Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật ô tô, hệ thống truyền lực đóng vai trò truyền và biến đổi mô-men xoắn cùng vận tốc góc từ động cơ đến các bánh xe chủ động. Hộp số là một trong những cụm chi tiết cốt lõi của hệ thống này, quyết định trực tiếp đến tính năng động lực học, mức tiêu hao nhiên liệu và khả năng thích ứng của xe với các điều kiện vận hành khác nhau. Nắm vững cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế hộp số là nền tảng kỹ thuật quan trọng phục vụ công tác thiết kế, chế tạo, bảo dưỡng và cải tiến phương tiện cơ giới đường bộ.

Đồ án tập trung nghiên cứu và thực hiện các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể:

  1. Tổng quan lý thuyết về công dụng, yêu cầu, phân loại và kết cấu các bộ phận chính của hộp số cơ khí trên ô tô (hộp số 2 trục, hộp số 3 trục, cơ cấu điều khiển và bộ đồng tốc).
  2. Phân tích kết cấu và nguyên lý truyền động của hộp số sàn 5 cấp trên xe ô tô du lịch Toyota Vios.
  3. Tính toán các tỷ số truyền, xác định thông số hình học, tính toán hệ số dịch chỉnh và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải cho cặp bánh răng số 3.
  4. Tính toán thiết kế trục sơ cấp và trục thứ cấp: xác định tải trọng tác dụng, tính sơ bộ kích thước trục, xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men, định kích thước các đoạn trục và kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi, độ bền tĩnh.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hộp số cơ khí 2 trục của dòng xe ô tô con Toyota Vios (phiên bản số sàn 1.5E MT), với trọng tâm thiết kế tính toán đặt vào cụm cặp bánh răng số 3 cùng hệ thống trục sơ cấp và trục thứ cấp. Phạm vi nghiên cứu được thực hiện tại Khoa Cơ khí Động lực – Trường Cơ khí, Đại học Bách khoa Hà Nội (thời điểm hoàn thành: tháng 02/2024), tập trung vào các chế độ tải trọng tĩnh và tải trọng mỏi của chi tiết máy theo các tiêu chuẩn tính toán truyền động cơ khí.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết về Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu và Lý thuyết ô tô. Tài liệu chuẩn được tác giả sử dụng xuyên suốt quá trình tính toán thiết kế là giáo trình "Thiết kế dẫn động cơ khí" (Tập 1) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

Các phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật được triển khai bao gồm:

  • Phương pháp phân tích kết cấu động lực học: Khảo sát sơ đồ nguyên lý truyền mô-men xoắn của hộp số 2 trục ngang gắn liền với cầu trước chủ động, phân tích cơ chế đồng tốc hóa và khóa chuyển số.
  • Phương pháp tính toán tỷ số truyền ô tô: Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính $i_0$, tỷ số truyền tay số 1 ($i_{tmax}$) thông qua điều kiện lực kéo và điều kiện bám với mặt đường, tỷ số truyền tay số 5 ($i_{tmin}$) theo điều kiện vận tốc cực đại $v_{max}$, và phân bố tỷ số truyền các tay số trung gian theo quy luật cấp số nhân.
  • Phương pháp tính toán hình học và dịch chỉnh bánh răng: Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh góc ăn khớp và dịch chỉnh chiều cao răng để đảm bảo khoảng cách trục cố định $a_w = 80\text{ mm}$ và khắc phục hiện tượng cắt chân răng khi số răng nhỏ.
  • Phương pháp kiểm nghiệm độ bền chi tiết máy: Đánh giá ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, ứng suất uốn $\sigma_F$ theo tiêu chuẩn tiếp xúc mỏi và uốn mỏi; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s_j$ của trục dưới tác dụng đồng thời của ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động; kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi chịu tải quá tải đột ngột.

