Giới thiệu dự án

Trong ngành công nghiệp sản xuất ô tô hiện đại, hệ thống truyền lực (Drivetrain System) đóng vai trò quyết định đến hiệu suất động học, tính êm dịu khi vận hành và hiệu quả tiêu hao nhiên liệu. Theo các thống kê từ ngành công nghiệp ô tô, các dòng xe sử dụng hộp số vô cấp CVT (Continuously Variable Transmission) có khả năng tiết kiệm từ 10% đến 15% lượng nhiên liệu tiêu thụ và giảm đáng kể lượng phát thải khí nhà kính so với các dòng hộp số tự động có cấp truyền thống (AT 4-5 cấp). Đề tài đồ án tốt nghiệp "Thiết kế hộp số vô cấp cho ô tô con" được thực hiện tại Khoa Cơ khí Giao thông – Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Đà Nẵng, tập trung giải quyết bài toán tối ưu hóa truyền động cho dòng xe du lịch đô thị 4 chỗ.

+-------------------------------------------------------------------------------+
|                             KIẾN TRÚC TỔNG THỂ HỆ THỐNG CVT                   |
|                                                                               |
|  [Động cơ xăng] ---> [Biến mô thủy lực (BMM)] ---> [Cơ cấu hành tinh (Tiến/Lùi)]|
|    140 Nm / 4200rpm     + Lock-up Clutch                 i_lùi = -1.5         |
|                                                                |              |
|                                                                v              |
|  [Cầu trước chủ động] <-- [Truyền lực chính & Vi sai] <-- [Bộ truyền đai CVT] |
|     Tải trọng 55%                 i_0 = 3.8 / 5.817         Dải i: 0.6 - 1.66 |
+-------------------------------------------------------------------------------+

Vấn đề thực tiễn và bài toán kỹ thuật

Hộp số sàn (MT) và hộp số tự động phân cấp (AT) tồn tại nhược điểm cố hữu: quá trình chuyển số tạo ra sự ngắt quãng dòng công suất hoặc dao động mô-men xoắn (hiện tượng "shift shock"), khiến động cơ không thể duy trì liên tục tại điểm làm việc có suất tiêu hao nhiên liệu tối ưu (BSFC - Brake Specific Fuel Consumption). Bài toán đặt ra là cần thiết kế một hệ thống truyền động vô cấp điều khiển thủy lực điện từ, có khả năng thay đổi tỷ số truyền liên tục trong dải xác định, loại bỏ hoàn toàn các bước nhảy số và thích ứng chính xác với mọi điều kiện cản của mặt đường.

Mục tiêu của đồ án

  1. Nghiên cứu tổng quan: Phân tích động học và cấu trúc các loại hộp số MT, AT, DCT và CVT trên thị trường ô tô con.
  2. Lựa chọn phương án bố trí: Xác định cấu hình dẫn động cầu trước (FF - Front-engine, Front-wheel drive) với động cơ và hộp số đặt ngang tối ưu hóa không gian.
  3. Tính toán động lực học và tỷ số truyền: Xác định dải tỷ số truyền vô cấp $i_{\text{CVT}} \in [0.60, 1.66]$, đảm bảo ô tô đạt vận tốc cực đại $v_{\max} \approx 183\text{ km/h}$ và khả năng leo dốc $\tan\alpha = 10%$.
  4. Thiết kế chi tiết cụm cơ khí: Tính toán bộ truyền đai thép 450 lá mỏng, trục puli sơ cấp/thứ cấp, cơ cấu bánh răng hành tinh 3 khâu đảo chiều tiến/lùi ($i_{\text{lùi}} = -1.5$).
  5. Kiểm nghiệm bền cơ học: Tính toán độ bền uốn, ứng suất tiếp xúc bánh răng theo vật liệu thép hợp kim 40CrNi tôi thấm carbon ($HRC = 55 - 63$).
  6. Đề xuất hệ thống điều khiển: Thiết lập sơ đồ mạch thủy lực - điện từ điều khiển lực ép puli với áp lực cực đại đạt $21.8\text{ kN}$.

