Lịch sử phát triển hệ dẫn động bốn bánh
Xe ô tô dẫn động bốn bánh ra đời vào đầu thế kỷ XX và đã được phát triển, áp dụng cho nhiều mẫu xe hiện đại Ban đầu, hệ thống này chủ yếu được sử dụng cho các phương tiện nặng như máy nông nghiệp và xe quân sự Sau một thế kỷ phát triển, dẫn động bốn bánh đã chứng minh tính hiệu quả và trở nên phổ biến trong các loại xe du lịch ngày nay.
Hình 1.1 Chiếc xe đầu tiên dẫn động bốn bánh
Mặc dù hệ dẫn động Quattro ra đời từ sớm, nhưng chỉ đến đầu những năm 1980, nó mới được ưa chuộng trong sản xuất hàng loạt Thậm chí, chỉ có Audi là nhà sản xuất lớn duy nhất đủ niềm tin để biến mẫu xe này thành một phần không thể thiếu, bên cạnh việc sử dụng trên địa hình Audi đã giới thiệu hai mẫu xe Quattro nổi bật.
Trong Chiến tranh thế giới thứ nhất, công nghệ 4WD đã có những bước tiến đáng kể, dẫn đến sự ra đời của nhiều biến thể xe tải dẫn động bốn bánh mới Chiếc 'Jeffrey Quad' của Mỹ nổi bật trong số đó, được quân đội sử dụng rộng rãi, đặc biệt là trong Quân đội Pháp.
Sau chiến tranh, quân đội toàn cầu đã nhận ra rằng một phương tiện dẫn động bốn bánh nhỏ và nhẹ rất hữu ích cho việc vận chuyển nhân viên trên địa hình gồ ghề Chiếc xe này lý tưởng cho nhiệm vụ trinh sát và gửi tin nhắn nhanh chóng, nên cần phải nhẹ, nhanh nhẹn và có khả năng đối phó với những điều kiện offroad đầy thử thách.
Các loại dẫn động trên ô tô
Hệ thống dẫn động cầu trước( FWD)
Hệ thống dẫn động cầu trước là một phương pháp truyền lực kéo đến hai bánh trước, thường được tích hợp trên những mẫu xe có động cơ nằm ngang so với trục dẫn động Động cơ thường được đặt phía trước trục, mặc dù cũng có thể xuất hiện ở phía sau nhưng rất hiếm Hệ thống này phổ biến trên các mẫu xe phổ thông, cỡ nhỏ và giá rẻ như Toyota Corolla Altis, Honda Civic, Kia Morning, Hyundai Grand i10, Toyota Camry và Mazda 6.
Hình 1.3 Hệ thống dẫn động cầu trước
Dẫn động cầu trước là sự lựa chọn phổ biến của nhiều hãng xe vì tiết kiệm chi phí sản xuất Việc sản xuất và thiết kế xe dẫn động cầu trước đơn giản hơn nhiều so với xe dẫn động cầu sau, nhờ vào việc có ít chi tiết và dễ lắp ráp hơn Hệ dẫn động cầu trước cũng nhẹ hơn do không cần các bộ truyền động và trục truyền động như ở xe cầu sau Tuy nhiên, hệ dẫn động cầu trước cũng có những ưu nhược điểm riêng cần được xem xét.
Nhờ động cơ được lắp đặt ngay trên trục dẫn động, xe không cần trục dẫn động ra cầu sau, giúp cấu tạo khoang động cơ trở nên đơn giản hơn và giảm trọng lượng tự thân của xe.
Khoảng cách giữa động cơ và cầu dẫn động được rút ngắn giúp tối ưu hóa lượng hao hụt công suất, từ đó nâng cao hiệu quả hoạt động của động cơ.
Do không có trục dẫn động ra phía sau nên sàn xe phẳng, khoang nội thất được tối ưu hơn
Xe dẫn động cầu trước có hai bánh trước chịu trách nhiệm dẫn hướng và kéo xe, giúp giảm thiểu tình trạng trượt ngang và mất lái trên đường trơn trượt Điều này cho phép xe tận dụng lực kéo hiệu quả hơn và giảm bớt sự phụ thuộc vào các hệ thống an toàn hỗ trợ.
Kết cấu máy và hộp số toàn bộ nằm trên 2 bánh xe trước khiến bánh xe bám đường hơn nhờ lực nhấn trọng lực
Chiều dài cơ sở không bị lệ thuộc vào chiều dài của trục dẫn động ra phía sau nhờ đó dễ dàng mở rộng khoang hành khách
Không tận dụng tốt lực kéo vì thế không phù hợp với những mẫu xe kích thước lớn như SUV hay xe bán tải
Trọng tâm xe thường dồn về phía trước do động cơ, hộp số và hệ thống dẫn động nặng, điều này làm giảm khả năng cân bằng khi vào cua Kết quả là, xe dễ bị hiện tượng understeer khi vào cua với tốc độ cao.
Khi cần tăng tốc, khối lượng lớn phía trục sau có thể kéo ngược lại, khiến hai bánh trước bị trượt, dẫn đến tiêu hao công suất và khả năng tăng tốc kém hơn so với các hệ thống dẫn động khác.
Do động cơ được đặt nằm ngang, việc tăng dung tích động cơ gặp nhiều hạn chế, đặc biệt là với động cơ 6 xy lanh thẳng hàng hoặc động cơ V8 trở lên Điều này giải thích lý do tại sao các mẫu xe hạng sang và xe thể thao thường không sử dụng hệ thống dẫn động cầu trước Hơn nữa, động cơ nằm ngang kết hợp với hệ thống dẫn động tích hợp còn làm giảm độ mở góc bánh xe, dẫn đến bán kính quay vòng bị hẹp hơn.
Một chiếc xe cầu trước với công suất quá cao có thể gây khó khăn cho hệ thống lái, làm cho việc duy trì đường thẳng khi tăng tốc trở nên lúng túng Điều này có thể dẫn đến hiện tượng các bánh xe bị giật sang trái hoặc phải do mô-men xoắn không đồng đều hoặc quá mạnh.
