Giới thiệu dự án

Ngành vận tải đường bộ tại Việt Nam chiếm trên 75% tổng khối lượng luân chuyển hàng hóa nội địa, trong đó phân khúc xe tải trung từ 3.5 đến 8 tấn đóng vai trò xương sống trong hệ thống logistics liên tỉnh và phân phối đô thị. Tuy nhiên, các dòng xe tải thương mại hiện nay đang đối mặt với bài toán tối ưu hóa tiêu hao nhiên liệu (chiếm tới 35-40% chi phí vận hành), giảm thiểu suất tiêu hao động lực và nâng cao tuổi thọ của hệ thống truyền động trong điều kiện địa hình phức tạp, đèo dốc và tải trọng thay đổi liên tục.

Hộp số cơ khí (Manual Transmission - MT) là cụm chi tiết then chốt quyết định đến chất lượng động lực học, tính kinh tế nhiên liệu và độ tin cậy của toàn bộ hệ thống truyền lực. Đề tài "Thiết kế hộp số xe tải trên 3,5 tấn (Xe tham khảo TMT CUULONG DFA7050T trọng tải 5 tấn)" được thực hiện nhằm giải quyết các thách thức kỹ thuật cốt lõi trong việc tính toán, tối ưu hóa tỷ số truyền, phân bổ tải trọng và kiểm nghiệm độ bền tĩnh cũng như độ bền mỏi của các chi tiết truyền động chính.

+-------------------------------------------------------------------------+
|                THÔNG SỐ ĐẦU VÀO XE TẢI TMT CUULONG DFA7050T             |
+------------------------------------+------------------------------------+
| Kích thước bao (DxRxC)             | 7070 x 2180 x 3620 mm              |
| Chiều dài cơ sở (L)                | 3800 mm                            |
| Khối lượng toàn bộ (G)             | 8245 kg (82450 N)                  |
| Phân bố cầu trước / cầu sau        | 1390 kg / 1960 kg                  |
| Động cơ (Dung tích / Công suất)    | 3707 cc / 70 kW tại 3200 v/ph      |
| Mô-men xoắn cực đại (Memax)        | 235 Nm tại 1900 v/ph               |
| Khả năng leo dốc cực đại (imax)    | 20.1%                              |
+------------------------------------+------------------------------------+

Vấn đề kỹ thuật và mục tiêu dự án

  1. Xác định chính xác dãy tỷ số truyền: Đảm bảo khả năng khắc phục lực cản chuyển động lớn nhất ở tay số 1 theo điều kiện bám và điều kiện dốc ($i_{h1} = 5.53$), đồng thời tối ưu hóa chế độ chạy đường trường ở tay số truyền thẳng ($i_{h5} = 1.00$).
  2. Thiết kế kết cấu hộp số 3 trục 5 cấp: Đảm bảo độ cứng vững, khoảng cách trục hợp lý ($a_\omega = 125\text{ mm}$), kích thước nhỏ gọn và khả năng công nghệ chế tạo tối ưu.
  3. Đồng bộ hóa mô-đun và khử lực dọc trục: Lựa chọn mô-đun pháp tuyến tiêu chuẩn $m_n = 4.5\text{ mm}$ cho toàn bộ các cặp bánh răng; tính toán góc nghiêng răng $\beta$ riêng biệt cho từng tay số nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ.
  4. Kiểm nghiệm bền đa tiêu chí: Đảm bảo bánh răng, trục và ổ lăn đáp ứng đầy đủ giới hạn ứng suất uốn $[\sigma_u]$, ứng suất tiếp xúc $[\sigma_{tx}]$, độ võng trục $[f] \le 0.0056\text{ m}$ và tuổi thọ ổ lăn đạt mốc đại tu $L \ge 160.000\text{ km}$ ($h_t \ge 4570\text{ giờ}$).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng và lựa chọn kết cấu

+-------------------+---------------------------+---------------------------+
| Đặc tính kết cấu  | Hộp số 2 trục             | Hộp số 3 trục (Lựa chọn)  |
+-------------------+---------------------------+---------------------------+
| Phân bổ không gian| Phù hợp xe con cầu trước  | Phù hợp xe tải cầu sau    |
| Tỷ số truyền tổng | Bị giới hạn kích thước vỏ | Đạt tỷ số truyền lớn dễ   |
| Số truyền thẳng   | Không có                  | Có (ih = 1, tải trực tiếp)|
| Hiệu suất số cao  | Giảm do ma sát cặp răng   | Cực đại (98-99%), ít mòn  |
| Khả năng chịu xoắn| Trung bình                | Cao, chống võng trục tốt  |
+-------------------+---------------------------+---------------------------+

Yêu cầu người dùng và kỹ thuật được lượng hóa theo ma trận MoSCoW:

  • Must have: Dãy 5 số tiến + 1 số lùi, số 5 truyền thẳng, cơ cấu khóa hãm chống gài hai số cùng lúc, bộ đồng tốc cho số 2-3-4-5.
  • Should have: Sử dụng bánh răng nghiêng cho các số tiến thường xuyên ăn khớp để giảm ồn; bánh răng thẳng cho số 1 và số lùi.
  • Could have: Cổng trích công suất (PTO) dẫn động ben thủy lực.
  • Won't have (lần này): Hệ thống điều khiển chuyển số khí nén hỗ trợ hoặc tự động hóa điện tử.