Nguồn số liệu ban đầu phục vụ thiết kế được lấy từ thông số kỹ thuật của xe ô tô Toyota Vios phiên bản động cơ 2NZ-FE:

Thông số xe tham khảo Đơn vị Giá trị
Kích thước tổng thể (Dài $\times$ Rộng $\times$ Cao) $\text{mm} \times \text{mm} \times \text{mm}$ $4.475 \times 1.730 \times 1.475$
Chiều dài cơ sở $\text{mm}$ $2.550$
Trọng lượng toàn tải ($G$) $\text{kg}$ ($\text{N}$) $1500$ ($15000\text{ N}$)
Mã động cơ / Loại động cơ - 2NZ-FE (1.5L), 4 xy lanh thẳng hàng, 16 van DOHC, Dual VVT-i
Công suất tối đa / Số vòng quay ($N_e / n_N$) $\text{kW}$ / $(\text{v/p})$ $107 / 6000$
Mô-men xoắn tối đa ($M_{emax}$) $\text{Nm}$ / $(\text{v/p})$ $140 / 4200$
Vận tốc tối đa ($v_{max}$) $\text{km/h}$ $180$ (tính toán kiểm nghiệm lấy $160$)
Hệ thống truyền động - Cầu trước chủ động (FF)
Kích thước lốp - 185/60R15

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG I. TỔNG QUAN HỘP SỐ

Chương 1 hệ thống hóa cơ sở lý thuyết về hộp số trên phương tiện giao thông đường bộ. Tác giả phân tích 3 công dụng cốt lõi của hộp số: thay đổi tỷ số truyền để điều chỉnh lực kéo và vận tốc bánh xe chủ động; đảo chiều chuyển động của xe; ngắt dòng truyền lực trong thời gian dài mà động cơ vẫn hoạt động không tải. Hộp số phải đáp ứng các yêu cầu về dải tỷ số truyền tối ưu, hiệu suất cao, làm việc êm dịu, nhỏ gọn, chuyển số nhẹ nhàng và có các cơ cấu an toàn chống nhảy số, chống gài cùng lúc hai số.

Về phân loại, tác giả trình bày các nhóm hộp số theo tỷ số truyền (vô cấp và có cấp), theo cấu trúc truyền lực (bánh răng thường trục cố định và bánh răng hành tinh), theo phương thức điều khiển (bằng tay, tự động, bán tự động), và theo số trục truyền lực chính (hộp số 2 trục và hộp số 3 trục).

Tiêu chí so sánh Hộp số cơ khí 3 trục Hộp số cơ khí 2 trục
Cấu trúc trục Trục sơ cấp và thứ cấp đồng trục, có thêm trục trung gian Chỉ gồm trục sơ cấp và trục thứ cấp
Dòng truyền mô-men Truyền qua 2 cặp bánh răng ăn khớp (trừ số truyền thẳng) Truyền trực tiếp qua 1 cặp bánh răng ăn khớp
Số truyền thẳng Có (nối trực tiếp sơ cấp - thứ cấp, hiệu suất cực đại) Không có số truyền thẳng
Hiệu suất truyền lực Thấp hơn ở các số truyền trung gian Cao hơn do chỉ qua 1 cặp bánh răng
Phạm vi ứng dụng Ô tô có động cơ đặt trước - cầu sau chủ động (FR) Ô tô con động cơ đặt trước - cầu trước chủ động (FF)
Kích thước & Trọng lượng Chiều dài dọc lớn, kết cấu phức tạp hơn Gọn nhẹ, tích hợp chung khoang dầu với cầu xe

Phần cuối chương 1 đi sâu vào các cơ cấu điều khiển và đảm bảo an toàn chuyển số:

  • Cơ cấu định vị: Sử dụng viên bi và lò xo tỳ định vị các rãnh lõm trên trục trượt, giữ cố định vị trí gài số và chống hiện tượng tự nhảy số khi xe rung xóc.
  • Cơ cấu khóa hãm: Ngăn chặn việc dịch chuyển đồng thời hai trục trượt cùng một lúc, bảo vệ các bánh răng không bị kẹt vỡ.
  • Cơ cấu bảo hiểm số lùi: Bố trí chốt tỳ và lò xo cản lực để người lái không vô tình gài số lùi khi đang vận hành số tiến.
  • Bộ đồng tốc có khóa chuyển số: Phân tích chi tiết nguyên lý làm phẳng vận tốc góc giữa ống trượt và bánh răng số thông qua lực ma sát côn của vành đồng tốc qua 4 pha hoạt động (vị trí trung gian, bắt đầu đồng tốc, giữa quá trình đồng tốc và kết thúc chuyển số).

CHƯƠNG 2: HỘP SỐ ĐỘNG CƠ Ô TÔ TOYOTA VIOS

Chương 2 khảo sát cấu trúc thực tế của hộp số sàn trang bị trên xe Toyota Vios phiên bản 1.5E MT. Hộp số thuộc loại 2 trục đặt ngang, tích hợp khối truyền lực chính và bộ vi sai trong cùng một vỏ bao kín, tạo điều kiện bôi trơn vung té chung bằng một loại dầu.

