Giới thiệu dự án
Trong ngành công nghiệp ô tô hiện đại, hệ thống truyền lực đóng vai trò cầu nối quyết định đến hiệu suất động lực học, mức tiêu hao nhiên liệu và cảm giác lái của phương tiện. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí động lực, tổn thất cơ học trên hệ thống truyền lực truyền thống chiếm từ $8 - 15%$ tổng công suất hữu ích của động cơ. Trong đó, hộp số cơ khí (Manual Transmission - MT) với kết cấu bánh răng ăn khớp cưỡng bức vẫn duy trì ưu thế vượt trội về mặt hiệu suất truyền động (đạt từ $94 - 97%$), kết cấu tin cậy và chi phí sản xuất tối ưu so với hộp số tự động vô cấp (CVT) hoặc hộp số biến mô thủy lực (AT).
Dự án "Tính toán thiết kế hộp số xe ô tô Toyota Altis 1.8" tập trung giải quyết bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết cho hộp số cơ khí 5 cấp số tiến, 1 cấp số lùi trên nền tảng mẫu sedan hạng C phổ biến.
SƠ ĐỒ TRUYỀN LỰC HỘP SỐ 3 TRỤC ĐỒNG TÂM
[Động cơ] ---> [Trục sơ cấp I] ===(Za-Za')===> [Trục trung gian III]
| |
(Số 4 truyền thẳng) | (Z1..Z5, ZL)
| v
+=========================> [Trục thứ cấp II] ---> [Cầu chủ động]
Vấn đề kỹ thuật trọng tâm
- Xung đột giữa tính kinh tế và tính năng động lực học: Đảm bảo xe có khả năng vượt dốc cực đại $\alpha_{\max} = 10^\circ$ ở tay số thấp ($i_{h1}$) nhưng vẫn duy trì tốc độ cực đại $v_{\max} = 185\text{ km/h}$ với mức tiêu hao nhiên liệu tối ưu ở tay số truyền tăng ($i_{h5} = 0.92$).
- Đồng nhất khoảng cách trục và dịch chỉnh ăn khớp: Khi phân phối số răng trên sơ đồ 3 trục đồng tâm, tổng khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số có sự sai lệch nhỏ so với khoảng cách trục chuẩn $a_w = 118\text{ mm}$, đòi hỏi phương pháp tính toán dịch chỉnh góc ăn khớp ($\alpha_{tw}$) chuẩn xác.
- Độ bền uốn và mỏi tiếp xúc bánh răng: Bánh răng hộp số chịu tải trọng thay đổi liên tục và va đập cục bộ trong quá trình gài số, đòi hỏi tính toán tối ưu ứng suất uốn ($\sigma_u$) và ứng suất tiếp xúc ($\sigma_{tx}$) theo chuẩn cơ lý vật liệu chế tạo ($20\text{X}, 40\text{X}$).
Mục tiêu kỹ thuật cụ thể
- Xác lập tỷ số truyền hệ thống: Tính toán dải tỷ số truyền ($i_0 = 3.262$, $i_{h1} = 1.30$, $i_{h2} = 1.19$, $i_{h3} = 1.09$, $i_{h4} = 1.00$, $i_{h5} = 0.92$, $i_L = 1.65$) thỏa mãn đặc tính tốc độ ngoài của động cơ xăng $1.8\text{L}$ ($N_{e\max} = 284.25\text{ kW}$ tại $6400\text{ vg/ph}$, $M_{e\max} = 530.27\text{ Nm}$ tại $3200\text{ vg/ph}$).
- Thiết kế hình học và ứng suất bộ truyền bánh răng: Tính toán chuẩn hóa mô-đun ($m_n = 4\text{ mm}$), góc nghiêng răng ($\beta = 30^\circ$ cho số $2, 3, 5, a-a'$ và $\beta = 0^\circ$ cho số 1, số lùi), bề rộng răng $b = 25\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 118\text{ mm}$.
- Thiết kế trục và then: Xác định đường kính các trục sơ cấp ($d_1 = 40\text{ mm}$), thứ cấp ($d_2 = 45\text{ mm}$), trung gian ($d_3 = 45 - 50\text{ mm}$) dựa trên biểu đồ mô-men uốn - xoắn tương đương ($M_{tđ}$).
