Nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo MTZ - 50 để làm việc có hiệu quả trên dốc ngang

ói riêng đã và đang đ−ợc Đảng, Nhà n−ớc ta quan tâm giải quyết. Với việc trang bị nhiều máy kéo công suất lớn, sản xuất nông nghiệp ở n−ớc ta đã có những b−ớc tiến nhất định, giảm hẳn c−ờng độ lao động cho nông dân, năng suất lao động đ−ợc năng cao, chất l−ợng cây trồng tốt hơn b−ớc đầu thực hiện mục tiêu biến nông nghiệp thành nền sản xuất lớn. Tới những năm gần đây thực hiện đổi mới chính sách phát triển kinh tế nhiều thành phần nhằm đẩy mạnh sự phát triển kinh tế xã hội của đất n−ớc, nông nghiệp vẫn đ−ợc coi là một ngành kinh tế chiến l−ợc của n−ớc ta. Để đạt đ−ợc yêu cầu phát triển của đất n−ớc trong thời kỳ mới, nền nông nghiệp n−ớc ta đã phát triển không ngừng và đã đạt đ−ợc những thành tựu to lớn mà Đảng và Nhà n−ớc ta đã công nhận. Để đạt đ−ợc những thành tựu to lớn đó chúng ta phải kể đến một yếu tố giúp cho ngành nông nghiệp phát triển đó là sự phát triển cơ giới hóa sản xuất nông nghiệp, nó luôn giữ một vai trò hết sức quan trọng trong sự nghiệp công nghiệp hoá, hiện đại hoá n−ớc ta hiện nay. Nguồn động lực chính trong việc cơ giới hóa các khâu sản xuất đó là máy kéo. Máy kéo đ−ợc trang bị ở n−ớc ta chủ yếu đ−ợc nhập từ n−ớc ngoài. Công nghệ chế tạo máy kéo của n−ớc ta còn rất non trẻ. Thực tế đòi hỏi cần đ−ợc đầu t− hơn nữa về mặt nghiên cứu, thiết kế, cải tiến các máy kéo sản 1 xuất trong n−ớc cũng nh− các máy kéo nhập ngoại ngày càng hoàn thiện hơn, phù hợp hơn với điều kiện sử dụng n−ớc ta. Máy kéo nông nghiệp có rất nhiều tính năng kỹ thuật và tính năng sử dụng quan trọng. Nghiên cứu nắm vững các tính năng đó không những giúp cho việc khai thác sử dụng chúng có hiệu quả nhất mà còn góp phần quan trọng trong công tác thiết kế máy mới, cải tiến máy đã có, đồng thời làm cơ sở để lựa chọn máy kéo phù hợp với điều kiện làm việc trong n−ớc. Theo quan niệm đơn giản thì trong quá trình máy kéo chuyển động các bánh xe chủ động luôn quay với vận tốc nh− nhau. Thực tế các bánh chủ động luôn quay với vận tốc khác nhau do mô men cản tác động lên các bánh xe chủ động luôn có sự thay đổi. Có nhiều nguyên nhân dẫn đến hiện t−ợng đó, nh−ng chủ yếu là trong tr−ờng hợp máy kéo chuyển động quay vòng trên mặt dốc ngang và chuyển động trên đ−ờng không bằng phẳng. Đối với máy kéo MTZ – 50, bộ vi sai giữa các bánh chủ động sử dụng loại khoá vi sai kiểu cơ học tức là chỉ khi nào ng−ời vận hành máy kéo biết một bánh chủ động bị tr−ợt thì mới khoá c−ỡng bức bộ vi sai lại, khi đó mới có thể khắc phục đ−ợc sự tr−ợt này. Còn nếu ng−ời vận hành không nhận biết đ−ợc thì sự tr−ợt này vẫn tồn tại và ảnh h−ởng nhiều đến hiệu suất làm việc. Khi máy kéo làm việc trên đồi dốc ngang thì sự tr−ợt luôn xảy ra nh−ng ng−ời vận hành không thể luôn buông chân ga để ấn vào cần điều khiển khoá vi sai trong suốt thời gian của quãng đ−ờng làm việc đ−ợc. Điều đó sẽ làm giảm hiệu suất làm việc của máy, ảnh h−ởng xấu đến tính năng quay vòng, tính ổn định của máy kéo. Nh− vậy việc sử dụng máy kéo MTZ-50, loại dùng để làm việc trên đồng bằng- cho việc cơ giới hoá vùng đồi dốc trong lâm nghiệp cần phải đ−ợc nghiên cứu cải tiến sao cho vi sai của nó phải tự động khoá lại khi máy kéo chuyển động thẳng ngang trên dốc và tự động mở ra khi cần quay vòng cuối các đ−ờng làm việc 2 Xuất phát từ những điều đ−ợc trình bày ở trên, chúng tôi đã chọn đề tài: "nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo MTZ - 50 để làm việc có hiệu quả trên dốc ngang". 3 1. Tổng quan các vấn đề nghiên cứu 1.1. Tổng quan Máy kéo dùng trong nông nghiệp có những đặc tr−ng riêng khác với những máy dùng trong công nghiệp. Nói chung nó đ−ợc chế tạo để thực hiện một qui trình công nghệ nh−ng không cố định mà phụ thuộc rất nhiều vào yếu tố ngoại cảnh nh− điều kiện đất đai, đ−ờng xá, lực cản,.v.v. Hệ thống truyền lực của máy kéo có tác dụng truyền mô men quay từ động cơ đến các bánh xe chủ động và đến cơ cấu làm việc. Do vậy nó đ−ợc thiết kế chế tạo với điều kiện tốc độ chuyển động, lực kéo, mô men cản tác động lên các bánh xe chủ động là luôn thay đổi theo điều kiện làm việc, tính chất công việc và tình trạng mặt đ−ờng. Năng suất của máy kéo và l−ợng nhiên liệu tiêu hao phụ thuộc vào mức độ sử dụng công suất động cơ, hiệu quả đạt cao nhất khi sử dụng tải trọng gần tới công suất cực đại của động cơ. Tải trọng đặt lên động cơ phụ thuộc vào lực cản chuyển động của máy kéo khi thực hiện các công việc khác nhau và tốc độ chuyển động của nó. Vì vậy trong thời gian máy kéo làm việc lực cản thay đổi, để giữ ở chế độ làm việc có lợi nhất của động cơ cần thay đổi t−ơng ứng tốc độ chuyển động ở những số truyền thích hợp của máy kéo. Với mức tải trọng sao cho công suất của động cơ luôn bằng 80% ữ 90% công suất định mức Neh. Khi máy kéo quay vòng hoặc di chuyển trên đ−ờng không bằng phẳng thì bánh xe chủ động bên trái và bên phải quay với vận tốc góc khác nhau do tác động của mô men cản lên hai bánh xe chủ động khác nhau. Nếu hai bánh xe chủ động quay với vận tốc nh− nhau thì sẽ có một bánh xe chủ động nào đó bị tr−ợt quay còn bánh kia bị tr−ợt lết, làm cho lốp và hệ thống truyền lực hao mòn nhanh. Cho nên ở cầu chủ động của máy kéo bánh có trang bị bộ vi sai, 4 cho phép truyền mô men quay tới các bánh xe chủ động với vận tốc góc khác nhau. Trong thực tế có nhiều tr−ờng hợp một bánh xe chủ động rơi xuống hố đất tơi làm cho bánh đó bị tr−ợt quay (hệ số bám φ≈0), còn bánh kia thì vẫn quay bình th−ờng. Đặc biệt là khi máy kéo làm việc trên đồi dốc ngang thì lực kéo tiếp tuyến giữa các bánh xe chủ động luôn khác nhau, làm ảnh h−ởng đến tính năng kéo bám, tính ổn định của máy kéo. Để khắc phục đ−ợc vấn đề trên cần phải khoá tức thời bộ vi sai để liên kết cứng hai bán trục lại với nhau nhằm tăng lực kéo tiếp tuyến khắc phục đ−ợc hiện t−ợng tr−ợt, nh−ng phải tự động mở khoá vi sai khi xoay bánh dẫn h−ớng một góc khoảng 7ữ 80. Với những vấn đề nêu trên, việc nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo là một vấn đề cần thiết. Từ các kết quả nghiên cứu giúp ta xây dựng đ−ợc khả năng làm việc của máy kéo có hiệu quả nhất. 1.2. Ph−ơng pháp và mục đích nghiên cứu 1.2.1. Ph−ơng pháp nghiên cứu Nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo bánh khi hàm biểu diễn chúng là các hàm xác định hoặc các hàm ngẫu nhiên, tr−ớc tiên cần xây dựng mô hình tính toán và sử dụng các ph−ơng pháp phù hợp để nghiên cứu. Mô hình phải phản ánh đ−ợc những đặc điểm cơ bản của hệ thống, thích hợp với việc sử dụng ph−ơng pháp hiện đại. Từ đó thiết lập ph−ơng trình vi phân diễn tả các mối quan hệ giữa các thông số đầu vào và các thông số đặc tr−ng của mô hình. Hệ ph−ơng trình vi phân này và các điều kiện giới hạn đ−ợc coi là mô hình toán của hệ thống. Để giải hệ ph−ơng trình vi phân, cần sử dụng ph−ơng pháp phù hợp tuỳ thuộc vào đặc điểm của mô hình nghiên cứu, các thông số đầu vào và mục đích nghiên cứu. D−ới đây trình bày một số ph−ơng pháp nghiên cứu đ−ợc sử dụng trong luận văn. 5 a) Ph−ơng pháp giải tích Theo ph−ơng pháp giải tích, sau khi lựa chọn mô hình hoá bộ truyền động vi sai và mô hình tính toán động lực học cho cơ hệ, dựa vào các định luật cơ học ta mô tả các chuyển động của các cơ hệ cơ học bằng ph−ơng