/h) (4.4) Từ các thông số và các phương trình trên ta có sự phụ thuộc của phần tử bị động 1G , tỉ số truyền bộ bánh răng hành tinh và tốc độ xe phụ thuộc vào lực FC1 theo bảng 4.4: Bảng .4: Tốc độ góc 1G ,tỉ số truyền và tốc độ xe phụ thuộc lực FC1 Lực FC1 (N) Vận tốc góc 1G (rad/s) Tỉ số truyền BRHT Tốc độ xe [km/h] 1570,7419 163,7760 2,8124 60,7617 1400 146,0423 3,1539 54,1824 1200 125,1792 3,6796 46,4421 1000 104,3159 4,4155 38,7017 800 83,4527 5,5193 30,9614 600 62,5995 7,3591 23,221 61 400 41,7263 11,039 15,4807 200 20,8631 22,077 7,7403 Sử dụng phần mềm MatLab để vẽ đồ thị mô tả sự phụ thuộc vào lực FC1 của ly hợp C1 ta được: Sự phụ thuộc tốc độ góc 1G vào lực FC1 được mô tả qua hình vẽ 4.1: 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 Luc ep F-C1 (N) T o c d o g c o G 1 ( ra d /s ) Toc do goc G1 phu thuoc F-C1 Hình 4.1: Sự phụ thuộc tốc độ góc 1G vào lực FC1 62 Sự phụ thuộc tỉ số truyền i của bộ truyền hành tinh vào lực FC1 được mô tả qua hình vẽ 4.2: 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 5 10 15 20 25 Luc ep F-C1 (N) T i s o t ru y e n i i phu thuoc luc F-C1 Hình 4.2: Sự phụ thuộc tỉ số truyền bộ truyền hành tinh vào lực FC1 Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực FC1 được mô tả qua hình vẽ 4.3: 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 10 20 30 40 50 60 70 Luc ep F-C1 (N) V a n t o c x e ( k m /h ) V phu thuoc luc F-C1 Hình 4.3: Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực FC1 63 Nhận xét: Nhìn vào 3 đồ thị trên ta thấy rằng khi ly hợp C1 không hoạt động sẽ không có mômen truyền từ động cơ vào hộp số, lúc này tốc độ đầu ra của hộp số sẽ bằng không, có nghĩa là xe sẽ không di chuyển được. Khi ly hợp C1 không hãm cứng lúc này sẽ sinh ra sự trượt làm giảm mômen truyền vào hộp số và làm giảm tốc độ của xe theo sự giảm của lực FC1 của ly hợp, khi đó tỉ số truyền giữa tốc độ động cơ và tốc độ xe cũng tăng lên. 4.3. Ảnh hưởng của m men khoá B3 đến tốc độ xe ở tay số lùi khi C hoạt động tốt - Phần tử chủ động: Bánh răng mặt trời sau M2 được dẫn động bằng ly hợp C2 - Phần tử bị động: Bánh răng bao sau N2. - Phần tử hãm: Cần dẫn sau G2 được hãm cứng với vỏ hộp số bởi phanh ly hợp B3. Dựa vào giả thiết và các thông số đã có ở các bảng trên , ta tính được: Tỉ số truyền bộ truyền hành tinh khi C2 và B3 hãm cứng: 22 2 2 62 2,2963 27 NM HT N M Z i Z        Khi đó, tỉ số truyền ra tới bánh xe khi C2 và B1 hãm cứng là: . . . 2,2963.1.0,946.3 6,5169Lui HT OD TG Vsaii i i i i     Tốc độ góc khi C2 hãm cứng : 2M e  4400 (rpm) = 460,533 (rad/s) Mômen xoắn khi C2 hãm cứng : 2M eM M  179 (Nm) Tốc độ góc 2N khi hãm cứng: 2 2 460,533 200,5548 2,2963 M N HTi        (rad/s) Độ lớn lực FB3 cần thiết của phanh ly hợp B3 khi hãm cứng: 64 2 3 (1 ) 179(1 2,2963) 2652,056 . . 0,25.0,0636.14 M HT B tb ms M i F R Z      (N ) Trong đó: Chọn μ = 0,25 ; 3 3 2 1 2 2 2 1 2 0,0636 3 tb R R R R R     (m) ; 1 14msZ m n    Cuối cùng, ta suy ra tốc độ xe khi hãm cứng là: 23,6. 