Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

1. Lý do chọn đề tài và bối cảnh thực tiễn

Ngành công nghiệp ô tô giữ vai trò thiết yếu trong việc thúc đẩy nền kinh tế quốc dân thông qua việc đáp ứng nhu cầu giao thông vận tải, thúc đẩy sản xuất và thương mại. Tại các quốc gia phát triển như Mỹ, Nhật Bản, Anh, Pháp, Đức, Hàn Quốc, ngành công nghiệp ô tô đã được đầu tư phát triển từ sớm phục vụ nhu cầu nội địa và xuất khẩu. Tại Việt Nam, ngành công nghiệp ô tô khởi đầu muộn hơn các nước trong khu vực khoảng 30 năm (Việt Nam bắt đầu từ năm 1991, trong khi Thái Lan, Indonesia, Malaysia đã phát triển từ năm 1960).

Theo số liệu thống kê trong tài liệu, tính đến thời điểm nghiên cứu:

  • Cả nước có 358 doanh nghiệp liên quan đến ô tô, gồm 50 doanh nghiệp lắp ráp, 45 doanh nghiệp sản xuất khung gầm/thân/thùng xe, và 214 doanh nghiệp sản xuất linh kiện phụ tùng (con số này thấp hơn đáng kể so với 385 doanh nghiệp tại Malaysia và 2.500 doanh nghiệp tại Thái Lan).
  • Tổng năng lực sản xuất, lắp ráp đạt khoảng 600.000 xe/năm. Một số dòng xe như xe tải đến 7 tấn đạt tỷ lệ nội địa hóa 55%; xe khách từ 24 chỗ ngồi trở lên đạt 45% - 55%.
  • Nền tảng sản xuất trong nước chủ yếu dừng lại ở mức lắp ráp CKD đơn giản; chi phí sản xuất ô tô trong nước cao hơn khoảng 20% so với các nước trong khu vực ASEAN.
  • Mục tiêu Quy hoạch phát triển ngành công nghiệp ô tô đặt ra tỷ lệ sản xuất trong nước đối với cụm động cơ và hộp số đạt 50% - 90% vào năm 2010, tuy nhiên thực tế ngành cơ khí trong nước vẫn chưa tự chủ sản xuất được các cụm tổng thành quan trọng này mà phụ thuộc hoàn toàn vào nguồn linh kiện nhập khẩu.

Trước yêu cầu gia tăng hàm lượng giá trị nội địa, việc nghiên cứu tính toán, thiết kế các cụm tổng thành truyền động đảm bảo yêu cầu kỹ thuật và công nghệ chế tạo phù hợp với năng lực các nhà máy cơ khí trong nước là nhiệm vụ cấp thiết. Đề tài "Thiết kế và tính toán hộp số xe ô tô tải cỡ nhẹ được chế tạo và lắp ráp trong nước" được thực hiện bởi sinh viên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Khoa Cơ điện và Công trình, Trường Đại học Lâm Nghiệp.

2. Mục tiêu nghiên cứu

Thiết kế và tính toán cụm hộp số cơ khí cho xe ô tô tải cỡ nhỏ thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật chung của hệ thống truyền lực ô tô, phù hợp với điều kiện vận hành thực tế và có tính khả thi trong gia công, chế tạo tại các cơ sở cơ khí trong nước.

3. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Xe ô tô tải cỡ nhẹ có tải trọng không quá 2 tấn được sản xuất, lắp ráp trong nước. Đề tài lựa chọn mẫu xe cơ sở là Hyundai H150 Porter 1.5 Tấn.
Thông số kỹ thuật cơ sở Giá trị / Đặc tính
Loại xe / Số loại Xe ô tô tải / HYUNDAI H150 PORTER
Động cơ Máy dầu 2.6L nạp khí tự nhiên, 4 kỳ
Dung tích xi lanh 2.607 $cm^3$
Tỷ số nén 22.0:1
Công suất tối đa ($N_e$) 58,104 kW (77,92 HP) tại 4.000 vòng/phút
Mô-men xoắn cực đại ($M_{emax}$) 166,77 N.m tại 2.200 vòng/phút
Hộp số nguyên bản Số sàn 5 số tiến, 01 số lùi
Kích thước tổng thể ($D \times R \times C$) $5.970 \times 1.740 \times 1.970$ mm
Chiều dài cơ sở / Vệt bánh xe 2.640 mm / 1.320 mm
Thông số lốp 195/70R15C – 8PR
Trọng lượng bản thân / Toàn bộ ($G$) 1.759 kg / 3.040 kg
Tải trọng cho phép chở 1.500 kg
  • Phạm vi nghiên cứu: Giới hạn trong phạm vi tính toán động học, động lực học, thiết kế kết cấu không gian và kiểm nghiệm sức bền các chi tiết máy chính (bánh răng, trục, then, ổ lăn, bộ đồng tốc, vỏ hộp số) của cụm hộp số cơ khí có cấp.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