trình vi phân biểu diễn quá trình làm việc của bộ vi sai. Đối với mô hình tuyến tính, việc giải các ph−ơng trình vi phân này có thể tiến hành theo nhiều cách khác nhau tuỳ thuộc vào từng ph−ơng pháp giải. b) Ph−ơng pháp số Do đặc tính phi tuyến của cơ cấu khoá vi sai tự động bằng thuỷ lực nên ph−ơng trình vi phân biểu diễn động lực học của hộp vi sai d−ới tác động của hệ số bám không đều và luôn thay đổi ở các bánh xe chủ động, đây là ph−ơng trình vi phân phi tuyến chỉ có lời giải theo ph−ơng pháp gần đúng. Một ph−ơng pháp giải đ−ợc sử dụng phổ biến là ph−ơng pháp số. −u điểm của ph−ơng pháp này là có thể dùng cho nhiều lớp bài toán khác nhau với các điều kiện sử dụng khác nhau. Ngày nay với sự phát triển mạnh mẽ của máy tính điện tử, việc giải các bài toán d−ới dạng hệ ph−ơng trình vi phân phi tuyến theo ph−ơng pháp số ngày càng đ−ợc sử dụng rộng rãi. Các kết quả xử lý trên máy tính có độ chính xác và độ tin cậy cao. Tuy nhiên kết quả tính toán phụ thuộc hoàn toàn vào việc xây dựng các thuật toán và lập trình giải bài toán trên máy tính. Trong luận văn, khi nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo bánh khi làm việc trên đồi dốc ngang đã sử dụng ph−ơng pháp số để giải gần đúng ph−ơng trình vi phân phi tuyến. Một ph−ơng pháp số đ−ợc sử dụng phổ biến để giải gần đúng các ph−ơng trình phi tuyến là ph−ơng pháp Runghe- Kutta. Nội dung chính của ph−ơng pháp này là: Giải ph−ơng trình vi phân bậc nhất: 6 )y,t(f'y = ; với 0y)0t(y = ; (1.1) Khi cho số gia thời gian ∆t và tk = t0 + k∆t; (k = 0, 1, 2,..., n), thì các giá trị của hàm số yk+1 ở thời điểm tk+1 đ−ợc xác định theo yk ở thời điểm tk nh− sau: +=+ ky1ky )432221(6 1 yyyy ∆+∆+∆+∆ (1.2) Trong đó: ; )ky,kt(f.t1y ∆=∆ ) 2 1y ky;2 t kt(f.t2y ∆+∆+∆=∆ ; ) 2 2y ky;2 t kt(f.t3y ∆+∆+∆=∆ ; (1.3) ) 2 3y ky;2 t kt(f.t4y ∆+∆+∆=∆ ; Tr−ờng hợp một ph−ơng trình vi phân bậc cao: y(n) = f(t, y, y', ..., y(n-1)); (1.4) với y(t0) = y0; y(t0) (i) = y0 (i); (i = 1,2,...,n-1); Bằng cách đặt các hàm trung gian, ta sẽ đ−a ph−ơng trình vi phân bậc cao thành hệ n ph−ơng trình vi phân bậc nhất có dạng: 1yy =′ ; 0y)0t(y = ; 2yy1y =′′=′ ; =)0t(1y 0y′ ; - - - - - - - - - - - - - - 1ny )1n(y2ny −= −=−′ ; )2n( 0y)0t(2ny −=− ; ny ny1n'y ==− ; )1n( 0y)0t(1ny −=− ; 7 Nh− vậy thay việc giải ph−ơng trình vi phân bậc n bằng việc giải hệ các ph−ơng trình vi phân bậc nhất. Tr−ờng hợp hệ gồm m ph−ơng trình vi phân bậc n, khi đó chuyển thành hệ mìn ph−ơng trình vi phân bậc nhất với các điều kiện đầu t−ơng ứng. 1.2.2. Đối t−ợng nghiên cứu Trên cơ sở thực tế sản xuất hiện nay, máy kéo MTZ-50 trang bị khá phổ biến ở Việt Nam. Chúng ta có nhà máy cơ khí Sông Công đang chế tạo thử loại máy kéo này theo giấy phép của nhà máy Minckher. Mặt khác máy kéo đặc chủng dùng cho lâm nghiệp và vùng đồi dốc là các nhà máy của ta ch−a sản xuất đ−ợc, việc nhập các loại máy này rất đắt tiền. Để có cơ sở khoa học cho việc cho việc sử dụng máy kéo MTZ-50 trong vùng đồi dốc và trong lâm nghiệp, chúng tôi chọn máy kéo MTZ-50 làm đối t−ợng nghiên cứu. Máy kéo MTZ-50 là máy kéo vạn năng loại 1,4 tấn 4 bánh, có cầu sau chủ động do nhà máy cơ khí Minckher- Bêlarút chế tạo. Máy kéo MTZ-50 chỉ có trang bị cơ cấu khóa vi sai kiểu cơ học nên không thể tự động đóng ngắt vi sai khi mô men cản giữa các bánh xe chủ động khác nhau. Các thông số kỹ thuật của máy kéo MTZ-50 đ−ợc trình bày ở bảng 1.2 1.2.3. Mục đích và nhiệm vụ của đề tài a) Mục đích cần đạt đ−ợc của đề tài - Phân tích đ−ợc một số chỉ tiêu kỹ thuật gây ảnh h−ởng đến tính năng làm việc của máy kéo; - Xây dựng đ−ợc mô hình nghiên cứu động lực học của bộ vi sai; - Xác định đ−ợc mô men khoá vi sai; - Tính toán và thiết kế đ−ợc cơ cấu khoá vi sai tự động trên máy kéo MTZ-50; 8 - Xác định đ−ợc các thông số ban đầu của bộ vi sai cải tiến để làm việc có hiệu quả trên đồi dốc ngang; - Mô phỏng đ−ợc sự làm việc của bộ vi sai cải tiến khi máy kéo chạy thẳng, khi máy kéo làm việc trên dốc ngang. b) Nhiệm vụ của đề tài - Nghiên cứu đặc điểm chế tạo khoá vi sai máy kéo MTZ-50, các nh−ợc điểm của nó khi làm việc trên dốc ngang. Từ đó đ−a ra các ph−ơng án cải tiến để bảo đảm cho máy kéo MTZ-50 làm việc có hiệu quả trên đất dốc ngang. - Nghiên cứu xây dựng mô hình động lực học của bộ vi sai cải tiến trên máy kéo MTZ-50 khi làm việc trên dốc ngang. Đồng thời mô hình trên đ−ợc nghiên cứu kết hợp các ph−ơng án thay đổi tốc độ ở các số truyền và góc nghiêng ngang khác nhau. Từ mô hình đó tính toán các thông số động lực học của bộ vi sai cải tiến. Xác định đ−ợc tốc độ an toàn cho máy kéo trong quá trình làm việc trên dốc ngang khi lực bám giữa hai bánh xe chủ động khác nhau. Bảng 1.1: Các tính chất của bề mặt ma sát Hệ số ma sát à Nguyên liệu của các bề mặt ma sát Khô Trong dầu áp suất cho phép (KN/m2) Thép với gang Thép với thép Thép với phêrađô Gang với phêrađô Thép hoặc gang với kim loại sứ 0,15 ữ 0,18 0,15 ữ 0,20 0,25 ữ 0,35 0,2 0,40 ữ 0,55 0,03 ữ 0,07 0,07 ữ 0,15 0,09 ữ 0,12 150 ữ 300 250 ữ 400 100 ữ 250 100 ữ 250 400 ữ 600 9 Bảng 1.2 Các thông số kỹ thuật của máy kéo MTZ-50 Các thông số kỹ thuật Đơn vị Độ lớn Động cơ Loại động cơ Công suất danh nghĩa Tốc độ quay danh nghĩa Mô men xoắn cực đại Kw v/p Kgm D-50 37,2 1700 26 (260) Lực kéo móc Kg 1400 Kích th−ớc biên của máy kéo Dài Rộng Cao mm mm mm 3815 1970 2485 Chiều dài cơ sở mm 2360 Vết bánh xe máy kéo Giữa hai bánh tr−ớc Giữa hai bánh sau mm mm 1200-1800 1350-1800 Trọng l−ợng máy kéo Kg 3350 Phân bố tải trọng lên các cầu Cầu tr−ớc Cầu sau Kg Kg 1340 2010 Toạ độ trọng tâm Toạ độ dọc so với cầu sau Chiều cao trọng tâm mm mm 735 783 Bán kính bánh xe chủ động mm 730 áp suất dầu trong bộ trợ lực lái thuỷ lực hạn chế bởi van an toàn Bánh răng hành tinh Khối l−ợng (Mht) Bán kính (rht) Mô men quán tính (Jht) MPa Kg m Kgm2 0,68- 0,71 2 0,05 0,02 10 2. Cơ sở lý thuyết của đề tài 2.1. Khái quát về hệ thống truyền lực của ôtô và máy kéo bánh Hệ thống truyền lực của máy kéo bánh gồm các cơ cấu, bộ phận để truyền mô men quay từ động cơ đến các bánh xe chủ động, thay đổi mô men, số vòng quay về trị số và h−ớng. Ngoài ra nó còn truyền một phần công suất của động cơ đến các máy liên hợp. Sự cần thiết phải có hệ thống truyền lực vì do số vòng quay của trục khuỷu động cơ lớn hơn nhiều so với số vòng quay của bánh xe chủ động máy kéo ngay cả khi nó chuyển động với tốc độ cao. Mặt khác lực cản chuyển động của máy kéo thay đổi một cách liên tục trong khoảng t−ơng đối rộng do lực cản riêng của đất thay đổi dẫn đến làm thay đổi lực cản lăn của bánh xe với mặt đ−ờng. Để phù hợp với yêu cầu đó, mô men quay phải thay đổi đ−ợc khi dẫn truyền đến bánh chủ động, thắng đ−ợc lực cản của bánh xe và sử dụng tối đa công suất của động cơ với chi phí nhiên liệu nhỏ nhất. Hệ thống truyền lực còn có tác dụng làm cho máy kéo có thể dời chỗ một cách êm dịu và dừng máy lâu dài khi động cơ vẫn làm việc. Thay đổi đ−ợc tốc độ chuyển động của bánh xe chủ động phù hợp với lực kéo, ngoài ra còn thay đổi đ−ợc h−ớng chuyển động của máy kéo (tiến hoặc lùi). Hệ thống truyền lực của máy kéo MTZ – 50 gồm những bộ phận chính sau: + Bộ ly hợp dùng để nối êm dịu và cắt nhanh chóng động cơ với phần truyền lực. Ngoài ra bộ ly hợp còn bảo vệ các chi tiết phần truyền lực không bị hỏng khi thay đổi đột ngột mô men quay. Bộ ly hợp ma sát loại đĩa gồm có phần chủ động, phần bị động và cơ cấu điều khiển. 