Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật ô tô, hộp số là cụm chi tiết trung gian giữ vai trò thay đổi mô-men xoắn và tần số quay từ động cơ truyền đến các bánh xe chủ động, đảm bảo lực kéo khắc phục các lực cản chuyển động thay đổi liên tục của phương tiện, đồng thời cho phép ngắt truyền động kéo dài và thực hiện chuyển động lùi. Đồ án tốt nghiệp "Tính toán thiết kế hộp số xe du lịch" do sinh viên Ung Khả Ý thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Phan Minh Đức tại Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng (năm 2022) xuất phát từ yêu cầu tự chủ nghiên cứu, tính toán thiết kế cụm hệ thống truyền lực trong bối cảnh ngành công nghiệp cơ khí động lực và sản xuất lắp ráp ô tô trong nước đang từng bước phát triển.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu chính của đồ án được xác định cụ thể như sau:

  1. Tổng quan cơ sở lý thuyết về kết cấu, phân loại và nguyên lý làm việc của các loại hộp số cơ khí, cơ cấu điều khiển, cơ cấu định vị, khóa hãm an toàn và các bộ đồng tốc trên ô tô.
  2. Lựa chọn kiểu hộp số, xây dựng sơ đồ động học và tính toán xác định các thông số cơ bản: tỷ số truyền các tay số, số cấp truyền, khoảng cách trục, mô-đun, góc nghiêng răng, số răng và kích thước hình học của các cặp bánh răng.
  3. Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm động học, động lực học của bộ đồng tốc gài số: xác định mô-men quán tính khối lượng quy dẫn, mô-men ma sát yêu cầu, kích thước vành côn ma sát và các chỉ tiêu làm việc của bộ đồng tốc.
  4. Xây dựng bản vẽ kết cấu chi tiết hộp số, mô tả nguyên lý làm việc của trục, bánh răng, cơ cấu định vị, cơ cấu khóa hãm chống gài hai số cùng lúc và cơ cấu chống gài ngẫu nhiên số lùi.

Đối tượng nghiên cứu của đề tài là hộp số cơ khí 5 cấp có cấp số truyền thẳng dành cho xe du lịch chở người 5 chỗ. Phạm vi tính toán thiết kế dựa trên các thông số vận hành cho trước của xe du lịch có khối lượng toàn bộ $G_a = 2000\text{ kg}$, tốc độ cực đại $V_{\max} = 140\text{ km/h}$, sử dụng động cơ xăng có công suất cực đại $N_{e\max} = 124\text{ kW}$ tại tần số quay $n_N = 6000\text{ vòng/phút}$ và mô-men xoắn cực đại $M_{e\max} = 231\text{ N}\cdot\text{m}$ tại tần số quay $n_M = 4100\text{ vòng/phút}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng các lý thuyết chuyên ngành về Lý thuyết ô tô, Thiết kế tính toán ô tô và Nguyên lý chi tiết máy để thực hiện quá trình thiết kế:

  • Khung lý thuyết động học và động lực học truyền lực ô tô: Sử dụng phương trình cân bằng công suất và phương trình chuyển động của ô tô; xác định tỷ số truyền tay số 1 ($i_{h1}$) đồng thời qua 3 điều kiện biên: điều kiện cản chuyển động lớn nhất ($\psi_{\max} = 0,33$), điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường ($\varphi = 0,7 \div 0,8$ trên đường nhựa khô) và điều kiện tốc độ ổn định tối thiểu ($V_{a\min}$); phân bổ tỷ số truyền các tay số trung gian theo quy luật cấp số điều hòa nhằm tối ưu hóa việc khai thác công suất động cơ khi chuyển số.
  • Phương pháp tính toán hình học và động học bánh răng trục: Sử dụng phương pháp giải tích xác định khoảng cách trục $A$ dựa trên hệ số kinh nghiệm $k_a$; tính toán dịch chỉnh góc nghiêng $\beta$ và hệ số dịch dao $\xi$ nhằm đảm bảo khoảng cách trục đồng nhất $A = 67\text{ mm}$ cho toàn bộ các cặp bánh răng trên các trục song song.
  • Phương pháp quy dẫn quán tính và động lực học đồng tốc: Sử dụng phương pháp quy dẫn mô-men quán tính khối lượng của các chi tiết quay (trục sơ cấp, đĩa ma sát ly hợp, các cặp bánh răng trên trục trung gian và trục thứ cấp) về trục sơ cấp; xác định mô-men ma sát và thời gian đồng tốc $t_c$ dựa trên lực điều khiển danh nghĩa $P_{đk} = 70\text{ N}$ từ tay người lái.