Trong các tình huống phanh khẩn cấp, trọng lượng của xe dồn về phía trước, dẫn đến hai bánh trước đảm nhận phần lớn lực phanh, trong khi bánh sau chỉ có tác động rất ít.
Bánh trước của xe thường mòn nhanh hơn vì chúng vừa chịu trách nhiệm dẫn động vừa dẫn hướng Do đó, sau một thời gian sử dụng, việc đảo lốp trước với lốp sau là cần thiết để đảm bảo các lốp mòn đều hơn và tăng cường ma sát cho lốp trước.
Hệ thống dẫn động cầu sau( RWD)
Hình 1.4 Hệ dẫn động cầu sau
Xe dẫn động cầu sau mang lại hai lợi thế chính: cấu trúc bánh xe đơn giản và bền vững, cùng với việc bánh trước độc lập không truyền động, giúp dễ dàng sửa chữa Khi di chuyển với tốc độ cao, bánh trước của xe dẫn động cầu sau ít hư hỏng hơn khi va phải ổ gà hay vật cản, trong khi xe dẫn động cầu trước lại nhạy cảm hơn, dễ hư hỏng các chi tiết đắt tiền khi va chạm Chính vì vậy, nhiều loại xe công cộng, MPV và xe công vụ như Toyota Innova thường sử dụng cấu trúc cầu sau.
Hệ thống dẫn động này giảm áp lực lên hai bánh trước, trong khi hai bánh sau đảm nhiệm việc đẩy xe về phía trước, từ đó nâng cao khả năng tải trọng của xe.
Hai bánh sau bám đường tốt hơn nhờ đó khả năng tăng tốc cũng được cải thiện
Trọng lượng xe được phân bổ tối ưu, giúp cân bằng giữa trọng lượng phía trước và phía sau, trong đó phía sau chịu thêm trọng lượng từ hệ thống dẫn động Khoang động cơ không còn hệ thống dẫn động, dẫn đến kích thước hốc bánh xe được gia tăng, mở rộng góc quay bánh xe trước và giảm bán kính quay vòng so với xe dẫn động cầu trước.
Khả năng vận hành linh hoạt hơn do khối lượng không đè nặng lên hai bánh trước như dẫn động cầu trước
Khả năng tăng tốc vượt trội giúp trọng tâm xe dịch chuyển về phía sau, tăng cường độ bám đường của bánh chủ động, mang lại cảm giác lái thể thao và ấn tượng Điều này cũng cung cấp lực kéo hiệu quả hơn khi xe di chuyển trên dốc hoặc trong điều kiện đường trơn trượt.
Phân bổ trọng lượng tốt hơn cũng cải thiện khả năng làm việc của hệ thống phanh, lực phanh phân bổ đều hơn trên cả hai trục
Dẫn động bốn bánh bán thời gian( 4WD) với dẫn động bốn bánh toàn thời gian( AWD)
4WD đã tồn tại trước AWD hàng thập kỷ, với hầu hết các phương tiện cơ giới đầu tiên được trang bị động cơ và bộ truyền động phía trước Hộp số truyền lực qua một trục đến trục sau, và các phương tiện sản xuất hàng loạt ban đầu thường sử dụng dẫn động cầu sau (RWD) Khi vào cua, lốp bên ngoài cần quay nhanh hơn lốp bên trong, dẫn đến sự phát minh của bộ vi sai giảm tốc, cho phép một lốp quay nhanh hơn lốp kia trên cùng một trục.
Hệ dẫn động 4WD thế hệ đầu tiên bao gồm một hộp chuyển giữa hộp số và trục truyền động, với hai trục dẫn động: một trục cho cầu sau và một trục cho cầu trước, giúp dẫn động cả bốn bánh xe Hệ thống 4WD này rất hiệu quả trong việc di chuyển xe trong điều kiện trơn trượt.
Trong thực tế, bánh xe hoạt động dưới nhiều điều kiện khác nhau, chẳng hạn như khi vào cua hoặc trên mặt đường lồi lõm, dẫn đến một số vấn đề phát sinh với hệ dẫn động.
Cầu trước trực tiếp dẫn hướng và dẫn động sử dụng khớp bi giữa trục và bánh trước, tuy nhiên, các khớp bi này nhanh chóng bị mòn do áp lực sử dụng.
Hình 1.5 Bán kính quay của bánh trước và bánh sau
Khi xe 4WD vào cua, cầu trước và cầu sau được nối cứng với nhau, dẫn đến việc bánh trước và bánh sau phải quay với tốc độ khác nhau Điều này gây ra mòn cho bánh răng trục, lốp và các thành phần khác của xe.
Khi bốn bánh xe kết nối chặt chẽ với nhau, vấn đề trở nên nghiêm trọng hơn, khiến chiếc xe dễ bị trượt không kiểm soát khi vào cua.
Các nhà sản xuất ô tô đã cải tiến hộp chuyển số bằng cách tích hợp cần gạt chọn, cho phép người lái xe 4WD dễ dàng chuyển sang chế độ 2WD khi không cần lực kéo tối ưu.
Hình 1.6 Một số dạng nút bấm hay cần gạt để thay đổi chế độ lái
Việc chỉ sử dụng hệ thống 4WD khi cần thiết, chẳng hạn như khi di chuyển qua những đoạn đường xấu, sẽ giúp các thành phần của hệ thống truyền động kéo dài tuổi thọ Cuối cùng, các kỹ sư đã khắc phục những điểm yếu của hệ thống 4WD.
Hệ dẫn động AWD truyền momen xoắn từ động cơ tới cả bốn bánh xe mà không cho phép người lái chuyển sang chế độ 2WD, mang lại lợi thế là người lái không cần lo lắng về chế độ lái Tuy nhiên, xe AWD thường có mức hao mòn nhanh hơn so với xe 2WD, và các thành phần của hệ thống AWD hoạt động hiệu quả nhất với mô-men xoắn thấp hơn.