11 + Hộp số có nhiệm vụ thay đổi lực kéo và tốc độ chuyển động của máy kéo tuỳ thuộc vào điều kiện làm việc. Ngoài ra nó còn cho phép lùi và dừng máy kéo khi động vẫn đang làm việc. Hộp số cho phép tăng lực kéo khi lực cản tăng bằng cách giảm tốc độ chuyển động. Vì khi thực hiện các công việc đồng áng, lực cản chuyển động thay đổi trong những giới hạn rộng nên máy kéo càng có nhiều số truyền thì công suất động cơ càng có thể sử dụng hoàn toàn, năng suất càng cao và tiêu hao nhiên liệu càng ít hơn. Hộp số máy kéo MTZ – 50 là hộp số có 9 cấp số truyền cùng với bộ giảm tốc đảm bảo có 9 số truyền tiến và 2 số truyền lùi. + Bộ phận truyền lực trung −ơng dùng để tăng mô men quay và truyền qua cơ cấu phân chia đến các bán trục đặt d−ới một góc 900 đối vơi trục dọc của máy kéo, biến chuyển động quay dọc của động cơ thành chuyển động quay ngang của các bán trục chủ động máy kéo. + Bộ vi sai: khi máy kéo quay vòng hoặc di chuyển trên đ−ờng không bằng phẳng thì bánh chủ động bên trái và chủ động bên phải đi theo quỹ đạo khác nhau. Nếu hai bánh chủ động quay với tốc độ nh− nhau thì một bánh nào đó sẽ bị tr−ợt, làm cho lốp và các chi tiết của phần truyền lực hao mòn nhanh. Cho nên ở cầu chủ động của máy kéo bánh có trang bị bộ vi sai, có tác dụng đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau khi xe quay vòng hoặc di chuyển trên đ−ờng không bằng phẳng, hoặc có sự sai lệch về kích th−ớc lốp, đồng thời phân phối mô men quay cho các bán trục phù hợp với lực cản của mặt đ−ờng. 2.2. Khái quát về tính năng kéo bám của máy kéo bánh trên dốc ngang 2.2.1. Tính ổn định ngang tĩnh (khi máy kéo đứng yên) [20] Tính ổn định ngang khi máy kéo dứng yên còn đ−ợc gọi là tính ổn định ngang tĩnh học. Nó đ−ợc đặc tr−ng bởi góc nghiêng lớn nhất của mặt đ−ờng 12 mà máy kéo có thể đứng yên trên đó. Góc nghiêng đó còn đ−ợc gọi là góc nghiêng giới hạn ổn định ngang tĩnh học. Sự mất ổn định ngang có thể do bị lật nghiêng hoặc tr−ợt ngang và ta có các góc ổn định t−ơng ứng: góc nghiêng giới hạn ổn định ngang theo điều kiện lật đổ βt và góc nghiêng giới hạn ổn định ngang theo điều kiện tr−ợt ngang βϕ. Các góc nghiêng giới hạn βt và βϕ chủ yếu phụ thuộc vào vị trí trọng tâm và phụ thuộc vào loại và sự bố trí hệ thống di động. Chúng ta xem xét cho một số tr−ờng hợp cụ thể th−ờng gặp. + Xét tr−ờng hợp trọng tâm máy kéo nằm trên mặt phẳng đối xứng dọc và vết các bánh sau trùng với các bánh tr−ớc. Sơ đồ lực tác dụng lên máy kéo đ−ợc trình bày trên hình 2.1a. Z2 Z1 Y2 βt h O2 Gcosβt G O1 B/2 O e Y1 Gsinβt Z1 Z2 O Y2 βt h B/2 O2 Gsinβt O1 Y1 G Gcosβt C (a) (b) Hình 2.1 Sơ đồ lực tác dụng lên máy kéo khi đứng yên trên mặt phẳng nghiêng Trong tr−ờng hợp này nếu máy kéo bị lật sẽ là đ−ờng thẳng đi qua điểm O1 và song song với mặt phẳng dọc của máy kéo. Dấu hiệu cho biết máy bị lật đổ là phản lực pháp tuyến trên các bánh xe phía trên bị triệt tiêu Z2 = 0 hsinG 2 BcosG tt ββ = (2.1) 13 Từ đó rút ra: tgβt = h2 B (2.2) Trong đó: B: Bề rộng cơ sở của máy kéo; h: Chiều cao của trọng tâm máy kéo; βt: Góc nghiêng giới hạn ổn định ngang chống lật. Xét sự cân bằng lực theo ph−ơng song song với mặt đ−ờng ta sẽ nhận đ−ợc: Gsinβ = Y1 + Y2 Trong đó: Y1, Y2 - các phản lực ngang trên các bánh xe phía d−ới và các bánh xe phía trên dốc. Giá trị cực đại của các phản lực tiếp tuyến phụ thuộc vào điều kiện bám và các phản lực pháp tuyến Z1 và Z2. Nếu chấp nhận hệ số bám của các bánh xe phía d−ới và phía trên dốc là bằng nhau ϕ1 = ϕ2 = ϕ thì các góc nghiêng giới hạn βϕ có thể đ−ợc xác định từ ph−ơng trình cân bằng lực: ϕβϕϕβ cosG.max2Ymax1YsinG =+− (2.3) và sẽ nhận đ−ợc: tgβϕ = ϕ Nếu trọng tâm máy của kéo dịch khỏi mặt phẳng đối xứng dọc một đoạn e nào đó (hình 2.1b) thì các góc nghiêng giới hạn theo điều kiện lật đổ sẽ bị thay đổi tuỳ thuộc vào chiều chuyển động của máy kéo. Việc xác định các góc nghiêng giới hạn βt và βϕ cũng t−ơng tự nh− đã trình bày ở trên, cụ thể là: h eB5,0 ttg ±=β (2.4) ϕϕβ =tg (2.5) Trong công thức (2.4) lấy dấu (+) hoặc (-) là tuỳ thuộc vào trọng tâm dịch chuyển gần về các bánh phía trên hoặc phía d−ới chân dốc. 14 2.2.2. Tính ổn định ngang của máy kéo khi chuyển động trên địa hình không bằng phẳng Khi chuyển động trên địa hình không bằng phẳng có thể rơi vào tr−ờng hợp các bánh bên phải hoặc các bánh bên trái rơi đột ngột xuống rãnh, hoặc ch−ớng ngại vật. Trong tr−ờng hợp nh− vậy sẽ sinh ra tải trọng động và máy kéo có thể bị lật nghiêng ngay cả khi độ nghiêng của máy kéo không lớn lắm.Trên hình 2.2 là sơ đồ máy kéo khi bị nghiêng đột ngột Rd h1= h2 G hd h B Rd Rd O1 βdO C1 βt C2 O2 Hình 2.2: Sơ đồ máy kéo khi một bánh rơi đột ngột xuống rãnh Trong tr−ờng hợp này quá trình m ành hai giai đoạn. Giai đoạn thứ nhất máy k khi bánh bên phải tiếp xúc với rãnh. Trọng t cung CC1 và hạ thấp xuống một đoạn là h đoạn thứ hai, đó là trọng tâm của máy k theo cung C1C2 vì lúc đó máy kéo sẽ quay Trong giai đoạn thứ nhất máy kéo thứ hai sẽ tiêu hao động năng đã tích luỹ một đoạn là h2. Nếu khi va đập không c giai đoạn thứ hai trọng tâm máy kéo ph năng hoàn toàn biến thành thế năng: Gh1 = Gh2 hoặc 15áy kéo bị lật ngang có thể chia th éo quay quanh điểm O cho đến âm C của máy kéo chuyển động theo 1. Sau đó sẽ bắt đầu chuyển sang giai éo sẽ đ−ợc nâng lên và chuyển động quanh điểm O2. sẽ tích luỹ động năng và ở giai đoạn đ−ợc để nâng trọng tâm máy kéo lên ó sự tiêu hao năng l−ợng thì kết thúc ải nâng lên đến điểm C2, tức là động h1 = h2 Nếu động năng đủ lớn để nâng trọng tâm của máy kéo từ C1 đến C2 thì máy kéo sẽ bị lật đổ hoàn toàn, trong giai đoạn tiếp theo máy kéo sẽ tự quay quanh điểm O2 do trọng l−ợng bản thân nó tự kéo xuống. Ng−ợc lại nếu động năng tích luỹ ở giai đoạn thứ nhất không đủ nâng trọng tâm từ điểm C1 đến C2 thì sau khi động năng biến thành thế năng trọng tâm máy kéo lại quay trở lại điểm C1 và sẽ không xảy ra hiện t−ợng lật đổ hoàn toàn mà chỉ nghiêng đi một góc βt. Dựa vào sơ đồ (hình 2.2) và điều kiện để máy kéo lật nghiêng hoàn toàn (h1= h2) ta có thể xác định đ−ợc độ sâu của rãnh hd: hdRdh −= (2.6) Mặt khác ta có: tsin2 B dR β= (2.7) Nếu rút h từ ph−ơng trình (2.2) và kết hợp sử dụng công thức (2.6) ta sẽ nhận đ−ợc: 2 tg 2 B) tg 1 sin 1( 2 Bh t tt d β ββ =−= (2.8) Tính ổn định ngang của máy kéo khi bị rơi đột ngột một bên xuống rãnh sẽ đ−ợc đánh giá bởi góc nghiêng βt. Dựa vào sơ đồ ta sẽ xác định đ−ợc góc nghiêng giới hạn động ổn định ngang: 22 1sin tdd tgB h ββ == (2.9) 2.2.3. Tính ổn định ngang khi quay vòng Khi máy kéo quay vòng sẽ xuất hiện lực quán tính ly tâm gây ảnh h−ởng đến tính ổn định ngang [6]. Khi quay vòng sẽ xuất hiện lực ly tâm (hình 2.3): 2LtLt Rg GP ω= (2.10) 16 Trong đó: G: Trọng l−ợng máy kéo g: Gia tốc trọng tr−ờng RLt: Khoảng cách từ trọng tâm đến tâm quay vòng ω: Vận tốc quay vòng; R v=ω v: Vận tốc tịnh tiến trung bình (vận tốc của điểm O0) khi quay vòng. O0 c v B γ ω L O Rlt R PLY PLXPLt PLYcosβ Gsinβ Z1 Z2 O Y2 β h B/2 O2 O1 Y1 G Gcosβ C 1 PLYsinβ a) b) Hình 2.3: Sơ đồ xác định góc nghiêng giới hạn máy kéo quay vòng lên dốc a- Sơ đồ lực tác dụng lên máy kéo khi quay vòng lên dốc; b-Sơ đồ quay vòng Ta phân tích lực ly tâm thành hai thành phần: thành phần dọc theo máy kéo PLtX và thành phần vuông góc với trục dọc của máy kéo PLtY sẽ gây ảnh h−ởng đến tính năng ổn định ngang và giá trị của nó có thể tính theo biểu thức: R 2v g G LtR R 2R 2v LtRg GcosLtPLtYP === γ (2.11) Tr−ờng hợp nguy hiểm nhất là khi máy kéo quay vòng trên một mặt phẳng nghiêng với tâm quay vòng ở phía trên dốc (hình 2.3a). 