Cấu trúc các cụm chính bao gồm:

  • Vỏ và nắp hộp số: Bao kín, đỡ các ổ lăn trục và là nơi định vị cơ cấu chuyển số.
  • Trục sơ cấp (Trục I): Đặt trên 2 ổ lăn, nhận mô-men từ ly hợp; mang bánh răng số 1, số 2 và bánh răng số lùi chế tạo liền trục; mang các bánh răng số 3, 4, 5 quay trơn trên trục; bố trí 2 khớp gài đồng tốc gắn then hoa ($G_2$ gài số 3 và số 4; $G_1$ gài số 5).
  • Trục thứ cấp (Trục II): Đặt trên 2 ổ lăn; mang bánh răng số 3, 4, 5 lắp then hoa nhận mô-men; bánh răng số 1 và số 2 lắp quay trơn qua ổ con lăn và được liên kết thông qua khớp gài đồng tốc $G_3$. Trên khớp gài $G_3$ có tiện rãnh răng số lùi $L_2$. Đầu trục thứ cấp gắn bánh răng trụ nghiêng $C_1$ ăn khớp với bánh răng $C_2$ của cụm truyền lực chính.
Tay số Vị trí khớp gài Đường truyền mô-men xoắn Đặc điểm tỷ số truyền ($i_h$)
Số 1 $G_1=0, G_2=0, G_3=1$ Trục I $\rightarrow z_1 \rightarrow z'_1 \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ $i_h$ lớn nhất (lực kéo cực đại)
Số 2 $G_1=0, G_2=0, G_3=2$ Trục I $\rightarrow z_2 \rightarrow z'_2 \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ $i_h$ trung gian lớn
Số 3 $G_1=0, G_3=0, G_2=3$ Trục I $\rightarrow G_2 \rightarrow z_3 \rightarrow z'_3 \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ $i_h$ trung gian
Số 4 $G_1=0, G_3=0, G_2=4$ Trục I $\rightarrow G_2 \rightarrow z_4 \rightarrow z'_4 \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ $i_h$ trung gian nhỏ
Số 5 $G_2=0, G_3=0, G_1=5$ Trục I $\rightarrow G_1 \rightarrow z_5 \rightarrow z'_5 \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ $i_h$ nhỏ nhất (tốc độ cao)
Số lùi $G_1=0, G_2=0, G_3=0$ Trục I $\rightarrow z_L \rightarrow z_{L1} \rightarrow z_{L2} \rightarrow$ Trục II $\rightarrow C_1 \rightarrow C_2$ Đảo chiều quay trục thứ cấp

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỘP SỐ - CẶP BÁNH RĂNG SỐ 3

Chương 3 trình bày toàn bộ quá trình tính toán thiết kế động học và độ bền của cặp bánh răng số 3.

1. Lựa chọn vật liệu và ứng suất cho phép:

  • Vật liệu chế tạo bánh răng: Thép hợp kim 45X qua nhiệt luyện tôi cải thiện kết hợp thấm nitơ.
  • Cơ tính vật liệu: Giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 650\text{ MPa}$; độ cứng bề mặt răng đạt $55\text{ HRC}$, độ cứng lõi răng đạt $35\text{ HRC}$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 875\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải $[\sigma_H]_{max} = 1820\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_F] = 257,14\text{ MPa}$; ứng suất uốn cực đại khi quá tải $[\sigma_F]_{max} = 520\text{ MPa}$.

2. Tính toán tỷ số truyền hộp số:

  • Bán kính làm việc bánh xe: $r_b = 0,281\text{ m}$.
  • Tỷ số truyền cực đại xác định theo điều kiện kéo và điều kiện bám ($2,35 \le i_{tmax} \le 3,92$), chọn $i_{t1} = 3,69$.
  • Tỷ số truyền cực tiểu: $i_{tmin} = i_{t5} = 0,85$.
  • Công bội cấp số nhân: $a = \sqrt[4]{3,69 / 0,85} \approx 1,446$.
  • Dãy tỷ số truyền các tay số: $i_{t1} = 3,69$; $i_{t2} = 2,56$; $i_{t3} = 1,77$; $i_{t4} = 1,23$; $i_{t5} = 0,85$; số lùi $i_l = 3,25$.

