Xe HYUNDAI HD800 lµ «t« nâng t¶i cã c«ng thøc b¸nh xe 4x2, dïng ®Ó chuyªn chë hµng ho¸. Ngoµi ra cã thÓ dïng lµm xe c¬ së cho c¸c mÉu xe ®Æc chñng: c¸c xe c«ng tr×nh xa, c¸c xe chuyªn dïng kh¸c. Xe HYUNDAI HD800 lµ lo¹i xe 1 cÇu, víi cầu sau lµ chñ ®éng, t¶i träng 8 tấn, do nhµ m¸y VEAM chÕ t¹o. Xe HUYNDAI cã chÊt l−îng kÐo tèt, ®éng lùc vµ tÝnh n¨ng th«ng qua cao h¬n. D¹ng c¶i tiÕn cña nã cã thÓ l¾p c¸c thiÕt bÞ chuyªn dïng hoÆc thïng kÝn. Xe HYUNDAI HD800 cã ®éng c¬ bè trÝ phÝa tr−íc ngoµi buång l¸i, nh−ng kÝch th−íc bao vÉn t−¬ng ®èi nhá. Xe HYUNDAI HD800 cã dù tr÷ hµnh tr×nh lín.ViÖc øng dông c¸c thiÕt bÞ thuû lùc, khÝ nÐn trong c¸c thiÕt bÞ ®iÒu khiÓn ®· gi¶m nhÑ c−êng ®é lµm viÖc cña ng−êi l¸i. HÖ thèng treo víi bé nhÝp hoµn thiÖn, gi¶m chÊn èng thuû lùc, lèp ¸p suÊt thÊp(®iÒu chØnh ®−îc) ®· lµm t¨ng ®é ªm dÞu chuyÓn ®éng vµ kh¶ n¨ng th«ng qua cña xe trªn c¸c lo¹i ®Þa h×nh.
CẤU TẠO CHUNG VÀ ĐẶC TÍNH XE HYUNDAI HD800
Cấu tạo chung
Hình 1.1 Xe tải Veam Hyundai HD800
Xe HYUNDAI HD800 là loại ô tô tải 4x2, được thiết kế chuyên chở hàng hóa và có thể làm nền tảng cho các mẫu xe đặc chủng như xe công trình và các xe chuyên dụng khác.
Xe HYUNDAI HD800 là dòng xe 1 cầu với cầu sau chủ động, có khả năng tải trọng lên đến 8 tấn, được sản xuất bởi nhà máy VEAM Xe HYUNDAI nổi bật với chất lượng kéo tốt, động lực mạnh mẽ và tính năng vượt trội Phiên bản cải tiến của xe có thể được trang bị các thiết bị chuyên dụng hoặc thùng kín, đáp ứng nhu cầu đa dạng của người sử dụng.
Xe HYUNDAI HD800 có động cơ bố trí phía trước ngoài buồng lái, nhưng kích thước bao vẫn tương đối nhỏ
Xe HYUNDAI HD800 nổi bật với dự trữ hành trình lớn, giúp nâng cao hiệu suất vận hành Việc ứng dụng thiết bị thủy lực và khí nén trong hệ thống điều khiển đã giảm bớt cường độ làm việc của người lái Hệ thống treo hoàn thiện với bộ nhíp, giảm chấn ống thủy lực và lốp áp suất thấp có thể điều chỉnh, mang lại độ êm ái trong chuyển động và khả năng vượt địa hình tốt hơn.
