Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành công nghiệp cơ khí ô tô giữ vai trò then chốt với sự mở rộng nhanh chóng của các hệ thống sản xuất và lắp ráp phương tiện. Hộp số là một trong những cụm chi tiết cơ bản của hệ thống truyền lực, đảm nhận vai trò quyết định đến khả năng thay đổi lực kéo, vận tốc chuyển động và tính năng điều khiển của xe ô tô trong các điều kiện làm việc thực tế. Mặc dù hộp số tự động ngày càng phổ biến, hộp số truyền động cơ khí có cấp vẫn được ứng dụng rộng rãi trên nhiều dòng xe con nhờ cấu tạo gọn nhẹ, hiệu suất truyền động cao, độ tin cậy lớn và chi phí bảo dưỡng hợp lý.
Đề tài "Tính toán thiết kế hộp số xe ô tô Toyota Altis" được sinh viên Lê Chúc Tùng thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS. Nguyễn Thế Lương tại Viện Cơ khí Động lực – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội (tháng 2 năm 2023). Mục tiêu trọng tâm của đồ án là thiết lập quy trình tính toán động học, động lực học và hoàn thiện kết cấu cho hộp số cơ khí 5 cấp lắp trên dòng xe du lịch Toyota Altis 1.8V.
Nhiệm vụ nghiên cứu được phân định thành hai nội dung chính:
- Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, tính toán thông số hình học và lựa chọn bánh răng hộp số.
- Tính toán sức bền trục, phản lực gối đỡ và lựa chọn ổ lăn cho toàn bộ cụm hộp số.
Khối lượng thiết kế bao gồm:
- 01 bản vẽ lắp hệ thống hộp số khổ A0.
- Các bản vẽ chi tiết trục, bánh răng (khổ A3/A4) đính kèm thuyết minh tính toán chi tiết.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Cụm hộp số cơ khí 3 trục đồng tâm của xe con Toyota Altis 1.8V dẫn động cầu trước (FWD).
- Phạm vi thông số: Tải trọng định mức toàn tải $G = 1670\text{ kg}$ ($16382,7\text{ N}$), độ dốc lớn nhất vượt được $\alpha_{\max} = 10^\circ$, vận tốc tối đa $v_{\max} = 185\text{ km/h}$, kích thước lốp 205/55R16, công suất cực đại tại tốc độ vòng quay $n_N = 6400\text{ vòng/phút}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Nghiên cứu được xây dựng dựa trên nền tảng lý thuyết động lực học kéo ô tô, nguyên lý chi tiết máy, lý thuyết ăn khớp bánh răng và sức bền vật liệu. Các mô hình tính toán động lực học được áp dụng nhằm xác định công suất ngoài của động cơ xăng, mô men xoắn cực đại truyền qua hệ thống, cũng như phân bố tỷ số truyền theo dãy cấp số nhân.
Phương pháp nghiên cứu cụ thể bao gồm:
- Phương pháp phân tích động lực học kéo: Sử dụng phương trình cân bằng công suất kéo để xác định lực kéo tiếp xúc lớn nhất $F_{k\max}$, công suất cực đại $N_{e\max}$, từ đó xây dựng đặc tính tốc độ ngoài của động cơ và xác định mô men xoắn cực đại $M_{e\max}$.
- Phương pháp tính toán hình học và dịch chỉnh bánh răng: Ứng dụng lý thuyết hình học bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng để xác định modun pháp tuyến, số răng và góc nghiêng; sử dụng phương pháp dịch chỉnh góc (dịch chỉnh đều và dịch chỉnh góc ăn khớp) để đồng nhất khoảng cách giữa các trục.
- Phương pháp kiểm nghiệm độ bền cơ học: Tính toán ứng suất uốn ($\sigma_u$) tại chân răng và ứng suất tiếp xúc ($\sigma_{tx}$) tại mặt răng theo lý thuyết tiếp xúc Hertz-Belyayev nhằm kiểm tra khả năng chịu tải và lựa chọn vật liệu.