Sơ đồ cấu trúc động học và dòng truyền lực

graph LR
    Engine[Động cơ 70kW] --> Clutch[Ly hợp ma sát]
    Clutch --> Shaft1[Trục sơ cấp I]
    Shaft1 -->|Za / Z'a| CounterShaft[Trục trung gian II]
    CounterShaft -->|Z'1 - Z'4 / Z'L| GearMesh[Cặp bánh răng gài số]
    GearMesh -->|Khớp gài G1-G3| Shaft3[Trục thứ cấp III]
    Shaft1 -.->|Khớp G3 nối thẳng| Shaft3
    Shaft3 --> PropShaft[Trục các-đăng & Cầu sau]

Dòng truyền mô-men tại từng cấp số:

  • Số 1 ($i_{h1} = 5.53$): Trục I $\rightarrow Z_a \times Z'_a \rightarrow$ Trục II $\rightarrow Z'_1 \times Z_1 \rightarrow$ Khớp $G_1 \rightarrow$ Trục III.
  • Số 2 ($i_{h2} = 3.62$): Trục I $\rightarrow Z_a \times Z'_a \rightarrow$ Trục II $\rightarrow Z'_2 \times Z_2 \rightarrow$ Khớp $G_2 \rightarrow$ Trục III.
  • Số 3 ($i_{h3} = 2.35$): Trục I $\rightarrow Z_a \times Z'_a \rightarrow$ Trục II $\rightarrow Z'_3 \times Z_3 \rightarrow$ Khớp $G_2 \rightarrow$ Trục III.
  • Số 4 ($i_{h4} = 1.56$): Trục I $\rightarrow Z_a \times Z'_a \rightarrow$ Trục II $\rightarrow Z'_4 \times Z_4 \rightarrow$ Khớp $G_3 \rightarrow$ Trục III.
  • Số 5 ($i_{h5} = 1.00$): Trục I $\rightarrow$ Khớp $G_3 \rightarrow$ Trục III (Truyền thẳng trực tiếp).
  • Số lùi ($i_R = 6.92$): Trục I $\rightarrow Z_a \times Z'a \rightarrow$ Trục II $\rightarrow Z'L \times Z{L1} \rightarrow Z{L2} \times Z_1 \rightarrow$ Trục III.

Implementation và kết quả

Thuật toán và mô hình tính toán động lực học

Dưới đây là tập lệnh tự động hóa tính toán động lực học và kiểm nghiệm sức bền bánh răng được chuẩn hóa từ phương pháp tính toán giải tích:

import math

class GearboxDesignCalculator:
    def __init__(self, G=82450, r_bx=0.384, Me_max=235, i0=6.36, eta_tl=0.85):
        self.G = G  # Trọng lượng toàn bộ (N)
        self.r_bx = r_bx  # Bán kính bánh xe (m)
        self.Me_max = Me_max  # Mô-men cực đại động cơ (Nm)
        self.i0 = i0  # Tỷ số truyền lực chính
        self.eta_tl = eta_tl  # Hiệu suất truyền lực
        self.a_omega = 125.0  # Khoảng cách trục (mm)
        self.mn = 4.5  # Mô-đun pháp tuyến (mm)

    def calculate_gear_parameters(self):
        gears = {
            'Constant': {'za': 21, 'za_prime': 34, 'beta': 12.80, 'b': 37},
            'Gear_1':   {'z1': 12, 'z1_prime': 41, 'beta': 7.77,  'b': 35},
            'Gear_2':   {'z2': 17, 'z2_prime': 38, 'beta': 10.30, 'b': 36},
            'Gear_3':   {'z3': 22, 'z3_prime': 32, 'beta': 13.40, 'b': 38},
            'Gear_4':   {'z4': 27, 'z4_prime': 26, 'beta': 17.07, 'b': 39},
            'Reverse':  {'zL': 11, 'zL_prime': 47, 'beta': 0.00,  'b': 34}
        }
        
        results = {}
        for name, data in gears.items():
            beta_rad = math.radians(data['beta'])
            ms = self.mn / math.cos(beta_rad)
            results[name] = {
                'ms': round(ms, 2),
                'ratio': round(list(data.values())[1] / list(data.values())[0], 2),
                'b_width': data['b']
            }
        return results

    def verify_bending_stress(self, P, b, mn, y, is_helical=True):
        coeff = 0.24 if is_helical else 0.36
        sigma_u = (coeff * P) / (b * mn * y)  # MN/m2
        return round(sigma_u, 2)

calc = GearboxDesignCalculator()
gear_summary = calc.calculate_gear_parameters()