3,6.460,533. .0,33 67,612 6,5169 M xe bx Lui V r i       (km/h) Phương trình vận tốc góc trục bị động 2N và chủ động 2M phụ thuộc vào lực FB3 của cơ cấu phanh ly hợp B3 khi bị trượt là:   2 2 2 32 3 3 . 82340 0,2224. 1001,074. . . 2. M M N B giamM tb ms B HamCung B giam M FM R z F F          (rad/s) Khi phanh ly hợp B3 bị trượt, tỉ số truyền bộ truyền hành tinh thay đổi theo: 2 3 2 0,00124 5,599MHT Truot B giam N i F       Khi phanh ly hợp B3 bị trượt thì tốc độ xe cũng giảm theo công thức: 2 ùi-Truot 3 3.6. . 547,1132 (0,00124 5,599).1.0,946.3 M bx xe L B giam r V i F      [km/h] Từ các thông số và các phương trình trên ta có sự phụ thuộc của phần tử bị động 2N ,tỉ số truyền bộ bánh răng hành tinh và tốc độ xe phụ thuộc vào lực FB3 theo bảng 4.5: Bảng .5: Tốc độ góc 2N , tỉ số truyền và tốc độ xe phụ thuộc lực FB3 Lực FB3 (N) Vận tốc góc 2N (rad/s) Tỉ số truyền BRHT Tốc độ xe [km/h] 2652,056 -200,5548 -2,2962 -67,612 2400 -176,1984 -2,623 -59,5611 65 2200 -160.8850 -2,871 -54,4162 2000 -148,0205 -3,119 -50,0894 1800 -137,0610 -3,367 -46,4 1600 -127,6126 -3,615 -43,2168 1400 -119,3828 -3,863 -40,4423 1200 -112,1501 -4,111 -38,0026 1000 -105,7438 -4,359 -35,8405 800 -100,0298 -4,607 -33,9112 600 -94,9017 -4,855 -32,1789 400 -90,2738 -5,103 -30,6151 200 -86,0762 -5,351 -29,1962 Sử dụng phần mềm MatLab để vẽ đồ thị mô tả sự phụ thuộc vào lực FB3 của phanh ly hợp B3 ta được: Sự phụ thuộc tốc độ góc 2N vào lực FB3 được mô tả qua hình vẽ 4.4: 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 80 100 120 140 160 180 200 Luc ep F-B3 (N) T o c d o g o c N 2 ( ra d /s ) Toc do goc N2 phut thuoc F-B3 Hình 4.4: Sự phụ thuộc tốc độ góc 2N vào lực FB3 66 Sự phụ thuộc tỉ số truyền i của bộ truyền hành tinh vào lực FB3 được mô tả qua hình vẽ 4.5: 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 5.5 Luc ep F-B3 (N) T i s o t ru y e n i i phu thuoc F-B3 Hình 4.5: Sự phụ thuộc tỉ số truyền bộ truyền hành tinh vào lực FB3 Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực FB3 được mô tả qua hình vẽ 4.6: 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 Luc ep F-B3 (N) V a n t o c x e ( k m /h ) V phu thuoc luc F-B3 Hình 4.6: Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực FB3 67 Nhận xét: Khi phanh ly hợp B3 không hãm cứng lúc này sẽ sinh ra sự trượt giữa đĩa thép và đĩa ma sát làm sinh ra mômen tổn hao ngay tại cơ cấu phanh. Khi sự trượt xảy ra làm cho cần dẫn không được khóa cứng, khi đó làm giảm tốc độ góc đầu ra của bộ truyền hành tinh và làm giảm tốc độ của xe theo sự giảm của lực FB3 của phanh ly hợp, khi đó tỉ số truyền giữa tốc độ động cơ và tốc độ xe cũng tăng lên. 4.4. M phỏng sự hoạt động bằng phần mềm SolidWorks và Simulink Simmechanics trong MatLab 4.4.1. Ảnh hưởng của ly hợp C1 ở tay số 1 Để thấy được sự phụ thuộc của lực ép tạo ra ma sát hãm ảnh hưởng đến tốc độ xe ở tay số 1, trước tiên ta vẽ sơ đồ khối 3D thể hiện bộ truyền bánh răng hành tinh trong hộp số tự động TOYOTA A140L bằng phần mềm solidworks. Sau khi vẽ xong sơ đồ khối 3D, ta chuyển sơ đồ khối sang phần mềm MatLab và mô phỏng sự hoạt động quay của trục bị động phụ thuộc