- Phương pháp cân bằng tĩnh và giải tích lực: Xác định phản lực gối đỡ trên các không gian tọa độ 3 chiều ($Fx, Fy, Fz$), vẽ biểu đồ mô men uốn ($Mx, My$) và xoắn ($Mz$), từ đó tính toán mô men tương đương ($M_{tđ}$) theo thuyết bền năng lượng biến dạng để chọn đường kính trục và kiểm nghiệm ổ lăn theo tải trọng động tương đương ($R_{tđ}$).
Nguồn dữ liệu sử dụng: Các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của xe Toyota Altis 1.8V (phiên bản 1.5EMT 2007) kết hợp với các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí ô tô và sổ tay tra cứu dung sai lắp ghép chuyên ngành.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống hộp số được thiết kế là loại hộp số cơ khí 3 trục bao gồm: trục sơ cấp (trục I), trục thứ cấp (trục II) đặt đồng tâm với trục sơ cấp, trục trung gian (trục III) và trục số lùi (trục IV). Cấu trúc này gồm 5 cấp số tiến và 1 cấp số lùi, trong đó tay số 4 là số truyền thẳng ($i_{h4} = 1$) và tay số 5 là số truyền tăng ($i_{h5} = 0,92$).
Sơ đồ truyền lực tổng thể:
Động cơ -> Ly hợp -> Trục sơ cấp (Za) -> Trục trung gian (Za') -> Các cặp bánh răng gài -> Trục thứ cấp -> Cầu chủ động
Đặc tính kết cấu và nguyên lý triển khai kỹ thuật:
- Cơ cấu gài số và bộ đồng tốc: Số 2, số 3, số 4 và số 5 được gài thông qua hai bộ đồng tốc B và C nhằm đồng đều vận tốc góc trước khi ăn khớp, triệt tiêu va đập đầu răng. Tay số 1 và số lùi sử dụng khớp gài răng (cơ cấu A) với bánh răng trụ răng thẳng.
- Bố trí trục và bánh răng: Trục sơ cấp được chế tạo liền khối với bánh răng chủ động $Z_a$. Bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt lên trục bằng mối ghép then bằng. Bánh răng trên trục thứ cấp quay trơn trên trục (hoặc trên ổ bi kim) và được cố định vị trí gài qua bộ then hoa và moay-ơ đồng tốc.
- Giải pháp đồng nhất khoảng cách trục: Do quá trình làm tròn số răng dẫn đến sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng, giải pháp dịch chỉnh góc được áp dụng với tổng hệ số dịch chỉnh $x_t > 0$ để giữ nguyên khoảng cách trục chuẩn $a_w = 118\text{ mm}$.
- Gối đỡ và ổ lăn: Đầu trước trục sơ cấp tựa trên ổ bi cầu đặt tại bánh đà động cơ, gối đỡ sau đặt tại vỏ hộp số. Đầu trước trục thứ cấp được đỡ bằng ổ bi kim lồng trong lỗ đầu trục sơ cấp để duy trì độ đồng tâm, gối đỡ sau tựa trên vỏ hộp số thông qua ổ bi đỡ một dãy.
Nội dung chính theo từng chương
Phần 1: Tổng quan về hộp số và phương án kết cấu
Nội dung phần này trình bày nhiệm vụ, yêu cầu làm việc của cụm hộp số cơ khí trên ô tô con, bao gồm việc thay đổi mô men xoắn, thay đổi vận tốc chuyển động, đảo chiều quay khi lùi và ngắt liên kết động lực khi dừng xe. Tác giả phân tích kết cấu hộp số 3 trục đồng tâm của xe Toyota Altis 1.8V với 5 số tiến và 1 số lùi, mô tả nguyên lý làm việc chi tiết tại từng vị trí tay số từ số 0 đến số 5 và số lùi.