17 Để đảm bảo cho máy kéo không bị lật, tốc độ chuyển động khi quay vòng phải nhỏ hơn một giá trị giới hạn nào đó vlim. Khi bị lật phản lực pháp tuyến Z2 = 0 và từ điều kiện cân bằng mô men lấy với trục đi qua O1 ta sẽ nhận đ−ợc: h).sinGcosLtYP(2 B)sinLtYPcosG( ββββ +=− (2.12) hoặc: ββββ sinGcos gR v.G h2 B)sin gR v.GcosG( 2 lim 2 lim +=− (2.13) Từ đó rút ra: )t(tg.gR ttg.tg1 tgttggRlimv ββββ ββ −=− − = (2.14) Trong đó: R: Bán kính quay vòng tβ : Góc dốc giới hạn tĩnh: h B5,0tg t =β ; g: Gia tốc trọng tr−ờng Khi quay vòng trên đ−ờng bằng ( 0=β ) vận tốc giới hạn sẽ là: ttg.gRlimv β= (2.15) Tính ổn định ngang khi quay vòng có thể còn bị phá huỷ do bị tr−ợt ngang. Khi quay vòng trên mặt phẳng nghiêng các phản lực ngang Y1, Y2 sẽ chống lại sự tr−ợt ngang. Các giá trị cực đại của chúng chính là các lực bám ngang của bánh xe. Từ điều kiện cân bằng lực theo ph−ơng ngang ta sẽ nhận đ−ợc: )2Z1Z(y2Y1YsinGcosLtYP +=+=+ ϕϕϕββ (2.16) hoặc: )sin gR 2v.GcosG(y2Y1YsinGcosgR 2v.G ββϕϕϕββ −=+=+ (2.17) 18 Từ đó xác định đ−ợc vận tốc giới hạn theo điều kiện bám ngang là: βϕ βϕ tgy1 tgygRlimv + − = (2.18) Trong đó: Y1ϕ, Y2ϕ: Các lực bám ngang của các bánh xe phía d−ới và phía trên; ϕy: Hệ số bám ngang của bánh xe. Khi quay vòng trên mặt phẳng ngang β = 0 ta sẽ nhận đ−ợc vận tốc lớn nhất cho phép đảm bảo không bị tr−ợt ngang. ygRlimv ϕϕ = Qua hình 2.3 và các công thức trên cho thấy rằng, khi máy kéo quay vòng theo chiều lên dốc, các góc nghiêng giới hạn nhỏ hơn so với khi đứng yên: βd< βtt và βdϕ < βϕ. Trong tr−ờng hợp quay vòng theo chiều xuống dốc, thành phần lực ly tâm PLtY sẽ ng−ợc chiều với thành phần trọng l−ợng Gsinβ. Do đó lực ly tâm sẽ làm tăng thêm tính ổn định ngang của máy kéo và các góc nghiêng giới hạn ổn định động sẽ lớn hơn các góc nghiêng giới hạn ổn định tĩnh. 2.3. Động học, động lực học của cơ cấu vi sai 2.3.1. Động học cơ cấu vi sai Sơ đồ động học và động lực học của cơ cấu vi sai đ−ợc trình bày trên hình 2.4.Vỏ vi sai 2 gắn liền với bánh răng vành chậu 5 của truyền lực chính nên 2 luôn quay cùng tốc độ với 5. Trong vỏ 2 có các bánh răng hành tinh 1, số l−ợng các bánh răng hành tinh phụ thuộc vào đại l−ợng mô men xoắn cần truyền. 19 1 3 6 ωphωtr 2 5 4 1: Bánh răng hành tinh; 2: Vỏ vi sai; 3, 4: Bán trục; 5: Bán răng vành chậu; 6: Bánh răng bán trục. Hình 2.4: Sơ đồ động học cơ cấu vi sai Trong hộp vi sai của ôtô - máy kéo bánh bơm thì có 2 hoặc 4 bánh răng hành tinh, các bánh răng hành tinh này luôn quay tự đo trên trục của chúng và luôn ăn khớp với bánh răng bán trục 6, đồng thời bánh răng hành tinh có thể quay cùng với vỏ vi sai 2 trong mặt phẳng thẳng đứng, các bán trục quay làm cho các bánh xe quay. Vi sai là cơ cấu 2 bậc tự do, khi ôtô và máy kéo bánh bơm chuyển động thẳng thì lực cản ở hai bánh chủ động bằng nhau và bán kính lăn của hai bánh cũng bằng nhau nên các bánh răng bán trục có cùng tốc độ quay với vỏ hộp vi sai. Lúc này các bánh răng hành tinh không quay xung quanh trục của nó mà chỉ có tác dụng nh− một cái nêm nối cứng vỏ vi sai với các bánh răng bán trục và quay cùng tốc độ với vỏ hộp vi sai. Khi máy kéo quay vòng hoặc di chuyển đ−ờng không bằng phẳng, bánh xe gần tâm vòng chịu lực cản lớn hơn bắt dầu quay chậm hơn. Cho nên bánh răng bán trục liên kết với nó sẽ gây lực cản tăng lên cho các bánh răng hành tinh. Các bánh răng hành tinh bắt đầu lăn trên bánh răng bán trục và quay quanh trục của nó, làm tăng thêm tốc độ cho bánh răng bán trục bánh xe phía ngoài (chịu lực cản nhỏ) liên kết với bán trục này cũng bắt đầu quay nhanh hơn. Theo tính chất của cơ cấu vi sai đơn tỷ số truyền giữa hai bán trục sẽ là: 20 1 2k k1 =− − ωω ωω (2.19) hoặc: ω1 + ω2 = 2ωk (2.20) Tỷ số truyền giữa các bán trục và bánh răng hành tinh: - Đối với bán trục quay nhanh: c k1 ω ωω − r cr= (2.21) - Đối với bán trục quay chậm: c 2k ω ωω − r cr= (2.22) Trong đó: ω1, ω2: Tốc độ góc của bán trục bên trái và bên phải; ωk, ωc: Tốc độ góc của vỏ hộp vi sai (khâu dẫn) và bánh răng hành tinh; r, rc: Bán kính của bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh. Từ các ph−ơng trình trên ta rút ra: r cr ck1 ωωω += (2.23) r cr ck2 ωωω −= Từ các ph−ơng trình (2.20) và (2.23) ta có thể suy ra rằng: khi máy kéo chuyển động thẳng ω1 = ω2 = ωk và ωc = 0, nghĩa là hai bán trục và vỏ hộp vi sai quay cùng tốc độ với nhau, còn các bánh răng hành tinh không quay xung quanh trục của nó (không có chuyển động t−ơng đối). Khi bánh răng hành tinh có chuyển động quay quanh mình nó (ωc ≠ 0) thì các bán trục sẽ đ−ợc quay với tốc độ khác nhau, một bán trục đ−ợc quay nhanh hơn và bán trục kia sẽ quay chậm hơn so với tốc độ quay của vỏ hộp vi sai. Tốc độ quay của bán 21 trục quay nhanh đ−ợc tăng lên bao nhiêu thì tốc độ quay của bán trục quay chậm sẽ giảm xuống bấy nhiêu, xem công thức (2.23). 2.3.2. Động lực học cơ cấu vi sai [20] Khi có chuyển động t−ơng đối giữa các bán trục, trong hộp vi sai sẽ xuất hiện mô men ma sát MT. Một phần mô men ma sát MT đ−ợc sinh ra do sự quay t−ơng đối giữa bán trục chạy nhanh với vỏ hộp vi sai với vận tốc (ω1- ωk), phần còn lại đ−ợc sinh ra do sự quay t−ơng đối giữa bán trục chạy chậm với vỏ hộp vi sai với vận tốc (ωk- ω2). Công suất chi phí để thắng lực nội ma sát trong cơ cấu vi sai là: )k1(2 TM ωω − TM)2k(2 TM =−+ ωω 2 21 ωω − (2.24) Từ đó thiết lập ph−ơng trình cân bằng công suất trên cơ cấu vi sai: 2 21 TM2.2M1.1Mk.kM ωωωωω −++= (2.25) Nếu bỏ qua lực ma sát trong các gối đỡ (thực tế lực này không đáng kể) thì ph−ơng trình cân bằng mô men trên cơ cấu vi sai đơn là: Mk = M1 + M2 Kết hợp hai ph−ơng trình trên ta rút ra: 2 kM 1M = =− 2 TM )k1( 2 kM δ− (2.26) )k1( 2 kM 2 TM 2 kM 2M δ+=+= (2.27) Trong đó: kδ - là hệ số khoá vi sai, kM TMk =δ (2.28) 22 Qua các công thức trên cho thấy sự phân bố mô men quay trên các bán trục phụ thuộc vào mô men ma sát trong cơ cấu vi sai. Do đó khi xe quay vòng hoặc di chuyển trên đ−ờng không bằng phẳng, mô men chủ động trên các bánh xe chạy nhanh sẽ đ−ợc giảm xuống ng−ợc lại trên bánh xe chạy chậm sẽ đ−ợc tăng lên với cùng một giá trị 2 TM . Đối với loại cơ cấu vi sai đơn, mô men ma sát th−ờng nhỏ và ảnh h−ởng không đáng kể tới sự phân bố mô men quay trên các bánh xe chủ động, do đó có thể bỏ qua. Khi đó sự phân bố mô men quay trên các bánh xe sẽ theo quan hệ: 2 kM 2M1M == (2.29) Nh− vậy, thực tế cơ cấu vi sai đơn phân phối mô men quay đến các bánh xe chủ động coi nh− là đều nhau, không phụ thuộc vào điều kiện chuyển động của xe. Tính chất này ảnh h−ởng xấu đến tính năng kéo bám của máy kéo khi điều kiện bám của các bánh xe không nh− nhau. Nếu một bánh xe chủ động không đủ bám thì lực chủ động do nó tạo ra sẽ đạt tới lực bám P’φ. Do mô men chủ động của hai bánh luôn bằng nhau (M1 = M2) nên không phát huy hết đ−ợc khả năng bám của cả hai bánh chủ động, lực chủ động của xe chỉ bằng 2 lần lực bám của bánh xe không đủ bám Pkmax = 2P’φ. Hiện t−ợng này th−ờng x._.