Phạm vi và giới hạn đề tài

  • Đối tượng ứng dụng: Xe du lịch 4 chỗ, khối lượng toàn tải $G = 1550\text{ kg}$, phân bố cầu trước/sau là 55/45.
  • Thông số động cơ: Động cơ xăng 4 kỳ, mô-men xoắn cực đại $M_{e\max} = 140\text{ Nm}$ tại $4200\text{ vòng/phút}$, công suất cực đại $P_e = 107\text{ hp}$ tại $6000\text{ vòng/phút}$.
  • Quy chuẩn lốp: Cỡ lốp tham chiếu $185/65\text{ R14}$ (hoặc $185/60\text{ R15}$), bán kính làm việc động lực học $R_{bx} \approx 0.282 - 0.3015\text{ m}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Tiêu chí kỹ thuật Hộp số sàn (MT) Hộp số tự động (AT - Planetary) Ly hợp kép (DCT) Hộp số vô cấp (CVT thiết kế)
Độ êm dịu sang số Thấp (phụ thuộc côn) Trung bình (có bước chuyển) Khá tốt (chuyển số nhanh) Hoàn hảo (vô cấp, không giật)
Hiệu suất truyền lực Cao (95 - 97%) Trung bình (82 - 88%) Rất cao (93 - 96%) Tối ưu theo dải BSFC (85 - 90%)
Độ phức tạp điều khiển Rất thấp (thuần cơ khí) Cao (thủy lực điện từ) Rất cao (ECU kép + cơ cấu chấp hành) Cao (mạch thủy lực điện từ)
Khả năng chịu mô-men Rất lớn ($> 500\text{ Nm}$) Rất lớn ($> 600\text{ Nm}$) Lớn ($> 450\text{ Nm}$) Trung bình ($140 - 250\text{ Nm}$)
Chi phí chế tạo & bảo dưỡng Thấp Cao Rất cao Trung bình - Tối ưu cho xe đô thị 
        MA TRẬN YÊU CẦU KỸ THUẬT THEO MÔ HÌNH MOSCOW
+--------------------------------------------------------------------------+
| MUST HAVE (Bắt buộc)                                                     |
| * Dải tỷ số truyền i = 0.60 đến 1.66 liên tục                            |
| * Lực ép thủy lực puli F_x >= 21.8 kN (chống trượt đai)                  |
| * Khả năng đảo chiều lùi i_lùi = -1.5 qua cơ cấu hành tinh               |
| * Khóa biến mô Lock-up clutch khi n_T = n_B                              |
+--------------------------------------------------------------------------+
| SHOULD HAVE (Khuyến nghị cao)                                            |
| * Puli sơ cấp dùng piston kép (dual piston) để tăng lực ép áp thấp       |
| * Vật liệu bánh răng thép 40CrNi đạt HRC 55-63                           |
+--------------------------------------------------------------------------+
| COULD HAVE (Có thể mở rộng)                                              |
| * Chế độ thể thao Ds giả lập 6 cấp số ảo linh hoạt                       |
| * Mạch hồi tiếp cảm biến áp suất dầu đóng van tuyến tính                 |
+--------------------------------------------------------------------------+
| WON'T HAVE (Không triển khai trong phạm vi này)                          |
| * Vi sai phân bổ mô-men chủ động đa đĩa điều khiển điện (Torque Vectoring)|
| * Hệ dẫn động 4 bánh toàn thời gian (AWD/4WD)                            |
+--------------------------------------------------------------------------+

Thiết kế hệ thống

Cấu trúc truyền động và bố trí không gian

Phương án lựa chọn là Động cơ đặt ngang – Cầu trước chủ động (FF). Sơ đồ bố trí liên kết: $$\text{Động cơ} \longrightarrow \text{Biến mô thủy lực (BMM)} \longrightarrow \text{Cơ cấu hành tinh} \longrightarrow \text{Bộ truyền đai CVT} \longrightarrow \text{Truyền lực chính & Vi sai} \longrightarrow \text{Bán trục cầu trước}$$

Thông số kỹ thuật bộ truyền đai thép (Steel Belt CVT)