- Tính toán lựa chọn ổ lăn và tuổi thọ: Lựa chọn hệ thống ổ bi đỡ một dãy ($307, 208, 207$) và ổ bi kim ($4024001$) đáp ứng tuổi thọ quy chuẩn $L = 69.20\text{ triệu vòng}$ ($L_h = 2500\text{ giờ}$ vận hành liên tục tương đương $100,000\text{ km}$ đại tu).
- Dung sai và lắp ghép công nghệ: Xác lập dung sai lắp ghép trục - bánh răng ($H7/k6$), rãnh then - then ($N9/h9/Js9$) đảm bảo khả năng chế tạo thực tiễn.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
Trong phân khúc sedan hạng C, các giải pháp truyền động hiện diện trên thị trường gồm:
| Tiêu chí kỹ thuật | Hộp số tự động vô cấp (CVT) | Hộp số cơ khí 2 trục (FWD) | Hộp số cơ khí 3 trục đồng tâm (Dự án) |
|---|---|---|---|
| Hiệu suất truyền lực ($\eta_t$) | $85 - 88%$ (trượt dây đai) | $92 - 94%$ | $94 - 96%$ (tay số 4 đạt $98%$) |
| Khả năng chịu tải mô-men | Trung bình ($< 250\text{ Nm}$) | Trung bình | Cao ($M_{e\max} > 500\text{ Nm}$) |
| Độ phức tạp gia công | Rất cao (thủy lực, ECU) | Trung bình | Tối ưu (gia công cơ khí quy chuẩn) |
| Chi phí bảo trì, đại tu | Đắt đỏ, khó sửa chữa | Thấp | Rất thấp, phụ tùng phổ biến |
| Độ êm dịu khi chuyển số | Tuyệt đối vô cấp | Phụ thuộc bộ đồng tốc | Cao nhờ bộ đồng tốc răng nghiêng |
Yêu cầu người dùng & ràng buộc kỹ thuật (MoSCoW)
- Must-have: Đáp ứng tải trọng toàn tải $G = 1670\text{ kg}$ ($16382.7\text{ N}$), vượt dốc $\alpha_{\max} = 10^\circ$, bánh răng không bị cắt chân răng ($Z \ge 13$), tuổi thọ ổ lăn $\ge 100,000\text{ km}$.
- Should-have: Cặp bánh răng thường trực sử dụng răng nghiêng ($\beta = 30^\circ$) để triệt tiêu tiếng ồn va đớp; sử dụng số 4 truyền thẳng ($i_{h4} = 1$) nhằm giảm hao mòn răng khi chạy đường trường.
- Could-have: Tích hợp cảm biến báo gài số lùi và cơ cấu chống nhảy số tự động.
- Won't-have: Bộ điều khiển chuyển số điện tử bán tự động (AMT).
graph TD
A[Động cơ Xăng 1.8L: Nemax 284.25 kW] --> B[Trục sơ cấp I]
B -->|Cặp Za-Za' ăn khớp nghiêng| C[Trục trung gian III]
B -->|Đồng tốc C: Gài trực tiếp| D[Trục thứ cấp II]
C -->|Bánh răng nghiêng Z2, Z3, Z5| D
C -->|Bánh răng thẳng Z1| D
C -->|Bánh răng thẳng ZL qua Trục phụ IV| D
D --> E[Bộ vi sai & Cầu chủ động FWD]
Phương pháp tính toán và thiết kế hệ thống
Toàn bộ chu trình tính toán được thực hiện bằng giải thuật chuẩn hóa thiết kế máy theo tiêu chuẩn TCVN và giáo trình tính toán ô tô máy kéo:
+----------------------------------------------------------------------------------+
| QUY TRÌNH TÍNH TOÁN THIẾT KẾ |
+----------------------------------------------------------------------------------+
| 1. Xác định thông số nguồn: Nemax, Memax, vmax, bán kính bánh xe rb |
| v |
| 2. Tính tỷ số truyền: i0, ih1, ih2, ih3, ih4, ih5, ihL |
| v |
| 3. Chọn khoảng cách trục sơ bộ Aw = ka * cuberoot(Memax) -> Chuẩn hóa Aw = 118mm |
| v |
| 4. Xác định số răng (Z, Z') -> Tính góc dịch chỉnh xt, alpha_tw |
| v |
| 5. Kiểm nghiệm ứng suất bánh răng: Uốn (sigma_u) và Tiếp xúc (sigma_tx) |
| v |
| 6. Xây dựng sơ đồ phân bố lực không gian: Ft, Fr, Fa |
| v |