ảy ra đối với máy kéo khi làm việc trên đất có độ ẩm không đồng đều, khi máy kéo đi cày (một bánh đi trên mặt đồng còn bánh kia đi ở rãnh đã cày), hoặc phổ biến nhất là khi máy kéo làm việc trên mặt dốc ngang khi đó Zph ≠ Ztr. Để khắc phục nh−ợc điểm trên, các máy kéo nông nghiệp th−ờng đ−ợc trang bị cơ cấu khoá vi sai. Tuy nhiên khi vi sai bị khoá sẽ rất khó lái nên chỉ sử dụng nó khi một bánh bị tr−ợt hoàn toàn, ví dụ khi cần v−ợt khỏi chỗ bị sa lầy một bánh hoặc để giữ cho máy kéo chuyển động thẳng khi chuyển động 23 trên dốc ngang trong một khoảng thời gian ngắn. Hiện t−ợng này cũng xảy ra ở các máy kéo 2 cầu chủ động. ở một số máy kéo đ−ợc trang bị cơ cấu khoá vi sai tự động, nó sẽ tự động khoá vi sai lại khi máy kéo chạy thẳng và tự động mở ra khi các bánh dẫn h−ớng đ−ợc quay đi một góc nào đó. Nhờ đó sẽ nâng cao đ−ợc tính năng kéo bám của máy kéo khi làm việc trên đồng ruộng không bằng phẳng hoặc trên mặt dốc ngang. 2.4. ảnh h−ởng của cơ cấu vi sai đến tính năng kéo bám và mô men cản quay vòng của máy kéo trên dốc 2.4.1. ảnh h−ởng của cơ cấu vi sai đến tính năng kéo bám -Trong ôtô - máy kéo, mô men của động cơ truyền đến các bánh xe chủ động tạo ra lực kéo tiếp tuyến đảm bảo cho ôtô - máy kéo chuyển động. + Lực kéo tiếp tuyến theo khả năng của động cơ: kr m.ti.eM kP η = ; (2.30) Trong đó: Me: Mô men của động cơ; it: Tỷ số truyền của máy kéo; ηm: Hiệu suất truyền lực; rk: Bán kính bánh xe chủ động. + Lực kéo tiếp tuyến theo khả năng bám ta có: ; (2.31) )trkZ ph kZ(PkP +== ϕϕ Trong đó: ϕ: Hệ số bám của bánh xe với mặt đ−ờng; : Phản lực pháp tuyến của bánh xe bên phải và bên trái. tr kZ, ph kZ 24 Trong điều kiện làm việc ở dốc ngang Pk th−ờng xác định theo khả năng bám vì nó làm việc ở các số truyền thấp, còn khả năng bám phụ thuộc vào hệ số bám ϕ và trọng l−ợng bám. Sự bám giữa các bánh xe chủ động với mặt đ−ờng xác định tính chất kéo tới hạn của ôtô - máy kéo. Lực kéo tới hạn theo lực bám với mặt đ−ờng thay đổi rõ rệt khi trong hệ thống truyền lực có vi sai và không có vi sai. Trong các ph−ơng trình (2.26) và (2.27) nếu ta có mô men ma sát trong vi sai MT = Mk thì ta sẽ có ngay M1 = 0 và M2 = Mk nghĩa là cơ cấu vi sai đ−ợc hãm hoàn toàn. a) Hệ số khoá vi sai Kδ kM TM 2M1M 2M1MK =+ − =δ (2.32) Khi không có ma sát trong vi sai MT = 0 thì Kδ = 0, trong tr−ờng hợp này lực kéo tới hạn theo điều kiện bám không tr−ợt của ôtô - máy kéo chỉ đạt đ−ợc khi hệ số ϕ d−ới tất cả các bánh xe chủ động là nh− nhau. Khi vi sai đ−ợc hãm hoàn toàn MT = Mk thì theo công thức (2.32) hệ số gài vi sai Kδ = 1. Tuy nhiên để sử dụng hoàn toàn lực bám của các bánh xe chủ động với đất ngay cả khi hệ số bám ϕ d−ới từng bánh xe rất khác nhau không cần thiết phải khoá vi sai hoàn toàn với Kδ = 1. Trong nhiều tr−ờng hợp, một trong hai bánh xe bị tr−ợt quay (hệ số bám của hai bánh xe với mặt đ−ờng là khác nhau) ôtô và máy kéo không chuyển động đ−ợc. Trong một tr−ờng hợp đặc biệt, nếu có một bánh xe ở vị trí mặt đ−ờng có hệ số bám ϕmax và một bánh xe ở vị trí mặt đ−ờng có hệ số bám ϕmin. 25 Tr−ờng hợp này gọi Z2 là phản lực lên một bánh xe ở cầu sau và rbx là bán kính làm việc của bánh xe ta sẽ có: M2 = 0,5Z2ϕmaxrbx (2.33) M1 = 0,5Z2ϕminrbx Khi ϕmax = 0,8 và ϕmin = 0,1 thay vào công thức (2.32) ta có: 78,0 1,08,0 1,08,0 )minmax(bxr2Z5,0 )minmax(bxr2Z5,0K ≈+ −=+ −= ϕϕ ϕϕ δ (2.34) Với giá trị Kδ lớn hơn nữa không làm cho tính chất kéo bám của ôtô- máy kéo tốt hơn. Thông th−ờng vì các giá trị ϕmax và ϕmin không khác nhau nhiều nên Kδ = 0,3 ữ 0,7. Cần chú ý là Kδ lớn sẽ khó lái, lốp sẽ mòn nhanh và trên các đ−ờng trơn có thể làm cho ôtô- máy kéo bị tr−ợt ngang. b) Hệ số gài vi sai K’δ Hệ số gài K’δ là tỷ số giữa mô men của bánh xe quay chậm với mô men của bánh xe quay nhanh: 1M 2MK =′δ (2.35) Theo định nghĩa về K’δ nh− trên thì quan hệ giữa K’δ và Kδ nh− sau: δ δδ K1 K1 K − + =′ (2.36) Nh− vậy khi Kδ thay đổi từ 0 đến 1 thì K’δ thay đổi từ 1 đến ∞. 2.4.2. ảnh h−ởng của truyền động vi sai đến mô men cản quay vòng Ta xem xét hai tr−ờng hợp quay vòng khi khoá vi sai và không khoá vi sai: 26 Khi quay vòng với vi sai không bị khoá, các bánh chủ động có thể xoay t−ơng đối xung quanh trục đứng của nó (hình 2.5a) và mô men cản quay vòng do các bánh xe chủ động gây ra có thể đ−ợc xác định theo công thức: 4 bkG. pkM à = (2.37) Trong đó: à: Hệ số cản quay vòng của mô men chủ động; Gk: Tải trọng pháp tuyến trên cầu chủ động; b: Bề rộng của lốp. a) b) b2 kG.à b ω ω O O b2 kG.à B B Hình 2.5: Sơ đồ các lực cản quay vòng lên các bánh xe chủ động a - Không khoá vi sai; b - Khoá vi sai Khi quay vòng với vi sai bị khoá, các bánh xe chủ động đ−ợc liên kết cứng với nhau và quay cùng tốc độ nh−ng lại chuyển động với quãng đ−ờng khác nhau do đó độ tr−ợt của chúng sẽ khác nhau, bánh xe bên ngoài so với tâm quay vòng sẽ bị tr−ợt lết, còn bánh xe bên trong sẽ bị tr−ợt lăn. Mặt khác do các bán trục bị nối cứng nên các bánh chủ động không còn khả năng chuyển động quay xung quanh trục đứng của nó. Chúng sẽ cùng chuyển động quay t−ơng đối quanh trục đứng đi qua điểm giữa cầu sau O (hình 2.5b). Trong tr−ờng hợp này mô men cản quay vòng do các bánh xe chủ động gây ra sẽ xác định theo công thức: 27 2 BkG. 2 Bb b2 kG.2pkM àà ==′ (2.38) Từ công thức (2.37) và (2.38) ta thấy rằng, mô men cản quay vòng do các bánh xe chủ động gây ra khi vi sai khoá sẽ lớn hơn đáng kể so với không khoá vi sai. Thông th−ờng ở các máy kéo B = (4 ữ 6)b và theo các công thức trên mô men cản quay vòng khi khoá vi sai M’pk = (8 ữ 12)Mpk. Nh− vậy rõ ràng việc khoá vi sai sẽ gây khó khăn cho việc lái máy, tăng mài mòn lốp, tăng tải trọng cho các chi tiết trong hệ thống truyền lực và hệ thống di động. Vì thế việc sử dụng khoá vi sai khi quay vòng là không cho phép. Đối với các máy kéo dùng cơ cấu khoá vi sai tự động có hệ số khoá vi sai Kδ lớn hơn loại vi sai thông th−ờng và nâng cao khả năng kéo bám khi truyền động thẳng đó là −u điểm. Nh−ng khi quay vòng nó sẽ xuất hiện những ảnh h−ởng xấu nh− đã nêu ở trên cho tr−ờng hợp quay vòng với vi sai bị khoá. Hệ số khoá vi sai Kδ càng lớn thì ảnh h−ởng xấu đến khả năng quay vòng. Do vậy ở loại khoá vi sai tự động không đ−ợc chọn hệ số Kδ lớn hơn 0,5. 2.5. Cấu tạo một số loại vi sai dùng trên ôtô-máy kéo bánh 2.5.1. Vi sai đối xứng [17] 1: Bánh răng hành tinh; 2: Trục chữ thập; 3: Bánh răng bán trục; 4: Vỏ vi sai; 5: Bánh răng vành chậu. Hình 2.6: Cấu tạo bộ vi sai đối xứng Thuộc loại vi sai có ma sát trong bé, trong ôtô - máy kéo th−ờng.Vỏ bộ vi sai lắp chặt với bánh răng vành chậu hoặc bánh răng trung gian lớn (đối với 28 cầu kép) bằng đinh tán hay bu lông. Trục chữ thập đặt cố định trong vỏ bộ vi sai, các đầu trục chữ thập lắp tự do với bốn bánh răng hành tinh. Các bánh răng hành tinh luôn luôn quay cùng với vỏ vi sai và ăn khớp với hai bánh răng bán trục, phía trong của bán trục có rãnh then hoa để lắp với bán trục. ở một số xe, hộp vi sai có hai cặp bánh răng hành tinh lắp trên một trục thẳng. Nguyên lý làm việc của hộp vi sai đ−ợc thể hiện trên hình 2.7. 