Sự khác biệt giữa AWD và 4WD nằm ở bộ vi sai trung tâm của xe Mỗi xe AWD đều trang bị bộ vi sai trung tâm, cho phép bánh trước và bánh sau quay với tốc độ khác nhau, giúp hạn chế hao mòn cho hệ thống truyền lực khi di chuyển trên mặt đường khô hoặc khi lái xe với tốc độ cao.
Một số xe AWD được trang bị bộ vi sai chống trượt, giúp giữ cho các bánh xe quay đồng đều, đặc biệt quan trọng khi đi off-road với lực kéo hạn chế Một số phương tiện AWD hoạt động chủ yếu như xe 2WD để bảo vệ hệ thống truyền động, nhưng khi một bánh xe bắt đầu quay, ly hợp tự động sẽ kích hoạt AWD mà không cần sự can thiệp của người lái Hiện nay, hệ thống điều khiển tự động đã được cải tiến để phân bổ mô-men xoắn một cách chính xác và hiệu quả hơn.
Một số phiên bản awd quattro của hãng
Hình 1.7 Thế hệ Quattro đầu tiên
Vào năm 1980, Audi giới thiệu mẫu xe Audi Quattro với hệ dẫn động bốn bánh (4WD), được trang bị vi sai trung tâm và vi sai cầu sau có hệ thống khóa vi sai thủ công.
Hình 1.8 Thế hệ thứ 2 của hệ dẫn động Quattro
Quattro thế hệ thứ hai, ra mắt vào năm 1988, đã giới thiệu bộ vi sai trung tâm Torsen với tỷ lệ phân chia mặc định 50:50, có khả năng tự động cung cấp tới 75% mô-men xoắn cho một trong hai trục Công nghệ này được áp dụng trên nhiều mẫu xe Audi, đồng thời vi sai phía sau cũng có khả năng khóa khi cần thiết.
Hình 1.9 Thế hệ thứ 3 của hệ dẫn động Quattro
Thế hệ thứ ba của hệ thống truyền động được thiết kế riêng cho Audi V8, hoạt động từ năm 1988 đến 1994 trên các mẫu xe số sàn Hệ thống này trang bị vi sai chống trượt cho cả vi sai trung tâm và cầu sau, mang lại hiệu suất và độ bám đường tốt hơn.
Hộp số tự động thế hệ thứ 3 được trang bị vi sai chống trượt ở cầu sau và vi sai trung tâm dạng bánh răng hành tinh với khóa ly hợp điều khiển điện tử Sự phát triển này đánh dấu bước tiến quan trọng trong công nghệ, cho phép điều khiển tự động chính xác và khắc phục nhược điểm của vi sai torsen, vốn không thể cung cấp toàn bộ mô men cho một cầu khi cầu kia mất lực bám.
Bộ vi sai cầu sau khóa bằng tay đã được thay thế trong hệ thống quattro thế hệ thứ tư bằng bộ vi sai mở thông thường, kết hợp với tính năng khóa vi sai điện tử (EDL).
Hình 1.12 Thế hệ dẫn động thứ 5
Hệ dẫn động bốn bánh không đối xứng vĩnh viễn, ra mắt năm 2006 trên Audi RS4 B7, sử dụng bộ vi sai Torsen loại 3 với tỷ lệ phân chia công suất 40:60 giữa trục trước và sau Nhờ vào bộ ESP, hệ thống có khả năng chuyển tối đa 100% mô-men xoắn đến một trục, nâng cao hiệu suất vận hành.
Hình 1.13 Vi sai Sport Differential
Vào năm 2008, công nghệ vectơ mô-men xoắn đã được ra mắt với bộ vi sai cầu sau Sport Differential do Magna Powertrain thiết kế Công nghệ này cho phép phân bổ mô-men xoắn một cách chọn lọc đến các bánh sau, từ đó cải thiện khả năng xử lý và độ ổn định của xe khi vượt hoặc thiếu lái.
Thế hệ dẫn động thứ 6( 2010)
Hình 1.14 Thế hệ dẫn động thứ 6
Thế hệ thứ sáu của hệ thống vi sai đã được giới thiệu lần đầu trên mẫu RS5 năm 2010, thay thế bộ vi sai trung tâm kiểu Torsen 3 bằng bộ vi sai Crown Gear do Audi phát triển.
Bằng cách áp dụng bộ vi sai sáng tạo, mô-men xoắn có thể được phân bổ linh hoạt, với 70% được chuyển đến bánh trước và 85% đến bánh sau khi cần thiết.
Hình 1.15 Cơ cấu đóng mở ly hợp Quattro Ultra
Gần đây, Audi đã giới thiệu hệ dẫn động Quattro Ultra cho các mẫu xe nhỏ như Audi A4 và Audi Q5, không yêu cầu tính thể thao Hệ thống này sử dụng công nghệ điều khiển điện tử thông minh, với các cảm biến liên tục đo lường và đánh giá dữ liệu, giúp phân bổ momen một cách chính xác và nhanh chóng.
Hình 1.16 Hệ dẫn động Quattro Ultra
Khi di chuyển ở tốc độ cao hoặc trên bề mặt có độ bám tốt, hệ thống sẽ ngắt mô-men xoắn tới trục dẫn động cầu sau, chỉ sử dụng lực kéo từ bánh trước để nâng cao hiệu quả tiết kiệm nhiên liệu Bánh sau quay theo trục dẫn động, do đó, nhà sản xuất đã trang bị thêm ly hợp để ngắt kết nối trục dẫn động với các bán trục, giảm thiểu hao tổn công suất.
Khi cần lực kéo lớn hoặc bánh xe bị mất ma sát, các ly hợp tự động sẽ đóng lại, giúp truyền momen đến cả bốn bánh xe.
Các ly hợp hoạt động nhờ điều khiền điện tử chính xác đến vài mili giây mà không cần đến sự điều khiển của người lái
Các hệ thống dẫn động ngày càng được cải thiện qua từng thế hệ, với hệ thống vi sai chung tâm loại Torsen chống trượt nổi bật nhờ tính đơn giản và hiệu quả hoạt động chính xác Hệ thống này sử dụng cấu trúc thuần cơ khí chống trượt, không gây hiện tượng chậm khi chuyển chế độ, do đó, bài viết này sẽ tập trung vào việc tìm hiểu về hệ thống dẫn động loại Torsen.