vào lực ép của dầu thủy lực bằng Simulink Simmechanics. Do trong thực tế quá trình chuyển động của xe phụ thuộc vào nhiều yếu tố như lực cản bánh xe, tải trọng, gió...và hộp số có khối lượng, kích thước ta không tính toán tới nên ta xét ở đây ta chỉ mô phỏng chuyển động trên lý thuyết là tốc độ đầu ra của hộp số phụ thuộc vào ma sát của ly hợp mà ta đang xét. Vì vậy khi chuyển sang mô phỏng bằng Simulink Simmechanics, sơ đồ hoạt động và số liệu điều khiển, tính toán sẽ không như thực tế chỉ là số liệu tượng trưng để thể hiện sự hoạt động đó do mô hình vẽ không có kích thước, khối lượng như thực tế. Khi chuyển sơ đồ khối 3D từ SolidWorks sang Simulink Simmechanics, phần mềm sẽ tự động chuyển sang sơ đồ điều khiển và ta thêm các lực chuyển động quay vào được thể hiện như hình vẽ 4.7 và hình vẽ 4.8. 68 Hình 4.7: Sơ đồ điều khiển lực ép ma sát C1 tay số 1 Hình 4.8: Sơ đồ khối 3D trong Simulink Simmechanics tay số 1 Sau khi chạy phần mềm ta thấy rằng tốc độ đầu ra trục bị động là cần dẫn trước và bánh răng bao sau phụ thuộc vào lực ma sát của ly hợp C1. Kết quả thể hiện sự phụ thuộc đó thể hiện qua hai hình vẽ 4.9 và hình vẽ 4.10. 69 0 10 20 30 40 50 60 0 1 2 3 4 5 6 7 Thoi gian (s) V a n t o c g o c ( ra d /s ) Hình 4.9: Vận tốc góc đạt được khi giá trị ma sát bằng 0,09 0 10 20 30 40 50 60 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6 1.8 2 Thoi gian (s) V a n t o c g o c ( ra d /s ) Hình 4.10: Vận tốc góc đạt được khi giá trị ma sát bằng 0,01 70 Dựa vào hai giá trị ma sát đưa vào mô phỏng, ta thấy rằng khi lực ma sát bằng 0,09 thì vận tốc góc đạt được gần bằng 7 và khi lực ma sát giảm bằng 0,01 thì vận tốc góc cũng giảm theo và chỉ còn gần bằng 2. Từ đó ta thấy rằng tốc độ đầu ra sẽ phụ thuộc vào giá trị của lực ma sát. 4.4.2. Ảnh hưởng của phanh ly hợp B3 ở tay số lùi Sau khi mô phỏng sự phụ thuộc lực ép ma sát của ly hợp C1 trong hộp số tự động A140L đến tốc độ xe ở tay số 1, tương tự với tay số lùi ta cũng sử dụng hai phần mềm trên đề mô phỏng. Tương tự tay số 1, khi chuyển sơ đồ khối 3D từ SolidWorks sang khối Simulink Simmechanics được thể hiện như hình vẽ 4.11 và hình vẽ 4.12. Hình 4.11: Sơ đồ điều khiển lực ép ma sát B3 tay số lùi 71 Hình 4.12: Sơ đồ khối 3D trong Simulink Simechanics tay số lùi Sau khi chạy phần mềm ta thấy rằng tốc độ đầu ra bánh răng bao sau phụ thuộc vào lực ma sát của phanh ly hợp B3 hay độ trượt của cần dẫn sau so với vỏ hộp số . Kết quả thể hiện sự phụ thuộc đó thể hiện qua hai hình vẽ 4.13 và hình vẽ 4.14. 0 10 20 30 40 50 60 -2.5 -2 -1.5 -1 -0.5 0 Thoi gian (s) V a n t o c g o c t ru o t (r a d /s ) 72 Hình 4.13: Vận tốc góc trượt được khi giá trị ma sát bằng 0,03 0 10 20 30 40 50 60 -5 -4.5 -4 -3.5 -3 -2.5 -2 -1.5 -1 -0.5 0 Thoi gian (s) V a n t o c g o c t ru o t (r a d /s ) Hình 4.14: Vận tốc góc trượt được khi giá trị ma sát bằng 0,01 Kết luận: Dựa vào hai hình vẽ 4.13 và 4.14, ta thấy rằng khi lực ma sát giảm tức là lực ép để tạo ra lực ma sát giảm thì lúc này độ trượt trong phanh ly hợp sẽ tăng lên, tốc độ góc cần dẫn sau sẽ tăng