Hình 1.2 Hộp số HD800 5 tiến 1 lùi
B ả ng 1.1 Bảng thông số tính năng kỹ thuật của xe HD800
TT Thông số kỹ thuật cơ bản Đơn vị Gớa trị
Chiều dài toàn bộ mm 6960
Chiều cao tính đến thùng mm 3060
2 Chiều dài cơ sở mm 6960
3 Kích thước thùng xe mm 5050x2060x700/1890
4 Tâm vết bánh xe trước/sau mm 1650/1520
6 Trọng lượng xe không tải KG 3145
7 Trọng lượng toàn bộ KG 11490
8 Bán kính quay vòng nhỏ nhất mm 4.125
9 Chiều cao sàn xe mm 1430
10 Vận tốc lớn nhất Km/h 120
12 Tiêu hao nhiên liệu L/100Km 11
13 Động cơ đốt trong Động cơ diesel,4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng,tăng áp
Dung tích động cơ cm³ 3907 cm³ Đường kính xilanh và hành trình piston mm 112x130
Công suất lớn nhất Nemax kW 96kW ở số vòng quay neN vòng/phút 2900
Mômen lớn nhất của động cơ
Memax KGm 373 ứng số vòng quay neM vòng/phút 1800
Ma sát khô, 1 đĩa,dẫn động thủy lực
15 Hộp số 5 số tiến, 1 số lùi
Tỷ số truyền cảu hộp số
17 Truyền lực chính Cầu sau có tỷ số truyền 5,428
Trục vít -ê cu bi/ Cơ khí có trợ lực thủy lực
Tang trống/ Thủy lực trợ lực chân không
Phanh dừng Tang, dẫn động cơ khí
Phụ thuộc,Nhíp lá, giảm chấn thủy lực
Dung tích nạp nhiên liệu và vật liếuử dụng l 120
Nước làm mát động cơ l 31
Dầu bôi trơn động cơ l 8,5
Bầu lọc không khí (AC-8) l 3,2
PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CỦA HỘP SỐ
Hộp số ba trục dọc so với hộp số loại có trục cố định và hộp số hai trục có những −u, nh−ợc điểm nh− sau
có những −u, nh−ợc điểm nh− sau a ¦u ®iÓm:
Hộp số ba trục dọc có tỷ số truyền lớn hơn khi cùng kích thước ngoài, nhờ vào việc kết hợp tỷ số truyền của hai cặp bánh răng truyền mômen Điều này rất quan trọng trong bối cảnh động cơ cao tốc ngày càng được sử dụng phổ biến trên ôtô Sử dụng hộp số ba trục dọc với kích thước nhỏ và trọng lượng nhẹ giúp giảm tổng trọng lượng của xe, trong khi vẫn đảm bảo tỷ số truyền cần thiết.
Hộp số có số truyền thẳng với tỷ lệ truyền bằng 1 khi kết nối trực tiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp, mang lại hiệu suất truyền lực cao nhất do không qua cặp bánh răng chịu tải nào Thời gian sử dụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ lớn (50% - 80%) trong thời gian làm việc của ô tô, giúp nâng cao tính kinh tế Tuy nhiên, vẫn tồn tại một số nhược điểm cần lưu ý.
Ngoài số truyền thẳng, các số truyền tiến và mô men đều được truyền qua hai cặp bánh răng, trong khi số lùi sử dụng ba cặp bánh răng, dẫn đến việc giảm hiệu suất truyền.
Kích thước ổ phía trước của trục thứ cấp hộp số bị hạn chế do vị trí đặt trong hốc sau trục sơ cấp, dẫn đến việc ổ thường xuyên phải chịu quá tải Để giảm thiểu tình trạng quá tải, có thể tăng kích thước bánh răng thường tiếp chế tạo liền trục sơ cấp, từ đó mở rộng kích thước ổ Tuy nhiên, việc sử dụng bánh răng thường tiếp lớn sẽ làm giảm tỷ số truyền của cặp bánh răng này.
Kích thước bánh răng trên trục sơ cấp thường không được tăng lên Thông thường, ổ trước của trục thứ cấp sử dụng ổ đũa (thanh lăn trụ).
Do ổ đũa không chịu lực chiều trục, việc chọn chiều nghiêng răng của các bánh răng là rất quan trọng để lực chiều trục không tác động lên ổ.
Hộp số ba trục dọc 3 cấp
Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí ba cấp dựa trên nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài Trong các số truyền tiến, mômen được truyền qua hai cặp bánh răng, khiến trục sơ cấp và thứ cấp quay cùng chiều Ngược lại, ở số lùi, việc truyền động phải qua ba cặp bánh răng, dẫn đến trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngược chiều nhau Đặc biệt, ở số truyền thẳng (số truyền III), trục sơ cấp được gài trực tiếp vào trục thứ cấp, giúp chúng quay thành một khối mà không làm các cặp bánh răng chịu tải.
Cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài, giúp di chuyển đồng tốc hoặc làm cho bánh răng ăn khớp, từ đó tạo ra tỷ số truyền phù hợp với từng tay số.
Hộp số cơ khí ba trục dọc thường được sử dụng trên các xe du lịch có công suất lớn và vừa, nhằm đảm bảo điều khiển đơn giản và thời gian tăng tốc ngắn Mặc dù việc tăng số cấp của hộp số giúp tối ưu hóa công suất động cơ, nhưng lại làm tăng thời gian chuyển số, gây phức tạp trong việc điều khiển Do đó, các xe du lịch thường hoạt động chủ yếu ở số truyền thẳng, tận dụng công suất lớn mà không cần chuyển số thường xuyên.
Hép sè bèn cÊp
* Nguyên lý làm việc t−ơng tự nh− hộp số cơ khí 3 trục dọc với 3 cấp
Hộp số bốn cấp thường được sử dụng trong ôtô du lịch với công suất nhỏ, cũng như trong các loại ôtô vận tải hạng nhẹ và hạng vừa, nhằm tối ưu hóa hiệu suất của động cơ.
Hộp số cơ khí ba trục dọc có 5 cấp
Hộp số 5 cấp có cấu tạo và nguyên lý làm việc tương tự như hộp số 3, 4 cấp, nhưng có một số điểm khác biệt.
Để thực hiện việc chuyển số, cần sử dụng hai đồng tốc: đồng tốc 4 để gài số truyền IV và V, trong khi đồng tốc 11 được sử dụng để gài số truyền II và III Lưu ý rằng số truyền V là số truyền thẳng.
Cặp bánh răng Z5, Z’5; Z4; Z3; Z’3; Z2; Z’2 là các bánh răng trụ răng nghiêng thường xuyên ăn khớp Việc gài số truyền I và số lùi được thực hiện thông qua bánh răng trụ răng thẳng Z1, di chuyển dọc theo trục thứ cấp 7.
Khối bánh răng số lùi luôn hoạt động khi hộp số đang vận hành, nhờ vào bánh răng số lùi ZL được lắp cố định trên trục trung gian, kết hợp ăn khớp với bánh răng Z’’L.
Dựa trên phân tích các ưu nhược điểm của từng loại hộp số, phương án thiết kế hộp số cho xe Zil-131 được chọn là hộp số cơ khí 3 trục dọc với 5 cấp.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ HD800
Chọn tỷ số truyền của hộp số
Tỷ số truyền ở số I đ−ợc xác định theo công thức sau:
Trong đó : ϕ max - Là hệ số cản chuyển động lớn nhất
G- Trọng l−ợng toàn bộ của ôtô, tính theo N
Rbx- Bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m
Memax- Mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m i0- Tỷ số của truyền lực chính đ−ợc tính theo công thức i0=θ
Hệ số vòng quay của động cơ ôtô vận tải thường là θ khoảng 50 Đối với hộp số 5 cấp, với số V là số truyền thẳng, các số còn lại trong hộp số được tính theo công thức: ih5 = 1; ih4 = 4 ih1; ih3 = 4^2 ih1; ih2 = 4^3 ih1.