CẤU TẠO, NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BỐN BÁNH QUATTRO
Cấu tạo
Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống của hệ dẫn động 1- Vi sai cầu trước; 2- Hộp số; 3- Vi sai trung tâm; 4- Trục dẫn động ra cầu sau; 5- Vi sai cầu sau
Khác với hệ dẫn động hai bánh, hệ dẫn động bốn bánh truyền momen từ trục thứ cấp của hộp số đến vi sai trung tâm, sau đó phân phối tới trục dẫn động cầu trước và cầu sau.
Hộp số của mẫu Audi Quattro bao gồm cả phiên bản số sàn và số tự động Mô hình này sử dụng hộp số sàn 5 cấp với 2 trục, đi kèm với vi sai trung tâm Torsen, một loại vi sai chống trượt cơ khí.
Hộp số sử dụng là loại hộp số sàn 2 trục, trong đó trục thứ cấp là trục rỗng, được kết nối trực tiếp với vỏ bộ vi sai trung thông qua các rãnh then hoa.
Trục dẫn động đầu ra của vi sai trung tâm kết nối với cầu sau, trong khi trục còn lại dẫn đến cầu trước được bố trí bên trong trục thứ cấp của hộp số.
Hình 2.2 Kết cấu bố trí các trục dẫn động
Vi sai cầu trước và vi sai cầu sau là hai loại bánh răng hành tinh phổ biến Vi sai trung tâm có tính năng chống trượt với bánh răng xoắn, phân bổ mô-men xoắn theo tỷ lệ mặc định 50:50 Tỷ lệ lệch mô-men xoắn (torque bias ratio - TRB) là 1:3, cho phép truyền đến 75% mô-men xoắn tới bánh còn lại khi một bánh bị mất độ bám.
Hộp số đóng vai trò quan trọng trong các phương tiện sử dụng động cơ đốt trong, giúp giảm tốc và điều chỉnh momen phù hợp với điều kiện hoạt động của xe Động cơ đốt trong sản sinh momen xoắn không ổn định và thấp ở vòng tua thấp, vì vậy cần phân chia thành các cấp số để giảm tốc độ quay và tăng momen xoắn Điều này giúp xe hoạt động mượt mà và ổn định trong các tình huống thực tế như khởi hành, lên dốc và tăng tốc.
Hộp số được sử dụng là loại hộp số sàn 5 cấp số tiến và 1 cấp số lùi Nó bao gồm hai trục: trục sơ cấp và trục thứ cấp, với các bánh răng gia công liền trên trục, bánh răng ăn khớp và bánh răng quay trơn trên các trục.
Hộp số bao gồm các thành phần chính như trục sơ cấp, trục thứ cấp, bộ đồng tốc và các cặp bánh răng cho từng số Cụ thể, có năm cặp bánh răng số 1 đến số 5, cùng với cặp bánh răng số lùi Ngoài ra, hộp số còn có rãnh then khớp với vỏ vi sai, giúp đảm bảo sự hoạt động chính xác và hiệu quả của hệ thống truyền động.
Bánh răng số 1 và số 2 được thiết kế với bánh răng chủ động liền trục với trục sơ cấp, đảm bảo rằng chúng luôn chuyển động khi trục sơ cấp quay Trong khi đó, các bánh răng thứ cấp của cặp số 1 và số 2 quay trơn trên trục thứ cấp.
Hình 2.5 Trục sơ cấp hộp số
Trục thứ cấp được thiết kế với bánh răng số 3 và số 4 liền trục, trong khi bánh răng số 5 được lắp với trục thứ cấp thông qua rãnh then hoa, cho phép truyền momen Các bánh răng còn lại của các cặp số ở trục sơ cấp hoạt động một cách trơn tru.
Trục thứ cấp được thiết kế rỗng, cho phép lắp trục dẫn động quay trơn bên trong Trên trục này, các vị trí then hoa được bố trí để kết nối với bánh răng, bộ đồng tốc và vỏ vi sai trung tâm, giúp truyền momen hiệu quả.
Khác với bộ vi sai thông thường sử dụng bánh răng hành tinh, vi sai Torsen sử dụng bánh răng xoắn Invex và bánh răng bên, cho phép truyền momen theo một chiều Hệ thống bánh răng được thiết kế đặc biệt, giúp vi sai Torsen hoạt động tương tự như vi sai thông thường, cho phép hai đầu trục quay với tốc độ khác nhau Khi một cầu mất lực bám và có sự chênh lệch tốc độ lớn, góc nghiêng của các bánh răng sẽ hạn chế sự chênh lệch này, cung cấp momen nhiều hơn cho cầu có lực bám tốt.
Hình 2.7 Cấu tạo bộ vi sai chống trượt cơ khí 1- Bánh răng Invex; 2- Bánh răng bên
Bánh răng invex tương tự như bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục trong bộ vi sai thông thường, bao gồm hai hoặc nhiều cặp bánh răng vệ tinh Hệ thống bánh răng invex hoạt động thông qua sự ăn khớp với bánh răng bên và loại trục vít bánh vít Hai bánh răng invex quay ngược chiều nhau nhờ vào sự ăn khớp của bánh răng trụ răng thẳng, với cặp bánh răng được bố trí ở hai đầu của bánh răng invex.
Các trục của bánh răng invex lắp trực tiếp lên vỏ vi sai, cho phép cả hệ thống quay theo vỏ vi sai
2.1.2.3 Vi sai cầu trước và cầu sau
Vi sai cầu trước và cầu sau là loại bánh răng hành tinh thông thường
- Vỏ bộ vi sai được gắn trên bánh răng chủ động
- Bánh răng vi sai lắp trên vỏ vi sai
- Bánh răng bán trục ăn khớp với bán trục
Visai là cơ cấu giảm tốc quan trọng, giúp truyền moment xoắn từ động cơ đến các bánh xe, đồng thời phân chia moment xoắn để cho phép bánh xe quay với tốc độ khác nhau.