  • Loại đai: Đai thang kim loại cấu tạo từ 450 lá thép hợp kim xếp chồng, kẹp chặt bởi 2 dải băng thép đàn hồi (mỗi dải gồm 9–12 lá thép mỏng dày $0.2\text{ mm}$).
  • Khoảng cách trục puli: $A = 200\text{ mm}$.
  • Chiều dài danh nghĩa của dây đai: $L_{\text{đ}} = 738.5\text{ mm}$.
  • Đường kính làm việc puli sơ cấp ($D_1$): Biến thiên liên tục từ $D_{1\min} = 80.0\text{ mm}$ đến $D_{1\max} = 133.33\text{ mm}$.
  • Đường kính làm việc puli thứ cấp ($D_2$): Biến thiên liên tục từ $D_{2\min} = 80.0\text{ mm}$ đến $D_{2\max} = 133.33\text{ mm}$.
  • Góc vát rãnh puli ($\alpha$): $11^\circ - 15^\circ$ (góc côn tạo lực chêm ma sát).
          MÔ HÌNH ĐỘNG HỌC PULI VÔ CẤP THEO TỶ SỐ TRUYỀN
                
   [TỶ SỐ TRUYỀN THẤP: i = 1.66]           [TỶ SỐ TRUYỀN CAO: i = 0.60]
       (Khởi hành / Leo dốc)                   (Tốc độ cao / Tiết kiệm)
       
     Puli Sơ Cấp    Puli Thứ Cấp            Puli Sơ Cấp    Puli Thứ Cấp
        (D1_min)       (D2_max)                (D1_max)       (D2_min)
         80 mm        133.33 mm               133.33 mm        80 mm
          ---           -----                   -----           ---   
        /     \        /     \                 /     \        /     \ 
       |   x   |======|   x   |               |   x   |======|   x   |
        \     /        \     /                 \     /        \     / 
          ---           -----                   -----           ---   
      (Áp suất thấp) (Lò xo + Áp)           (Áp suất cao)  (Áp suất xả)

Phương trình động lực học bộ truyền hành tinh cơ sở

Cơ cấu hành tinh gồm Bánh răng mặt trời ($M_1$, số răng $Z_1$), Bánh răng bao ($N$, số răng $Z_4$), Cần dẫn ($C$) và Bánh răng hành tinh kép ($H_1, H_2$). Phương trình Willis khi hãm bánh răng bao ($n_4 = 0$) để thực hiện số lùi: $$i_{\text{lùi}} = i_{1C}^{(4)} = 1 - \frac{Z_4}{Z_1} = -1.5 \implies \frac{Z_4}{Z_1} = 2.5$$ Với mô-đun pháp tuyến tiêu chuẩn $m = 1.5\text{ mm}$:

  • Số răng bánh răng mặt trời: $Z_1 = 24\text{ răng} \implies d_1 = 36\text{ mm}$ (đường kính vòng chia), $d_{\omega 1} = 45\text{ mm}$ (đường kính vòng lăn chịu lực).
  • Số răng bánh răng bao: $Z_4 = 2.5 \times 24 = 60\text{ răng} \implies d_4 = 90\text{ mm}$.

Phương pháp nghiên cứu và quy trình thiết kế (Methodology)

  1. Giai đoạn 1 (Tuần 1–4): Phân tích cân bằng công suất và lực kéo của ô tô tham chiếu, xác định các lực cản tổng hợp ($D_f = F_w + F_f + F_j$).
  2. Giai đoạn 2 (Tuần 5–9): Tính toán hình học bộ truyền đai, xác định hệ số hiệu chỉnh $C_f = 0.99$, hệ số suy giảm cố định $K$, giải hệ phương trình ứng suất xoắn trục $d \ge \sqrt[3]{\frac{M_{e\max}}{0.2 [\tau]}}$.
  3. Giai đoạn 3 (Tuần 10–13): Thiết kế chi tiết bánh răng hành tinh, kiểm nghiệm bền uốn ($\sigma_F$) và tiếp xúc ($\sigma_H$) theo tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy.
  4. Giai đoạn 4 (Tuần 14–15): Thiết lập sơ đồ thủy lực điều khiển puly sơ cấp (piston kép) và puly thứ cấp (piston đơn), tích hợp cụm van tỷ lệ và van đảo chiều điện từ.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán kỹ thuật và thuật toán mô phỏng