1: Bánh răng vành chậu; 2: Bán trục; 3: Bánh răng hành tinh. Hình 2.7: Sơ đồ nguyên lý hoạt động của vi sai a. Khi xe chạy trên đ−ờng thẳng; b. Khi xe chạy trên đ−ờng vòng 2.5.2 Vi sai cam Có nhiều loại khác nhau, loại cam đặt h−ớng kính, loại cam đặt h−ớng trục. Trên hình (2.8) sơ đồ loại vi sai cam mà các con chạy 2 đặt theo h−ớng kính nằm giữa các vành dạng cam 3 và 4 của bán trục, các con chạy 2 đ−ợc đặt vào vòng ngăn cách ở giữa, vòng này gắn với vỏ vi sai 3 và là phần chủ động. Vòng ngăn cách tác dụng vào con chạy 2 một lực P và ép con chạy vào vòng cam ngoài lực P'1 và vào vành cam trong lực P'2. Khi cả hai bánh xe chủ động chịu lực cản nh− nhau (P1Rn = P2Rt) thì vận tốc góc của vòng giữa các vành cam bằng nhau. 29 a: Vi sai cam h−ớng kính 1: Vỏ hộp vi sai; 2: Con chạy; 3,4: Bán trục; b, c: Lực tác dụng lên con chạy d: Vi sai cam h−ớng trục 1: Vỏ vi sai; 2: Con chạy; 3,4: Vành cam. Hình2.8: Sơ đồ vi sai cam loại một dãy Các lực P1 và P2 là hai lực vòng tác dụng lên theo chiều tiếp tuyến. Nếu một trong các bánh xe chủ động (ví dụ bánh nối liền với vành cam trong) có xu h−ớng tăng vận tốc, các chi tiết của vi sai bắt đầu dịch chuyển t−ơng đối với nhau nên các mặt bên của vánh cam sinh ra lực ma sát h−ớng về các phía khác nhau đối với vành cam quay nhanh và vành cam quay chậm. Lúc đó lực vòng P2 sẽ bé đi và tổng hợp lực P phải dịch chuyển về phía lực P1để đảm bảo điều kiện cân bằng, nghĩa là điểm đặt lực P dịch chuyển về phía vành cam quay chậm. Trên vành cam quay chậm lực ma sát cộng với lực vòng chủ động P1 làm tăng mô men trên bánh xe. Sơ đồ loại vi sai cam đặt h−ớng trục (hình 2.8a): các con chạy 2 đ−ợc đặt trong vòng 5, vòng này đ−ợc gắn liền với vỏ 1 của hộp vi sai. Số mặt lồi lõm của các vành cam 3 và 4 sinh ra mô men khi vi sai làm việc nên vi sai chóng mòn. Bộ vi sai cam ma sát cao (hình 2.9) gồm có vòng cách 6 nối cứng với bánh răng bị dẫn của truyền động chính. Trong lỗ của vòng cách có lắp lỏng các con tr−ợt 2 xếp thành hai hàng. Đầu các con tr−ợt tì vào các vòng trong 3 30 và ngoài 4. Bề mặt của các vòng này tiếp xúc với các con tr−ợt có các vấu cam. 1: Nắp bên trái của hộp vi sai; 2: Con tr−ợt; 3: Vòng trong; 4: Vòng ngoài; 5: Nắp bên phải của hộp vi sai; 6: Vòng cách. Hình 2.9: Sơ đồ vi sai cam ma sát cao Bên ngoài bộ vi sai có nắp trái 1 và nắp phải 5 đậy lại. Các nửa trục đi qua lỗ giữa nắp; một nửa trục nối liền bằng then với vòng trong, còn nửa trục kia nối liền với vòng ngoài. Khi bán răng bị dẫn của truyền động chính quay cùng với vòng cách, các con tr−ợt tác dụng một lực đồng đều lên các cam của cả hai vòng và lôi cuốn chúng quay theo. Nếu một bánh xe nào đó gặp lực cản lớn hơn thì vòng nối liền với nó quay chậm hơn vòng cách; các con tr−ợt tác động một áp lực lớn lên vòng kia làm nó quay với tốc độ nhanh hơn. 4 2 2.5.3. Vi sai kiểu trục vít 1, 5: Bánh răng bán trục; 2,4: Bánh răng hành tinh; 3: Bánh vít hành tinh phụ; 6: Vỏ vi sai. Hình 2.10: Sơ đồ vi sai kiểu trục vít 31 Trong vỏ 6 của vi sai gồm 3 phần: các bánh răng bán trục 1 và 5 ăn phớp với các bánh răng hành tinh 2 và 4. Các bánh răng hành tinh gắn với nhau nhờ các bánh vít hành tinh phụ 3 quay quanh các trục gắn trong hộp 6. Các góc nghiêng β của đ−ờng xoắn trục đ−ợc chọn thế nào để vi sai có khả năng hãm cần thiết nh−ng không có hiện t−ợng tự hãm. Muốn thế góc nghiêng của đ−ờng xoắn phải lớn hơn góc ma sát rất nhiều. Vi sai loại trục vít làm việc êm dịu và lâu mòn. Về kết cấu có phức tạp và giá thành đắt hơn loại vi sai cam. Hệ số ma sát trong vi sai trục phụ thuộc vào vật liệu làm trục vít và điều kiện bôi trơn thay đổi trong giới hạn à = 0,08 ữ 0,15. Trục vít th−ờng đ−ợc chế tạo bằng thép hợp kim còn bánh răng vít đ−ợc chế tạo bằng đồng hoặc thép. 32 3. cải tiến cơ cấu khoá vi sai của máy kéo MTZ – 50 3.1. Một số kiểu khoá vi sai trên ôtô - máy kéo 3.1.1. Khoá vi sai của máy kéo MTZ – 50 Đối với cơ cấu vi sai đơn, mô men ma sát th−ờng nhỏ và ảnh h−ởng không đáng kể đến sự phân bố mô men quay trên các bánh xe chủ động, do đó có thể bỏ qua. Khi đó sự phân bố mô men quay trên các bánh xe sẽ theo quan hệ sau: 2 kM 2M1M == (3.1) Nh− vậy thực tế cơ cấu vi sai đơn phân bố mô men quay đến các bánh xe chủ động xem nh− là đều nhau, không phụ thuộc vào điều kiện bám. Tính chất này gây ảnh h−ởng xấu đến tính năng kéo bám của ôtô - máy kéo khi điều kiện bám của các bánh xe khác nhau. Trong tr−ờng hợp máy kéo làm việc trên đất mềm có độ ẩm cao hoặc trên đồng ruộng không bằng phẳng. Nếu một bánh xe chủ động không đủ bám (hệ số bám ϕ rất nhỏ) thì lực chủ động do bánh xe đó tạo ra sẽ đạt đến lực bám P′ϕ. Theo tính chất của vi sai khi đó lực chủ động của xe chỉ bằng hai lần lực bám của bánh xe không đủ bám đó: kG.2P2maxkP ϕϕ =′= (3.2) Trong đó: Gk: Tải trọng pháp tuyến của bánh xe thiếu bám; ϕ: Hệ số bám của bánh xe với mặt đ−ờng. Do mô men chủ động của hai bánh luôn bằng nhau nên: )K1(krkG2M1M δϕ +== (3.3) 33 Bộ vi sai này có hệ số khoá vi sai nhỏ Kδ = 0,03 ữ 0,07 đây là một nh−ợc điểm cơ bản của hộp vi sai bánh răng nón thông th−ờng. Chính vì vậy, mô men chủ động trong tr−ờng hợp này sẽ rất nhỏ và máy kéo sẽ không phát huy hết khả năng bám của cả hai bánh chủ động. Khi một bánh xe chủ động rơi vào vùng lầy làm cho máy kéo không chuyển động đ−ợc vì khi đó hệ số bám ϕ của bánh đó nhỏ nên mô men chủ động Mk nhỏ. Khi một bánh thiếu bám thì mô men chủ động ở bánh bên kia cũng chỉ lớn một l−ợng nhỏ nào đó nên xe không thể v−ợt qua sự mất bám đó. Để khắc phục nh−ợc điểm này, trên máy kéo MTZ – 50 sử dụng cơ cấu khoá vi sai kiểu cơ học nh− hình 3.1. 1 4 5 3 2 1: Truyền lực chính; 2: Hộp vi sai; 3: Truyền lực cuối cùng; 4, 5: Khớp cam. Hình3.1: Sơ đồ khoá vi sai kiểu cơ học trên máy kéo MTZ – 50 * Cấu tạo: Khoá vi sai kiểu cơ học trên máy kéo MTZ- 50 gồm hai cam vấu 4 và 5 đặt trên nửa trục bánh xe chủ động. Khớp cam di động đ−ợc nối với cơ cấu điều khiển khoá vi sai. * Hoạt động: Khi máy kéo bị mất bám, bánh xe chủ động không thể v−ợt qua sự mất bám đó. Lúc này ng−ời vận hành máy kéo tác động lên bàn đạp làm cho các khớp cam tiến lại gần nhau, hai nửa trục đ−ợc nối cứng lại làm các bánh xe chủ động quay cùng tốc độ, máy kéo chuyển dịch đ−ợc nhờ bánh xe nằm trên phần đất khô. Nếu nhả bàn đạp thì khớp di động d−ới tác dụng của lò xo hồi vị tác động làm hai nửa trục đ−ợc tách ra. 34 Để tránh gãy vỡ không cho phép gài cơ cấu khoá vi sai khi máy kéo chạy thẳng hoặc quay vòng. 3.1.2. Cơ cấu khoá vi sai tự động trên máy kéo MTZ – 80 Cơ cấu khoá vi sai của máy kéo MTZ – 80 (trên hình3.2) hoạt động kết hợp với hệ thống lái có trợ lự thuỷ lực. Dầu thuỷ lực đ−ợc cung cấp bởi bơm dầu, loại bơm bánh răng hoạt động độc lập với l−u l−ợng cung cấp 20 lít/phút ở số vòng quay trục khuỷu là 2200 vòng/phút. 1: Lọc dầu; 2:Thùng chứa dầu; 3: Bơm dầu; 6:Píttông; 8: Bi chặn; 12: Van an toàn; 13: Trục vít; 14: Bánh xe; 15: Bộ phận điều chỉnh khe hở; 16: Vành tay lái; 17: Vành răng rẻ quạt; 18: Trục rẻ quạt; 20: Ly hợp ma sát; 21: Bi cầu; 22: Thanh răng; 23: Trục nối; 24: Xylanh thuỷ lực; 25: Các đờng ống dẫn dầu; 26: Píttông. Hình 3.2: Sơ đồ nguyên lý khoá vi sai máy kéo MTZ – 80 Khi máy kéo chuyển động thẳng, píttông 26 và thanh răng 22 ở vị trí trung gian, lúc đó viên bi 21 thụt vào rãnh trên thanh răng, dầu từ ngăn kéo phân phối đến bộ phận cảm biến khoá vi sai tự động 21 rồi l−u thông qua ống dẫn đến ép lên màng của bộ phận ly hợp khoá vi sai 20 (áp suất ép trong giới 35 hạn 0,7 ữ 0,9 MPa và đ−ợc duy