Hình 2.8 Vi sai trục dẫn động
Bánh răng truyền lực chính là loại bánh răng hypoid, cho phép hai đường tâm không cần giao nhau Điều này mang lại sự thuận tiện trong việc bố trí không gian cho các bộ phận khác của hộp số.
Nguyên lý hoạt động
Khi xe di chuyển, momen từ động cơ được truyền qua hệ thống truyền lực đến các bánh xe, tạo ra lực kéo nhờ ma sát với mặt đường Trong thực tế, động cơ không hoạt động với một tốc độ cố định, mà tốc độ quay và momen xoắn liên tục thay đổi Hơn nữa, lực kéo và tốc độ của các bánh xe tiếp xúc với mặt đường cũng không đồng nhất Do đó, hệ thống truyền lực đóng vai trò quan trọng trong việc tối ưu hóa việc truyền và phân bổ momen đến các bánh xe.
Khi động cơ hoạt động mà chưa vào số, trục sơ cấp quay, vì bánh răng số
Trục thứ cấp của hộp số có hai bánh răng liền trục, cho phép quay theo khi cần vào số 1 hoặc số 2 Bộ đồng tốc trên trục thứ cấp sẽ dịch chuyển để kết nối với bánh răng tương ứng, giúp truyền mô men từ bánh răng vào trục thứ cấp một cách hiệu quả.
Đối với các số 3, 4, 5, bánh răng trên trục sơ cấp quay trơn và các bộ đồng tốc được bố trí trên trục sơ cấp Bánh răng trên trục thứ cấp được thiết kế liền trục hoặc lắp ghép qua khớp then hoa, luôn cho phép truyền momen Để vào số nào trong các số này, cần kết nối bánh răng đó trên trục sơ cấp với trục sơ cấp thông qua bộ đồng tốc.
Trục thứ cấp truyền momen đến vi sai trung tâm, trong đó vi sai trung tâm Torsen (chống trượt) đóng vai trò quan trọng Torsen là cơ cấu vi sai giữa các trục, tạo ra mômen ma sát bên trong, giúp điều chỉnh sự khác biệt động học giữa trục trước và trục sau của xe Cơ cấu này cho phép phân phối mô-men xoắn, cân bằng tốc độ quay của trục truyền động, đồng thời cho phép cầu trước và cầu sau quay với tốc độ khác nhau khi cần thiết Khi một trong hai cầu mất độ bám, vi sai trung tâm sẽ truyền momen nhiều hơn sang cầu còn lại, đảm bảo hiệu suất vận hành tối ưu cho xe.
Hình 2.9 Ăn khớp giữa bánh răng bên và bánh răng Invex
Bánh răng invex kết nối với vỏ visai và bánh răng bên kết nối với trục dẫn động ra hai cầu Một bánh răng invex ăn khớp với một bánh răng bên và quay ngược chiều với bánh răng invex ăn khớp với bánh răng bên còn lại, tạo ra chuyển động ngược chiều giữa hai bánh răng bên Nhờ đó, hai bánh răng bên đã cố định chuyển động với nhau, cho phép hoạt động hiệu quả trong hệ thống truyền động.
Bánh răng invex tương tác với bánh răng bên thông qua các bánh răng xoắn giống như trục vít, tạo ra ma sát và tỷ lệ lệch momen xoắn (TBR) Điều này giúp giảm thiểu sự chênh lệch tốc độ giữa hai bánh răng, nâng cao hiệu suất hoạt động.
Tỷ lệ lệch mô-men xoắn cực đại (TBR) được xác định bởi thiết kế vi sai đặc biệt, thể hiện bằng thương số giữa mô-men xoắn ở trục cao hơn và mô-men xoắn ở trục thấp hơn theo tỷ lệ cố định.
Tỷ số lệch ảnh hưởng mạnh mẽ đến kết nối hoạt động giữa các trục truyền động, giúp kiểm soát hiệu quả mô-men xoắn để đạt lực kéo tối ưu Thiết kế tỷ lệ lệch 1:4 cho phép bộ vi sai Torsen phân phối mô-men xoắn tốt hơn, với khả năng hỗ trợ bánh dẫn động có độ bám đường gấp bốn lần so với bánh dẫn động có lực kéo thấp hơn So với bộ vi sai bánh răng hành tinh, bộ vi sai với tỷ số lệch 1:4 có khả năng phân phối mô-men xoắn tới trục truyền động cao hơn khoảng 2,5 lần trong cùng điều kiện.
Một số ví dụ cụ thể:
Hộp số đang cung cấp lực xoắn 600 Nm, trong khi vi sai trung tâm phân chia lực này cho cầu trước và cầu sau với tỷ lệ momen xoắn là 1:4,5.
Trong tình huống 1, nếu cả hai bánh xe có khả năng duy trì mô-men xoắn 300 Nm trước khi xảy ra trượt do mất ma sát, bộ vi sai sẽ nhận 600 Nm và phân chia đều cho mỗi bên mà không có sự khác biệt Kết quả là mỗi lốp sẽ nhận được 300 Nm mô-men xoắn.
Trong tình huống 2, nếu các bánh ở cả hai cầu có khả năng xử lý 450 Nm trước khi trượt, thì mô-men xoắn sẽ được phân bổ đều 50/50, với 300 Nm cho mỗi bên Điều đáng chú ý là lốp xe vẫn hoạt động dưới giới hạn trượt một cách an toàn.
Trong tình huống này, khi hai bánh phía sau gặp phải sự sụt giảm độ bám đường, ví dụ như 150 Nm, bộ vi sai Torsen sẽ ngay lập tức tiếp nhận giá trị này và cố gắng nhân với tỷ lệ truyền động của nó (TBR) Điều này cho phép bộ vi sai phân phối lực kéo một cách hiệu quả hơn.