Chương I: Tính tỷ số truyền và chọn vật liệu
Tác giả xác định các thông số kéo cơ bản:
- Lực cản tổng cộng lớn nhất: $\psi_{\max} = f + \tan \alpha_{\max} = 0,02 + \tan 10^\circ = 0,196$.
- Lực kéo cực đại yêu cầu: $F_{k\max} \ge 3216,36\text{ N}$.
- Công suất cực đại tính toán: $N_{e\max} = 284,25\text{ kW}$ tại $n_N = 6400\text{ vòng/phút}$.
- Mô men xoắn cực đại từ đặc tính tốc độ ngoài: $M_{e\max} = 530,27\text{ Nm}$ tại $n_e = 3200\text{ vòng/phút}$.
- Bán kính lăn trung bình bánh xe: $r_b = 0,247\text{ m}$.
- Tỷ số truyền lực chính: $i_0 = 3,262$.
Dãy tỷ số truyền sơ bộ của hộp số được xác lập:
| Tay số | $i_{h1}$ | $i_{h2}$ | $i_{h3}$ | $i_{h4}$ | $i_{h5}$ | $i_{hL}$ (lùi) |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền sơ bộ | 1,30 | 1,19 | 1,09 | 1,00 | 0,92 | 1,65 |
Vật liệu dự kiến ban đầu cho bánh răng là thép hợp kim 20X thấm cacbon, nhiệt luyện đạt độ rắn 46–53 HRC ($[\sigma_b] = 650\text{ MPa}$, $[\sigma_{ch}] = 400\text{ MPa}$).
Chương II: Tính toán khoảng cách trục và các kích thước cơ bản của bánh răng
Khoảng cách trục sơ bộ được xác định theo hệ số kinh nghiệm xe con ($k_a = 14,5$): $$A = k_a \sqrt[3]{M_{e\max}} = 14,5 \sqrt[3]{530,27} \approx 117,37\text{ mm} \rightarrow \text{chọn } A = 118\text{ mm}$$
Thông số hình học lựa chọn: modun pháp tuyến $m_n = 4\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 30^\circ$ cho các cặp số nghiêng và $\beta = 0^\circ$ cho số 1 và số lùi.
| Cặp bánh răng | $Z$ (chủ động) | $Z'$ (bị động) | Góc nghiêng $\beta$ | Tỷ số truyền chính xác | Khoảng cách trục tính toán $A_i$ (mm) |
|---|---|---|---|---|---|
| Cặp luôn ăn khớp ($a - a'$) | 23 | 28 | $30^\circ$ | 1,22 | 117,78 |
| Cặp số 1 ($1 - 1'$) | 29 | 30 | $0^\circ$ | 1,03 | 118,00 |
| Cặp số 2 ($2 - 2'$) | 26 | 25 | $30^\circ$ | 0,96 | 117,78 |
| Cặp số 3 ($3 - 3'$) | 27 | 24 | $30^\circ$ | 0,89 | 117,78 |
| Cặp số 5 ($5 - 5'$) | 29 | 22 | $30^\circ$ | 0,76 | 117,78 |
| Cặp số lùi ($4 - 4' - L - 1'$) | $Z_4=29, Z_4'=23$ | $Z_L=18, Z_1'=30$ | $30^\circ / 0^\circ$ | 1,65 | $a_{w34} = 121,00$ |
Tác giả thực hiện tính toán hệ số dịch chỉnh tâm $y$, hệ số giảm đỉnh răng $\Delta y$ và tổng hệ số dịch chỉnh $x_t$ để đưa toàn bộ các cặp bánh răng số tiến về khoảng cách trục chuẩn thống nhất $a_w = 118\text{ mm}$.
Chương III: Tính toán lực, ứng suất chọn vật liệu của bánh răng
Chế độ tải trọng tính toán dựa trên mô men từ động cơ truyền đến ($M_{e\max} = 530,27\text{ Nm}$). Các lực ăn khớp tác dụng lên bánh răng bao gồm lực vòng ($F_t$), lực hướng kính ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$).
