Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong quá trình phát triển của ngành công nghiệp ô tô, hệ thống truyền lực đóng vai trò quyết định đến chất lượng động lực học và tính kinh tế nhiên liệu của xe. Trong đó, hộp số là cụm chi tiết trung gian quan trọng, chịu trách nhiệm trực tiếp trong việc biến đổi mô-men xoắn và tốc độ quay từ động cơ truyền đến các bánh xe chủ động. Mặc dù các loại hộp số tự động ngày càng phổ biến trên các dòng xe hiện đại, hộp số cơ khí (hộp số sàn) vẫn giữ vị trí trọng yếu nhờ ưu điểm về cấu tạo cơ khí chắc chắn, hiệu suất truyền lực cao, độ tin cậy lớn, chi phí sản xuất và bảo dưỡng thấp.

Đề tài "Tính toán thiết kế hộp số xe ô tô Toyota Vios" do sinh viên Lê Hữu Tuấn thực hiện tại Viện Cơ khí Động lực – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội (năm 2023) dưới sự hướng dẫn của PGS. Nguyễn Thế Lương nhằm mục đích nghiên cứu, tính toán và thiết kế hệ thống hộp số cơ khí 5 cấp số tiến và 1 số lùi tương thích với đặc tính động lực học của dòng xe du lịch Toyota Vios.

Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế được xác định gồm các nội dung chính:

  1. Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, tính toán và lựa chọn thông số hình học của các cặp bánh răng trong hộp số.
  2. Tính toán sức bền mỏi uốn và tiếp xúc của bánh răng, từ đó lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện thích hợp.
  3. Tính toán thiết kế trục hộp số, xác định sơ đồ đặt lực, phản lực gối đỡ, biểu đồ mô-men uốn – xoắn và xác định đường kính trục theo mô-men tương đương.
  4. Tính toán lựa chọn ổ lăn theo hệ số khả năng làm việc động và tuổi thọ yêu cầu.
  5. Xác định dung sai và các kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho toàn bộ các chi tiết trong cụm hộp số.
  6. Xây dựng khối lượng bản vẽ kỹ thuật gồm: 01 bản vẽ lắp hệ thống hộp số khổ A0 và các bản vẽ chi tiết trục, bánh răng khổ A3/A4.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hộp số cơ khí 3 trục đồng tâm 5 cấp số tiến và 1 số lùi trên dòng xe du lịch (xe con).
  • Phạm vi tham khảo: Dòng xe tham khảo là Toyota Vios 1.5EMT (thế hệ 2007) dẫn động cầu trước (FWD) với các thông số kỹ thuật đầu vào:
Thông số kỹ thuật xe tham khảo Giá trị Đơn vị
Kích thước tổng thể ($D \times R \times C$) $4425 \times 1730 \times 1475$ mm
Chiều dài cơ sở 2550 mm
Trọng lượng toàn tải ($G$) 1605 (tương đương 15.745,05 N) kg
Kích thước lốp 185/60R15 -
Tốc độ quay ứng với công suất cực đại ($n_N$) 6000 vòng/phút
Vận tốc chuyển động tối đa ($v_{max}$) 160 km/h
Độ dốc lớn nhất vượt được ($\alpha_{max}$) $3^\circ$ độ
Hệ thống dẫn động Dẫn động cầu trước (FWD) -

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết giải tích và phương pháp tính toán thiết kế truyền động cơ khí chuyên ngành kỹ thuật ô tô, dựa trên các tài liệu quy chuẩn kỹ thuật:

  • Lý thuyết sức kéo và động lực học ô tô: Cân bằng phương trình chuyển động của ô tô, xác định lực kéo lớn nhất ($F_{kmax}$), lực cản lăn ($F_f$), lực cản không khí ($F_w$), lực cản dốc ($F_\alpha$) và điều kiện bám của bánh xe chủ động với mặt đường ($F_\varphi$).
  • Phương pháp xác định tỷ số truyền: Phân bố tỷ số truyền của các tay số trung gian theo cấp số nhân nhằm tối ưu hóa chế độ làm việc của động cơ.
  • Phương pháp thiết kế bánh răng và hiệu chỉnh ăn khớp: Sử dụng phương pháp dịch chỉnh góc (dịch chỉnh đều và dịch chỉnh góc ăn khớp $\alpha_{tw}$) để hiệu chỉnh khoảng cách trục thực tế về giá trị khoảng cách trục danh nghĩa ($a_w = 90\text{ mm}$), đảm bảo điều kiện không cắt chân răng và góc tiếp xúc hợp lý.
  • Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi: Đánh giá ứng suất uốn tại chân răng ($\sigma_u$) và ứng suất tiếp xúc trên mặt răng ($\sigma_{tx}$) theo mô-men xoắn cực đại từ động cơ ($M_{emax} = 232,45\text{ Nm}$).
  • Phương pháp tính toán trục và gối đỡ: Mô hình hóa trục thành các dầm chịu lực tĩnh định trong không gian 2 mặt phẳng vuông góc ($Oxy, Oxz$), xác định phản lực liên kết gối đỡ, xây dựng biểu đồ nội lực cắt ($Q_x, Q_y$) và mô-men ($M_x, M_y$), từ đó tính toán đường kính trục theo mô-men tương đương ($M_{tđ}$) và ứng suất cho phép $[\sigma]$.
  • Phương pháp tính toán ổ lăn: Xác định tải trọng tương đương quy dẫn ($R_{tđ}$) theo chu trình làm việc của từng cấp số và tính chọn ổ lăn theo hệ số khả năng làm việc động ($C$).
  • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép: Áp dụng hệ thống dung sai lắp ghép bề mặt trụ trơn, mối ghép then bằng, then hoa và ổ lăn theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và giáo trình Dung sai lắp ghép của Ninh Đức Tốn.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I. Tổng quan về hộp số ô tô Toyota Vios

Chương I tập trung trình bày nhiệm vụ, yêu cầu làm việc, phân tích lựa chọn phương án kết cấu và thuyết minh nguyên lý làm việc của hộp số xe Toyota Vios:

  • Nhiệm vụ của hộp số: Biến đổi mô-men và tốc độ quay truyền đến bánh xe chủ động phù hợp với sức cản chuyển động bên ngoài; thay đổi chiều chuyển động của xe (tiến và lùi); tách dòng truyền lực từ động cơ đến hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tùy ý; thực hiện trích công suất cho các bộ phận công tác phụ trợ khi cần thiết.
  • Yêu cầu kỹ thuật: Đảm bảo dải tỷ số truyền hợp lý, hiệu suất truyền lực cao, chuyển số êm dịu không gây va đập, kết cấu nhỏ gọn, có cơ cấu định vị chống nhảy số và chống gài đồng thời hai số, có công tắc báo lùi.
  • Lựa chọn kết cấu: Đồ án lựa chọn phương án hộp số cơ khí 3 trục có trục sơ cấp (I) và trục thứ cấp (II) bố trí đồng tâm; trục trung gian (III) đặt song song. Số 4 là số truyền thẳng ($i_{h4} = 1$). Các tay số tiến 2, 3, 4, 5 được điều khiển gài bằng bộ đồng tốc dạng côn ma sát (đồng tốc B và C). Cặp bánh răng số 1 và số lùi (R) được gài bằng khớp răng thông qua cơ cấu trượt A.
  • Nguyên lý truyền động:
    • Số 0: Dòng truyền lực ngắt tại các bánh răng quay lồng không trên trục thứ cấp.
    • Số 1: Đưa cơ cấu A gài cặp bánh răng $Z_1 - Z'_1$, mô-men truyền qua cặp bánh răng luôn ăn khớp $Z_a - Z'_a$ sang trục III rồi qua $Z_1 - Z'_1$ về trục II.
    • Số 2 và 3: Dịch chuyển bộ đồng tốc B gài vào bánh răng $Z'_2$ hoặc $Z'_3$.
    • Số 4 (Truyền thẳng): Đồng tốc C gài trực tiếp trục sơ cấp I với trục thứ cấp II ($i_{h4} = 1$).
    • Số 5 (Số tăng): Đồng tốc C gài vào bánh răng $Z'5$ trên trục thứ cấp ($i{h5} < 1$).
    • Số lùi (R): Đồng tốc/khớp gài A đưa bánh răng trung gian đảo chiều $Z_L$ vào ăn khớp với $Z_4$ và $Z'_1$, làm đảo chiều quay của trục thứ cấp.