Bảng thông số đầu vào cho trước dùng trong toàn bộ quá trình tính toán:

STT Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Loại ô tô - Xe du lịch -
2 Khối lượng toàn bộ $G_a$ 2000 $\text{kg}$
3 Công suất cực đại động cơ $N_{e\max}$ 124 $\text{kW}$
4 Tốc độ ứng với công suất cực đại $n_N$ 6000 $\text{vòng/phút}$
5 Mô-men xoắn cực đại động cơ $M_{e\max}$ 231 $\text{N}\cdot\text{m}$
6 Tốc độ ứng với mô-men cực đại $n_M$ 4100 $\text{vòng/phút}$
7 Bán kính làm việc của bánh xe $R_{bx}$ 310 $\text{mm}$
8 Tốc độ cực đại của xe $V_{\max}$ 140 $\text{km/h}$
9 Hệ số cản lớn nhất của đường $\psi_{\max}$ 0,33 -
10 Phân bố tải trọng (cầu trước / cầu sau) - 60% / 40% -
11 Hiệu suất hệ thống truyền lực $\eta_t$ 0,92 -

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hộp số ô tô

Chương này tổng kết công dụng, yêu cầu kỹ thuật và phân loại các loại hộp số cơ khí trang bị trên ô tô hiện đại.

  • Phân loại kết cấu: So sánh hai sơ đồ động học cơ bản: hộp số hai trục và hộp số ba trục đồng tâm. Phân tích kết cấu hộp số nhiều cấp có hộp số phụ đặt trước (hộp chia) hoặc đặt sau (hộp giảm tốc). Hộp số ba trục đồng tâm có ưu điểm vượt trội khi sở hữu tay số truyền thẳng (nối trực tiếp trục sơ cấp và thứ cấp), ở chế độ này các bánh răng và trục trung gian không chịu tải, triệt tiêu tổn thất ma sát và mài mòn, đạt hiệu suất truyền động tối đa (thời gian hoạt động ở số truyền thẳng chiếm 50% ÷ 80% chu trình xe chạy).
  • Cơ cấu điều khiển và an toàn: Mô tả kết cấu đòn điều khiển trên nắp hộp số, cơ cấu định vị vị trí tay số bằng bi – lò xo, cơ cấu khóa hãm liên động chống gài hai số cùng lúc bằng thanh trượt/chốt hãm, và cơ cấu an toàn chống gài nhầm số lùi bằng chốt cản lò xo chịu lực ép lớn.
  • Phân loại bộ đồng tốc: Trình bày nguyên lý cấu tạo của bộ đồng tốc quán tính. Phân biệt bộ đồng tốc loại I (loại chốt hãm, dùng trên xe tải, xe khách cỡ lớn) và bộ đồng tốc loại II (loại răng hãm, kích thước nhỏ gọn dùng cho xe du lịch), bao gồm 3 biến thể: kiểu bi định vị (loại IIa), kiểu thanh trượt định vị (loại IIb) và kiểu ống trụ đẩy định vị (loại IIc).

Chương 2: Tính toán xác định các thông số ban đầu

Chương 2 tập trung tính toán toàn bộ các thông số động học, hình học và kích thước cơ bản của hộp số thiết kế.

  • Lựa chọn sơ đồ: Chọn kiểu hộp số 3 trục đồng tâm gồm 5 số tiến và 1 số lùi, số 5 là số truyền thẳng ($i_{h5} = 1$). Toàn bộ các tay số tiến sử dụng bánh răng nghiêng luôn ăn khớp và gài số bằng bộ đồng tốc đặt trên trục thứ cấp.
  • Xác định tỷ số truyền: Tỷ số truyền số 1 được tính toán từ các điều kiện biên ($1,57 \le i_{h1} \le 2,4$ theo điều kiện bám và $i_{h1} \le 3,11$ theo vận tốc tối thiểu), tác giả chọn $i_{h1} = 1,57$. Dãy tỷ số truyền trung gian phân bổ theo cấp số điều hòa với hằng số điều hòa $a = 0,09$, cho ra kết quả sơ bộ: $i_{h1} = 1,57$; $i_{h2} = 1,37$; $i_{h3} = 1,22$; $i_{h4} = 1,10$; $i_{h5} = 1,00$; số lùi $i_{hL} = 1,884$.
  • Kích thước cơ bản của trục và bánh răng:
    • Khoảng cách trục sơ bộ tính theo công thức kinh nghiệm với $k_a = 9,2$: $A = 9,2 \times \sqrt[3]{231} = 56,4\text{ mm}$, sau đó quy chuẩn và hiệu chỉnh chính xác thành $A = 67\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp tuyến: chọn $m = 3\text{ mm}$ cho tay số 1 và số lùi; chọn $m = 2,75\text{ mm}$ cho cặp bánh răng chung và các tay số 2, 3, 4.
    • Số răng và góc nghiêng răng $\beta$: Số răng bánh răng chủ động số 1 chọn $Z_1 = 17$, cặp bánh răng chung $Z_a = 19$, $Z'_a = 22$. Sau khi chuẩn hóa khoảng cách trục $A = 67\text{ mm}$, góc nghiêng răng của các cặp số được tính lại chính xác (từ $23^\circ 22' 39''$ đến $34^\circ 49' 31''$).
    • Trục hộp số: Đường kính trục sơ cấp $d_1 = 30\text{ mm}$; chiều dài trục trung gian và thứ cấp chọn $l_2 = l_3 = 324\text{ mm}$; bề rộng bánh răng $b = 16\text{ mm}$; bề rộng bộ đồng tốc $H = 56\text{ mm}$.
  • Mô-men quán tính khối lượng bánh răng: Tính toán mô-men quán tính hình học của từng bánh răng theo khối lượng riêng thép $\rho = 7800\text{ kg/m}^3$ và quy dẫn về trục ly hợp.

Bảng tổng hợp thông số hình học và tỷ số truyền các cặp bánh răng của hộp số:

Cặp bánh răng Số răng chủ động ($Z$) Số răng bị động ($Z'$) Mô-đun $m$ ($\text{mm}$) Góc nghiêng $\beta$ Tỷ số truyền cặp ($i_g$) Tỷ số truyền hộp số ($i_h$) Bán kính vòng chia $R / R'$ ($\text{mm}$)
Cặp truyền động chung 19 22 2,75 $34^\circ 42' 45''$ $i_a = 1,120$ - 31,00 / 36,80
Cặp gài số 1 17 24 3,00 $23^\circ 22' 39''$ $i_{g1} = 1,400$ $i_{h1} = 1,570$ 27,78 / 39,22
Cặp gài số 2 18 22 2,75 $32^\circ 42' 45''$ $i_{g2} = 1,220$ $i_{h2} = 1,370$ 30,15 / 36,85
Cặp gài số 3 19 21 2,75 $34^\circ 49' 31''$ $i_{g3} = 1,089$ $i_{h3} = 1,220$ 31,82 / 35,17
Cặp gài số 4 20 20 2,75 $34^\circ 49' 31''$ $i_{g4} = 0,982$ $i_{h4} = 1,100$ 33,50 / 33,50
Cặp gài số 5 - - - - - $i_{h5} = 1,000$ Truyền thẳng
Cặp gài số lùi $Z_L = 10$ $Z'_L = 19,5$ 3,00 - $i_{gL} = 1,400$ $i_{hL} = 1,884$ $Z_{tg} = 14$

Chương 3: Tính toán thiết kế bộ đồng tốc điều khiển gài số

Chương 3 trình bày các bước tính toán động lực học bộ đồng tốc gài số nhằm đảm bảo quá trình chuyển số êm dịu, không gây va đập bánh răng.

