Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Ngành công nghiệp ô tô giữ vai trò thiết yếu trong mạng lưới giao thông vận tải và phát triển kinh tế xã hội. Tại Việt Nam, hoạt động sản xuất ô tô phần lớn vẫn mang tính chất lắp ráp quy mô nhỏ và nhập khẩu xe đã qua sử dụng. Để nâng cao năng lực tự chủ và gia tăng tỷ lệ nội địa hóa, công tác nghiên cứu, tính toán thiết kế các cụm chi tiết trong hệ thống truyền lực đặt ra khối lượng công việc kỹ thuật rất lớn. Hộp số là một trong những cụm chi tiết cốt lõi của hệ thống truyền lực, quyết định trực tiếp đến tính năng động lực học, tính kinh tế nhiên liệu cũng như độ tin cậy khi vận hành của phương tiện.

Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí Động lực / Kỹ thuật Ô tô được thực hiện với đề tài: "Tính toán thiết kế hộp số cơ khí xe 1,5 tấn".

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu chính của đồ án bao gồm:

  1. Tổng quan cơ sở lý thuyết về phân loại, cấu tạo và nguyên lý làm việc của các loại hộp số trên ô tô (hộp số cơ khí có cấp 2 trục, 3 trục; hộp số tự động có cấp, hộp số vô cấp CVT, hộp số ly hợp kép DCT) cùng cơ cấu điều khiển và bộ đồng tốc.
  2. Phân tích, so sánh các phương án kết cấu để lựa chọn mô hình hộp số phù hợp với loại xe tải nhẹ có tải trọng 1,5 tấn.
  3. Tính toán xác định các thông số cơ bản: tỷ số truyền của truyền lực chính, tỷ số truyền tay số 1 theo điều kiện cản và điều kiện bám, tỷ số truyền các tay số trung gian và số lùi.
  4. Xác định kích thước hình học bánh răng: khoảng cách trục, môđun, góc nghiêng răng, số răng của các cặp bánh răng, bề rộng vành răng và thực hiện dịch chỉnh bánh răng để chuẩn hóa khoảng cách trục.
  5. Xác định chế độ tải trọng tính toán, các lực tác dụng lên các cặp bánh răng ăn khớp; kiểm nghiệm sức bền uốn và sức bền tiếp xúc của bánh răng.
  6. Tính toán sơ bộ kích thước trục hộp số (trục sơ cấp, trục trung gian, trục thứ cấp), thiết lập cơ sở tính bền trục theo ứng suất uốn - xoắn tổng hợp và cơ sở chọn ổ lăn.

Đối tượng nghiên cứu là cụm hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp số tiến và 1 số lùi, lắp đặt trên dòng xe tải nhẹ. Phạm vi nghiên cứu lấy xe tham khảo là dòng xe tải nhẹ JAC X150 (khối lượng toàn tải 3.490 kg, động cơ có công suất 50 kW, mô-men xoắn cực đại 170 Nm), thực hiện hoàn thành vào năm 2023 tại Hà Nội.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết của đồ án dựa trên các nguyên lý động lực học ô tô, lý thuyết tính toán thiết kế hệ thống truyền lực và các tiêu chuẩn tính toán chi tiết máy:

  • Khung phân loại và cấu tạo truyền động: Phân loại hộp số theo chuyển động của trục (trục cố định, trục hành tinh), theo số lượng trục (hộp số 2 trục, 3 trục), theo phương thức thay đổi tỷ số truyền (có cấp, vô cấp), và theo cơ chế điều khiển. Khảo sát nguyên lý làm việc của cơ cấu định vị chống nhảy số, khóa hãm chống gài đồng thời hai số, và bộ đồng tốc quán tính kiểu chốt hãm (loại 1).
  • Mô hình tính toán động lực học và tỷ số truyền: Tỷ số truyền lực chính $i_0$ xác định từ vận tốc cực đại $V_{max}$; tỷ số truyền tay số 1 ($i_{h1}$) xác định từ điều kiện cản cực đại (hệ số cản lăn $f$, độ dốc lớn nhất $\alpha$) và điều kiện bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường (hệ số bám $\varphi$); phân phối tỷ số truyền các cấp trung gian theo cấp số nhân.
  • Lý thuyết tiếp xúc và uốn bánh răng: Ứng dụng phương pháp giải tích để xác định ứng suất uốn chân răng $\sigma_u$ (có xét đến hệ số dạng răng $y$, hệ số trùng khớp $k_\beta$, tải trọng động $k_d$, hệ số ma sát $k_{ms}$, hệ số tập trung ứng suất $k_{gc}$) và ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ theo lý thuyết đàn hồi tiếp xúc Hertz.