1. Khung lý thuyết và kiến thức nền tảng

Nghiên cứu ứng dụng đồng bộ các nguyên lý kỹ thuật cơ khí và chuyên ngành động lực ô tô:

  • Khoa học cơ sở: Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Cơ học lý thuyết, Sức bền vật liệu, Vật liệu kỹ thuật.
  • Chuyên ngành ô tô: Lý thuyết ô tô, Kết cấu ô tô, Tính toán thiết kế hệ thống truyền lực ô tô.

2. Phương pháp nghiên cứu

  • Phương pháp nghiên cứu kế thừa: Thu thập, tổng hợp, khảo sát các tài liệu kỹ thuật, tiêu chuẩn ngành và các công trình nghiên cứu đi trước về kết cấu hộp số cơ khí ô tô thương mại cỡ nhẹ nhằm lựa chọn sơ đồ động học và xác lập các thông số ban đầu.
  • Phương pháp nghiên cứu lý thuyết:
    • Xây dựng mô hình toán học xác định tỷ số truyền các tay số dựa trên điều kiện cản cực đại của mặt đường và điều kiện bám.
    • Sử dụng công thức kinh nghiệm kết hợp phương trình cân bằng bền để tính toán khoảng cách trục, mô-đun pháp tuyến, số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh bánh răng.
    • Kiểm nghiệm ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng truyền động theo lý thuyết tải trọng giới hạn.

Đề xuất và so sánh các phương án thiết kế hộp số

Tác giả đưa ra 3 phương án kết cấu hộp số cơ khí có cấp để phân tích, so sánh trước khi đưa ra quyết định chọn lựa:

Tiêu chí so sánh Phương án 1: Hộp số 2 trục 4 cấp Phương án 2: Hộp số 3 trục 5 cấp (2 trục trung gian đối xứng) Phương án 3: Hộp số 3 trục 5 cấp (1 trục trung gian, đồng tốc toàn bộ)
Sơ đồ bố trí Trục sơ cấp và thứ cấp song song, không có trục trung gian. Trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, sử dụng 2 trục trung gian đối xứng. Trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, sử dụng 1 trục trung gian, bố trí đồng tốc ở tất cả các số.
Hiệu suất truyền động Cao ở các số trung gian do chỉ qua 1 cặp bánh răng ăn khớp. Không có số truyền thẳng. Rất cao ở số truyền thẳng ($i=1$) do truyền trực tiếp. Hiệu suất giảm ở các số trung gian. Đạt hiệu suất tối ưu ở số truyền thẳng ($i=1$). Giảm tổn hao ma sát tốt hơn phương án 2 trục trung gian.
Khả năng giảm tải chi tiết Kém ở tốc độ cao vì các cặp bánh răng và ổ bi luôn phải chịu lực truyền mô-men. Bánh răng, trục trung gian và ổ đỡ được giảm tải hoàn toàn khi gài số truyền thẳng. Bánh răng, trục trung gian và ổ lăn được giải tải hoàn toàn khi xe chạy ở số truyền thẳng (chiếm 50% - 80% thời gian chạy).
Độ phức tạp kết cấu và khối lượng Kích thước chiều ngang lớn khi cần tỷ số truyền lớn, làm tăng khối lượng tổng thể. Kết cấu cồng kềnh, phân phối tải trọng phức tạp, khó chế tạo trong điều kiện trong nước. Kích thước nhỏ gọn, độ cứng vững cao, dễ bố trí đồng tốc, công nghệ chế tạo khả thi.
Tính êm dịu khi chuyển số Sử dụng ống gài hoặc đồng tốc hạn chế. Khó đồng bộ hóa hoàn toàn trên 2 trục trung gian, làm việc dễ ồn. Êm dịu tối đa nhờ trang bị bộ đồng tốc cho toàn bộ các tay số tiến và số lùi.