Chương II. Tính toán thiết kế các kích thước của hộp số

Chương này thực hiện toàn bộ chuỗi tính toán động lực học, phân phối tỷ số truyền, kích thước hình học bánh răng và kiểm nghiệm độ bền:

  • Xác định tỷ số truyền:
    • Bán kính làm việc trung bình của bánh xe: $r_b = 0,23\text{ m}$.
    • Công suất cực đại động cơ: $N_{emax} = 116,82\text{ kW}$, mô-men xoắn cực đại: $M_{emax} = 232,45\text{ Nm}$.
    • Tỷ số truyền lực chính: $i_0 = 3,038$.
    • Tỷ số truyền tay số 1: $i_{h1} = 2,50$.
    • Tỷ số truyền các tay số: $i_{h2} = 1,84$; $i_{h3} = 1,36$; $i_{h4} = 1,00$; $i_{h5} = 0,74$; số lùi $i_L = 3,20$.
Cấp số Tỷ số truyền sơ bộ ($i_{hi}$) Tỷ số truyền gài ($i_{gi}$) Số răng bánh răng chủ động ($Z$) Số răng bánh răng bị động ($Z'$)
Cặp luôn ăn khớp ($a-a'$) 1,83 - 18 33
Số 1 2,50 1,32 25 34
Số 2 1,84 0,97 26 25
Số 3 1,36 0,72 30 21
Số 4 (truyền thẳng) 1,00 - - -
Số 5 0,74 0,39 37 14
Số lùi (R) 3,20 1,33 $Z_4 = 22, Z_L = 26$ $Z'_4 = 29, Z'_1 = 34$

  • Thông số hình học và dịch chỉnh bánh răng:

    • Khoảng cách trục sơ bộ: $a = 14,5 \cdot \sqrt[3]{232,45} = 89,15\text{ mm}$, quy chuẩn chọn $a_w = 90\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp tuyến tiêu chuẩn: $m_n = 3\text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$ cho các cặp bánh răng luôn ăn khớp (cặp số 1 và số lùi dùng bánh răng thẳng $\beta = 0^\circ$).
    • Để khắc phục sai lệch khoảng cách trục thực tế phát sinh sau khi làm tròn số răng nguyên ($a_i \neq 90\text{ mm}$), tác giả tiến hành dịch chỉnh góc ăn khớp, xác định hệ số dịch chỉnh tâm $y$, hệ số giảm đỉnh răng $\Delta y$, và hệ số dịch chỉnh $x, x'$.

  • Kiểm nghiệm ứng suất và lựa chọn vật liệu:

    • Bề rộng vành răng: $b = 19\text{ mm}$.
    • Kiểm tra ứng suất uốn $\sigma_u$ và ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ theo chế độ tải trọng lớn nhất từ động cơ ($M_{emax}$).
    • Kết quả kiểm tra: Ứng suất uốn các tay số đều nằm trong giới hạn bền cho phép ($\sigma_u \le 1000\text{ MPa}$ cho số 1, 2; $\sigma_u \le 600\text{ MPa}$ cho số 3, 5). Ứng suất tiếp xúc nằm trong phạm vi $[\sigma_{tx}] = 1000 \div 2500\text{ MN/m}^2$.
    • Vật liệu lựa chọn: Thép hợp kim 20X thấm cacbon, nhiệt luyện đạt độ rắn 46...53 HRC cho các cặp bánh răng 2, 3, 4, 5; thép 40X cho cặp bánh răng số 1 và số lùi.