Kết quả kiểm nghiệm ứng suất uốn ($\sigma_u$) và ứng suất tiếp xúc ($\sigma_{tx}$):
| Cặp bánh răng | $\sigma_u$ chủ động (MPa) | $\sigma_u'$ bị động (MPa) | $\sigma_{tx}$ tiếp xúc (MPa) | Ứng suất cho phép $[\sigma_{tx}]$ (MPa) |
|---|---|---|---|---|
| Cặp luôn ăn khớp ($a - a'$) | 524,55 | 336,47 | 1065,78 | 1000 – 2500 |
| Cặp số 1 ($1 - 1'$) | 625,43 | 558,72 | 1300,24 | 1000 – 2500 |
| Cặp số 2 ($2 - 2'$) | 454,83 | 412,14 | 1104,19 | 1000 – 2500 |
| Cặp số 3 ($3 - 3'$) | 432,14 | 405,14 | 1095,89 | 1000 – 2500 |
| Cặp số 5 ($5 - 5'$) | 391,88 | 390,76 | 1052,38 | 1000 – 2500 |
| Cặp số lùi ($L - 1'$) | 836,62 | 713,92 | 1703,57 | 1000 – 2500 |
Từ kết quả kiểm nghiệm:
- Các cặp bánh răng số 2, 3, 4, 5 sử dụng thép hợp kim 20X thấm cacbon.
- Cặp bánh răng số 1 và số lùi chịu ứng suất uốn và tiếp xúc cao được chuyển sang sử dụng thép hợp kim 40X tôi cải thiện để đảm bảo độ bền lâu.
Chương IV: Tính toán thiết kế trục và ổ lăn
Vật liệu chế tạo các trục là thép cacbon chất lượng cao C45 ($[\sigma_b] = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \dots 50\text{ MPa}$).
- Kích thước sơ bộ: Trục sơ cấp $d_1 = 45\text{ mm}$; Trục thứ cấp $d_2 = 55\text{ mm}, l_2 = 290\text{ mm}$; Trục trung gian $d_3 = 55\text{ mm}, l_3 = 323\text{ mm}$; Trục số lùi $d_4 = 45\text{ mm}$.
- Giải tích nội lực: Thiết lập phương trình cân bằng mô men tại các gối đỡ, xác định lực tác dụng lên ổ trục và biểu đồ mô men $Mx, My, Mz$.
- Đường kính tính toán theo mô men tương đương ($M_{tđ}$):
- Trục sơ cấp: $M_{tđ\max} = 591340,2\text{ Nmm} \rightarrow d \ge 38,96\text{ mm} \rightarrow$ chọn $d = 40\text{ mm}$.
- Trục trung gian: $M_{tđ\max} = 1359264\text{ Nmm} \rightarrow d \ge 47,61\text{ mm} \rightarrow$ chọn $d = 50\text{ mm}$.
- Trục thứ cấp: $M_{tđ\max} = 991024,7\text{ Nmm} \rightarrow d \ge 42,85\text{ mm} \rightarrow$ chọn $d = 45\text{ mm}$.
Kết cấu liên kết trục:
- Trục thứ cấp sử dụng then hoa hình chữ nhật dạng $8 \times 36 \times 42$, $8 \times 42 \times 48$ và $8 \times 46 \times 56$.
- Trục trung gian sử dụng mối ghép then bằng tiết diện $16 \times 10\text{ mm}$ ($d = 50\text{ mm}$) và $14 \times 9\text{ mm}$ ($d = 45\text{ mm}$).