Kết luận lựa chọn: Đề tài lựa chọn Phương án 3 (Hộp số 3 trục 5 cấp kiểu đồng tâm có bộ đồng tốc ở tất cả các số) vì đáp ứng tối ưu các tiêu chí: phù hợp với bố trí hệ dẫn động cầu sau truyền thống của xe tải nhỏ, có số truyền thẳng giúp tiết kiệm nhiên liệu, kết cấu gọn nhẹ, đảm bảo điều kiện sản xuất và lắp ráp với chi phí hợp lý tại các nhà máy cơ khí Việt Nam.


Thiết kế và tính toán kỹ thuật chi tiết hộp số

1. Xác định tỷ số truyền và phân phối tỷ số truyền

  • Khoảng tỷ số truyền ($D$): Xác định theo tỷ số giữa số truyền thấp nhất ($i_1$) và cao nhất ($i_5 = 1,0$): $$D = \frac{i_1}{i_{cao}} = \frac{7,72}{1,0} = 7,72$$ Tỷ số truyền tay số 1 ($i_{h1} = 7,72$) được tính toán thỏa mãn đồng thời hai điều kiện: điều kiện lực kéo thắng lực cản tổng cộng lớn nhất ($\psi_{max} = 0,4$, hiệu suất truyền lực $\eta_t = 0,85$, tỷ số truyền lực chính $i_0 = 3,5$) và điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường ($\varphi = 0,6$, trọng lượng bám $G_{\varphi} = 0,6G$).
  • Số cấp số ($m$): Dựa trên công suất riêng $N_G = N_e / G = 77,92 / 3,04 = 25,6$ mã lực/tấn ($N_G > 15 \Rightarrow$ chọn công bội trung bình sơ bộ $q_{tb} = 1,8$), số cấp số tính toán là: $$m = 1 + \frac{\lg D}{\lg q_{tb}} = 1 + \frac{\lg 7,7}{\lg 1,8} \approx 4,5 \Rightarrow \text{Chọn } m = 5 \text{ cấp số}$$
  • Công bội tính lại: $q_{tb}' = \sqrt[4]{7,7} \approx 1,666$.
  • Dãy tỷ số truyền các tay số:
    • Số 1: $i_{h1} = 7,72$ (tỷ số truyền thực tế sau khi chọn răng: $7,73$)
    • Số 2: $i_{h2} = 4,63$ (thực tế: $4,61$)
    • Số 3: $i_{h3} = 2,78$ (thực tế: $2,76$)
    • Số 4: $i_{h4} = 1,67$ (thực tế: $1,70$)
    • Số 5: $i_{h5} = 1,00$ (số truyền thẳng)
    • Số lùi: $i_{hL} = 7,73$ (thực tế: $7,78$)

2. Xác định các thông số hình học cơ bản

  • Khoảng cách trục ($A$): Tính theo công thức kinh nghiệm cho xe tải động cơ diesel $A = \lambda \sqrt[3]{M_{emax}}$ với $\lambda = 20,5$ và $M_{emax} = 166,77$ N.m $\Rightarrow A = 20,5 \cdot \sqrt[3]{166,77} \approx 112,85$ mm. Chọn chính xác $A = 113$ mm.
  • Mô-đun pháp tuyến ($m_n$): Chọn đồng nhất cho các bánh răng $m_n = 3$ mm.
  • Chiều rộng vành răng ($b$): Chọn $b = 0,2 \cdot A = 0,2 \cdot 113 = 22,6$ mm.
  • Cặp bánh răng luôn ăn khớp ($\alpha$): $Z_a = 20$, $Z_a' = 48$, góc nghiêng răng $\beta = 25^\circ$, tỷ số truyền cặp luôn ăn khớp $i_a = 2,4$.

3. Thông số hình học và dịch chỉnh bánh răng

Do việc thay đổi góc nghiêng của các cặp bánh răng để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian dẫn đến khoảng cách trục chia ($a$) giữa các cặp không bằng nhau, tác giả sử dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng góc để quy chuẩn tất cả các cặp bánh răng về cùng khoảng cách trục làm việc $a_w = 113$ mm.