lên dẫn đến tốc độ góc đầu ra của bánh răng bao sẽ giảm. 73 Chương 5 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ .1. Kết luận Đề tài đã trình bày được những vấn đề động học, động lực học cơ bản về hộp số tự động từ tổng quát đến một hộp số cụ thể. Cơ bản đề tài đã trình bày được cách xác định tỉ số truyền và ảnh hưởng mômen hãm cơ bản của bộ truyền bánh răng hành tinh. Dựa vào những vấn đề động học, động lực học đã trình bày, đề tài đã áp dụng vào hộp số tự động A140L, từ đó tính toán tỉ số truyền các tay số khi xe hoạt động, đồng thời mô phỏng sự hoạt động của nó khi hoạt động bình thường và tình huống khi gặp sự cố, cụ thể là sinh ra mômen trượt giữa các phần tử khi bị khóa lại khi lực ép dầu thủy lực vào cơ cấu phanh và ly hợp bị giảm. Tuy nhiên, vấn đề để xác định chính xác các mômen phanh, mômen ma sát, mômen trượt khó có thể biết được trên thực tế do nhiều vấn đề tác động tới, nên trong quá trình tính toán hay mô phỏng đề tài chỉ nói được vấn đề xảy ra trên lý thuyết trong quá trình hoạt động của hộp số tự động. . . Kiến nghị Với sự ánh hưởng của mômen hãm đến tỉ số truyền của các tay số còn có rất nhiều vấn đề ảnh hưởng, đề tài này chỉ nói đến sự ảnh hưởng của lực ép, ngoài ra còn các vấn đề khác như lực cản mặt đường, gió, tải trọng, độ mòn đĩa ma sát trong ly hợp.., vấn đề mà đề tài nghiên cứu chưa đủ rộng và không tránh khỏi sai sót, cho nên đề tài này có thể làm tiền đề để cho các đề tài sau được mở rộng và nghiên cứu sâu hơn về sự ảnh hưởng của các yếu tố khác đến tốc độ của xe sử dụng hộp số tự động. 74 TÀI LIỆU THAM KHẢO Tài liệu tiếng việt: [1] Nguyễn Hoàng Việt, Chuyên đề ô tô, Nhà xuất bản Đà Nẵng, 2006. [2] Lê Văn Tụy, Hướng dẫn thiết kế ô tô, Nhà xuất bản Đà Nẵng, 2006. [3] Nguyễn Khắc Trai, Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con, Hà Nội, 1999. Nhà Xuất Bản Khoa Học Và Kỹ Thuật. [4] Nguyễn Hữu Cẩn- Phan Đình Kiên, Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo, Đại học và THCN Hà Nội, 1984. [5] Công ty TOYOTA Việt Nam, Tài liệu giảng dạy, Thành phố Hồ Chí Minh, 2004. [6] Công ty FORD Việt Nam, Hộp số tự động, Thành phố Hồ Chí Minh. [7] MSc. Đặng Quý, Tính Toán Thiết Kế Ô Tô, Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP. Hồ Chí Minh, 2001, 281(39): 166 – 205. [8] Phan Thanh Tạo, Giáo trình Matlab, Đại học Đà Nẵng, 2004. . Tài liệu nước ngoài: [9] Shuhan Wang, Xiangyang Xu, Yanfang Liu, and Peter Tenberge, Design and dynamic simulation of hydraulic system for AT, Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, vol. 35, no. 7, pp. 860–864, 2009. [10] Juan Wang, Huiyan Chen, Gang Tao, and Peng Gong, Research on Shift Quality of Automatic Transmission, Transctions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, vol. 39, no. 2, pp. 38–42, 2008. [11] Lidui Dong, Simulation Analysis of ZL50 Transmission Shift Change Hydraulic System, Jilin University, 2009. [12] Xinghua Li, Wei Ye, and Zongyi Huang, Dynamic Analysis of Automatic Transmission during Shifting, Journal Of Tongji University, vol. 31, no. 5, pp. 576–580, May 2003. 