Với 675 Nm được truyền tới lốp trước, độ bám đường sẽ rất cao, nhưng điều này chỉ xảy ra khi có đủ mô-men xoắn đến trục Trong trường hợp này, tổng mô-men xoắn chỉ đạt 600 Nm, dẫn đến việc chỉ có 450 Nm có sẵn để cung cấp cho phía có lực kéo cao.
Khi xuống sâu hơn trên đường mòn, hai lốp sau xe gặp phải một điểm có độ bám đường thấp, lực kéo của lốp chỉ hỗ trợ mô-men xoắn 100 Nm Bộ vi sai ngay lập tức phân bổ mô-men xoắn về phía lốp trước có lực kéo cao, giới hạn trong TBR Do đó, phía có lực kéo thấp chỉ nhận được 100 Nm, trong khi phía có lực kéo cao nhận được 450 Nm, giúp lốp với độ bám đường cao đạt mô-men xoắn cực đại trước khi trượt.
Khi sử dụng vi sai thường, lốp sau chỉ cho phép truyền 100 Nm trước khi trượt, do đó lốp trước cũng chỉ có thể đạt tối đa 100 Nm Điều này dẫn đến việc momen ở hai trục phải luôn cân bằng, tạo ra tổng momen chỉ 200 Nm giúp xe di chuyển, thấp hơn đáng kể so với vi sai Torsen.
Lí thuyết tính toán thiết kế bánh răng
Bộ truyền động bánh răng là hệ thống dùng để truyền lực giữa các trục, thường đi kèm với sự thay đổi về tốc độ và mô-men xoắn Tùy thuộc vào vị trí tương đối giữa các trục, có thể phân loại thành truyền động bánh răng trụ (gồm răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V) cho các trục song song; truyền động bánh răng côn (gồm răng thẳng, răng nghiêng, răng cung tròn) cho các trục giao nhau; và truyền động bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng côn chéo cho các trục chéo nhau.
Trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thể bị hư hỏng ở mặt răng như tróc rỗ, mòn, hoặc gãy ở chân răng, trong đó tróc rỗ mặt răng và gãy răng là nguy hiểm nhất Hư hỏng này thường do tác động lâu dài của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ Ngoài ra, răng còn có thể bị biến dạng dư, dẫn đến giòn lớp bề mặt hoặc hỏng ở chân răng do quá tải Do đó, khi thiết kế bánh răng, cần tính toán độ bền tiếp xúc của mặt răng và độ bền uốn của chân răng, sau đó thực hiện kiểm nghiệm để đảm bảo không xảy ra quá tải.
Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây :
2 Xác định ứng suất cho phép
Để tính toán kích thước cơ bản của truyền động bánh răng, cần xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền Sau đó, tiến hành kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải của răng bánh răng để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.
4 Xác định các kích thước hình học của bộ truyền
Lựa chọn vật liệu phù hợp là bước quan trọng trong thiết kế chi tiết máy, đặc biệt là trong việc chế tạo và truyền động bánh răng Bảng 6.1 [5] trình bày một số loại vật liệu thường được sử dụng để sản xuất bánh răng cùng với các đặc tính cơ học của chúng.
Bảng 6.1 Thiết kế tính toán dẫn động hệ cơ khí tập 1
Thép chế tạo bánh răng được phân thành hai nhóm dựa trên công nghệ cắt răng, nhiệt luyện và khả năng chống mòn Nhóm I có độ rắn HB < 350, bánh răng thường được tôi cải thiện hoặc thường hóa, cho phép cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện và có khả năng chạy mòn tốt Ngược lại, Nhóm II có độ rắn HB > 350, thường trải qua các quy trình như tôi thể tích, tôi bể mật và thấm cacbon, thấm nitơ Với độ rắn cao, cần phải cắt răng trước khi nhiệt luyện và sử dụng các phương pháp gia công như mài sau khi nhiệt luyện Răng của Nhóm II có khả năng chống mòn kém, do đó yêu cầu độ chính xác cao trong chế tạo và độ cứng của trục phải được nâng cao Khi sử dụng, thép nhóm II với độ rắn HRC = 50 60 (1 HRC = 10 HB) cho phép ứng suất tiếp xúc tăng lên.
2 lần và nâng cao khả năng tải của bộ truyền cũng tăng tới 4 lần so với thép thường hóa hoặc tôi cải thiện
Việc lựa chọn vật liệu cho hộp giảm tốc phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và kích thước Đối với hộp giảm tốc có công suất trung bình hoặc nhỏ, nên chọn vật liệu thuộc nhóm L Đặc biệt, để tăng khả năng chống mòn cho răng, cần nhiệt luyện bánh răng lớn với độ cứng thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.
Khi lựa chọn vật liệu cho bánh, với công suất lớn hơn, có thể sử dụng thép nhóm II cho bánh nhỏ và thép nhóm I cho bánh lớn, hoặc cả hai bánh đều bằng thép nhóm II Trong trường hợp này, thường tiến hành nhiệt luyện cho cả hai bánh giống nhau để đạt được độ rắn đồng nhất Thông tin chi tiết về cơ tính của một số vật liệu thường dùng được trình bày trong bảng 6.1.
Bánh răng truyền lực thường được sản xuất từ các loại thép hợp kim như thép crom (15X, 15XA, 20XA, 40X, 45X), thép crom-niken (40XH), và thép crom-molipden, crom-mangan (XMA) Ứng suất cho phép, bao gồm ứng suất tiếp xúc (𝜎 H) và ứng suất uốn (𝜎 F), được xác định theo các công thức cụ thể.
[σ F ] = (σ Flim O /S F )Y R 𝑌 𝑠 K xF K FC K FL (3.2) Trong đó:
ZR – hệ số xét đến mặt răng làm việc
ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mật lượn chân răng
Ys – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R 𝑌 𝑠 K xF = 1
Từ hai công thức trên ta sẽ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng trong bộ truyền: [𝜎 H1 ], [𝜎 H2 ], [𝜎 F1 ], [𝜎 F2 ]
Khi tính toán truyền động cho bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng côn răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 H] được xác định là giá trị trung bình của [𝜎 H1] và [𝜎 H2] Tuy nhiên, giá trị này không được vượt quá 1,15[𝜎 H]min.