Chương III. Tính toán thiết kế trục và ổ lăn

Nội dung chương III tính toán chi tiết kết cấu các trục truyền động và hệ thống gối đỡ ổ lăn:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 50\text{ MPa}$.
  • Xác định kích thước sơ bộ trục:
    • Trục sơ cấp (I): Đường kính sơ bộ $d_1 = 35\text{ mm}$.
    • Trục thứ cấp (II): Đường kính $d_2 = 50\text{ mm}$, chiều dài $l_2 = 263\text{ mm}$.
    • Trục trung gian (III): Đường kính $d_3 = 50\text{ mm}$, chiều dài $l_3 = 281\text{ mm}$.
    • Trục số lùi (IV): Đường kính $d_4 = 45\text{ mm}$.
  • Sơ đồ đặt lực và tính phản lực gối đỡ:
    • Phân tích lực tác dụng lên từng điểm ăn khớp gồm lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, và lực dọc trục $F_a$.
    • Bố trí 5 gối đỡ chính: Gối A (trục sơ cấp), gối B-G (ổ bi kim đặt lồng trong lỗ đầu trục sơ cấp để đỡ đầu trục thứ cấp), gối C (đuôi trục thứ cấp), gối D và E (hai đầu trục trung gian).
    • Lập phương trình cân bằng mô-men và lực, xác định phản lực tại các gối đỡ trên các mặt phẳng đứng và ngang.
  • Tính toán mô-men tương đương và xác định đường kính trục:
    • Tính mô-men uốn tổng $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mô-men tương đương $M_{tđ} = \sqrt{M_u^2 + 0,75 M_z^2}$.
    • Đường kính các đoạn trục được chọn theo $M_{tđ}$ và ứng suất cho phép $[\sigma]$: Trục sơ cấp chọn các đoạn đường kính $32\text{ mm}$ và $35\text{ mm}$; Trục trung gian chọn các đoạn từ $40\text{ mm}$ đến $45\text{ mm}$; Trục thứ cấp chọn các đoạn từ $32\text{ mm}, 40\text{ mm}$ đến $45\text{ mm}$.
  • Thiết kế mối ghép then và then hoa:
    • Trục thứ cấp: Sử dụng then hoa dạng răng chữ nhật để lắp các moay-ơ đồng tốc di trượt (các kích thước tiêu chuẩn $6 \times 28 \times 34$, $8 \times 32 \times 38$, $10 \times 46 \times 56$).
    • Trục trung gian: Sử dụng mối ghép then bằng với các tiết diện then $12 \times 8\text{ mm}$ (cho đoạn $\varnothing 40$) và $14 \times 9\text{ mm}$ (cho đoạn $\varnothing 45$).
  • Tính toán lựa chọn ổ lăn:
    • Điều kiện tính toán: Quãng đường vận hành yêu cầu trước khi đại tu $S = 100.000\text{ km}$, vận tốc trung bình $v_{tb} = 40\text{ km/h}$, thời gian làm việc $L_h = 2500\text{ giờ}$, tuổi thọ tương đương $L = 69,20\text{ triệu vòng}$.
    • Bảng tổng hợp thông số ổ lăn được lựa chọn:
Vị trí gối đỡ Ký hiệu ổ lăn Loại ổ $d$ (mm) $D$ (mm) $B$ (mm) Khả năng tải động $C$ (kN)
Gối A (Trục sơ cấp) 307 Ổ bi đỡ một dãy 35 80 21 26,16
Gối B-G (Đầu trục thứ cấp) 4024001 Ổ bi kim 28 42 24 38,65
Gối C (Đuôi trục thứ cấp) 208 Ổ bi đỡ một dãy 40 80 20 25,37
Gối D (Trục trung gian) 207 Ổ bi đỡ một dãy 35 72 19 26,99
Gối E (Trục trung gian) 207 Ổ bi đỡ một dãy 35 72 19 25,04

Chương IV. Dung sai lắp ghép

Chương IV thiết lập các chế độ lắp ghép, sai lệch giới hạn và dung sai cho toàn bộ các bề mặt làm việc:

  • Lắp ghép bánh răng với trục trung gian: Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ $H7/k6$ để chịu va đập nhẹ và truyền mô-men tốt.
  • Lắp ghép then bằng trên trục trung gian: Chiều rộng then $b$ lắp theo hệ thống trục với dung sai then $h9$, rãnh then trên trục $N9$ (lắp chặt), rãnh then trên moay-ơ bánh răng $Js9$ (lắp trung gian có thể tháo lắp).
  • Lắp ghép then hoa trên trục thứ cấp: Định tâm theo đường kính ngoài $D$. Lắp ghép theo kích thước $D$ chọn kiểu $H7/f7$; lắp ghép theo bề rộng răng $b$ chọn kiểu $F8/f7$.
  • Lắp ghép ổ bi kim trục thứ cấp: Miền dung sai trục chọn $h6$, miền dung sai lỗ bánh răng quay lồng không chọn $G7$.
  • Lắp ghép ổ lăn: Vòng trong quay lắp lên ngỗng trục chọn miền dung sai $k6$ (lắp có độ dôi chống trượt vòng lăn); vòng ngoài đứng yên lắp vào lỗ vỏ hộp số chọn miền dung sai $H7$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật chính

  1. Xác lập hệ thống thông số động học hoàn chỉnh: Thiết lập thành công tỷ số truyền 5 cấp số tiến ($2,50; 1,84; 1,36; 1,00; 0,74$) và 1 cấp số lùi ($3,20$), đáp ứng hoàn toàn điều kiện bám đường và khả năng leo dốc lớn nhất $\alpha_{max} = 3^\circ$.
  2. Chuẩn hóa thông số hình học bánh răng: Đồng nhất toàn bộ khoảng cách trục hộp số về khoảng cách chuẩn $a_w = 90\text{ mm}$ thông qua phương pháp dịch chỉnh góc, với mô-đun chuẩn $m_n = 3\text{ mm}$ và góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$.
  3. Đảm bảo các chỉ tiêu sức bền: Toàn bộ các cặp bánh răng và các đoạn trục đều thỏa mãn các điều kiện bền mỏi uốn và bền mỏi tiếp xúc khi vận hành ở chế độ mô-men cực đại ($M_{emax} = 232,45\text{ Nm}$).
  4. Hệ thống hóa dung sai và gối đỡ: Xác định đầy đủ 5 cụm ổ lăn tiêu chuẩn có khả năng làm việc động đáp ứng tuổi thọ $100.000\text{ km}$ và hoàn thành hệ thống bảng tra dung sai lắp ghép chi tiết cho từng vị trí lắp ráp.

Đóng góp thực tiễn của đồ án

  • Cung cấp tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho cụm hộp số ô tô con hạng B (Toyota Vios), từ khâu tính toán giải tích động lực học đến việc lựa chọn kết cấu công nghệ, vật liệu, nhiệt luyện và dung sai chế tạo.
  • Quy trình tính toán dịch chỉnh bánh răng trong đồ án là ví dụ điển hình về việc giải quyết bài toán sai lệch khoảng cách trục thực tế khi làm tròn số răng trong thiết kế máy.

Hạn chế và phạm vi nghiên cứu

  • Phạm vi tính toán tải trọng: Các tính toán sức bền và tuổi thọ ổ lăn được thực hiện dựa trên chế độ tải trọng tĩnh và hệ số tải trọng phân bố theo thời gian làm việc lý thuyết (theo tài liệu tham khảo), chưa xét đến phổ tải trọng ngẫu nhiên trong điều kiện vận hành giao thông thực tế.
  • Giới hạn về mặt kết cấu: Thuyết minh tập trung giải quyết phần tính toán sức bền bánh răng, trục và ổ lăn; chưa đi sâu vào việc tính toán động học chi tiết của cụm cơ cấu đồng tốc dạng côn ma sát và cơ cấu dẫn động đi số bên ngoài vỏ hộp số.