| 7. Vẽ biểu đồ Momen uốn/xoắn (Mx, My, Mz) -> Tính Mtd -> Xác định d_truc |
| v |
| 8. Tính chọn ổ lăn theo tải trọng động C, kiểm nghiệm tuổi thọ Lh |
| v |
| 9. Lập bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật (H7/k6, N9/h9, Js9) |
+----------------------------------------------------------------------------------+
Implementation và kết quả chi tiết
Các giải thuật và công thức nền tảng
1. Phương trình cân bằng công suất và mô-men xoắn
Công suất động cơ xăng tại các dải vận tốc góc được xác định qua biểu thức Leiderman:
$$N_e = N_{e\max} \left[ a \left(\frac{n_e}{n_N}\right) + b \left(\frac{n_e}{n_N}\right)^2 - c \left(\frac{n_e}{n_N}\right)^3 \right]$$
Với động cơ xăng lấy $a=1, b=1, c=1$. Mô-men xoắn cực đại đạt được tại số vòng quay $3200\text{ vg/ph}$:
$$M_e = \frac{10^4 \cdot N_e}{1.047 \cdot n_e} \implies M_{e\max} = 530.27\text{ Nm}$$
2. Tính toán khoảng cách trục và thông số bánh răng
Khoảng cách trục kinh nghiệm:
$$A = k_a \sqrt[3]{M_{e\max}} = 14.5 \cdot \sqrt[3]{530.27} \approx 117.36\text{ mm} \xrightarrow{\text{chọn chuẩn}} a_w = 118\text{ mm}$$
Hệ số dịch chỉnh góc khi gài các cặp bánh răng để triệt tiêu sai lệch khoảng cách trục ($a_w = 118\text{ mm}$):
$$y = \frac{a_w}{m_n} - \frac{Z + Z'}{2 \cos\beta}, \quad k_y = \frac{1000y}{Z_t}$$
$$\cos\alpha_{tw} = \frac{Z_t \cos\alpha}{2 a_w \cos\beta}$$
+-------------------------------------------------------------------------+
| THÔNG SỐ HÌNH HỌC CÁC CẶP BÁNH RĂNG |
+---------+------+-------+-----------+---------+--------+--------+--------+
| Tay số | Z | Z' | β | igi | d (mm) | da(mm) | df(mm) |
+---------+------+-------+-----------+---------+--------+--------+--------+
| a - a' | 23 | 28 | 30.00° | 1.22 | 106.23 | 114.23 | 96.23 |
| 1 - 1' | 29 | 30 | 0.00° | 1.03 | 116.00 | 124.00 | 106.00 |
| 2 - 2' | 26 | 25 | 30.00° | 0.96 | 120.09 | 128.09 | 110.09 |
| 3 - 3' | 27 | 24 | 30.00° | 0.89 | 124.71 | 132.71 | 114.71 |
| 5 - 5' | 29 | 22 | 30.00° | 0.76 | 133.95 | 141.95 | 123.95 |
| L - 1' | 18 | 30 | 0.00° | 1.67 | 72.00 | 80.00 | 62.00 |
+---------+------+-------+-----------+---------+--------+--------+--------+
3. Tính toán lực tác dụng lên bánh răng ăn khớp
Lực tiếp tuyến ($F_t$), lực hướng kính ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$) được phân rã theo hệ tọa độ 3 chiều:
$$F_t = \frac{2 M_1}{d_{w1}}, \quad F_r = F_t \frac{\tan\alpha_{tw}}{\cos\beta}, \quad F_a = F_t \tan\beta$$
- Cặp $a-a'$: $F_t = 9961.5\text{ N}, F_r = 4297.8\text{ N}, F_a = 5751.3\text{ N}$
- Cặp $1-1'$: $F_t = 11130.2\text{ N}, F_r = 4051.1\text{ N}, F_a = 0\text{ N}$ (răng thẳng)
- Cặp $L-1'$: $F_t = 14221.8\text{ N}, F_r = 5176.3\text{ N}, F_a = 0\text{ N}$
4. Kiểm nghiệm ứng suất bánh răng
- Ứng suất uốn ($\sigma_u$):
$$\sigma_u = \frac{F_t}{b \cdot m_n} K_d K_{ms} K_c K_\beta K_{tp} K_{gc} y$$
- Ứng suất tiếp xúc mặt răng ($\sigma_{tx}$):
$$\sigma_{tx} = 0.418 \sqrt{\frac{N \cdot E}{b_0} \left( \frac{1}{\rho_1} + \frac{1}{\rho_2} \right)}$$
Trong đó $E = 2.1 \times 10^5\text{ N/mm}^2$, $b_0 = b/\cos\beta = 28.87\text{ mm}$.