1,15[𝜎 H ] min − bánh răng côn (3.3) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [𝜎 H ]max = 2,8[𝜎 ch ]
[𝜎 H ] max = 40[HRC m ] Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [𝜎 F ] max = 0,8[𝜎 ch ]
Truyền động bánh răng trụ
Sau khi lựa chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép, bước tiếp theo là tiến hành thiết kế, kiểm nghiệm và xác định cuối cùng các thông số cũng như kích thước của bộ truyền bánh răng trụ với răng thẳng và răng nghiêng.
Để xác định thông số cơ bản của bộ truyền trong hộp giảm tốc, khoảng cách trục aw là yếu tố quan trọng Thông số này được tính toán theo công thức: aw = Ka (u ± 1)√(T1/KHβ).
Với hộp tốc độ, thường xác định đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d w1 = K d √T 1 K H𝛽 (u ± 1)
K a , K d – hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (thẳng hoặc nghiêng) (tra bảng 6.5 [5]);
T1 – moment xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm);
[𝜎 H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa); u – tỷ số truyền;
𝜓 ba = b w /a w ; 𝜓 bd = b w /d w1 – các hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng (tra bảng 6.6 [5]);
K H𝛽 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra bảng 6.7 [5])
3.1.3.2 Xác định thông các thông số ăn khớp a Xác định mô đun
Mô đun được xác định dựa trên điều kiện bền uốn Để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định khoảng cách trục aw, có thể sử dụng công thức m = (0,01 + 0,02)a w để tính toán mô đun, sau đó kiểm nghiệm về độ bền uốn.
Lưu ý rằng mô đun lớn sẽ dẫn đến việc tăng đường kính vòng đỉnh, chiều cao tăng, độ dày răng và chiều rộng rãnh, từ đó làm gia tăng khối lượng cắt gọt kim loại Sau khi xác định mô đun, cần phải tuân thủ các tiêu chuẩn theo bảng quy định.
Trị số tiêu chuẩn mô đun m
Dãy 2 1.375 1.75 2.25 3.5 4.5 5.5 7 9 11 14 b Xác định số răng, góc nghiêng 𝜷 và hệ số dịnh chỉnh x
Trong bộ truyền ăn khớp ngoài, khoảng cách trục aw, số răng của bánh nhỏ z1, số răng của bánh lớn z2, góc nghiêng 𝛽 và mô đun có mối liên hệ chặt chẽ với nhau Công thức tính toán mối liên hệ này được thể hiện như sau: a w = m(z 1 + z 2 )/(2cos𝛽).
- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
Ta có nghiêng 𝛽 = 0, xác định số răng bánh nhỏ z 1 = 2a w /[m(u + 2)] (3.7) Lấy z1 nguyên và từ tỉ số truyền tính z2: z 2 = uz 1 (3.8)
Lấy z2 nguyên, tính số răng tổng z t = z 1 + z 2 và từ zt tính lại khoảng cách trục: a w = mz t /2 (3.9)
Trong sản xuất hộp giảm tốc tiêu chuẩn tại các nhà máy chuyên môn, việc giới hạn kích thước hộp là rất quan trọng để có thể chế tạo nhiều loại hộp giảm tốc với các đặc tính khác nhau Tiêu chuẩn SEV229-75 quy định các giá trị cụ thể cho aw.
Dãy 2: 140 180 225 280 355 450… đồng thời cũng quy định giá trị của hệ số 𝜑 ba :
Thiết kế bánh răng hộp số bẳng phần mềm inventor
Mô đun lắp ráp của phần mềm Inventor tích hợp tính năng thiết kế hỗ trợ tính toán theo tiêu chuẩn cho các loại bánh răng, trục, xích và dây đai, giúp tối ưu hóa quy trình thiết kế và nâng cao hiệu quả sản xuất.
Khoảng cách giữa hai trục sơ cấp và thứ cấp là 77 mm
Tỷ số truyền số 1 của hộp số phải đảm bảo hai yếu tố quan trọng: lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động phải đủ mạnh để vượt qua sức cản lớn nhất của mặt đường, đồng thời phải ngăn chặn hiện tượng trượt quay của bánh xe.
Tỷ số truyền là 34/10 Bánh răng chủ động có 10 răng, bánh răng bị động có 34 răng
Hình 3.2 Cặp bánh răng số 1
Trong thiết kế, khoảng cách trục được chọn là 77 mm với tỉ số truyền 17/5 Tỉ số truyền này cho phép nhiều lựa chọn cặp bánh răng như 5 răng/17 răng, 10 răng/34 răng và 15 răng/51 răng Tuy nhiên, nếu chọn 5 răng/17 răng, số lượng răng quá ít sẽ dẫn đến hiện tượng cắt lẹm chân răng Ngược lại, việc chọn 15 răng/51 răng tuy có nhiều răng nhưng lại làm giảm mô đun răng, gây ra răng bé và không đảm bảo độ bền.
Hình 3.3 Hỗ trợ tính bánh răng bằng phần mềm
Sau khi sử dụng phần mềm thiết kế bánh răng, cần chỉnh sửa dữ liệu thô để đảm bảo kích thước phù hợp cho lắp ráp và vận hành Đối với bánh răng liền trục, cần mở bánh răng ra và xuất file trung gian định dạng stp Sau đó, import file này vào trục và đo khoảng lệch, từ đó dịch chuyển theo khoảng lệch đã đo để hoàn thiện file trục.
Hình 3.4 Hậu kỳ chỉnh sửa dự liệu tham số
Tương tự với các cặp bánh răng số 2, 3, 4, 5 ta cũng làm tương tự với các tỉ số truyền là: 16/34; 24/35; 28/30; 36/28
Hình 3.5 Thiết kế cặp bánh răng số 2
Cặp bánh răng số 2 có tỷ số truyền 34:16 với số lượng răng lần lượt là 34 và 16 Mô đun hợp lý của bánh răng là 2.75 mm, trong khi khoảng cách giữa hai trục là 77 mm Góc áp lực và góc nghiêng răng đều là 20 độ.