75 PHỤ LỤC 1. M tả hoạt động phụ thuộc vào lực ép ly hợp các tay số  Vẽ đồ thị m tả 1G phụ thuộc vào lực 1CF ở tay số 1 clear all close all clc x=[0:200:1600]; y=x*0.1043; plot(x,y,'LineWidth',3) xlabel('Luc ep F-C1(N)') ylabel('Toc do goc G1(rad/s)') grid on title('Toc do goc G1 phu thuoc F-C1') legend('W-G1 phu thuoc F-C1')  Vẽ đồ thị m tả tỉ số truyền i phụ thuộc vào lực 1CF ở tay số 1 clear all close all clc x=[0:200:1600]; y=4415.465./x; plot(x,y) plot(x,y,'g','LineWidth',3) xlabel('Luc ep F-C1(N)') ylabel('Ti so truyen i') title('Ti so truyen i phu thuoc luc F-C1') legend('i phu thuoc luc F-C1') grid on 76  Vẽ đồ thị m tả tốc độ xe phụ thuộc vào lực 1CF ở tay số 1 clear all close all clc x=[0:200:1600]; y=x*0.038; plot(x,y) plot(x,y,'r','LineWidth',3) xlabel('Luc ep F-C1(N)') ylabel('Van toc xe(km/h)') title('Van toc xe phu thuoc luc F-C1') legend('V phu thuoc luc F-C1') grid on  Vẽ đồ thị m tả 2N phụ thuộc vào lực 3BF ở tay số lùi clear all close all clc x=[200:200:2652]; y=82340./(1001.074-0.2224*x); plot(x,y) title('Toc do goc N2 phu thuoc F-B3') xlabel('Luc F-B3(N)') ylabel('Toc do goc N2(rad/s)') grid on legend('W-N2 phu thuoc F-B3') plot(x,y,'r','LineWidth',3) title('Toc do goc N2 phu thuoc F-B3') 77  Vẽ đồ thị m tả tỉ số truyền i phụ thuộc vào lực 3BF ở tay số lùi close all clear all clc x=[200:200:2652]; y=5.599-0.00124*x; plot(x,y) plot(x,y,'g','LineWidth',3) title('Ti so truyen phu thuoc F-B3') xlabel('Luc F-B3(N)') ylabel('Ti so truyen i') grid on legend('i phu thuoc F-B3')  Vẽ đồ thị m tả tốc độ xe phụ thuộc vào lực 3BF ở tay số lùi x=[200:200:2652]; y=547.1132./((5.599-0.00124*x)*3.502); plot(x,y,'b','LineWidth',3) title('Toc do xe phu thuoc F-B3') xlabel('Luc F-B3(N)') ylabel('Toc do xe(Km/h)') grid on legend('V phu thuoc F-B3') TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 1 NGHIÊN CỨU ẢNH HƯỞNG CỦA MÔMEN MA SÁT TRONG CÁC PHẦN TỬ TRUNG TÂM TỚI ĐỘNG HỌC HỘP SỐ TỰ ĐỘNG RESEARCH EFFECTS OF FRICTIONAL TORQUE AMONG THE CENTER OF ELEMENTS TO AUTOMATIC TRANMISSION KINEMATICS Chu Thành Khải Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật Hồ Chí Minh TÓM TẮT Ngày nay, với sự phát triển của tin học trong vai trò dẫn đường, quá trình tự động hóa đã từ lâu đi sâu vào ngành công nghệ ô tô và ngày càng phát triển mạnh mẽ. Các hệ thống tự động luôn được trang bị cho dòng xe cao cấp và dần áp dụng cho loại xe công dụng. Hệ thống thủy lực trong hộp số tự động ngày nay gần như được điều khiển bằng điện tử nhưng trong quá trình hoạt động của hộp số luôn có các vấn đề bị ảnh hưởng bởi nhiều nhân tố bên ngoài tác động vào. Khi xảy ra sự cố vì một lý do nào đó của hệ thống thủy lực làm cho áp lực dầu yếu, lúc này sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa ma sát và đĩa thép của ly hợp và phanh, mômen hãm sẽ không còn hãm cứng được như ban đầu đồng nghĩa với việc tốc độ đầu ra của hộp số sẽ bị giảm xuống. Lúc này, tỉ số truyền của cơ cấu sẽ thay đổi và tốc độ xe sẽ không còn được như mong muốn. Trong bài báo này, sẽ trình bày về quan hệ động học, động lực học của cơ cấu hành tinh, tính toán ảnh hưởng của mômen hãm của phanh và ly hợp khi bị trượt đến tốc độ của xe Toyota Camry sử dụng hộp số tự động A140L. Từ đó, vẽ đồ thị mô tả sự phụ thuộc của tỉ số truyền hộp số, tốc độ xe vào lực ép dầu của phanh và ly hợp. Cuối cùng, xây dựng mô hình điều khiển và mô phỏng sự hoạt động đó bằng phần mềm SolidWorks và Matlab Simulink Simmechanics để thấy rõ về sự ảnh hưởng này. ABSTRACT Nowadays, with the development of information technology as navigation, process automation has long going into the automotive industry and is growing strongly. The automation systems are equipped for high-end cars and gradually apply for utility vehicles. Today, hydraulic system automatic transmission is controlled almost electronically but in the course of transmission operations always have problems are affected by many external factors impact on. When the incident as a reason of hydraulic system makes low oil pressure, this time will generate a slip between the friction plates and clutch discs and brake steel, will no longer brake braking torque initial hard as synonymous with the output speed of the gear will be reduced. At this time, transmission ratio of the structure will change and vehicle speed will not be as desired. In this paper, It will present the kinematic relations, the dynamics of planetary structure, calculating the impact of braking torque of brake and clutch to slip to the speed of the vehicle Toyota Camry used automatic transmission A140L. Since then, the graph describing the dependence of the transmission ratio gearbox in the hands of, the speed of vehicles on the oil pressure brake and clutch. Finally, modeling and simulation control of such operations by SolidWorks and Matlab Simulink Simmechanics software to clear about this effect. TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 2 I. Giới thiệu Để nghiên cứu, tính toán ảnh hưởng của mômen hãm của các phanh và ly hợp trong hộp số tự động đến tốc độ xe khi hoạt động, trước tiên ta phải tìm mối quan hệ động học và động lực học của một cơ cấu tổng quát, từ đó suy ra được lực mô men hãm cần thiết để hãm cứng một phần tử trung tâm của bộ truyền bánh răng hành tinh tương ứng với lực ép dầu sinh ra do hệ thống thủy lực đưa đến khi hoạt động tốt. Từ cơ sở lý thuyết đó, ta áp dụng vào hộp số tự động Toyota A140L cụ thể sử dụng trên xe Toyota Camry động cơ 3S-FE, với hai bộ truyền hành tinh kiểu Wilson được gắn nối tiếp nhau trong hộp số. Trong quá trình hoạt động, vì một lý do nào đó khi xảy ra sự cố lực ép dầu lúc này sẽ không còn đủ lớn như mong muốn, mômen hãm các phần tử trung tâm sẽ giảm và sinh ra sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát của phanh và ly hợp, làm cho tốc độ đầu ra của hộp số cũng như tốc độ xe sẽ bị giảm xuống. Để thấy rõ sự ảnh hưởng này, trước tiên ta tính toán trên lý thuyết sau đó xây dựng mô hình điều khiển và mô phỏng sự hoạt động của hộp số khi mômen ma sát của phanh và ly hợp bị giảm. Các kết quả mô phỏng cho thấy khi lực