trì bởi van giảm áp). Khi đó cơ cấu khoá vi sai đ−ợc khoá lại và hai bán trục luôn quay cùngg tốc độ. Khi bánh xe dẫn h−ớng quay lệch đi một góc khoảng 7 ữ 80, thanh răng dịch chuyển và con tr−ợt 21 tr−ợt ra khỏi rãnh lõm, ngăn kéo nhỏ này sẽ nối thông đ−ờng dầu từ khoá vi sai với đ−ờng dầu trở về thùng và khoá vi sai sẽ phân khai để giảm tải cho hệ thống truyền lực và giảm hao mòn lốp. Máy kéo MTZ- 80 sử dụng ly hợp khoá vi sai có cơ cấu ép bằng thuỷ lực cho phép hai bán trục đ−ợc nối cứng với nhau khi máy kéo chạy thẳng. Tuy nhiên vì một lý do nào đó một bánh bị tụt xuống sâu tức thời, các đĩa của ly hợp khoá vi sai sẽ quay tr−ợt với nhau tránh gẫy, không giống nh− ly hợp vấu của máy kéo MTZ-50. Đây là một −u điểm, do đó chúng tôi cải tiến máy kéo MTZ-50 theo h−ớng này. 3.2. Mô hình hoá bộ truyền động vi sai Bộ khoá vi sai của máy kéo MTZ – 50 là khoá vi sai kiểu cơ học, nh−ợc điểm chính của cơ cấu vi sai này là chỉ khi nào một bánh chủ động của máy kéo tr−ợt hoàn toàn thì ng−ời lái mới có thể phát hiện đ−ợc và tiến hành gài khoá vi sai, còn khi có sự tr−ợt nhỏ thì bộ vi sai này không khắc phục đ−ợc. Chính vì vậy nó sẽ làm ảnh h−ởng lớn đến tính năng kéo bám, tính năng dẫn h−ớng của máy kéo, gây hao tổn công suất và nh− vậy sẽ ảnh h−ởng đến năng suất làm việc của máy kéo. Vấn đề đặt ra ở đây là cải tiến bộ khoá vi sai kiểu cơ học này để có thể làm việc đ−ợc một cách tự động và có khả năng khắc phục đ−ợc nh−ợc điểm của cơ cấu khoá vi sai cơ học, nhằm nâng cao chất l−ợng làm việc của máy kéo MTZ – 50. 36 Trên cơ sở cơ cấu khoá vi sai của máy kéo MTZ – 50, chúng ta có thể cải tiến theo một h−ớng đơn giản nhất để giảm thiểu vấn đề thiết kế và chế tạo lại nhiều chi tiết trên máy kéo. H−ớng cải tiến cơ cấu khoá vi sai trên máy kéo MTZ – 50 thể hiện trên hình 3.3. 3.2.1. Cấu tạo chính Hệ thống khoá vi sai này 2 liên kết với một trục đặc và đ−ợc lồn phải 3. Bộ bánh răng này ăn khớ cùng 5. 1: Hộp vi sai; 2: Ttrục đặc bánh răng khoá vi sai; 3:Trục rỗng bánh răng khoá vi sai; 4: Truyền lực cuối cùng; 5: Đĩa ép; 6: Đĩa ma sát; 7: Hộp ly hợp khoá vi sai; 8: Màng ép. Trục rỗng của bánh răng 5 liên kết then với vỏ ly hợp. Tr 6. Vỏ ly hợp, các đĩa ép, các đĩ khiển khoá vi sai tự động nhờ th bao gồm bánh răng khoá vi sai bên tráig vào trục rỗng của bánh răng khoá vi sai bên p với bánh răng chủ động của truyền lực cuối 4 7 8 6 5 3 2 1 Hình 3.3: Sơ đồ nguyên lý cơ cấu khoá vi sai tự động máy kéo MTZ – 50 3 đ−ợc chế tạo liền với vỏ ly hợp 7, các đĩa ép ục đặc của bánh răng 2 có gắn các đĩa ma sát a chặn cùng với màng ép 8 tạo thành bộ điều uỷ lực. 37 3.2.2. Hoạt động Khi máy kéo đi thẳng, dầu thuỷ lực của bộ trợ lực lái không cung cấp cho xi lanh trợ lực lái mà đ−ợc đ−a đến ly hợp khoá vi sai tự động thông qua kết cấu truyền động. Dòng dầu có áp suất cao này sẽ ép lên màng ép một lực cần thiết để nối cứng các đĩa của ly hợp, khi đó hai trục khoá vi sai sẽ đ−ợc nối cứng với nhau và nh− vậy sẽ làm cho hai bán trục quay cùng tốc độ. Khi máy kéo quay vòng khoảng 80, d−ới tác dụng của cơ cấu truyền động, dầu thuỷ lực thông qua van điều khiển trở về thùng và ngắt ly hợp khoá vi sai. Lúc này vi sai lại làm việc nh− bộ vi sai thông th−ờng. * Ngoài ra ta có thể khoá vi sai thông qua động cơ thuỷ lực nh− hình 3.4: 1 2 3 4 1: Thùng dầu; 2: Ngăn kéo phân phối; 3: Động cơ thuỷ lực; 4: Hộp vi sai. Hình 3.4: Sơ đồ khoá vi sai bằng động cơ thuỷ lực Sơ đồ nguyên lý của bộ khoá vi sai bằng động cơ thuỷ lực đ−ợc trình bày nh− hình vẽ, nó bao gồm hai động cơ thuỷ lực (3), thùng dầu (1) và ngăn kéo phân phối dầu (2) liên kết với cơ cấu lái. Khi máy kéo đi thẳng, thông qua ngăn kéo thuỷ lực sẽ mở thông đ−ờng dầu để có sự tuần hoàn dầu giữa hai động thuỷ lực. Hai động cơ này hoạt động nhờ truyền động từ truyền lực cuối cùng. Khi có sự tr−ợt xảy ra ở một bên nào đó thì tốc độ quay của bên bị tr−ợt sẽ lớn hơn bên kia. Nhờ đó mà động bên bị 38 tr−ợt làm việc với tốc độ nhanh hơn và nh− vậy l−ợng dầu cung cấp bởi bơm này sẽ tăng. Do đ−ợc nối thông với động cơ bên không tr−ợt nên dòng dầu này sẽ c−ỡng bức động cơ bên không tr−ợt quay nhanh hơn. Chính nhờ đó mà hai bán trục sẽ quay cùng một tốc độ sau một khoảng thời gian nhất định. Khi máy kéo quay vòng, d−ới tác động của ngăn kéo thuỷ lực sẽ ngắt tuần hoàn dầu giữa hai bơm dầu. Lúc này dầu đ−ợc cung cấp bởi động cơ sẽ theo một đ−ờng dầu khác trở lại động cơ và bộ vi sai lại làm việc bình th−ờng. 3.3. Trình tự tính toán và thiết kế cơ cấu khoá vi sai trên máy kéo MTZ - 50 3.3.1. Xác định mô men quay trên trục khoá vi sai Để xác định đ−ợc mô men cần thiết để khoá vi sai ta xét tr−ờng hợp máy kéo bị sa lầy và một bánh bị tr−ợt hoàn toàn. Giả sử bánh bên phải bị tr−ợt do có lực bám nhỏ, (hình 3.5). Lúc này để máy kéo có thể v−ợt qua vũng lầy thì bộ khoá vi sai phải hoạt động để nối hai trục 1 và 2 thông qua việc ép ly hợp 3. Ly hợp 3 đ−ợc ép sẽ nối cứng trục đặc 1 và trục rỗng 2. Khi đó, nhờ lực kéo chủ động của bên trái (bên không bị tr−ợt) mà máy kéo có thể v−ợt khỏi vũng lầy. kZ.maxP ϕϕ =′ (3.4) Trong đó: ϕmax: Hệ số bám cực đại của bánh xe với mặt đ−ờng; Zk: Phản lực pháp tuyến của đất lên bánh xe chủ động có hệ số bám ϕmax. 39 1: Trục đặc khoá vi sai; 2: Trục rỗng khoá vi sai; P'ϕ Pep P''ϕ 1 2 3 4 Mk M1 M2 MK 3: Ly hợp khoá vi sai; 4: Hộp vi sai. Hình 3.5: Sơ đồ lực và mô men trên khoá vi sai Mô men trên trục của cơ cấu khoá vi sai sẽ phải bằng với mô men quay trên bán trục: cibxrkZcibxrPMkvsM /max/.1 ϕϕ =′== (3.5) Trong đó: ic: Tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền lực cuối cùng; rbx: Bán kính bánh xe chủ động. Mô men ma sát của ly hợp: itbRepPlhM à= (3.6) Trong đó: à: Hệ số ma sát; i: Số l−ợng đôi bề mặt ma sát; i = m + n -1; m: Số l−ợng đĩa chủ động; n: Số l−ợng đĩa bị động; Pep: Lực ép lên đĩa ma sát; Rtb: Bán kính trung bình của đĩa ma sát (bán kính của điểm đặt lực ma sát tổng hợp). + Tính mô men ma sát của bộ ly hợp khoá vi sai: Với áp suất của bơm dầu trợ lực lái là: p = 7,1Kg/cm2 thì lực ép tối đa mà áp lực dầu tác động lên màng ép của ly hợp khoá nh− sau: 40 A.pepP = (3.7) Trong đó: A: Diện tích của màng ép; 2cm16,452212.14,3A == r: Bán kính màng ép; r = 12 (cm) Rtb: Bán kính trung bình của đĩa ma sát; Rtb = 0,09 (m) à: Hệ số ma sát (à = 0,3); Số l−ợng đôi bề mặt ma sát: i = 7 Thay vào công thức (3.7) đ−ợc: 336,321016,452.1,7. === ApepP (Kg) = 32103,36 (N) Thay tất cả các giá trị trên vào công thức (3.6) ta đ−ợc: 54,60677.09,0.36,32103.3,0lhM == (Nm) Mô men ma sát cần thiết để có thể khoá đ−ợc hai bán trục, tính theo khả năng bám của bánh xe chủ động nh− sau: ci bxr.kZ.max khvsM ϕ = (3.8) Khi máy kéo làm việc trên dốc nghiêng ngang β = 300 thì phản lực pháp tuyến Zk = 17900 (N); rbx = 0,73 (m); theo tài liệu [4] có ϕmax = 0,7; ic = 5,31. Thay các giá trị trên vào công thức (3.5) ta đ−ợc: 58,1722 31,5 73,0.17900.7,0 khvsM == (Nm) 3.3.2. Xác định lực ép thuỷ lực lên bộ ly hợp khoá vi sai Trong quá trình tính toán ở đây, ta sử dụng bộ ly hợp khoá vi sai máy kéo MTZ – 80 với các thông số đã biết à, Rtb, i. Để đảm bảo khoá vi sai có thể làm việc đ−ợc thì mô men của ly hợp khoá vi sai phải lớn hơn hoặc bằng mô men quay trên trục của khoá vi sai tức là : kvsM.lhMkvsMlhM β=⇒≥ (3.9) 41 Trong đó: β: Hệ số dự trữ của ly hợp Từ công thức trên ta có thể xác định đ−ợc lực ép của dầu lên màng ép của bộ ly hợp khoá tính theo khả năng bám của bánh xe chủ động nh− sau: ci bxrkZmaxitbRepP ϕà = (3.10) Suy ra: itbRci bxrkZmax itbR kvsM epP à ϕ à == (3.11) Thay số các giá trị vào (3.11) ta đ−ợc: 36,1025 31,5.7.09,0.3,0 73,0.2010.7,0 epP == (Kg); hay Pep=10253,6 (N) Lực ép này sẽ đ−ợc cung cấp bởi bơm dầu trong hệ thống trợ lực lái và đ−ợc duy trì bởi một van áp suất. 3.4. Tính toán một số bộ phận chính của khoá vi sai 3.4.1. Tính bánh răng a) Sơ đồ tác dụng lực lên bánh răng khoá vi sai Xk R' P' P Yk R Q Zk Hình 3.5 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng khoá vi sai 42 Trên bánh răng truyền lực chính, các vị trí ăn khớp có các lực tác dụng sau: P: Lực vòng; Q: Lực chiều trục; R: Lực h−ớng kính. Trên cặp bánh răng truyền lực khoá vi sai có các lực: P’: Lực vòng; R: Lực h−ớng kính. Bánh chủ động của máy kéo chịu các lực: Lực kéo tiếp tuyến Pk = Xk Phản lực của đất tác dụng lên bánh xe chủ động Zbx Khi máy kéo quay vòng hoặc di chuyển trên đ−ờng nghiêng ngang thì phản lực ngang của đất tác dụng lên bánh xe chủ động là: Y = ϕ1.Zbx Với ϕ1 là hệ số bám ngang (hệ số cản quay vòng); ϕ1 = 0,7 b) Tính bánh răng theo uốn Khi tính toán bánh răng của khoá vi sai ta sử dụng mô men bám cực đại của bánh xe với mặt đ−ờng. ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của bánh răng xác định trên cơ sở công thức Lewis: Y.nt.b K.P u =σ ; (N/mm2) (3.12) Trong đó: P: Lực vòng tác động lên bánh răng tại tâm ăn khớp; b: Chiều rộng răng của bánh răng; tn: B−ớc răng; Y: Hệ số dạng răng; 43 K: Hệ số tính đến sự tập trung ứng suất ở răng, độ trùng khớp khi các răng ăn khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc, biến dạng các gối đỡ, trục. Lực vòng tác dụng lên bánh răng đ−ợc xác định theo công thức: r MP = (3.13) Trong đó: M: mô men tính từ bánh xe đến bán trục của vi sai; ci bxr.kZ.maxM ϕ = (3.14) r: Bán kính vòng tròn chiacủa bánh răng. B−ớc răng pháp tuyến đ−ợc tính theo công thức: tn = π.m (3.15) m: Mô đun của bánh răng: Hệ số bổ sung K đ−ợc xác định theo công thức: ε δ k k K = (3.16) Trong đó: kδ: Hệ số tập trung ứng suất, kδ = 1,65 kε: Hệ số trùng khớp, kε = 1,46 Từ đó có thể lấy hệ số bổ sung K = 1,12 Thay hệ số bổ sung và b−ớc tn vào công thức (3.12) để tính ứng suất uốn và đơn giản đi ta có: y.m.b P36,0u =σ ; (N/mm2) (3.17) Chiều rộng b có thể đ−ợc chọn trong khoảng b = (4,5 ữ 7). Hệ số dạng răng có thể chọn trong các sổ tay kỹ thuật. Trong thự tế, bánh răng khoá vi sai có thể đ−ợc chế tạo theo các thông số của bánh răng chủ động của truyền lực cuối cùng với số răng bằng nhau. Nh− vậy sẽ đảm bảo khả năng truyền lực và vận tốc của máy kéo. 44 3.4.2. Tính trục khoá vi sai Kích th−ớc và vật liệu chế tạo trục có ảnh h−ởng rất lớn đến độ bền và khả năng làm việc lâu dài của bánh răng và ổ bi. Một trong những yêu cầu cơ bản đối với trục là độ cứng. Nếu trục không đảm bảo đủ độ cứng, khi làm việc trục sẽ bị võng và làm sai lệch sự ăn khớp các bánh răng. Do đó bánh răng bị hao mòn nhiều, ngoài ra khi trục bị võng sẽ ảnh h−ởng đến độ bền và khả năng làm việc của ổ bi. a) Xác định lực tác dụng lên trục Muốn tính toán trục cần phải biết lực tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên trục bao gồm lực từ bánh răng và lực từ ổ bi (phản lực). Muốn tìm đ−ợc phản lực từ ổ bi cần phải xác định lực tác dụng lên trục từ các bánh răng. Sơ đồ lực tác dụng lên trục khoá vi sai thể hiện ở hình 3.6: Pep P1 R M1 P1 P P'ϕ Hình 3.6 Sơ đồ lực tác dụng lên trục khoá vi sai Các lực tác dụng tác dụng lên trục khoá vi sai gồm: Lực vòng P: r MP = (3.18) Lực h−ớng kính: r ctg.MR α = (3.19) 45 ở đây: M: Mô men tác dụng lên bánh răng; αc: Góc ăn khớp trên đ−ờng tròn chia; P1: Phản lực trên các gối đỡ. b) Tính sơ bộ đ−ờng kính trục Đ−ờng kính trục khoá vi sai có thể tính sơ bộ theo mô men xoắn: 3d2,0 M 0W M ==τ ; (N/mm2) (3.20) Trong đó: W0: Mô men chống xoắn của trục, mm 3 d: Đ−ờng kính trục, mm Theo điều kiện bền: [ ]ττ ≤= 3d2,0 M (3.21) Với [ ]τ - ứng suất xoắn cho phép, N/mm2 Ta tính đ−ợc đ−ờng kính trục: [ ]3 2,0 Md τ≥ ; (mm) (3.22) Hay 3 MCd ≥ (mm); với C là hệ số tính toán [ ]3 2,0 1C τ= ; C ≈ (110 ữ 130) Trục đặc của khoá vi sai đ−ợc đỡ bởi các ổ bi, trên trục đặc một đầu lắp bánh răng khoá vi sai, đầu kia đ−ợc liên kết cứng với tang trống. Trục rỗng của khoá vi sai một đầu liên kết cứng với bánh răng khoá vi sai phía còn lại và một đầu có then hoa để lắp đĩa ma sát. Do trục khoá vi sai truyền chuyển động nhờ ly hợp nên chủ yếu là chịu mô men xoắn, vì vậy khi tính trục ta cần kiểm tra độ bền theo mô men xoắn. Đối với trục đặc ứng suất xoắn đ−ợc tính theo công thức: 46 ci. 3d2,0 bxrkZmax 3d2,0 xM ϕτ == ; (N/mm2) (3.23) Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, theo tài lệu [12] ta có ứng suất uốn cho phép [τx] = 18 KN/cm2. Từ điều kiện bền của trục: ≤= 32,0 d xMτ [τx]; (3.24) Trong đó: Mx: Mô men xoắn tác dụng lên trục khoá vi sai tính theo khả năng bám của bánh xe chủ động ; ci bxr.kZ.max xM ϕ = ; (Nm) (2.25) Khi máy kéo chuyển động trên dốc nghiêng ngang β khoảng 400 với trọng l−ợng cầu sau của máy kéo là Gs = 2010 Kg, ta tính đ−ợc Zk = 1790 Kg. Thay các giá trị vào công thức (2.25) đ−ợc: 25,172 31,5 73,0.1790.7,0 xM == (Kgm); hay Mx = 1722,5 (Nm) Từ công thức (3.24) ta rút ra đ−ợc : [ ] 036,010.18.2,0 5,17223 .2,0 xMd 4 x ==≥ τ (m) Ta chọn đ−ờng kính của trục đặc khoá vi sai là d = 40 (mm). + Đối với trục rỗng ứng suất cực đại của trục đ−ợc tính theo công thức: ci.xW bxrkZmax xW xM ϕτ == ; (N/mm2) (3.26) Trong đó: Wx: Mô men chống xoắn của vật liệu; ; với )41(3D.2,0xW η−≈ D d=η (3.27) 47 d: Đ−ờng kính trong của trục; D: Đ−ờng kính ngoài của trục. Ta chọn đ−ờng kính của trục rỗng khoá vi sai là: d = 40 mm; D = 60 mm Sau đó kiểm tra lại trục theo điều kiện sau: ≤= xW xM maxτ [τ]; (2.28) Thay các giá trị vào công thức (2.28) ta đ−ợc: 962,11 ) 60 401(60.2,0 210.5,1722 max =− =τ (KN/cm2) < [τ] Đối với trục rỗng, đầu then hoa giúp các đĩa ma sát có thể tr−ợt trên nó. Then hoa làm việc trong điều kiện chịu cắt, dập. Tuy nhiên trong thực tế rất ít khi then hoa bị hỏng do ứng suất cắt. Vì vậy ở đây ta chỉ tính then hoa theo điều kiện bền dập, độ cứng của then hoa sau khi nhiệt luyện phải đạt khoảng 56 ữ 60 HRC. + ứng suất dập của then hoa xác định theo công thức: tbd.l.h.z.75,0 xM2 F Q d =∑=σ ; (N/mm 2) (3.29) Trong đó: Q: Lực vòng tác dụng lên then hoa; ΣF: Tổng số bề mặt tiếp xúc của then hoa với moay ơ đĩa ma sát; Mx: Mô men xoắn tác dụng lên trục; z: Số l−ợng then hoa; h: Chiều cao răng then hoa; l: Chiều dài tiếp xúc của then hoa với moay ơ đĩa ma sát; 0,75: Hệ số tính đến sự phân bố tải trọng không đều lên các then. + Đ−ờng kính trung bình của trục then hoa: 48 2 tdad tbd + = (3.30) da: Đ−ờng kính ngoài của trục then hoa; dt: Đ−ờng kính trong của trục then hoa. Theo tài liệu [8], ta có [σd] = 40 ữ 70 (N/mm2) khi then hoa đ−ợc nhiệt luyện và làm việc trong điều kiện nặng. Ta chọn: z = 18; h = 4 mm; l = 50 mm; dtb = 57 mm thay vào công thức (3.29) ta đ−ợc: 12 57.100.4.18.7,0 1000.5,1722.2 d ≈=σ (N/mm2) Vậy σd < [σd] nên then hoa làm việc bình th−ờng. 3.4.3. Ly hợp khoá vi sai MTZ – 50 a) Sơ đồ hộp ly hợp khoá vi sai (hìn._.