Xác định các thông số cơ bản của hộp số
3.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số a Khoảng động học và khoảng lực học của ôtô:
- Khoảng động học của ôtô: dk min max t t
Trong đó: Vtmax là vận tốc lớn nhất của ôtô (Km/h)
Vtmin là vận tốc nhỏ nhất của ôtô(Km/h)
- Khoảng động lực học của ôtô d1 η ϕ ϕ ϕ 1
Trong đó: η là hiệu suất của ôtô có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực η =0,8…0,85 ở đây chọn η = 0,82 ϕ 0 - Hệ số quy dẫn từ 0,04…0,06 Đối với xe HD800 chọn ϕ 0 =0,058
G- Trọng l−ợng toàn bộ cảu ôtô (Kg) G185
Gϕ- Trọng l−ợng bám của ôtô(Kg) Gϕ185 vì xe có cả ba cầu đều chủ động ϕ- Hệ số bám, ϕ =0,7…0,8 Đối với xe HD800 chọn ϕ=0,72
Thay các đại l−ợng đó vào công thức (1) ta đ−ợc d1,14
3.2.2 Xác định tỷ số truyền lớn nhất của và nhỏ nhất của hệ thống truyền lực
Theo số liệu đầu bài ta có tỷ số truyền của truyền lực chính i0=7,339
3.2.3 Xác định tỷ số truyền của các tay số trong hộp số
3.2.4 Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số
A- Khoảng cách giữa các trục[mm]
Memax- Mô men xoắn lớn nhất của động cơ MemaxA0 [Nm]
K- Hệ số kinh nghiệm Đối với ôtô tải chọn K,7 do đó
3.2.5 Xác định các thông số cơ bản của bánh răng a Mô đun pháp tuyến của bánh răng:
Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : mn= 3 [mm]
Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: mn= 2 [mm] b Xác định số răng của bánh răng trong hộp số:
Số răng Z5 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp đ−ợc chọn theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5
- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp
Trong đó: i5 - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp β- Góc nghiêng của tất cả các răng Chọn β 0 i5= 1 4 , 3
Số răng Z’5 của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp đ−ợc xác định: Z’5=Z5xi5x4,8≈72 (10)
Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng đ−ợc gài ở số truyền i1= 0,704
Chúng tôi xác định số răng của các bánh răng trên trục trung gian, với giả thiết rằng tất cả các bánh răng đều có cùng mô đun và góc nghiêng của răng đã được chọn.
Trong hệ thống truyền động với các bánh răng Z1, Z2, Z3, Z4, Z5, số răng của mỗi bánh răng tương ứng với các tỷ số truyền 1, 2, 3, 4, 5 trên trục trung gian của hộp số Để loại bỏ lực dọc trục, cần bố trí các bánh răng sao cho thỏa mãn điều kiện tgβ1 = 1.
Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian:
- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng (Số răng của bánh răng bị động tương ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số)
- Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i1,i2,i3,i4,i5 i1= 1 , 42
- Xác định tỷ số truyền trong hộp số ihs1, ihs2 ihs3 ihs4 ihs5 ihs1= 3 , 45
- Xác định kích thước hình học của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng th−ờng tiếp: mn=3
* Chọn cặp bánh răng th−ờng tiếp: Là bánh răng trụ răng nghiêng số răng Z5; Z’5x4,5r
Góc nghiêng của cặp bánh răng β 5 =9,75
Hệ số chiều cao đỉnh răng: h * =1
Hệ số chiều cao chân răng: hf=1,25
139 ) ,27 0 (48) + Với bánh răng chủ động : Đ−ờng kính vòng chia : d1= 39 , 57
Z [mm] (49) Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.mE,57 [mm] (50) Đường kính đáy răng: df1=d1-2,5.m2,07 [mm] (51)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,19x139&,41 [mm] (52)
Hệ số ψ ba phụ thuộc vào độ cứng của mặt răng làm việc, loại bánh răng, số truyền và tải trọng Theo bảng 6.6 trong sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tạp I/T97, chúng ta chọn ψ ba = 0,19.