Tính toán lựa chọn ổ lăn theo khả năng tải động ($C$) với tuổi thọ yêu cầu $L_h = 2500\text{ giờ}$ (tương đương quãng đường $S = 100.000\text{ km}$ tại $v_{tb} = 40\text{ km/h}$):
| 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 | Bi đỡ một dãy | 35 | 80 | 21 | 26,16 |
| Gối B-G (Đầu trục II lồng trục I) | 4024001 | Bi kim | 28 | 42 | 24 | 38,65 |
| Gối C (Đuôi trục thứ cấp) | 208 | Bi đỡ một dãy | 40 | 80 | 18 | 25,37 |
| Gối D (Đầu trục trung gian) | 207 | Bi đỡ một dãy | 35 | 72 | 17 | 26,99 |
| Gối E (Đuôi trục trung gian) | 207 | Bi đỡ một dãy | 35 | 72 | 17 | 25,04 |
Chương V: Dung sai lắp ghép
Chương này xác định tiêu chuẩn dung sai lắp ghép cho các mối ghép then chốt:
- Mối ghép giữa bánh răng và trục trung gian: Chọn kiểu lắp trung gian $H7/k6$ ($\varnothing 50$, sai lệch giới hạn lỗ $ES = +25,\mu\text{m}, EI = 0$; sai lệch trục $es = +18,\mu\text{m}, ei = +2,\mu\text{m}$).
- Mối ghép then bằng trên trục trung gian: Chiều rộng then chọn miền dung sai $h9$, rãnh trên trục chọn $N9$, rãnh trên moay-ơ bánh răng chọn $Js9$.
- Lắp ghép ổ lăn: Cấp chính xác vòng bi đạt cấp 0 với độ đảo hướng tâm giới hạn trong $20,\mu\text{m}$.
Kết quả và đóng góp
Nghiên cứu đã hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán và thiết kế kỹ thuật cho cụm hộp số xe Toyota Altis 1.8V với các kết quả cụ thể:
- Thiết lập chuỗi thông số động học tối ưu: Xác định dãy tỷ số truyền 5 cấp số tiến ($1,30; 1,19; 1,09; 1,00; 0,92$) và 1 số lùi ($1,65$), đảm bảo khả năng khắc phục dốc lớn nhất $\alpha_{\max} = 10^\circ$ và tốc độ cực đại $185\text{ km/h}$.
- Quy chuẩn hóa kích thước ăn khớp: Xác định modun $m_n = 4\text{ mm}$, khoảng cách trục chuẩn $a_w = 118\text{ mm}$, hoàn thành bài toán dịch chỉnh góc ăn khớp để đảm bảo khả năng gia công thực tế trên máy cắt răng tiêu chuẩn.
- Phân bổ vật liệu hợp lý: Lựa chọn thép 20X thấm cacbon cho các cặp số truyền trung gian và nâng cấp lên thép 40X tôi cải thiện cho cặp số 1 và số lùi để đáp ứng yêu cầu ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx} \le 1703,57\text{ MPa}$ và ứng suất uốn $\sigma_u \le 836,62\text{ MPa}$.
- Xác lập kết cấu cơ khí chính xác: Tính toán kích thước các trục truyền động ($d = 40 \dots 50\text{ mm}$) từ thép C45, bố trí hệ thống then hoa và then bằng chịu lực, lựa chọn đồng bộ hệ thống 5 ổ lăn đáp ứng độ bền mỏi $2500\text{ giờ}$ vận hành.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Quá trình tính toán động lực học dựa trên các giả định tải trọng tĩnh và hệ số tải trọng động kinh nghiệm ($K_d = 1,5 \dots 2,0$), chưa xét đến dao động xoắn phi tuyến của hệ thống truyền lực khi xe tăng tốc đột ngột hoặc chuyển số ở tốc độ cao. Các kích thước và thông số lốp xe lấy theo tài liệu tham khảo cố định của dòng xe Toyota Altis 2007.
- Hướng mở rộng:
- Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để mô phỏng trường ứng suất và biến dạng đàn hồi của vỏ hộp số và các đoạn trục then hoa.