Phương pháp nghiên cứu kết hợp giữa phân tích kết cấu so sánh và tính toán giải tích kỹ thuật:

  • Phương pháp phân tích - so sánh: Đánh giá ưu nhược điểm kỹ thuật, tính phức tạp gia công, độ tin cậy và giá thành chế tạo của từng phương án hộp số.
  • Phương pháp tính toán giải tích: Áp dụng các công thức kinh nghiệm ngành ô tô để xác định khoảng cách trục sơ bộ $a_w$, môđun pháp tuyến $m_n$, phân chia số răng và tính toán hệ số dịch chỉnh góc $\xi$ để bù trừ sai lệch khoảng cách trục.
  • Phương pháp kiểm nghiệm sức bền: Tính toán lực tác dụng theo ba phương (lực vòng $P$, lực hướng kính $R$, lực hướng trục $Q$), từ đó tính ứng suất thực tế và đối chiếu với giới hạn ứng suất cho phép $[\sigma_u]$, $[\sigma_{tx}]$ của vật liệu.

Nguồn dữ liệu sử dụng trong đồ án gồm các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của xe cơ sở JAC X150, các hằng số vật liệu cơ khí (thép C45, môđun đàn hồi $E = 2 \cdot 10^5 \text{ N/mm}^2$), cùng các biểu đồ tra cứu hệ số tải trọng chuyên ngành.

Thiết kế và triển khai

Cụm hộp số được thiết kế dưới dạng hộp số cơ khí 3 trục đặt dọc (trục sơ cấp, trục trung gian và trục thứ cấp cùng một trục phụ cho số lùi), 5 cấp số tiến và 1 cấp số lùi. Vị trí tay số 5 được thiết kế là số truyền thẳng ($i_{h5} = 1$) nối cứng trục sơ cấp với trục thứ cấp.

Thông số xe tham khảo (JAC X150) Giá trị Đơn vị
Kích thước bao (Dài $\times$ Rộng $\times$ Cao) $5335 \times 1710 \times 2430$ mm
Chiều dài cơ sở ($L_0$) 2600 mm
Khoảng sáng gầm xe 160 mm
Khối lượng không tải 1875 kg
Khối lượng toàn tải ($G$) 3490 (tương đương 34.900) kg (N)
Công suất cực đại động cơ 50 (tại 3200 vòng/phút) kW
Mô-men xoắn cực đại ($M_{emax}$) 170 (tại 2200 vòng/phút) Nm
Vận tốc lớn nhất ($V_{max}$) 100 km/h
Ký hiệu lốp xe 6.00-13 ($B = 6 \text{ inch}, d = 13 \text{ inch}$) inch
Bán kính thiết kế lốp ($r_0$) 317,5 mm
Tỷ số truyền của truyền lực chính ($i_0$) 4,875 -

Dựa trên điều kiện cản dốc lớn nhất ($\alpha = 15^\circ$, hệ số cản tổng cộng $\psi_{max} = 0,29$) và hệ số bám $\varphi = 0,8$, các thông số động học của hộp số được tính toán và chuẩn hóa:

Cấp số Tỷ số truyền cặp BR ($i_i$) Tỷ số truyền danh nghĩa ($i_{hi}$) Tỷ số truyền thực tế ($i_{hi}$) Số răng BR trung gian ($z'_i$) Số răng BR thứ cấp ($z_i$)
Cặp luôn ăn khớp ($a-a'$) 2,06 - 2,06 $z_a = 17$ (chủ động) $z'_a = 35$ (bị động)
Số 1 1,92 3,96 3,90 $z'_1 = 18$ $z_1 = 34$
Số 2 1,36 2,80 2,80 $z'_2 = 22$ $z_2 = 30$
Số 3 0,966 1,99 2,06 $z'_3 = 26$ $z_3 = 26$
Số 4 0,684 1,41 1,395 $z'_4 = 31$ $z_4 = 21$
Số 5 (Truyền thẳng) - 1,00 1,00 - -
Số lùi 2,00 4,752 4,80 $z'_L = 15$ $z_{L1} = 35$

Các thông số hình học chuẩn hóa của các cặp bánh răng nghiêng: khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 85 \text{ mm}$, môđun pháp tuyến $m_n = 2,84 \text{ mm}$ (riêng số lùi dùng răng thẳng $m_n = 3 \text{ mm}$), góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$, chiều rộng vành răng $b = 19 \text{ mm}$, hệ số dịch chỉnh $\xi = 0,003$, góc ăn khớp pháp tuyến $\alpha_n = 20^\circ 28'$.

Cặp bánh răng Lực vòng $P$ (N) Lực hướng kính $R$ (N) Lực hướng trục $Q$ (N) Ứng suất uốn $\sigma_u$ (MN/m²) Ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ (MN/m²)
Cặp luôn ăn khớp ($a-a'$) 6.531,7 3.119,0 3.771,1 $264,1 / 396,7$ 1.125,1
Cặp số 1 12.700,5 6.064,56 7.332,6 $752,2 / 568,4$ 1.546,9
Cặp số 2 10.391,4 4.962,0 3.999,5 $577,3 / 475,3$ 1.331,7
Cặp số 3 8.792,7 4.198,6 5.076,5 $459,9 / 414,0$ 1.224,7
Cặp số 4 7.374,5 3.521,4 4.257,7 $372,1 / 374,5$ 1.142,9
Cặp số lùi 15.241,0 7.277,7 0,0 $1.151,4 / 813,4$ -

Kích thước sơ bộ của hệ thống trục hộp số:

  • Trục sơ cấp: Đường kính $d_1 = 30 \text{ mm}$.
  • Trục trung gian: Đường kính $d_2 = 38 \text{ mm}$, chiều dài $l_2 = 225 \text{ mm}$ (thỏa mãn tỷ lệ cứng vững $d_2/l_2 = 0,169 \in [0,16 \div 0,18]$).
  • Trục thứ cấp: Đường kính $d_3 = 38 \text{ mm}$, chiều dài $l_3$ nằm trong khoảng $181 \div 211 \text{ mm}$ (thỏa mãn tỷ lệ cứng vững $d_3/l_3 \in [0,18 \div 0,21]$). Vật liệu chế tạo trục là thép C45.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hộp số

Chương này hệ thống hóa toàn diện các kiến thức về công dụng, yêu cầu kỹ thuật và phân loại hộp số trên ô tô hiện đại.

  • Công dụng và yêu cầu: Hộp số có chức năng thay đổi mô-men xoắn và số vòng quay tại bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện cản của đường, thực hiện đổi chiều chuyển động (số lùi) và ngắt dòng truyền lực trong thời gian dài (số 0). Yêu cầu kỹ thuật bao gồm: hiệu suất truyền lực cao, sang số nhẹ nhàng không gây ồn, có khóa liên động chống gài hai số cùng lúc, có cơ cấu định vị chống tự nhảy số và có khả năng bố trí cụm trích công suất.
  • Cấu tạo hộp số cơ khí: Phân tích sự khác biệt giữa hộp số 2 trục (dùng cho xe con động cơ đặt trước - cầu trước chủ động, không có số truyền thẳng) và hộp số 3 trục (dùng cho xe có động cơ đặt trước - cầu sau chủ động). Hộp số 3 trục có ưu điểm tạo ra tỷ số truyền lớn trong kích thước nhỏ gọn và có số truyền thẳng ($i=1$) với hiệu suất xấp xỉ bằng 1. Tác giả lưu ý số truyền thẳng chiếm từ 50% đến 80% thời gian hoạt động của ô tô, giúp giảm mài mòn cho các bánh răng và ổ lăn trung gian.
  • Cơ cấu điều khiển và bộ đồng tốc: Trình bày chi tiết cơ cấu gài số đặt trực tiếp trên nắp hộp số hoặc dẫn động rời, cấu tạo chốt định vị bi/cốc/thanh và khóa hãm. Phân tích nguyên lý làm việc 4 giai đoạn của bộ đồng tốc kiểu chốt hãm loại 1 (vị trí trung gian, bắt đầu đồng tốc qua mặt côn ma sát, quá trình đồng đều tốc độ, kết thúc gài khớp then hoa).
  • Tổng quan các loại hộp số tự động: Khảo sát cấu tạo và nguyên lý của hộp số tự động thủy lực AT (dùng bộ bánh răng hành tinh, biến mô thủy lực và van điều khiển điện từ), hộp số tự động vô cấp CVT (dùng hệ 2 pulley hình nón nghiêng $20^\circ$ và dây đai thép) và hộp số ly hợp kép DCT (sử dụng 2 ly hợp ma sát ướt lồng nhau cùng 2 trục sơ cấp đồng trục lồng nhau, thời gian sang số ngắn khoảng 200 ms).

Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống hộp số trên xe

Chương 2 là phần trọng tâm tính toán kỹ thuật của đồ án, bao gồm:

  • Phân tích lựa chọn phương án thiết kế: So sánh các loại hộp số cơ khí và tự động. Đồ án kết luận lựa chọn hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp số tiến do xe tham khảo là dòng xe tải nhẹ đặt dọc, cầu sau chủ động. Phương án này đảm bảo tính kinh tế, quy trình công nghệ chế tạo phổ biến, sửa chữa dễ dàng, độ cứng vững cao và tỷ số truyền lớn.
  • Xác định tỷ số truyền: Tỷ số truyền lực chính $i_0 = 4,875$. Tỷ số truyền số 1 được tính toán đảm bảo lực kéo vượt qua dốc lớn nhất ($15^\circ$) mà không bị trượt bám trên đường nhựa tốt ($\varphi = 0,8$). Các tỷ số truyền trung gian được phân phối theo cấp số nhân: $i_{h2} = 2,8$; $i_{h3} = 1,99$; $i_{h4} = 1,41$; $i_{h5} = 1,0$ và số lùi $i_{hL} = 4,8$.
  • Tính toán thông số hình học bánh răng: Khoảng cách trục sơ bộ được tính theo công thức kinh nghiệm $a_w = k_a \sqrt[3]{M_{emax}} = 15 \sqrt[3]{170} = 83,09 \text{ mm}$, chuẩn hóa thành $a_w = 85 \text{ mm}$. Xác định góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$, môđun pháp tuyến $m_n = 2,84 \text{ mm}$. Sau khi chọn số răng nguyên cho các cặp bánh răng ($z_a=17, z'_a=35; z'_1=18, z_1=34; z'_2=22, z_2=30; z'_3=26, z_3=26; z'_4=31, z_4=21$), khoảng cách trục thực tế tính toán đạt $85,26 \text{ mm}$. Tác giả đã áp dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng với hệ số dịch chỉnh $\xi = 0,003$ để đưa khoảng cách trục chính xác về trị số chuẩn 85 mm.
  • Tính toán lực và kiểm nghiệm độ bền: Tính toán mô-men truyền và xác định ba thành phần lực ($P, R, Q$) cho từng cặp bánh răng. Kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma_u$ cho thấy: tay số 1 và 2 đạt từ $475,3 \div 752,2 \text{ MN/m}^2$ (nằm trong giới hạn cho phép $350 \div 840 \text{ MN/m}^2$); tay số 3 và 4 đạt từ $372,1 \div 459,9 \text{ MN/m}^2$ (phù hợp dải $150 \div 400 \text{ MN/m}^2$); số lùi đạt $813,4 \div 1151,4 \text{ MN/m}^2$ (thỏa mãn khoảng $300 \div 1200 \text{ MN/m}^2$). Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ cho kết quả từ $1125,1 \div 1546,9 \text{ N/mm}^2$, nằm trong phạm vi giới hạn $[\sigma_{tx}] = 1000 \div 2500 \text{ MN/m}^2$ đối với bánh răng nghiêng.
  • Tính toán sơ bộ trục và ổ lăn: Xác định kích thước đường kính các trục ($d_1 = 30 \text{ mm}, d_2 = d_3 = 38 \text{ mm}$), kiểm tra độ cứng vững trục qua tỷ lệ $d/l$, lập công thức tính mô-men chống uốn $W_u = 0,1 d^3$, mô-men chống xoắn $W_x = 0,2 d^3$ và xác định các phản lực gối đỡ ổ lăn tại tay số 1.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả kỹ thuật cụ thể:
    • Xác lập hoàn chỉnh bộ thông số động học của hộp số 3 trục 5 cấp: $i_1 = 3,90$; $i_2 = 2,80$; $i_3 = 2,06$; $i_4 = 1,395$; $i_5 = 1,00$ và $i_L = 4,80$.
    • Thiết lập bảng thông số hình học chi tiết của 6 cặp bánh răng (đường kính chia, vòng đỉnh, vòng đáy, chiều cao răng $h = 6,39 \text{ mm}$, bề rộng vành răng $b = 19 \text{ mm}$) ăn khớp chính xác tại khoảng cách trục chuẩn $a_w = 85 \text{ mm}$.
    • Chứng minh độ bền cơ học của hệ thống: toàn bộ các cặp bánh răng đều thỏa mãn điều kiện bền uốn ($\sigma_u \le \sigma_g / 1,3$) và bền tiếp xúc ($\sigma_{tx} \le [\sigma_{tx}]$) dưới chế độ tải trọng lớn nhất của động cơ ($M_{emax} = 170 \text{ Nm}$).
    • Xác định kích thước trục và tỷ lệ chiều dài thỏa mãn yêu cầu về độ cứng vững chống võng trục khi làm việc.
  • Đóng góp của đồ án:
    • Cung cấp quy trình tính toán thiết kế giải tích hoàn chỉnh, logic cho hộp số cơ khí ô tô tải nhẹ từ khâu chọn thông số xe tham khảo, phân phối tỷ số truyền, dịch chỉnh bánh răng cho đến kiểm nghiệm bền chi tiết máy.
    • Đề xuất giải pháp dịch chỉnh góc ăn khớp ($\xi = 0,003, \alpha_n = 20^\circ 28'$) nhằm xử lý triệt để sai lệch khoảng cách trục phát sinh khi làm tròn số răng nguyên, tạo tiền đề thuận lợi cho quá trình gia công cắt gọt thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế được ghi nhận trong văn bản:
    • Đồ án là bước đầu vận dụng lý thuyết vào tính toán một cụm cơ khí cụ thể nên tác giả tự nhận định không tránh khỏi một số thiếu sót nhất định.
    • Phần tính toán sức bền trục và phản lực gối đỡ ổ lăn trong văn bản mới chỉ triển khai chi tiết cho trường hợp gài tay số 1 (chế độ chịu lực lớn nhất), chưa lập bảng tính toán đầy đủ cho tất cả các tay số còn lại.
    • Chưa có nội dung mô phỏng động lực học 3D, phân tích ứng suất bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) cũng như kiểm nghiệm thực nghiệm trên băng thử.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Tiếp tục hoàn thiện tính toán mỏi cho hệ thống ổ lăn và trục thứ cấp ở tất cả các cấp số truyền.
    • Xây dựng mô hình hình học 3D và tiến hành mô phỏng số kiểm tra biến dạng trục và phân bố ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng khi chịu tải.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế Ô tô, đồ án Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí ô tô cần tài liệu tra cứu về các bước tính toán phân bổ tỷ số truyền, phương pháp dịch chỉnh bánh răng hộp số 3 trục và công thức kiểm tra sức bền uốn/tiếp xúc theo tiêu chuẩn ngành truyền động cơ khí.
  • Các phần đáng tham khảo nhất trong đồ án gồm: phương pháp tính chọn tỷ số truyền theo điều kiện bám/cản, bảng thông số hình học chi tiết của các cặp bánh răng ăn khớp và quy trình kiểm nghiệm bền bánh răng nghiêng.