3. Xác định số răng và tính toán dịch chỉnh:

  • Khoảng cách trục cố định: $a_w = 80\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$ (bánh răng trụ răng thẳng).
  • Số răng cặp số 3: Bánh chủ động $z_3 = 22$, bánh bị động $z'_3 = 39$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 32\text{ mm}$ (với hệ số $\psi_{ba} = 0,4$).
Cặp bánh răng $z$ $z'$ $y$ $k_y$ $k_x$ $\Delta y$ $x_t$ $x_1$ $x_2$ $\cos\alpha_{tw}$ $\alpha_{tw}$
Số 1 (1-1') 13 47 2 33,3333 6,9567 0,4174 2,4174 0,6420 1,7754 0,8810 $28^\circ 14'$
Số 2 (2-2') 17 43 2 33,3333 6,9567 0,4174 2,4174 0,6420 1,7754 0,8810 $28^\circ 14'$
Số 3 (3-3') 22 39 1,5 24,5902 3,9450 0,2406 1,7406 0,6613 1,0793 0,8956 $26^\circ 24'$
Số 4 (4-4') 27 34 1,5 24,5902 3,9450 0,2406 1,7406 0,6613 1,0793 0,8956 $26^\circ 24'$
Số 5 (5-5') 32 28 2 33,3333 6,9567 0,4174 2,4174 0,6420 1,7754 0,8810 $28^\circ 14'$

4. Kích thước hình học cặp bánh răng số 3:

  • Đường kính vòng chia: Bánh chủ động $d_3 = 55\text{ mm}$; bánh bị động $d'_3 = 97,5\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng cơ sở: $d_{b3} = 51,68\text{ mm}$; $d'_{b3} = 91,62\text{ mm}$.
  • Đường kính đỉnh răng: $d_{a3} = 62,10\text{ mm}$; $d'_{a3} = 106,69\text{ mm}$.
  • Đường kính chân răng: $d_{f3} = 52,06\text{ mm}$; $d'_{f3} = 96,65\text{ mm}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm độ bền cặp bánh răng số 3:

  • Độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 509,03\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 875\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền).
  • Độ bền uốn: Ứng suất uốn tại chân răng bánh chủ động $\sigma_{F1} = 131,22\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$; bánh bị động $\sigma_{F2} = 133,25\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 257,14\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền).
  • Độ bền khi quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{Hmax} = 509,03\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1820\text{ MPa}$; ứng suất uốn cực đại $\sigma{F1max} = 58,78\text{ MPa} \le 520\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2max} = 59,69\text{ MPa} \le 520\text{ MPa}$ (thỏa mãn).

CHƯƠNG 4: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

Chương 4 thực hiện tính toán thiết kế trục sơ cấp và trục thứ cấp của hộp số.

1. Vật liệu và tính sơ bộ:

  • Vật liệu trục: Thép 40X tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
  • Đường kính tính sơ bộ theo mô-men xoắn danh nghĩa ($T_1 = 130\text{ Nm}$): Trục sơ cấp chọn $d_1 = 30\text{ mm}$; trục thứ cấp chọn $d_2 = 35\text{ mm}$.

2. Xác định tải trọng và phản lực gối đỡ:

  • Phân tích lực ăn khớp tại cặp bánh răng số 3: Lực vòng $F_t = 4501,4\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 2235,9\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$ (do $\beta = 0^\circ$).
  • Phản lực tại các gối đỡ ổ lăn được xác định trong hai mặt phẳng $yOz$ và $xOz$:
    • Gối đỡ trục sơ cấp: $A_y = 947,6\text{ N}$; $B_y = 1288,3\text{ N}$; $A_x = 1907,7\text{ N}$; $B_x = 2593,7\text{ N}$.
    • Gối đỡ trục thứ cấp: $E_y = 1159,5\text{ N}$; $D_y = 1080,8\text{ N}$; $E_x = 3746,7\text{ N}$; $D_x = 7945,3\text{ N}$.

3. Xác định mô-men tương đương và kết cấu đoạn trục:

  • Sau khi vẽ biểu đồ mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$), tác giả tính mô-men tương đương $M_{td}$ và chuẩn hóa đường kính trục:
    • Trục sơ cấp: Đường kính tại vị trí lắp bánh răng số 3 là $d_3 = 40\text{ mm}$; tại các vị trí lắp ổ bi $d_A = d_B = 35\text{ mm}$.
    • Trục thứ cấp: Đường kính tại vị trí lắp bánh răng truyền lực chính $d_C = 50\text{ mm}$; tại vị trí lắp bánh răng số 3 là $d_3 = 40\text{ mm}$; tại các ổ đỡ $d_B = d_D = 35\text{ mm}$.

4. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục:

  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Với hệ số an toàn cho phép $[s] = 2$, hệ số an toàn tính toán tại tiết diện nguy hiểm bánh răng số 3 của trục sơ cấp đạt $s_3 = 4,1 \ge [s]$; tại tiết diện bánh răng truyền lực C của trục thứ cấp đạt $s_c = 3,9 \ge [s]$. Trục hoàn toàn đảm bảo an toàn về mỏi.
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương lớn nhất xuất hiện khi quá tải trên trục sơ cấp đạt $\sigma_{td} = 65,6\text{ MPa} \le [\sigma] = 440\text{ MPa}$; trên trục thứ cấp đạt $\sigma_{td} = 56,1\text{ MPa} \le [\sigma] = 440\text{ MPa}$. Trục không bị biến dạng dẻo hay phá hỏng tĩnh.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho cụm hộp số xe Toyota Vios với các kết quả định lượng cụ thể:

Hạng mục chi tiết Thông số thiết kế Giá trị tính toán Giá trị cho phép / Giới hạn Đánh giá
Cặp bánh răng số 3 Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ $509,03\text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 875\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Ứng suất uốn bánh chủ động $\sigma_{F1}$ $131,22\text{ MPa}$ $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Ứng suất uốn bánh bị động $\sigma_{F2}$ $133,25\text{ MPa}$ $[\sigma_{F2}] = 257,14\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma_{Hmax}$ $509,03\text{ MPa}$ $[\sigma_H]_{max} = 1820\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Ứng suất uốn quá tải $\sigma_{Fmax}$ $59,69\text{ MPa}$ $[\sigma_F]_{max} = 520\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Trục sơ cấp Hệ số an toàn mỏi $s_3$ $4,1$ $[s] = 2,0$ Thỏa mãn
Ứng suất tương đương tĩnh $\sigma_{td}$ $65,6\text{ MPa}$ $[\sigma] = 440\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Trục thứ cấp Hệ số an toàn mỏi $s_c$ $3,9$ $[s] = 2,0$ Thỏa mãn
Ứng suất tương đương tĩnh $\sigma_{td}$ $56,1\text{ MPa}$ $[\sigma] = 440\text{ MPa}$ Thỏa mãn

Giải pháp kỹ thuật của đồ án là việc áp dụng hệ số dịch chỉnh ($x_1 = 0,6613; x_2 = 1,0793$ cho cặp số 3) để duy trì khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 80\text{ mm}$, đồng thời tối ưu hóa khả năng chịu tải và chống mài mòn răng. Đồ án đóng góp một quy trình tính toán thiết kế chi tiết máy hoàn chỉnh từ thông số xe tham khảo đến kết cấu hình học và kiểm nghiệm bền đa tiêu chí cho hộp số ô tô con 2 trục.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án gắn liền với phạm vi tính toán được trình bày trong văn bản:

  • Phạm vi kiểm nghiệm độ bền bánh răng mới chỉ tập trung chi tiết vào cặp bánh răng số 3; các cặp bánh răng số 1, 2, 4, 5 và số lùi chỉ dừng ở mức tính toán thông số hình học và hệ số dịch chỉnh.
  • Các nội dung về tính toán độ bền dập, độ bền mòn của mối ghép then hoa (Chương 5) và hệ thống dung sai lắp ghép (Chương 7) chưa được thể hiện đầy đủ các bước tính giải tích trong phần nội dung văn bản.
  • Mô hình tính toán ứng suất trục và bánh răng dựa trên phương pháp giải tích truyền thống của ngành chi tiết máy, chưa kết hợp mô phỏng số phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để khảo sát trường ứng suất cục bộ phức tạp tại các góc lượn trục và rãnh then.