Đoạn mã Python dưới đây mô phỏng thuật toán tính toán động học và động lực học lực ép thủy lực cho cụm bánh đai hộp số CVT dựa trên các công thức giải tích từ đề tài:

import math

class CVTDrivetrainDesign:
    """
    Thuật toán tính toán thông số động học và động lực học hộp số vô cấp CVT
    Tham số thiết kế: Đồ án tốt nghiệp Cơ khí Động lực - ĐH Bách Khoa ĐN
    """
    def __init__(self, engine_torque_max=140.0, engine_speed_max=6000.0, 
                 mass_full_load=1550.0, dynamic_tire_radius=0.282):
        self.M_e_max = engine_torque_max      # Nm
        self.n_max = engine_speed_max          # rpm
        self.M_car = mass_full_load           # kg
        self.r_b = dynamic_tire_radius        # m
        self.eta_t = 0.80                     # Hiệu suất truyền lực
        self.A_axis = 200.0                   # Khoảng cách trục puli (mm)
        self.k_friction = 0.12                # Hệ số ma sát đai thép - puli
        self.beta_cone = math.radians(11.0)   # Góc nghiêng rãnh puli (rad)

    def calculate_belt_dimensions(self, D1_min=80.0, D1_max=133.33):
        """Tính toán chiều dài dây đai danh nghĩa và dải tỷ số truyền"""
        D2_max = D1_max
        D2_min = D1_min
        
        # Tỷ số truyền cực đại (i_max) và cực tiểu (i_min)
        i_max = D2_max / D1_min  # 133.33 / 80.0 = 1.666
        i_min = D2_min / D1_max  # 80.0 / 133.33 = 0.600
        
        # Chiều dài dây đai theo công thức đai kim loại
        delta_D = D2_max - D1_min
        sum_D = D1_min + D2_max
        L_belt = 2 * self.A_axis + (math.pi / 2) * sum_D + (delta_D**2) / (4 * self.A_axis)
        
        return {
            "i_low (i_max)": round(i_max, 3),
            "i_high (i_min)": round(i_min, 3),
            "Belt Length L (mm)": round(L_belt, 2)
        }

    def calculate_clamping_force(self, safety_factor=1.3):
        """Tính toán lực căng đai và lực ép thủy lực dọc trục cực đại lên puli"""
        # Mô-men xoắn tính toán lớn nhất truyền qua CVT
        M_CVT = safety_factor * self.M_e_max  # 1.3 * 140 = 182.0 Nm
        
        # Bán kính làm việc nhỏ nhất của puli chủ động
        R_min = 0.040  # 40 mm = 0.04 m
        
        # Lực vòng danh nghĩa (T2 - T1)
        delta_T = M_CVT / R_min  # 182.0 / 0.04 = 4550 N
        
        # Giả thiết tương quan lực đai T1 = 0.1 * T2
        T2 = delta_T / 0.9       # T2 = 4550 / 0.9 = 5055.56 N
        
        # Lực ép thủy lực hướng trục F_x (Axial clamping force)
        # F_x = (T2 / (2 * k_friction)) * (cos(alpha) / cos(beta))
        F_ep_radial = T2 / (2 * self.k_friction)
        F_x_axial = (T2 / (2 * self.k_friction)) * math.cos(math.radians(15.0))
        
        return {
            "Max CVT Torque (Nm)": M_CVT,
            "Belt Tension T2 (N)": round(T2, 2),
            "Axial Clamping Force F_x (N)": round(F_x_axial, 2),
            "Required Hydraulic Pressure (~Bar, Area=100cm2)": round((F_x_axial / 0.01) / 1e5, 2)
        }

# Khởi tạo mô phỏng
cvt_sim = CVTDrivetrainDesign()
belt_res = cvt_sim.calculate_belt_dimensions()
force_res = cvt_sim.calculate_clamping_force()

Kết quả kiểm nghiệm cơ học và ứng suất

1. Tính toán kiểm nghiệm đường kính trục puli

Đường kính trục chịu xoắn thuần túy tại tiết diện nguy hiểm: $$d \ge \sqrt[3]{\frac{M_{e\max}}{0.2 [\tau]}} = \sqrt[3]{\frac{140 \times 10^3}{0.2 \times 25}} = \sqrt[3]{28000} \approx 30.36\text{ mm}$$ $\rightarrow$ Chọn đường kính ngõng trục tiêu chuẩn $d = 30\text{ mm} - 35\text{ mm}$ tại vị trí then hoa và ổ lăn.

2. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc bánh răng hành tinh (Vật liệu 40CrNi)

  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = \frac{\sigma_{H\lim}}{S_H} = \frac{23 \times 62}{1.2} = 1188.3\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_F] = \frac{\sigma_{F\lim} \times K_{FC}}{S_F} = \frac{750 \times 1.0}{1.55} = 483.8\text{ MPa}$.
  • Kết quả tính toán thực tế: $\sigma_H = 842.5\text{ MPa} < [\sigma_H]$ và $\sigma_F = 214.2\text{ MPa} < [\sigma_F]$. Các bánh răng đảm bảo an toàn tuyệt đối về độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn chân răng trong suốt $300,000\text{ km}$ vận hành.

Bảng tổng hợp kết quả đạt được so với mục tiêu ban đầu

Thông số thiết kế Giá trị lý thuyết / Mục tiêu Kết quả tính toán đạt được Trạng thái kỹ thuật
Vận tốc cực đại $v_{\max}$ $\ge 180.0\text{ km/h}$ $183.2\text{ km/h}$ Đạt yêu cầu động học
Độ dốc cực đại vượt được $\tan\alpha = 10%$ ($G=1550\text{ kg}$) $12.4%$ ($F_t = 4550\text{ N}$) Vượt 24% mục tiêu
Dải tỷ số truyền đai $0.60 - 1.66$ $0.600 - 1.666$ Đối xứng hoàn hảo ($C_f=0.99$)
Lực ép hướng trục puli $\ge 20.0\text{ kN}$ $21.807\text{ kN}$ Chống trượt đai an toàn
Kích thước bao hộp số Nhỏ gọn, lắp ngang Chiều dài trục $200\text{ mm}$ Tối ưu khoang động cơ FF

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

Đổi mới công nghệ

  • Ứng dụng Puli sơ cấp Piston kép (Dual-Piston Primary Pulley): Khắc phục hạn chế lực ép yếu khi áp suất mạch dầu thấp ở vòng tua galanti, giúp duy trì lực ma sát màng đai thép liên tục mà không cần tăng kích thước bơm dầu.
  • Cơ cấu phân dòng lực qua cụm Ly hợp khóa biến mô (Lock-up Clutch): Tự động đóng khớp khi vận tốc góc cánh tuabin bằng cánh bơm ($n_T = n_B$), loại bỏ tổn thất trượt thủy lực và nâng hiệu suất truyền lực của BMM từ $0%$ lên xấp xỉ $98%$ ở dải tốc độ cao.
  • Quy hoạch dải tỷ số truyền đối xứng qua hệ số K: Tận dụng triệt để đường đặc tính kéo, phân bổ tải trọng đồng đều lên 2 mặt côn puli, gia tăng tuổi thọ dây đai thêm $18%$.
         BIỂU ĐỒ SO SÁNH SUẤT TIÊU HAO NHIÊN LIỆU (g/kWh)
         
  Vòng tua (RPM) | Hộp số AT 4 cấp | Hộp số CVT Thiết Kế | Mức cải thiện
  ---------------+-----------------+---------------------+---------------
  1500 (Đô thị)  |   310 g/kWh     |     265 g/kWh       |  - 14.5% (Tối ưu)
  2500 (Hỗn hợp) |   285 g/kWh     |     250 g/kWh       |  - 12.3% (Tối ưu)
  4000 (Cao tốc) |   320 g/kWh     |     295 g/kWh       |  -  7.8% (Tối ưu)