Hình 3.6 Thiết kế cặp bánh răng số 3
Cặp bánh răng số 3 có tỷ số truyền 35:24 với số lượng răng lần lượt là 35 và 24, cùng với mô đun hợp lý 2.5 mm Khoảng cách giữa hai trục là 77 mm, góc áp lực và góc nghiêng răng đều là 20 độ.
Hình 3.7 Thiết kế cặp bánh răng số 4
Cặp bánh răng số 4 có tỷ số truyền 30:28, với số lượng răng lần lượt là 30 và 28 Mô đun hợp lý được xác định là 2.5 mm, trong khi khoảng cách giữa hai trục là 77 mm Cả góc áp lực và góc nghiêng răng đều là 20 độ.
Hình 3.8 Thiết kế cặp bánh răng số 5
Cặp bánh răng số 2 có tỷ số truyền 28:36 với số lượng răng lần lượt là 28 và 36 Mô đun hợp lý được xác định là 2.25 mm, trong khi khoảng cách giữa hai trục là 77 mm Cả góc áp lực và góc nghiêng răng đều là 20 độ.
Phân tích cặp bánh răng số 1
Với cặp bánh răng số 1 ta có các thông số sau
Số răng bánh răng chủ động là 10 răng => bánh răng bị động có 34 răng Góc áp lực là 20 độ
Ta có d = m.z aw = (d1 + d2)/2 (10m +34m)/2 = 77 m = 3,5 Dựa vào bảng mô đun nên chọn mô đun m = 3.5
Theo công thức 3.6, khoảng cách giữa các chi tiết là a w = m(z 1 + z 2 )/(2cosβ) a = 3,5.(10+34)/2cos20
= 21,1728 (độ) Góc ăn khớp của bánh răng là
= 7 (độ) Tổng hệ số dịch chỉnh là Σx = [(z1 + z2)(inv𝛼 𝑡𝑤 - inv𝛼 𝑡 )]/(2tg𝛼)
Trong đó inv𝛼 = tg𝛼 - 𝛼 (tra bảng P2.1)[5] Σx = (10 + 34).(0,0006877 – 0,020785)/2tg20
Hình 4.1 Thông số răng cặp bánh răng số 1
Bảng dưới đây là kết quả xuất ra từ mô đun Design của phần mềm Inventor
Khoảng cách trung tâm aw 77
Khoảng cách trung tâm chi tiết a 81,942
Tổng hệ số dịch chỉnh Σx -0,84 ul
Bước răng cơ sở ptb 10,991
Góc áp suất vận hành αw 8,2606
Thông số tải trọng Đặt công suất là 200 kw tại vòng tua 3000 rpm
T= P.955/n= 200.955/3000 = 636,6 Nm Bánh răng chủ động có đường kính vòng chia là: d = m z/cosβ = 3,5.10.cos20 = 37,24 Lực vòng: Ft = 2T/d = 2.636/37,24.10 3 = 34189 N
Lực dọc trục: Fa = Ft.tgβ = 12443 N
Lực hướng tâm: Fr = Ft.tgα/cosβ = 13242 N
Lực ăn khớp: Fn = Ft/( cosβ Cosα) = 38718 N
Tốc độ n 3000 vòng / phút 882.35 / phút
Tốc độ cộng hưởng nE1 54453,852 rpm
Khi so sánh kết quả tính toán với kết quả từ phần mềm xuất, sai số hợp lý nằm trong khoảng cho phép Đối với các cặp bánh răng tiếp theo, phần mềm cũng đã cung cấp kết quả tương tự.
Khoảng cách trung tâm aw 77
Khoảng cách trung tâm chi tiết a 73,162
Tổng hệ số dịch chỉnh Σx 1,6068
Bước răng cơ sở ptb 8,573
Góc áp suất vận hành αw 27,0023
Hình 4.2 Thông số răng cặp bánh răng số 2
Thông số tải trọng Đặt công suất là 200 kw tại vòng tua 3000 rpm
Tốc độ n 3000 vòng / phút 1411 v / phút
Tốc độ cộng hưởng nE1 29411 rpm
Hình 4.3 Kết quả tải trọng cặp bánh răng số 2
Khoảng cách trung tâm aw 77
Khoảng cách trung tâm chi tiết a 78.483
Tổng hệ số dịch chỉnh Σx -0.5533 ul
Bước răng cơ sở ptb 7.794
Góc áp suất vận hành αw 16.3969
Hình 4.4 Thông số cặp bánh răng số 3
Thông số tải trọng Đặt công suất là 200 kw tại vòng tua 3000 rpm
Tốc độ n 3000 vòng / phút 2057 / phút
Tốc độ cộng hưởng nE1 18280 rpm
Hình 4.5 Thông số cặp bánh răng số 4
Khoảng cách trung tâm aw 77
Khoảng cách trung tâm chi tiết a 77.153
Tổng hệ số dịch chỉnh Σx -0.0607
Bước răng cơ sở ptb 1.194
Góc áp suất vận hành αw 19.6642
Thông số tải trọng Đặt công suất là 200 kw tại vòng tua 3000 rpm
Tốc độ n 3000 vòng / phút 2800 / phút
Tốc độ cộng hưởng nE1 14793 rpm
Khoảng cách trung tâm aw 77
Khoảng cách trung tâm chi tiết a 76.621
Tổng hệ số dịch chỉnh Σx -0.1713 ul
Bước răng cơ sở ptb 7.014
Góc áp suất vận hành αw 20.8066
Hình 4.6 Thông số cặp bánh răng số 5
Thông số tải trọng Đặt công suất là 200 kw tại vòng tua 3000 rpm
Tốc độ n 3000 vòng / phút 3857 / phút
Lực lượng hướng tâm Fr 5905 N
Tốc độ cộng hưởng nE1 11721 rpm