Câu hỏi thường gặp

1. Vì sao đồ án lựa chọn loại hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp thay vì hộp số 2 trục hay hộp số tự động?
Hộp số 3 trục cho phép tạo ra tỷ số truyền lớn trong kích thước bao và trọng lượng nhỏ gọn (do tỷ số truyền bằng tích hai cặp bánh răng). Đồng thời, trục sơ cấp và thứ cấp đồng trục tạo ra số truyền thẳng ($i_5 = 1$) có hiệu suất xấp xỉ bằng 1, giúp giảm tải cho bánh răng và ổ bi khi xe chạy đường bằng (chiếm 50-80% thời gian). Ngoài ra, hộp số cơ khí có công nghệ chế tạo phổ biến, giá thành thấp và dễ bảo dưỡng hơn so với hộp số tự động.

2. Đồ án sử dụng mẫu xe nào làm tham khảo và các thông số tải trọng, động cơ chính là bao nhiêu?
Đồ án sử dụng xe tham khảo là xe tải nhẹ JAC X150. Thông số chính gồm: khối lượng toàn tải 3.490 kg, động cơ có công suất cực đại 50 kW tại 3.200 vòng/phút, mô-men xoắn cực đại 170 Nm tại 2.200 vòng/phút, vận tốc lớn nhất 100 km/h, lốp xe 6.00-13 và tỷ số truyền lực chính $i_0 = 4,875$.

3. Khoảng cách trục và môđun của các cặp bánh răng được xác định như thế nào?
Khoảng cách trục sơ bộ được tính theo công thức kinh nghiệm $a_w = 15 \sqrt[3]{170} = 83,09 \text{ mm}$ và được chuẩn hóa thành $a_w = 85 \text{ mm}$. Môđun pháp tuyến của các cặp bánh răng nghiêng số tiến được chọn là $m_n = 2,84 \text{ mm}$ với góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$; riêng cặp bánh răng số lùi là bánh răng thẳng có môđun $m_n = 3 \text{ mm}$.

4. Tại sao phải thực hiện dịch chỉnh bánh răng và kết quả dịch chỉnh trong đồ án là bao nhiêu?
Sau khi tính toán và làm tròn số răng của các cặp bánh răng thành số nguyên, khoảng cách trục lý thuyết giữa các trục bị lệch thành 85,26 mm (lệch so với khoảng cách trục chuẩn 85 mm). Để giữ nguyên góc nghiêng $\beta = 30^\circ$ mà vẫn đảm bảo khoảng cách trục chính xác 85 mm, tác giả đã áp dụng phương pháp dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh $\xi = 0,003$ và góc ăn khớp $\alpha_n = 20^\circ 28'$.

5. Kết quả kiểm nghiệm sức bền của các cặp bánh răng có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Có. Tất cả các cặp bánh răng đều thỏa mãn điều kiện bền: ứng suất uốn $\sigma_u$ lớn nhất ở số 1 đạt $752,2 \text{ MN/m}^2$ (nằm trong giới hạn cho phép $350 \div 840 \text{ MN/m}^2$) và số lùi đạt $1.151,4 \text{ MN/m}^2$ (dưới mức $1.200 \text{ MN/m}^2$); ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ lớn nhất đạt $1.546,9 \text{ N/mm}^2$ (thỏa mãn dải cho phép $1.000 \div 2.500 \text{ MN/m}^2$ đối với bánh răng nghiêng).

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp số tiến cho xe tải nhẹ 1,5 tấn dựa trên mẫu xe tham khảo JAC X150. Toàn bộ các thông số động học, hình học bánh răng, hệ số dịch chỉnh và kích thước trục được xác lập chặt chẽ thông qua các công thức giải tích chuyên ngành. Kết quả kiểm nghiệm khẳng định hệ thống bánh răng và trục đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và độ cứng vững khi làm việc ở chế độ tải trọng lớn nhất. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị cao đối với sinh viên và cán bộ kỹ thuật ngành cơ khí động lực và thiết kế ô tô.