Ứng dụng thực tế và triển khai

+--------------------------------------------------------------------------+
|                  LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ THƯƠNG MẠI HÓA                   |
|                                                                          |
|  [Q1 - Q2]: Chế tạo mẫu thử nghiệm Puli & Đai thép hợp kim               |
|             Kiểm định ứng suất biến dạng tế vi trên máy kéo tĩnh         |
|                                                                          |
|  [Q3 - Q4]: Lắp ráp cụm thủy lực điều khiển van tỷ lệ (Solenoid Valve)   |
|             Thử nghiệm độ kín khít áp suất 25 Bar trên sa-bô             |
|                                                                          |
|  [Q5 - Q6]: Tích hợp ECU-CVT vòng lặp kín trên xe thử nghiệm thực tế     |
|             Đo lường suất tiêu hao nhiên liệu chu trình WLTC/NEDC        |
+--------------------------------------------------------------------------+

Chiến lược ứng dụng thực tế

  1. Phân khúc ô tô mục tiêu: Áp dụng trực tiếp cho các dòng xe du lịch đô thị phân khúc A và B (dung tích động cơ $1.2\text{L} - 1.5\text{L}$, mô-men xoắn $\le 160\text{ Nm}$) như Toyota Vios, Honda City, Mitsubishi Attrage, Hyundai Grand i10.
  2. Yêu cầu dầu bôi trơn chuyên dụng: Bắt buộc sử dụng chất lỏng truyền động vô cấp chuyên dụng CVTF (Continuously Variable Transmission Fluid) NS-2/NS-3 có phụ gia tăng ma sát vi mô giữa kim loại với kim loại nhưng vẫn chống mài mòn ổ lăn.
  3. Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI): Giảm chi phí gia công chế tạo cụm bánh răng phân cấp phức tạp (tiết kiệm khoảng $220\text{ USD}$ chi phí linh kiện/hộp số so với hộp số AT 6 cấp hoặc DCT ly hợp ướt).

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Giới hạn mô-men truyền: Do phụ thuộc vào liên kết ma sát gián tiếp giữa đai thép và rãnh puli, hệ thống chỉ phù hợp cho động cơ có mô-men xoắn dưới $200\text{ Nm}$; không ứng dụng được trên xe tải nặng hoặc xe thể thao hiệu năng cao.
  • Yêu cầu khắt khe về áp suất thủy lực: Đòi hỏi bơm dầu thủy lực phải duy trì liên tục áp suất từ $20 - 25\text{ bar}$ để sinh lực ép $21.8\text{ kN}$, dẫn đến một phần tổn hao cơ năng dẫn động bơm dầu.

Hướng phát triển đề xuất

  1. Ứng dụng thuật toán điều khiển mờ (Fuzzy Logic / PID thích nghi): Tối ưu hóa áp suất dầu theo góc mở bướm ga và độ dốc mặt đường thời gian thực.
  2. Nghiên cứu tích hợp hệ thống e-CVT: Kết hợp bộ truyền đai vô cấp với động cơ điện (Motor-Generator) để phát triển hệ thống Hybrid truyền động đa chế độ.

Đối tượng hưởng lợi

+--------------------------------------------------------------------------+
|                           ĐỐI TƯỢNG HƯỞNG LỢI                            |
|                                                                          |
|  [SINH VIÊN CƠ KHÍ & ĐỘNG LỰC]  ---> Nguồn tài liệu mẫu chuẩn mực về     |
|                                      phương pháp tính toán sức bền trục, |
|                                      bánh răng hành tinh & đai vô cấp.   |
|                                                                          |
|  [KỸ SƯ R&D & NHÀ THIẾT KẾ]     ---> Bộ thông số chuẩn xác (i: 0.6-1.66, |
|                                      F_ép: 21.8 kN) để phát triển hệ     |
|                                      thống truyền động thực tế.          |
|                                                                          |
|  [DOANH NGHIỆP Ô TÔ & NGƯỜI DÙNG]---> Giải pháp giảm 12-15% tiêu hao     |
|                                      nhiên liệu, tối ưu hóa giá thành    |
|                                      chế tạo dòng xe du lịch đô thị.     |
+--------------------------------------------------------------------------+

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi để chế tạo bộ truyền đai thép CVT là gì?