ép dầu thủy lực giảm thì mômen ma sát bị giảm và tốc độ xe cũng sẽ giảm xuống theo. II. Nghiên cứu ảnh hưởng mômen hãm đến tốc độ xe sử dụng hộp số Toyota A140L 1. Xét ở tay số 1  Ở tay số 1, bộ truyền hành tinh hoạt động như sau: - Phần tử chủ động: Bánh răng bao trước N1 được dẫn động bằng ly hợp C1 - Phần tử bị động: Cần dẫn trước G1 liên kết với bánh răng bao sau N2. Khi lực ép dầu giảm và sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát trong cơ cấu ly hợp C1, ta có được sơ đồ nguyên lý hoạt động thể hiện qua hình 2.1 và hình 2.2. Hình 2.1: Sơ đồ hoạt động tay số 1 TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 3 Hình 2.2: Khi ly hợp C1 bị trượt Tỉ số truyền hoạt động tốt ở tay số 1 của cơ cấu hành tinh: 2 2 1 1 1 1 1 1 . M N N M N G G N HT Z Z Z Z Z Z i    (2.5) Tỉ số truyền ra tới bánh xe chủ động: VsaiTGODHT iiiii ...1  (2.6) Lực ép để hãm cứng ly hợp C1 khi hoạt động tốt: 1 . . e C Hamcung tb ms M F R Z   (N) (2.7) Khi ly hợp C1 bị trượt, tốc độ 1N sẽ bị giảm theo lực ép ly hợp: e mstbCe N M zRF .... 1 1    (rad/s) (2.8) Khi ly hợp C1 bị trượt, tốc độ đầu ra sẽ bị giảm phụ thuộc: 1 11 1 21 1 1 2 . . . . . . N e C tb ms G HT G NM e N N M F R z i Z ZZ M Z Z Z            (rad/s) (2.9) Khi ly hợp C1 bị trượt, tỉ số truyền bộ truyền hành tinh sẽ tăng lên và tốc độ xe sẽ giảm xuống: 1 e HT Truot G i     ; 1 1 3.6. .N bx xe r V i   (km/h) (2.10) Trong đó, 1N thay đổi theo phương trình (2.8). 2. Xét ở tay số lùi, khi C2 hoạt động tốt và B3 bị trượt  Ở tay số lùi, bộ truyền hành tinh hoạt động như sau: - Phần tử chủ động: Bánh răng mặt trời sau M2 được dẫn động bằng ly hợp C2. - Phần tử bị động: Bánh răng bao sau N2. - Phần tử hãm: Cần dẫn sau G2 được hãm cứng với vỏ hộp số bởi phanh ly hợp B3. TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 4 Khi lực ép dầu giảm và sẽ sinh ra sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát trong cơ cấu phanh ly hợp B3, ta có được sơ đồ nguyên lý hoạt động được mô tả qua hình 2.3. Hình 2.3: Sơ đồ hoạt động tay số lùi khi B3 bị trượt Tỉ số truyền hoạt động tốt ở tay số lùi của cơ cấu hành tinh: 22 2 2 NM HT N M Z i Z      (2.11) Tỉ số truyền ra tới bánh xe chủ động: . . .lui HT OD TG Vsaii i i i i (2.12) Lực ép để hãm cứng phanh ly hợp B3 khi hoạt động tốt: 2 3 (1 ) . . M HT B hamcung tb ms M i F R Z    (N) (2.13) Khi phanh ly hợp B3 bị trượt, tốc độ 2N sẽ bị giảm theo lực ép phanh ly hợp:   2 2 2 2 3 3 . . . . 2. M M N M tb ms B HamCung B giam M M R z F F         (rad/s) (2.14) Khi phanh ly hợp B3 bị trượt, tỉ số truyền bộ truyền hành tinh sẽ tăng lên và tốc độ xe sẽ giảm xuống: 2 2 M HTLui Truot N i     ; 2 . 