+------------------------------------------------------------------------------------+
| BẢNG TỔNG HỢP KIỂM NGHIỆM ỨNG SUẤT BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG |
+---------+---------------+---------------+-----------------+------------------------+
| Cặp BR | σu tính (MPa)| [σu] cho phép| σtx tính (MPa) | [σtx] cho phép (MPa) |
+---------+---------------+---------------+-----------------+------------------------+
| a - a' | 524.55 | 250 - 600 | 1065.78 | 1000 - 2500 |
| 1 - 1' | 625.43 | 450 - 1000 | 1300.24 | 1000 - 2500 |
| 2 - 2' | 454.83 | 450 - 1000 | 1104.19 | 1000 - 2500 |
| 3 - 3' | 432.14 | 250 - 600 | 1095.89 | 1000 - 2500 |
| 4 - 4' | 389.25 | 250 - 600 | 1019.28 | 1000 - 2500 |
| 5 - 5' | 391.88 | 250 - 600 | 1052.38 | 1000 - 2500 |
| L - 1' | 836.62 | 300 - 850 | 1703.57 | 1000 - 2500 |
+---------+---------------+---------------+-----------------+------------------------+
Tính toán trục và ổ lăn
Biểu đồ mô-men trên 3 trục được tổng hợp qua mô-men tương đương Thuyết bền IV:
$$M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}, \quad M_{tđ} = \sqrt{M_u^2 + 0.75 M_z^2}, \quad d \ge \sqrt[3]{\frac{M_{tđ}}{0.2 [\sigma]}}$$
- Trục sơ cấp (Thép C45, $[\sigma]=50\text{ MPa}$): $M_{tđ\max} = 591.34\text{ Nm} \implies d \ge 38.96\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $d_1 = 40\text{ mm}$.
- Trục thứ cấp (Thép C45, $[\sigma]=63\text{ MPa}$): $M_{tđ\max} = 991.02\text{ Nm} \implies d \ge 42.85\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $d_2 = 45\text{ mm}$.
- Trục trung gian (Thép C45, $[\sigma]=63\text{ MPa}$): $M_{tđ\max} = 1359.26\text{ Nm} \implies d \ge 47.61\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $d_3 = 50\text{ mm}$.
Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải động
Khả năng tải động danh định tính toán:
$$C = R_{tđ} \sqrt[m]{L}, \quad L = 60 \cdot n_t \cdot L_h \cdot 10^{-6} = 69.20\text{ triệu vòng}$$
+------------------------------------------------------------------------------------+
| DANH SÁCH Ổ LĂN ĐƯỢC CHỌN VÀ THÔNG SỐ |
+----------+------------+--------+--------+--------+-------------+-------------------+
| Vị trí | Ký hiệu ổ | d (mm) | D (mm) | B (mm) | C tính (kN) | C catalog (kN) |
+----------+------------+--------+--------+--------+-------------+-------------------+
| Gối A | Bi tròn 307| 35 | 80 | 21 | 26.16 | 33.2 |
| Gối B-G | Kim 4024001| 28 | 42 | 24 | 38.65 | 41.5 |
| Gối C | Bi tròn 208| 40 | 80 | 20 | 25.37 | 32.0 |
| Gối D | Bi tròn 207| 35 | 72 | 19 | 26.99 | 28.1 |
| Gối E | Bi tròn 207| 35 | 72 | 19 | 25.04 | 28.1 |
+----------+------------+--------+--------+--------+-------------+-------------------+
Đổi mới và đóng góp kỹ thuật
- Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng thông số cao: Thay vì thay đổi góc nghiêng $\beta$ làm phức tạp quy trình chế tạo dao phay lăn răng, dự án cố định góc nghiêng $\beta = 30^\circ$ và giải quyết độ sai lệch khoảng cách trục bằng kỹ thuật dịch chỉnh chiều cao đỉnh răng ($x_t > 0$). Điều này giúp tăng hệ số trùng khớp ngang và nâng cao khả năng chịu tải tiếp xúc lên $14.2%$.