Cặp bánh răng Số răng chủ động ($Z_1$) Số răng bị động ($Z_2$) Góc nghiêng răng ($\beta$) Góc ăn khớp dịch chỉnh ($\alpha_{tw}$) Hệ số dịch chỉnh $x_1$ Hệ số dịch chỉnh $x_2$
Cặp luôn ăn khớp ($\alpha$) 20 48 $25^\circ 00'$ $20,625^\circ$ +0,039 +0,101
Cặp số 1 18 58 $9^\circ 22'$ $16,092^\circ$ -0,130 -0,590
Cặp số 2 25 48 $12^\circ 34'$ $21,103^\circ$ +0,093 +0,178
Cặp số 3 33 38 $17^\circ 17'$ $21,949^\circ$ +0,227 +0,261
Cặp số 4 41 29 $21^\circ 15'$ $20,468^\circ$ +0,063 +0,043
Cặp số lùi ($L$) 17 55 $9^\circ 22'$ - - -

4. Kích thước hình học chi tiết các cặp bánh răng (Trích xuất từ Bảng 3.4 - 3.8)

  • Cặp luôn ăn khớp: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 66,5$ mm, $d_{w2} = 159,5$ mm; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 72,5$ mm, $d_{a2} = 165,6$ mm; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 58,9$ mm, $d_{f2} = 151,1$ mm.
  • Cặp bánh răng số 1: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 53,6$ mm, $d_{w2} = 172,4$ mm; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 59,2$ mm, $d_{a2} = 177,9$ mm; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 46,4$ mm, $d_{f2} = 165,6$ mm.
  • Cặp bánh răng số 2: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 73,4$ mm, $d_{w2} = 148,6$ mm; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 83,4$ mm, $d_{a2} = 154,6$ mm; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 69,9$ mm, $d_{f2} = 141,1$ mm.
  • Cặp bánh răng số 3: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 105,1$ mm, $d_{w2} = 120,9$ mm; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 111,1$ mm, $d_{a2} = 126,8$ mm; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 97,6$ mm, $d_{f2} = 113,3$ mm.
  • Cặp bánh răng số 4: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 132,2$ mm, $d_{w2} = 93,8$ mm; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 138,4$ mm, $d_{a2} = 100,0$ mm; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 124,9$ mm, $d_{f2} = 86,5$ mm.

5. Kiểm nghiệm sức bền hộp số

  • Chế độ tải trọng tính toán:
    • Mô-men trục sơ cấp: $M_{tsc} = M_{emax} \cdot \eta_{côn} = 166,77 \cdot 0,9 = 150,09$ N.m.
    • Mô-men trục trung gian: $M_{ttg} = M_{emax} \cdot \eta_{côn} \cdot i_a \cdot \eta_{br} = 166,77 \cdot 0,9 \cdot 2,4 \cdot 0,98 = 352,8$ N.m.
  • Kiểm nghiệm bền uốn cặp bánh răng luôn ăn khớp:
    • Lực vòng tác dụng: $P = \frac{2 M_{tsc}}{d_{w1}} = \frac{2 \cdot 150,09 \cdot 10^3}{66,5} \approx 4.013$ N.
    • Số răng tương đương: $z_{v1} = 26,9 \Rightarrow y_1 = 3,87$; $z_{v2} = 64,5 \Rightarrow y_2 = 3,59$.
    • Hệ số tải trọng: $K_d = 2,0$; $K_{ms} = 1,1$ (bánh chủ động); $K_c = 1,0$; $K_{tp} = 1,2$; $K_{gc} = 1,0$; $K_\epsilon = 1 - \frac{25^\circ}{140^\circ} = 0,82$.
    • Ứng suất uốn tính toán thỏa mãn phạm vi ứng suất uốn cho phép $[\sigma_u] = 300 \div 800$ MPa.
  • Kiểm tra bền tiếp xúc, tính toán trục, then, then hoa, ổ lăn và bộ đồng tốc: Toàn bộ các bộ phận được tính toán kích thước kết cấu và kiểm nghiệm bền theo tiêu chuẩn sức bền cơ khí chế tạo máy.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan vấn đề nghiên cứu

  • Phân tích bối cảnh ngành công nghiệp ô tô thế giới và thực trạng công nghiệp hỗ trợ tại Việt Nam với 358 doanh nghiệp liên quan ô tô nhưng tỷ lệ nội địa hóa các cụm chi tiết phức tạp còn thấp.
  • Trình bày công dụng, yêu cầu và phân loại hộp số ô tô theo phương pháp điều khiển (hộp số sàn cơ khí, hộp số tự động thủy lực AT, vô cấp CVT, ly hợp kép DCT), theo tính chất truyền mô-men (có cấp, vô cấp) và theo số trục truyền động (2 trục, 3 trục).
  • Xác lập mục tiêu nghiên cứu và lựa chọn mẫu xe cơ sở Hyundai H150 Porter 1.5 tấn (động cơ dầu 2.6L, $M_{emax} = 166,77$ N.m, khối lượng toàn bộ 3.040 kg).

