Mở đầu
N−ớc ta vốn là n−ớc nông nghiệp, sản xuất nông nghiệp luôn chiếm tỷ
trọng cao trong nền kinh tế quốc dân, thu nhập từ nông nghiệp góp phần ổn
định và nâng cao đời sống của đa số nhân dân, đồng thời góp phần ổn định
kinh tế chính trị của đất n−ớc. Đó là nền tảng vững chắc để phát triển công
nghiệp cũng nh− các ngành khác. Vì vậy nên sự nghiệp công nghiệp hóa, hiện
đại hóa đất n−ớc, vấn đề công nghiệp hóa nông nghiệp nông thôn nói chung,
vấn đề cơ giới hóa các khâu sản xuất n
88 trang |
Chia sẻ: huyen82 | Lượt xem: 3104 | Lượt tải: 2
Tóm tắt tài liệu Nghiên cứu cải tiến khoá vi sai của máy kéo MTZ - 50 để làm việc có hiệu quả trên dốc ngang, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
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._.
Các file đính kèm theo tài liệu này:
- CH2512.pdf