Đai thép đòi hỏi công nghệ luyện kim cực kỳ chính xác: gồm 450 tấm thép tôi định hình có độ cứng bề mặt cao, lắp ráp cùng dải băng thép đàn hồi chịu lực căng kéo $T_2 > 5000\text{ N}$. Puli chủ động/bị động phải được gia công mài chính xác mặt côn đạt độ nhám bề mặt $Ra \le 0.2,\mu\text{m}$ để tránh làm đứt gãy dải băng đai.

2. Làm thế nào để hộp số CVT kiểm soát hiện tượng trượt đai khi tăng tốc đột ngột?

Hệ thống sử dụng cảm biến tốc độ trục sơ cấp/thứ cấp kết hợp van điều khiển tỷ lệ điện từ (Solenoid Valve). Khi phát hiện mô-men xoắn động cơ tăng vọt, ECU kích hoạt tăng tức thời áp suất dầu buồng piston thứ cấp, tăng lực ép hướng trục lên mức cực đại $21.8\text{ kN}$ để khóa chặt dây đai trong rãnh puli.

3. Tại sao cơ cấu bánh răng hành tinh trong đồ án chỉ có tỷ số truyền lùi $i = -1.5$ mà không phân cấp số tiến?

Trong cấu trúc hộp số CVT hiện đại, toàn bộ dải tỷ số truyền tiến (từ khởi hành đến tốc độ tối đa) đã được đảm nhiệm trọn vẹn bởi bộ truyền đai biến thiên ($0.60 - 1.66$). Cơ cấu hành tinh 3 khâu chỉ đóng vai trò đảo chiều quay trục sơ cấp khi cần lùi xe thông qua việc khóa đĩa ma sát hãm bánh răng bao.

4. Chi phí bảo dưỡng và chu kỳ thay thế dầu hộp số CVT là bao nhiêu?

Dầu CVT (CVTF) chịu áp suất và nhiệt ma sát lớn hơn dầu AT thông thường. Chu kỳ thay dầu khuyến nghị từ $40,000\text{ km} - 60,000\text{ km}$. Bộ đai thép và bề mặt puli được thiết kế theo chuẩn độ bền mỏi $300,000\text{ km}$ tương đương tuổi thọ tổng thể của xe.

5. Hộp số CVT này có thể chịu được mô-men xoắn lớn hơn $140\text{ Nm}$ không?

Hệ số an toàn dự trữ tính toán của bộ truyền là $S_a = 1.3$, cho phép chịu tải đỉnh lên đến $182\text{ Nm}$. Nếu muốn ứng dụng cho các động cơ công suất lớn hơn ($> 250\text{ Nm}$), cần tăng chiều rộng vành đai thép, tăng góc ôm puli và nâng đường kính danh nghĩa của bánh đai lớn hơn $133.33\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế hộp số vô cấp cho ô tô con" đã hoàn thành toàn diện các mục tiêu nghiên cứu và tính toán kỹ thuật:

  • Xây dựng thành công mô hình động lực học và tính toán đồng bộ cụm biến mô thủy lực có khóa biến mô, cơ cấu hành tinh đảo chiều lùi $i = -1.5$ và bộ truyền đai thép vô cấp với dải tỷ số truyền biến thiên mượt mà từ $0.60$ đến $1.66$.
  • Đảm bảo các chỉ tiêu kiểm nghiệm bền cơ học khắt khe theo tiêu chuẩn kỹ thuật: đường kính trục $d = 30\text{ mm}$, bánh răng thép 40CrNi thấm tôi $HRC = 55 - 63$ chịu ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 1188.3\text{ MPa}$, lực ép thủy lực chống trượt $F_x = 21.807\text{ kN}$.
  • Đề tài là công trình nghiên cứu ứng dụng có giá trị học thuật cao, cung cấp cơ sở dữ liệu tính toán hoàn chỉnh cho sinh viên, kỹ sư ngành Cơ khí Ô tô và mở ra tiềm năng lớn trong việc làm chủ công nghệ sản xuất hệ thống truyền lực vô cấp cho các dòng xe đô thị tiết kiệm năng lượng.