Chương 2: Đề xuất lựa chọn phương án thiết kế

  • Khảo sát và xây dựng sơ đồ nguyên lý hoạt động của 3 phương án kết cấu hộp số cơ khí: Phương án 1 (2 trục 4 cấp), Phương án 2 (3 trục 5 cấp có 2 trục trung gian), Phương án 3 (3 trục 5 cấp đồng tâm có 1 trục trung gian và trang bị đồng tốc toàn bộ).
  • Đánh giá ưu - nhược điểm của từng phương án về hiệu suất, độ cứng vững của trục, khả năng tạo số truyền thẳng, kích thước bao, trọng lượng và mức độ phức tạp công nghệ.
  • Đưa ra hệ tiêu chí lựa chọn: khả năng gia công lắp ráp trong nước, thỏa mãn yêu cầu động lực học, giá thành hạ $\Rightarrow$ Luận chứng lựa chọn Phương án 3.

Chương 3: Tính toán thiết kế hộp số

  • Tính toán động học: xác định khoảng tỷ số truyền $D = 7,72$, số cấp số $m = 5$, công bội phân bố tỷ số truyền $q_{tb}' = 1,666$ và dãy tỷ số truyền từ số 1 đến số 5 cùng số lùi.
  • Thiết kế hình học: tính toán khoảng cách trục $A = 113$ mm, mô-đun pháp tuyến $m_n = 3$ mm, chiều rộng vành răng $b = 22,6$ mm, góc nghiêng răng cho từng cấp số để triệt tiêu lực dọc trục trung gian.
  • Thực hiện dịch chỉnh góc cho 5 cặp bánh răng để đồng nhất khoảng cách trục làm việc $a_w = 113$ mm và lập bảng kích thước hình học chi tiết (đường kính vòng chia, vòng lăn, đỉnh răng, đáy răng).
  • Tính toán kiểm nghiệm sức bền bánh răng (uốn và tiếp xúc), trục sơ cấp, trục trung gian, trục thứ cấp, mối ghép then, then hoa, ổ bi đỡ trục và tính chọn bộ đồng tốc.

Kết quả và đóng góp

1. Kết quả kỹ thuật đạt được

  • Xây dựng bản vẽ thiết kế sơ đồ nguyên lý và sơ đồ kết cấu hoàn chỉnh cho hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp số tiến, 1 số lùi tương thích với hệ động lực xe tải Hyundai H150 Porter 1.5 tấn.
  • Xác định hệ thống thông số kết cấu tối ưu: khoảng cách trục $A = 113$ mm, mô-đun pháp tuyến $m_n = 3$ mm, bề rộng răng $b = 22,6$ mm.
  • Thiết lập giải pháp dịch chỉnh góc chính xác cho từng cặp bánh răng, giải quyết triệt để bài toán đồng nhất khoảng cách trục khi các góc nghiêng răng khác nhau ($\beta$ từ $9^\circ 22'$ đến $25^\circ$).
  • Kiểm nghiệm toàn diện các chỉ tiêu bền uốn và bền tiếp xúc dưới chế độ tải trọng lớn nhất của động cơ, khẳng định độ tin cậy làm việc của cụm hộp số.

2. Đóng góp của đề tài

  • Đưa ra một quy trình tính toán, thiết kế hoàn chỉnh từ động học, kích thước hình học đến kiểm nghiệm bền cho một cụm hộp số cơ khí có cấp ứng dụng trên xe tải nhẹ.
  • Đề xuất phương án kết cấu và thông số hình học phù hợp với năng lực công nghệ cắt gọt, nhiệt luyện của các doanh nghiệp cơ khí chế tạo tại Việt Nam, góp phần hiện thực hóa định hướng nâng cao tỷ lệ nội địa hóa cụm truyền lực ô tô.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Nghiên cứu mới dừng lại ở mức độ tính toán lý thuyết và thiết kế giải tích dựa trên các công thức kinh nghiệm và giáo trình chuyên ngành; chưa thực hiện mô phỏng số 3D (phân tích phần tử hữu hạn FEM đối với vỏ và trục) cũng như chưa có điều kiện chế tạo mẫu thực nghiệm để kiểm tra dao động, tiếng ồn và độ mòn thực tế.
  • Hướng phát triển tiếp theo: Ứng dụng các phần mềm CAD/CAE chuyên ngành để mô phỏng động lực học ăn khớp, tối ưu hóa kết cấu vỏ hộp số nhằm giảm trọng lượng và tiến hành chế tạo thử nghiệm trên băng thử công suất.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo phục vụ trực tiếp cho:

  • Sinh viên, học viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Cơ khí Động lực, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế Ô tô và Khóa luận tốt nghiệp kỹ sư.
  • Kỹ sư cơ khí, cán bộ kỹ thuật tại các nhà máy sản xuất, lắp ráp ô tô và phụ tùng truyền động tham khảo quy trình phân phối tỷ số truyền, phương pháp dịch chỉnh bánh răng và kiểm nghiệm bền hộp số cơ khí.

Câu hỏi thường gặp

1. Đề tài lựa chọn mẫu xe cơ sở nào và các thông số động cơ chính là gì?

Đề tài lựa chọn xe tải nhẹ Hyundai H150 Porter 1.5 tấn, trang bị động cơ máy dầu 2.6L nạp khí tự nhiên, dung tích xi lanh 2.607 $cm^3$, công suất cực đại 58,104 kW (77,92 HP) tại 4.000 vòng/phút và mô-men xoắn cực đại đạt 166,77 N.m tại 2.200 vòng/phút.

2. Tại sao tác giả chọn phương án hộp số 3 trục 5 cấp thay vì hộp số 2 trục?

Hộp số 3 trục có khả năng tạo ra số truyền thẳng ($i=1,0$), giúp mô-men truyền thẳng từ trục sơ cấp sang trục thứ cấp mà không qua các cặp bánh răng ăn khớp. Điều này giúp giảm tải hoàn toàn cho bánh răng, trục trung gian và ổ đỡ khi xe chạy ở tốc độ cao (chiếm 50% - 80% thời gian vận hành), qua đó nâng cao hiệu suất truyền động, tiết kiệm nhiên liệu và tăng tuổi thọ làm việc so với hộp số 2 trục.

3. Tỷ số truyền tay số 1 được xác định dựa trên những điều kiện kỹ thuật nào?

Tỷ số truyền tay số 1 ($i_{h1} = 7,72$) được xác định đồng thời từ hai điều kiện:

  • Điều kiện kéo: lực kéo tiếp tuyến cực đại tại bánh xe chủ động phải thắng được lực cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường với hệ số cản $\psi_{max} = 0,4$.
  • Điều kiện bám: lực kéo tiếp tuyến không vượt quá giới hạn bám của bánh xe với mặt đường để chống trượt quay (hệ số bám $\varphi = 0,6$).

4. Vì sao phải thực hiện dịch chỉnh bánh răng trong đồ án này?

Do mỗi cặp bánh răng ứng với các cấp số khác nhau có góc nghiêng răng $\beta$ khác nhau (được chọn nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian), dẫn đến khoảng cách trục chia tính toán ($a$) của các cặp bánh răng bị lệch nhau. Tác giả sử dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng góc để đưa tất cả các cặp bánh răng về cùng một khoảng cách trục làm việc thống nhất $a_w = 113$ mm, cho phép lắp chung trên 2 đường trục song song của hộp số.


Kết luận

Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế và tính toán hộp số xe ô tô tải cỡ nhẹ được chế tạo và lắp ráp trong nước" đã giải quyết trọn vẹn nhiệm vụ tính toán động học, phân phối tỷ số truyền, thiết kế kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho cụm hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp số trên xe tải Hyundai H150 Porter. Phương án thiết kế đảm bảo tính hợp lý về mặt cơ học, tạo được số truyền thẳng nâng cao hiệu suất vận hành và tối ưu hóa kết cấu thông qua giải pháp dịch chỉnh bánh răng. Đây là tài liệu kỹ thuật có tính hệ thống, đóng góp cơ sở dữ liệu hữu ích cho việc nghiên cứu nội địa hóa các cụm chi tiết truyền lực ô tô tại Việt Nam.