3.6. . . . M bx xe HT Truot OD TG Vsai r V i i i i    (km/h) (2.15) TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 5 III. Kết quả Đồ thị tốc độ xe tay số 1 phụ thuộc vào lực ép ly hợp C1 được mô tả như hình 3.1: Hình 3.1: Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực ép ly hợp C1 tay số 1 Đồ thị tốc độ xe tay số lùi phụ thuộc vào lực ép phanh ly hợp B3 được mô tả như hình 3.2: Hình 3.2: Sự phụ thuộc tốc độ xe vào lực ép ly hợp B3 tay số lùi Từ các hình 3.1, 3.2, ta nhận thấy rằng khi lực ép dầu của ly hợp và phanh thay đổi thì tốc độ của xe sẽ thay đổi theo. Ví dụ xét ở tay số lùi, khi lực ép phanh ly hợp B3 đạt giá trị là 2652 (N), ly hợp được hãm cứng thì lúc này tốc độ xe đạt giá trị trên tính toán lý thuyết sẽ là 67,61 (km/h) đạt gái trị là cực đại. Khi sự cố xảy ra làm lực ép dầu ly hợp giảm thì mômen ma sát phanh ly hợp sẽ bị giảm theo và sinh ra sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát, lúc này tốc độ xe sẽ bị giảm xuống theo sự giảm của lực ép dầu của phanh ly hợp. 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 10 20 30 40 50 60 70 Luc ep F-C1 (N) V a n t o c x e ( k m /h ) V phu thuoc luc F-C1 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 Luc ep F-B3 (N) V a n t o c x e ( k m /h ) V phu thuoc luc F-B3 TẠP CHÍ KHOA HỌC GIÁO DỤC KỸ THUẬT 6 IV. Kết luận Với các trường hợp nghiên cứu và kết quả mô phỏng về mối quan hệ động học và động lực học của bộ truyền bánh tinh trong hộp số tự động, ta thấy rằng khi xe đang hoạt động bình thường mà xảy ra sự cố về hệ thống thủy lực, các van điện từ hay đường dẫn dầu làm cho lực ép dầu tới các ly hợp, phanh bị giảm thì mômen ma sát để hãm các phần tử trung tâm của bộ truyền hành tinh cũng giảm xuống, kết quả là làm cho tốc độ xe bị giảm so với lúc bình thường. Ngoài ra, trên thực tế sự trượt giữa các đĩa thép và đĩa ma sát trong các phanh và ly hợp còn ảnh hưởng của nhiều yếu tố phức tạp như đĩa ma sát bị mòn, xe lên dốc, tăng tải hay lực cản của gió, mặt đường..thì lúc này tốc độ xe cũng bị giảm theo, bài báo này làm cơ sở cho các vấn đề khác nghiên cứu sâu và rộng hơn về sự giảm của tốc độ xe khi được trang bị hộp số tự động. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hoàng Việt, Chuyên đề ô tô, Nhà xuất bản Đà Nẵng, 2006. [2] Lê Văn Tụy, Hướng dẫn thiết kế ô tô, Nhà xuất bản Đà Nẵng, 2006. [3] Nguyễn Khắc Trai, Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con, Hà Nội, 1999. Nhà Xuất Bản Khoa Học Và Kỹ Thuật. [4] Công ty FORD Việt Nam, Hộp số tự động, Thành phố Hồ Chí Minh. [5] Juan Wang, Huiyan Chen, Gang Tao, and Peng Gong, Research on Shift Quality of Automatic Transmission, Transctions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, vol. 39, no. 2, pp. 38–42, 2008. [6] Lidui Dong, Simulation Analysis of ZL50 Transmission Shift Change Hydraulic System, Jilin University, 2009. [7] Xinghua Li, Wei Ye, and Zongyi Huang, Dynamic Analysis of Automatic Transmission during Shifting, Journal Of Tongji University, vol. 31, no. 5, pp. 576– 580, May 2003. Thông tin tác giả chính: Họ tên: Chu Thành Khải Đơn vị: Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật Thành phố Hồ Chí Minh Điện thoại: 0933956917 Email: thanhkhaioto@gmail.com Tp. Hồ Chí Minh, ngày .... tháng ... năm 2015 Xác nhận giảng viên hướng dẫn

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfnghien_cuu_dong_hoc_va_dong_luc_hoc_hop_so_tu_dong_mo_phong_hoat_dong_cua_hop_so_3221.pdf
Luận văn liên quan