Hướng phát triển tiếp theo của đề tài:

  • Mở rộng tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cho toàn bộ các cặp bánh răng còn lại và cặp bánh răng truyền lực chính ($C_1 - C_2$).
  • Tính chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ của hệ thống ổ lăn đỡ trục sơ cấp và thứ cấp dựa trên các phản lực gối đỡ đã xác định.
  • Ứng dụng các phần mềm kỹ thuật số (như ANSYS, SolidWorks Simulation) để mô phỏng kiểm chứng độ bền tĩnh, độ bền mỏi và dao động riêng của hệ thống trục và vỏ hộp số.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này có giá trị ứng dụng và tham khảo thực tiễn trong các trường hợp:

  • Đối tượng tham khảo: Sinh viên, giảng viên và kỹ sư chuyên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Cơ điện tử và Chế tạo máy.
  • Phần nội dung đáng tham khảo nhất:
    1. Quy trình tính toán phân bố tỷ số truyền ô tô: Phương pháp xác định tỷ số truyền theo điều kiện bám, điều kiện kéo và cấp số nhân.
    2. Phương pháp dịch chỉnh bánh răng: Bảng tra và các bước tính toán hệ số dịch chỉnh ($y, k_y, k_x, \Delta y, x_t$) nhằm thỏa mãn khoảng cách trục cho trước $a_w = 80\text{ mm}$.
    3. Quy trình kiểm nghiệm mỏi trục truyền động: Cách thức xác định hệ số tập trung ứng suất, hệ số kích thước và hệ số tăng bền bề mặt để đánh giá hệ số an toàn mỏi $s_j$.

Câu hỏi thường gặp

1. Hộp số sàn xe Toyota Vios trong đồ án thuộc loại kết cấu nào và có những ưu điểm gì? Hộp số thuộc loại hộp số cơ khí 2 trục đặt ngang (5 số tiến, 1 số lùi), tích hợp chung với cầu trước chủ động. Kết cấu này có ưu điểm nhỏ gọn, hiệu suất truyền lực cao do các số truyền chỉ đi qua 1 cặp bánh răng ăn khớp, giảm trọng lượng hệ thống truyền lực và dùng chung khoang dầu bôi trơn vung té với bộ vi sai.

2. Cặp bánh răng số 3 được chế tạo bằng vật liệu gì và các thông số hình học chính là bao nhiêu? Bánh răng được chế tạo bằng thép hợp kim 45X qua tôi cải thiện và thấm nitơ (độ cứng mặt răng $55\text{ HRC}$, lõi răng $35\text{ HRC}$). Thông số hình học chính: mô-đun $m = 2,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 80\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, số răng bánh chủ động $z_3 = 22$, số răng bánh bị động $z'_3 = 39$, chiều rộng vành răng $b_w = 32\text{ mm}$.

3. Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của cặp bánh răng số 3 có đạt yêu cầu kỹ thuật không? Tất cả các chỉ tiêu đều thỏa mãn điều kiện bền. Ứng suất tiếp xúc tính toán là $\sigma_H = 509,03\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 875\text{ MPa}$. Ứng suất uốn tại chân răng bánh chủ động $\sigma_{F1} = 131,22\text{ MPa}$ và bánh bị động $\sigma_{F2} = 133,25\text{ MPa}$, đều nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F] = 257,14\text{ MPa}$.

4. Trục sơ cấp và trục thứ cấp được làm bằng vật liệu gì và hệ số an toàn mỏi đạt bao nhiêu? Cả hai trục được chế tạo bằng thép 40X tôi cải thiện ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$). Hệ số an toàn mỏi tính toán tại tiết diện nguy hiểm của trục sơ cấp là $s_3 = 4,1$ và của trục thứ cấp là $s_c = 3,9$, đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép tiêu chuẩn ($[s] = 2,0$).

5. Cơ cấu đồng tốc trong hộp số hoạt động theo nguyên lý nào để hạn chế va đập khi chuyển số? Hộp số sử dụng bộ đồng tốc có khóa chuyển số. Khi người lái đẩy cần số, ống trượt đẩy vành đồng tốc áp sát vào mặt côn của bánh răng số. Lực ma sát côn làm đồng đều vận tốc góc giữa bánh răng số và ống trượt trước khi các then gài ăn khớp hoàn toàn vào rãnh then của bánh răng số, giúp triệt tiêu va đập và tiếng ồn khi gài số.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế hộp số động cơ ô tô Toyota Vios - Cặp bánh răng số 3" đã hoàn thành việc khảo sát kết cấu và tính toán thiết kế chi tiết máy cho hộp số sàn 2 trục đặt ngang. Toàn bộ các thông số động học, hình học dịch chỉnh và các phép kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh của cặp bánh răng số 3 cùng hệ trục truyền động đều thỏa mãn giới hạn bền cho phép theo tiêu chuẩn kỹ thuật. Đồ án cung cấp một tài liệu tham khảo có cấu trúc tính toán hoàn chỉnh, số liệu minh bạch và tính ứng dụng thực tiễn cao cho chuyên ngành Cơ khí Động lực.