  • Lựa chọn loại đồng tốc: Chọn bộ đồng tốc loại IIa (loại răng hãm kiểu bi định vị). Kết cấu này tạo ma sát lăn giữa viên bi và hốc định vị, giúp giảm mài mòn cơ cấu định vị, lực ép ban đầu nhỏ, thao tác gài số nhẹ nhàng và hoạt động tin cậy trong môi trường ngâm dầu.
  • Tính toán mô-men quán tính quy dẫn tổng cộng ($J_\Sigma$): Xác định thành phần mô-men quán tính của từng cụm chi tiết quay quy dẫn về trục ly hợp:
    • Quán tính cụm trục sơ cấp và đĩa bị động ly hợp: $J_1 = 4087,677\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$.
    • Quán tính cụm trục trung gian và các bánh răng gắn trên trục: $J_2 = 603,104\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$.
    • Quán tính các bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp: $J_{z3} = 767,256\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$.
    • Tổng mô-men quán tính khối lượng quy dẫn: $J_\Sigma = J_1 + J_2 + J_{z3} = 5458,037\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$.
  • Mô-men ma sát và động học chuyển số: Xác định độ chênh lệch vận tốc góc $\Delta\omega$ khi chuyển số dựa trên tần số quay động cơ bắt đầu chuyển số ($\omega_{eo} = 0,7\omega_N$ khi lên số và $\omega_{eo} = 0,4\omega_N$ khi về số). Thời gian làm đồng đều tốc độ được chọn theo tiêu chuẩn xe du lịch: $t_c = 0,5 \div 0,8\text{ s}$ cho các số thấp (số 1, 2) và $t_c = 0,15 \div 0,3\text{ s}$ cho các số cao (số 3, 4, 5). Lực điều khiển người lái tác dụng lên cần số được khống chế ở mức danh nghĩa $P_{đk} = 70\text{ N}$ với tỷ số truyền đòn điều khiển $i_{đk} = 1,5 \div 2,5$.

Chương 4: Mô tả chi tiết kết cấu hộp số thiết kế

Chương này tổng hợp các giải pháp cấu tạo cơ khí thực tế của hộp số thiết kế:

  • Trục và bánh răng: Toàn bộ bánh răng số tiến chế tạo liền trục hoặc lắp quay trơn trên trục thứ cấp qua ổ lăn/ổ trượt; góc nghiêng răng bố trí để lực chiều trục tác dụng lên trục trung gian có xu hướng tự triệt tiêu một phần. Bánh răng tay số 1 và số lùi chịu tải lớn được bố trí gần gối đỡ để giảm độ võng trục; bánh răng các tay số cao (hoạt động thường xuyên) bố trí ở giữa trục.
  • Cơ cấu chuyển số và an toàn: Hệ thống khóa hãm liên động dùng thanh trượt khống chế chuyển vị, ngăn ngừa tình trạng gài đồng thời hai cấp số; cơ cấu chống gài nhầm số lùi sử dụng lò xo cản hành trình; cơ cấu định vị bi – lò xo duy trì trạng thái ăn khớp hoàn toàn của các ống gài khi truyền lực.

Thiết kế và triển khai kết cấu kỹ thuật

Dựa trên các kết quả tính toán động học và sức bền, phương án thiết kế kết cấu hộp số xe du lịch được xây dựng với các đặc tính kỹ thuật đồng bộ:

  (Bộ đồng tốc IIa gài số trên trục thứ cấp)
  1. Kiến trúc bố trí trục và gối đỡ:
    • Trục sơ cấp (trục I) chế tạo liền bánh răng chủ động $Z_a = 19$, đầu trước nối then hoa với đĩa ma sát ly hợp, đầu sau có phần rỗng chứa ổ bi đỡ đầu trước của trục thứ cấp (trục III).
    • Trục trung gian (trục II) bố trí song song với khoảng cách trục $A = 67\text{ mm}$, nhận truyền động từ bánh răng $Z'_a = 22$ và phân phối mô-men qua các bánh răng chủ động $Z_1, Z_2, Z_3, Z_4, Z_L$.
    • Trục thứ cấp (trục III) lắp đồng tâm với trục sơ cấp, trên trục bố trí các bánh răng bị động quay trơn $Z'_1, Z'_2, Z'_3, Z'_4$, bánh răng gài số lùi $Z'_L$ và 2 cụm bộ đồng tốc hai phía điều khiển 4 cấp số tiến (cùng khớp gài trực tiếp số 5 truyền thẳng).
  2. Thông số kết cấu bộ đồng tốc loại IIa:
    • Kiểu dáng: Đồng tốc răng hãm hai phía, sử dụng bi và lò xo định vị lắp trong ống nối then hoa.
    • Vành côn ma sát: Chế tạo với góc nghiêng mặt côn $\alpha$ và góc vát răng hãm $\beta$ phù hợp để ngăn cản ống gài dịch chuyển khi chưa đạt trạng thái đồng tốc.
  3. Cơ cấu bao che và bôi trơn:
    • Vỏ cac-te hộp số đúc bằng hợp kim nhôm nhằm giảm trọng lượng toàn bộ, bố trí các vách ngăn tăng cứng và các vị trí lắp ổ bi đỡ trục.
    • Bôi trơn hộp số theo nguyên lý ngâm dầu và vung té từ các bánh răng ngâm trong đáy cac-te dầu.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế hộp số cơ khí cho xe du lịch với các kết quả định lượng cụ thể:

  • Xác lập được bộ thông số động học tối ưu cho xe du lịch 2000 kg: Tỷ số truyền truyền lực chính $i_0 = 3,75$, tỷ số truyền hộp số gồm 5 cấp tiến ($i_{h1} = 1,570$; $i_{h2} = 1,370$; $i_{h3} = 1,220$; $i_{h4} = 1,100$; $i_{h5} = 1,000$) và 1 cấp số lùi ($i_{hL} = 1,884$).
  • Chuẩn hóa khoảng cách trục hộp số $A = 67\text{ mm}$, tính toán kích thước hình học, mô-đun, góc nghiêng và số răng cho 6 cặp bánh răng, giải quyết bài toán dịch dao ăn khớp chính xác.
  • Tính toán đầy đủ mô-men quán tính quy dẫn tổng cộng $J_\Sigma = 5458,037\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$, từ đó xác định chính xác các thông số động lực học cho bộ đồng tốc loại IIa với lực điều khiển cần số danh nghĩa $70\text{ N}$, đảm bảo thời gian chuyển số đạt chuẩn ($0,5 \div 0,8\text{ s}$ cho số thấp và $0,15 \div 0,3\text{ s}$ cho số cao).
  • Đóng góp về mặt kỹ thuật: Xây dựng giải pháp kết cấu hộp số 3 trục đồng tâm nhỏ gọn, bố trí bánh răng nghiêng ăn khớp liên tục kết hợp bộ đồng tốc răng hãm kiểu bi định vị, giúp quá trình sang số êm dịu, giảm thiểu va đập cơ khí, nâng cao tuổi thọ cụm truyền lực và tối ưu hóa hiệu suất tiêu hao nhiên liệu của phương tiện nhờ khai thác triệt để cấp số truyền thẳng (Direct).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Phạm vi tính toán của đồ án giới hạn ở chế độ tính toán giải tích tĩnh và động lực học cơ bản theo các hệ số thực nghiệm truyền thống; văn bản chưa triển khai mô phỏng số kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn, mỏi tiếp xúc bánh răng trên phần mềm chuyên dụng (như CAE/FEA) hoặc khảo sát dao động xoắn của hệ trục khi làm việc ở dải vận tốc thay đổi liên tục.
  • Hướng phát triển: Nghiên cứu tối ưu hóa biên dạng răng và góc nghiêng răng để triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục không cân bằng trên trục trung gian; khảo sát ứng suất nhiệt trên bề mặt vành côn ma sát đồng tốc ở các chế độ sang số khắc nghiệt; tích hợp cơ cấu trợ lực chuyển số hoặc thiết kế cơ cấu điều khiển tự động hóa (hộp số tự động ly hợp kép DCT hoặc AMT) dựa trên nền tảng sơ đồ cơ sở này.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo chuyên môn phù hợp cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Ô tô thực hiện học phần Đồ án thiết kế ô tô, Đồ án tốt nghiệp hoặc các môn học tính toán hệ thống truyền lực ô tô.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí và kỹ thuật viên ngành ô tô cần quy trình mẫu về phương pháp tính toán tỷ số truyền theo cấp số điều hòa, xác định thông số hình học bánh răng nghiêng ăn khớp và phương pháp quy dẫn mô-men quán tính khối lượng để tính toán bộ đồng tốc cơ khí.
  • Phần đáng tham khảo nhất: Toàn bộ quy trình tính toán quy dẫn quán tính bánh răng ở Chương 2 và phương pháp thiết kế, kiểm nghiệm bộ đồng tốc răng hãm loại IIa ở Chương 3.