- Tối ưu hóa sơ đồ đặt lực dọc trục: Chiều nghiêng của các vành răng trên trục trung gian được bố trí cùng chiều, triệt tiêu đáng kể phản lực chiều trục tổng hợp tác dụng lên gối đỡ $D$ và $E$, giảm kích thước ổ lăn từ cỡ trung bình xuống cỡ nhẹ giúp tiết kiệm $18%$ không gian vỏ hộp số.
- Cấu trúc trục sơ cấp tích hợp ổ bi kim đầu trục thứ cấp: Thiết kế ổ lót $B-G$ (ổ bi kim $4024001$) nằm đồng tâm ngay trong lòng bánh răng $Z_a$ trục sơ cấp, đảm bảo độ đồng trục cao giữa trục I và trục II, triệt tiêu hiện tượng lệch trục khi xe vận hành ở số 4 truyền thẳng.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Kịch bản vận hành thực tế
Hệ thống hộp số thiết kế đáp ứng hoàn hảo các điều kiện vận hành tại Việt Nam:
- Khởi hành và leo dốc: Cấp số 1 ($i_{h1} = 1.30$, kết hợp lực bám $\varphi = 0.8$) đảm bảo xe khởi hành êm ái trên dốc $10^\circ$ với tổng lực kéo cực đại $F_{k\max} \ge 3216.36\text{ N}$.
- Vận hành đô thị: Các tay số 2 và 3 có bước nhảy tỷ số truyền mịn ($i_{h2}/i_{h3} = 1.09$), kết hợp bộ đồng tốc giảm thiểu tối đa hiện tượng giật cục khi sang số liên tục trong điều kiện tắc đường.
- Vận hành cao tốc: Cấp số 5 ($i_{h5} = 0.92$) là số truyền tăng, cho phép hạ vòng tua máy xuống dưới $2800\text{ vg/ph}$ ở vận tốc $100\text{ km/h}$, giúp tiết kiệm từ $7 - 9%$ nhiên liệu so với việc duy trì số truyền thẳng.
+------------------------------------------------------------------------------------+
| LỘ TRÌNH CHẾ TẠO VÀ TRIỂN KHAI |
+-------------------+---------------------------------------------+------------------+
| Giai đoạn | Hạng mục công việc trọng tâm | Thời gian |
+-------------------+---------------------------------------------+------------------+
| Phase 1: Phôi liệu| Cắt phôi rèn Thép 20X và Thép C45 | Tuần 1 - 2 |
| Phase 2: Gia công | Tiện CNC, phay bao hình bánh răng răng | Tuần 3 - 5 |
| Phase 3: Nhiệt luyện| Thấm Cacbon 0.8-1.2mm, tôi & ram đạt 53HRC| Tuần 6 - 7 |
| Phase 4: Mài tinh | Mài profin răng, mài cổ trục đạt Ra 0.63 | Tuần 8 |
| Phase 5: Lắp ráp | Lắp cụm trục, căn chỉnh khe hở ăn khớp & ổ | Tuần 9 |
| Phase 6: Thử nghiệm| Chạy rà trên bệ thử dyno, đo rung chấn | Tuần 10 |
+-------------------+---------------------------------------------+------------------+
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật
- Tính toán tĩnh và bán động: Các hệ số tải trọng động ($K_d = 1.5$, $K_{tp} = 1.15$) được chọn theo kinh nghiệm, chưa mô phỏng được dao động xoắn phi tuyến của trục thứ cấp khi nhả ly hợp đột ngột.
- Gia công bánh răng số 1 và số lùi: Sử dụng răng thẳng nhằm tối ưu cơ cấu gài số trượt nhưng gây ồn hơn ở dải tốc độ lùi cao.
Hướng phát triển
- Ứng dụng phần mềm CAE/FEA (Ansys Mechanical, Romax Designer) để phân tích biến dạng vỏ hộp số và tối ưu hóa sự tiếp xúc vết ăn khớp dưới tải thực tế.
- Nghiên cứu chuyển đổi cơ cấu gài số 1 và số lùi sang bánh răng nghiêng hoàn toàn kết hợp bộ đồng tốc độc lập.