+ Với bánh răng bị động Đ−ờng kính vòng chia : d2= 194 , 81
Z β [mm] (53) Đường kính đỉnh răng: da2=d2+2m 0,81[mm] (54) Đường kính đáy răng: df2=d2-2,5m 7,31 [mm] (55)
Chiều rộng vành răng : b1= ψ ba A=0,19.139&,41 [mm] (56)
* Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là mn=3 là bánh răng trụ răng nghiêng
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1
Hệ số chiều cao chân răng: hf *=1,25
139 )!,03 0 (58) + Với bánh răng bị động: Đ−ờng kính vòng chia : d2= 148 , 01
Z [mm] (59) Đường kính đỉnh răng: da2=d2+2.m4,01 [mm] (60) Đường kính đáy răng: df2=d2-2,5.m0,51[mm] (61)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,18x139%,02 [mm] (62)
* Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng trụ răng nghiêng có Z3 ; Z’3X
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h * =1
Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25
139 ) ,80 0 (64) + Với bánh răng chủ động : Đ−ờng kính vòng chia : d3= 62 , 6
Z [mm] (65) Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.mh,6 [mm] (66) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.mU,1 [mm] (67)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,19x139&,41 [mm] (68)
+ Với bánh răng bị động Đ−ờng kính vòng chia : d’3= 181 56
Z [mm] (69) Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.m7,56 [mm] (70) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m4,06 [mm] (71)
Chiều rộng vành răng : b1=ψbaxA=0,19x139&,41 [mm] (72)
* Cặp bánh răng số 4: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 4 là m=3 là cặp bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h * =1
Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25
139 )!,02 0 (74) + Với bánh răng chủ động : Đ−ờng kính vòng chia : d3= 41 , 17
Z [mm] (75) Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.mG,17 [mm] (76) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m3,67 [mm] (77)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,22x1390,58 [mm] (78)
+ Với bánh răng bị động Đ−ờng kính vòng chia : d’3= 183 , 69
Z [mm] (79) Đường kính đỉnh răng: da4=d4+2.m9,69 [mm] (80) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m6,19 [mm] (81)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,22x1390,58 [mm] (82)
* Cặp bánh răng số 1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là 3 là cặp bánh răng trụ răng thẳng có số răng là: Z13; Z’1G
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1
Hệ số chiều cao chân răng: hf *=1,25
+ Với bánh chủ động Đ−ờng kính vòng chia : d1=Z1xm3x2f [mm] (83) Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.mr [mm] (84) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.mX,5 [mm] (85)
Góc prôphin răng: αt=arctg( cos β 1 α tg )=arctg(
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,25x1394,75 [mm] (86)
+ Với bánh răng bị động Đ−ờng kính vòng chia : d’3= 94
Z [mm] (87) Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.m0 [mm] (88) Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m,5 [mm] (89)
Chiều rộng vành răng : b1=ψ ba xA=0,25x1394,75 [mm] (90)
Tính toán kiểm bền bánh răng
Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRCPữ59,[σ b ]00Mpa, [σc]0Mpa, Nhiệt luyện thấm nitơ
Với cặp bánh răng số 5 là cựp bánh răng thường tiếp chọn độ cứng cao hơn HRC= 58 Các cặp bánh răng khác chọn HRCP
3.3.1 Tính cặp bánh răng th−ờng tiếp
Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục sơ cấp :
Mô men tính toán xác định theo bám
Trong đó rk bán kính tính toán của xe chủ động : rk=λ.r
Với λ là hệ số biến dạng của lốp; λ nằm trong khoảng từ 0,93ữ0,935 chọn λ=0,935 ; r= 0 , 559
Mô men tính toán đ−ợc chọn giá trị nhỏ nhất trong hai gia trị Do đó ta chọn
Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn là rất quan trọng để đảm bảo độ bền của chúng Ứng suất uốn tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép, cụ thể là σF1 = [ ] Việc kiểm tra này giúp ngăn ngừa hư hỏng và kéo dài tuổi thọ của bánh răng.
Trong đó: Mtt- Mô men tính toán trên trục chủ động Mtt73 Nm
M=3; bw&,41 mm ; dw1- Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw1$,35 mm εα- Hệ số trùng khớp εα= )] cos 1 , 627
Yε=1/εα là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε=0,614
Y β hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y β =1-β 2 /140=1-0,349/140 (96)
YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1 ta đ−ợc : YF1=3,7; YF2=3,6
KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF= KF β KF α KFV (97)
KF β là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
KF α là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : KF α=1,22
KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
[σF1], [σF2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có KFV=0,86
Với: σ 0lim là ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK CTM ta cã σ 0lim1 = 440MPa D0.10 6 N/mm 2 ; σ 0lim2 @0 N/mm 2 (100)
SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75
KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền
NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy NFE=NFO=4.10 6 lúc này ta có
KFc hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ; KFC=1
Ta thấy σ F1