- Phân tích động lực học quá trình gài số và tính toán cân bằng nhiệt của bộ đồng tốc trong điều kiện làm việc khắc nghiệt.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo chuyên môn trực tiếp cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Cơ khí Chế tạo máy khi thực hiện đồ án thiết kế máy, đồ án chi tiết máy, đồ án tốt nghiệp hệ thống truyền lực ô tô.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí ô tô trong việc tra cứu phương pháp dịch chỉnh bánh răng hộp số, trình tự thiết lập biểu đồ mô men nội lực trên trục 3 chiều và quy trình chọn ổ lăn theo tải trọng động tương đương.
Câu hỏi thường gặp
1. Đối tượng thiết kế và các thông số ban đầu của xe tham khảo là gì? Đề tài thiết kế hộp số cho xe con Toyota Altis 1.8V (bản 1.5EMT 2007) dẫn động cầu trước FWD. Các thông số gồm: trọng lượng toàn tải $1670\text{ kg}$, dốc cực đại $\alpha_{\max} = 10^\circ$, vận tốc cực đại $185\text{ km/h}$, lốp 205/55R16, mô men xoắn động cơ cực đại $M_{e\max} = 530,27\text{ Nm}$ tại $3200\text{ vòng/phút}$.
2. Hộp số được thiết kế gồm bao nhiêu cấp và sơ đồ bố trí như thế nào? Hộp số là loại cơ khí 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, gồm 5 cấp số tiến và 1 cấp số lùi. Trong đó số 4 là cấp số truyền thẳng ($i_{h4} = 1$) và số 5 là cấp số truyền tăng ($i_{h5} = 0,92$).
3. Tại sao tác giả phải thực hiện dịch chỉnh bánh răng trong hộp số? Sau khi xác định số răng chính xác và làm tròn thành số nguyên, khoảng cách trục tính toán giữa các cặp bánh răng bị sai lệch ($117,78\text{ mm}$ so với số nguyên $118\text{ mm}$). Tác giả sử dụng phương pháp dịch chỉnh góc ăn khớp để đồng nhất tất cả các cặp bánh răng số tiến về khoảng cách trục chuẩn $a_w = 118\text{ mm}$.
4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục được lựa chọn cụ thể ra sao? Bánh răng các tay số 2, 3, 4, 5 sử dụng thép 20X thấm cacbon (độ rắn 46–53 HRC). Cặp bánh răng số 1 và số lùi chịu tải uốn và va đập lớn sử dụng thép 40X. Tất cả các trục (sơ cấp, thứ cấp, trung gian, số lùi) sử dụng thép C45.
5. Kết cấu gối đỡ trục sử dụng các loại ổ lăn nào? Hệ thống sử dụng các ổ bi đỡ một dãy mã 307 (trục sơ cấp), 208 (đuôi trục thứ cấp), 207 (hai đầu trục trung gian). Riêng vị trí liên kết đồng tâm giữa đầu trục thứ cấp lồng trong lỗ bánh răng trục sơ cấp sử dụng ổ bi kim mã hiệu 4024001.
Kết luận
Đồ án "Tính toán thiết kế hộp số xe ô tô Toyota Altis" của sinh viên Lê Chúc Tùng đã hoàn thiện đầy đủ quy trình tính toán động lực học, động học và kết cấu chi tiết cho hộp số cơ khí 5 cấp 3 trục đồng tâm. Kết quả tính toán đã xác lập được dãy tỷ số truyền tối ưu, xử lý thành công bài toán đồng nhất khoảng cách trục qua phương pháp dịch chỉnh bánh răng và đảm bảo các điều kiện bền uốn, bền tiếp xúc và tuổi thọ ổ lăn theo tiêu chuẩn kỹ thuật. Thuyết minh tính toán cùng hệ thống bản vẽ chi tiết cung cấp tài liệu kỹ thuật có giá trị thực tiễn cao cho đào tạo và thiết kế hệ thống truyền lực ô tô.