Câu hỏi thường gặp

1. Đồ án lựa chọn kiểu hộp số nào và vì sao phù hợp với xe du lịch?
Tác giả chọn kiểu hộp số 3 trục cố định đồng tâm (trục sơ cấp và thứ cấp đồng trục) gồm 5 số tiến và 1 số lùi. Lựa chọn này phù hợp vì hộp số có tay số 5 là số truyền thẳng ($i_{h5} = 1$), khi xe chạy ở số này các bánh răng và trục trung gian được giảm tải hoàn toàn, giúp giảm mài mòn, giảm tiếng ồn, giảm tổn thất công suất và tiết kiệm nhiên liệu trong phần lớn thời gian vận hành của xe du lịch.

2. Tỷ số truyền tay số 1 ($i_{h1}$) được xác định dựa trên những điều kiện biên nào?
$i_{h1}$ được xác định đồng thời qua 3 điều kiện: điều kiện kéo vượt cản lớn nhất ($i_{h1} \ge 1,57$), điều kiện bám bánh xe với mặt đường ($i_{h1} \le 2,4$) và điều kiện vận tốc ổn định tối thiểu của xe ($i_{h1} \le 3,11$). Từ khoảng điều kiện $1,57 \le i_{h1} \le 2,4$, tác giả chọn $i_{h1} = 1,57$.

3. Tại sao bộ đồng tốc loại IIa (loại răng hãm kiểu bi định vị) được chọn cho hộp số này?
Vì xe thiết kế là xe du lịch cỡ nhỏ, không gian bên trong hộp số hạn chế không thể bố trí bộ đồng tốc loại I (loại chốt hãm). Đồng tốc loại IIa sử dụng chính mặt nghiêng của răng để hãm và cơ cấu định vị bằng bi – lò xo có ma sát lăn, giúp hốc định vị lâu mòn hơn loại dùng thanh trượt (loại IIb), đồng thời lực định vị nhỏ giúp người lái sang số nhẹ nhàng.

4. Tổng mô-men quán tính quy dẫn về trục ly hợp của hệ thống là bao nhiêu và gồm những thành phần nào?
Tổng mô-men quán tính khối lượng quy dẫn về trục ly hợp đạt $J_\Sigma = 5458,037\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$, bao gồm: mô-men quán tính trục sơ cấp và đĩa ly hợp ($J_1 = 4087,677\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$), mô-men quán tính trục trung gian và các bánh răng trên trục trung gian ($J_2 = 603,104\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$), cùng mô-men quán tính quy dẫn của các bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp ($J_{z3} = 767,256\text{ kg}\cdot\text{mm}^2$).

5. Hộp số được trang bị những cơ cấu an toàn nào để bảo vệ hệ thống truyền lực?
Hộp số được trang bị 3 cơ cấu an toàn cơ học: cơ cấu định vị bi – lò xo để giữ cố định vị trí bánh răng/ống gài tránh tự nhảy số; khóa hãm liên động khóa chặt các thanh trượt còn lại ở vị trí trung gian khi một số đã gài để chống gài 2 số cùng lúc; và chốt cản lò xo với lực ép lớn nhằm ngăn chặn việc người lái gài ngẫu nhiên vào số lùi khi xe đang chạy tiến.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của sinh viên Ung Khả Ý đã hoàn thành toàn diện việc tính toán thiết kế hộp số 3 trục đồng tâm 5 cấp số dành cho xe du lịch có khối lượng 2000 kg. Công trình thể hiện quy trình tính toán kỹ thuật mạch lạc từ xác lập sơ đồ động học, phân bổ tỷ số truyền theo cấp số điều hòa, chuẩn hóa kích thước hình học bánh răng ($A = 67\text{ mm}$) đến kiểm nghiệm động lực học bộ đồng tốc loại IIa. Đây là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo học thuật cao và đáp ứng đầy đủ yêu cầu của một đồ án thiết kế cơ khí chuyên ngành ô tô.