Giá trị tham khảo

Đồ án là nguồn tài liệu tham khảo chuyên ngành hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Cơ khí Động lực, Cơ điện tử: Sử dụng làm tài liệu mẫu cho đồ án môn học Thiết kế máy, Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế Ô tô và Khóa luận tốt nghiệp chuyên ngành kỹ thuật truyền động.
  • Kỹ sư cơ khí, kỹ thuật viên thiết kế: Tham khảo phương pháp tính toán dịch chỉnh ăn khớp bánh răng nghiêng, quy trình phân tích lực không gian trên trục hộp số 3 trục đồng tâm và phương pháp chọn dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho cụm hộp số ô tô.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án phải áp dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng và chọn khoảng cách trục chuẩn $a_w = 90\text{ mm}$?

Sau khi tính toán sơ bộ khoảng cách trục ($a = 89,15\text{ mm}$ chọn sơ bộ $90\text{ mm}$) và xác định số răng của các cặp bánh răng rồi làm tròn thành số nguyên, khoảng cách trục tính toán giữa các cặp bánh răng không còn đồng nhất. Để tất cả các cặp bánh răng có thể lắp chung trên một cặp trục song song có khoảng cách cố định $a_w = 90\text{ mm}$, bắt buộc phải tiến hành dịch chỉnh góc ăn khớp ($x_t \neq 0$) nhằm giữ nguyên mô-đun tiêu chuẩn ($m_n = 3\text{ mm}$) và góc nghiêng răng ($\beta = 30^\circ$).

2. Kết cấu gối đỡ trục thứ cấp ở đầu trục sơ cấp được bố trí như thế nào?

Để đảm bảo độ đồng tâm giữa trục sơ cấp (I) và trục thứ cấp (II), đầu trước của trục thứ cấp không tựa trực tiếp lên vỏ hộp số mà được lồng vào bên trong lỗ khoét ở đuôi trục sơ cấp thông qua một ổ bi kim số hiệu 4024001 ($d=28\text{ mm}, D=42\text{ mm}, B=24\text{ mm}$). Kết cấu này giúp hộp số gọn gàng và thuận tiện cho việc gài số truyền thẳng ($i_{h4} = 1$).

3. Vì sao các cặp bánh răng số 1 và số lùi lại sử dụng bánh răng trụ răng thẳng thay vì răng nghiêng?

Cặp bánh răng số 1 và số lùi được thiết kế để gài số bằng phương pháp di trượt khớp răng (cơ cấu trượt A) chứ không dùng bộ đồng tốc như các số 2, 3, 4, 5. Do đó, việc sử dụng bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$) giúp quá trình di trượt vào khớp dễ dàng hơn, không phát sinh lực dọc trục ($F_a = 0$) khi truyền mô-men xoắn lớn ở cấp số thấp.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục trong hộp số được lựa chọn là gì?

  • Bánh răng các tay số 2, 3, 4, 5: Sử dụng thép hợp kim 20X, thấm cacbon, tôi đạt độ rắn 46...53 HRC.
  • Bánh răng số 1 và số lùi: Sử dụng thép 40X nhằm đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc dưới tải trọng lớn.
  • Các trục hộp số (sơ cấp, thứ cấp, trung gian): Sử dụng thép cacbon kết cấu C45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$.

5. Chế độ dung sai lắp ghép của các ổ lăn lên trục và vào vỏ hộp số được quy định như thế nào?

Để chống hiện tượng trơn trượt của vòng lăn khi làm việc, vòng trong của ổ lăn (vòng quay) được lắp lên ngỗng trục theo kiểu lắp trung gian có độ dôi với miền dung sai $k6$. Vòng ngoài của ổ lăn (vòng đứng yên) được lắp vào lỗ trên vỏ hộp số theo kiểu lắp lỏng/trung gian với miền dung sai $H7$.

Kết luận

Thuyết minh đồ án thiết kế máy của sinh viên Lê Hữu Tuấn đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động lực học, kết cấu cơ khí và kiểm nghiệm sức bền cho hộp số 5 cấp xe Toyota Vios. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu logic từ tỷ số truyền, kích thước hình học bánh răng sau dịch chỉnh, biểu đồ nội lực trục đến quy cách ổ lăn và bảng dung sai lắp ghép chế tạo. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị kỹ thuật cao cho sinh viên và kỹ sư chuyên ngành Cơ khí Động lực và Kỹ thuật Ô tô.