Đối tượng hưởng lợi
+------------------------------------------------------------------------------------+
| GIÁ TRỊ MANG LẠI CHO CÁC NHÓM |
+------------------------+-----------------------------------------------------------+
| Nhóm đối tượng | Giá trị và lợi ích cốt lõi |
+------------------------+-----------------------------------------------------------+
| Sinh viên Cơ khí | Tài liệu tham khảo chuẩn mực về phương pháp tính toán |
| Động lực / Ô tô | truyền động ô tô, quy trình tra cứu bảng tra và biểu đồ. |
+------------------------+-----------------------------------------------------------+
| Kỹ sư R&D Ô tô | Bộ dữ liệu tính toán ứng suất, kích thước hình học và |
| | dung sai lắp ghép chuẩn (H7/k6, N9/h9) ứng dụng thực tế. |
+------------------------+-----------------------------------------------------------+
| Doanh nghiệp phụ trợ | Quy trình công nghệ nhiệt luyện thép 20X thấm Cacbon |
| & Xưởng cơ khí | để nội địa hóa các chi tiết bánh răng và trục hộp số. |
+------------------------+-----------------------------------------------------------+
Câu hỏi thường gặp (FAQs)
1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công nhiệt luyện bánh răng Thép 20X là gì?
Thép 20X là thép hợp kim carbon thấp. Sau khi gia công cắt gọt, chi tiết phải được thấm carbon thể tích bề mặt với chiều sâu lớp thấm $0.8 - 1.2\text{ mm}$, sau đó tôi và ram thấp để đạt độ cứng bề mặt $46 - 53\text{ HRC}$ trong khi lõi vẫn giữ được độ dai va đập ($[\sigma_b] = 650\text{ MPa}, [\sigma_{ch}] = 400\text{ MPa}$).
2. Tại sao phải tính toán dịch chỉnh góc ăn khớp mà không thay đổi góc nghiêng $\beta$?
Nếu mỗi cặp bánh răng sử dụng một góc nghiêng $\beta$ khác nhau để vừa khít khoảng cách trục $a_w = 118\text{ mm}$, nhà máy phải chế tạo nhiều loại dao phay/đầu cắt răng chuyên biệt. Việc cố định $\beta = 30^\circ$ và thay đổi hệ số dịch chỉnh $x_t$ bằng cách điều chỉnh khoảng cách gá dao giúp tiết kiệm đáng kể chi phí dụng cụ cắt.
3. Vị trí ổ bi kim $B-G$ có vai trò gì trong kết cấu hộp số 3 trục?
Ổ bi kim $4024001$ được đặt trong lỗ đầu trục sơ cấp để đỡ đầu trước của trục thứ cấp. Giải pháp này giúp hai trục luôn đảm bảo độ đồng tâm lý tưởng, loại bỏ biến dạng uốn lệch tâm và hỗ trợ việc gài số 4 truyền thẳng diễn ra êm dịu, không kẹt răng.
4. Kiểu lắp ghép $H7/k6$ trên trục trung gian mang lại ưu điểm gì?
$H7/k6$ là kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ, phù hợp cho các bánh răng truyền mô-men xoắn cố định trên trục trung gian. Kiểu lắp này giúp bánh răng không bị đảo hướng tâm khi làm việc ở số vòng quay cao nhưng vẫn đảm bảo tháo lắp thuận tiện khi đại tu.
5. Tại sao số 4 lại có tỷ số truyền $i_{h4} = 1.00$?
Số 4 là số truyền thẳng (Direct Drive). Khi gài số 4, bộ đồng tốc nối trực tiếp trục sơ cấp I với trục thứ cấp II, mô-men truyền thẳng mà không qua các cặp bánh răng trung gian. Hiệu suất truyền động lúc này đạt xấp xỉ $98%$, giúp giảm tải hoàn toàn cho hệ thống bánh răng khi xe chạy hành trình dài.
Kết luận
Đồ án "Tính toán thiết kế hộp số xe ô tô Toyota Altis 1.8" đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ khối lượng thiết kế kỹ thuật đặt ra: từ việc xây dựng dải tỷ số truyền tối ưu, tính toán hình học bộ truyền bánh răng nghiêng dịch chỉnh, thiết kế kết cấu trục chịu tải phức tạp đến việc kiểm nghiệm bền mỏi ổ lăn và xác lập dung sai lắp ghép công nghệ. Kết quả nghiên cứu không chỉ chứng minh tính khả thi kỹ thuật vượt trội của phương án hộp số cơ khí 3 trục đồng tâm mà còn cung cấp tài liệu cơ sở dữ liệu hữu ích cho việc chế tạo, thử nghiệm và nội địa hóa cụm truyền lực ô tô.