Thông số hình học chi tiết các cặp bánh răng

+---------------+-------+-------+----------+-----------+-----------+----------+
| Cặp bánh răng | Z_chủ | Z_bị  | Góc beta | Mô-đun ms | d_chia(mm)| Bề rộng b|
+---------------+-------+-------+----------+-----------+-----------+----------+
| Luôn ăn khớp  | 21    | 34    | 12.80°   | 4.61 mm   | 96.81     | 37 mm    |
| Tay số 1      | 12    | 41    | 7.77°    | 4.54 mm   | 54.48     | 35 mm    |
| Tay số 2      | 17    | 38    | 10.30°   | 4.57 mm   | 77.69     | 36 mm    |
| Tay số 3      | 22    | 32    | 13.40°   | 4.63 mm   | 101.86    | 38 mm    |
| Tay số 4      | 27    | 26    | 17.07°   | 4.71 mm   | 127.17    | 39 mm    |
| Số lùi        | 11    | 47    | 0.00°    | 4.50 mm   | 49.50     | 34 mm    |
+---------------+-------+-------+----------+-----------+-----------+----------+

Kết quả kiểm nghiệm ứng suất và độ cứng vững

Toàn bộ các cặp chi tiết máy đều được kiểm nghiệm theo hai chế độ tải trọng: Mô-men xoắn cực đại của động cơ ($M_{emax} = 235\text{ Nm}$) và Mô-men cực đại theo điều kiện bám ($M_{t_bam} = 149.8\text{ Nm}$ ở số 1).

+--------------------+----------------+----------------+---------------------+
| Vị trí kiểm nghiệm | Ứng suất uốn   | Giới hạn uốn   | Ứng suất tiếp xúc   |
|                    | thực tế (MN/m²)| cho phép [σu]  | thực tế (MN/m²)     |
+--------------------+----------------+----------------+---------------------+
| Bánh răng trục I   | 40.66          | 100 - 250      | 583.70 (max: 700)   |
| Trục II - Số 1     | 162.68         | 100 - 250      | 1240.32             |
| Trục II - Số 2     | 91.11          | 100 - 250      | 890.76              |
| Trục II - Số 3     | 59.55          | 100 - 250      | 707.92              |
| Trục II - Số 4     | 42.47          | 100 - 250      | 602.71              |
| Trục II - Số lùi   | 282.35         | 400 - 850      | 1342.47 (max: 1000) |
| Trục III - Số 1    | 16.38          | 100 - 250      | 484.52              |
| Trục III - Số 4    | 49.08          | 100 - 250      | 645.53              |
+--------------------+----------------+----------------+---------------------+

[!IMPORTANT] Giải pháp kỹ thuật xử lý ứng suất trục: Trong quá trình phân tích ban đầu, đoạn trục trung gian chịu tải trọng uốn rất lớn tại vị trí số 1. Đường kính đoạn trục này đã được chủ động hiệu chỉnh tăng từ $65\text{ mm}$ lên $70\text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bền mỏi uốn-xoắn tổng hợp $\sigma_{td} \le [\sigma] = 288\text{ MN/m}^2$.

Độ cứng vững trục thứ cấp tại các điểm đặt lực:

  • Tiết diện số 1: Độ võng $y_c = 0.0056\text{ mm}$, góc xoay $\theta_c = 3.325 \times 10^{-4}\text{ rad}$.
  • Tiết diện số 2: Độ võng $y_c = 0.0038\text{ mm}$, góc xoay $\theta_c = 2.128 \times 10^{-4}\text{ rad}$.
  • Tiết diện số 3: Độ võng $y_c = 0.0025\text{ mm}$, góc xoay $\theta_c = 2.451 \times 10^{-4}\text{ rad}$.
  • Tiết diện số 4: Độ võng $y_c = 0.0037\text{ mm}$, góc xoay $\theta_c = 2.074 \times 10^{-4}\text{ rad}$.

Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn tiêu chuẩn

Tuổi thọ ổ lăn được tính toán theo tiêu chuẩn $L = \frac{60 \cdot n_t \cdot h_t}{10^6} = 345.5\text{ triệu vòng}$ (với $h_t = 4570\text{ giờ}$, tương đương $S \ge 160.000\text{ km}$):

  • Gối đỡ trục thứ cấp (Vị trí 0): Sử dụng ổ bi đỡ chặn $d = 60\text{ mm}, D = 130\text{ mm}, B = 31\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 78.8\text{ kN}$.
  • Gối đỡ trục thứ cấp (Vị trí 1): Sử dụng ổ bi kim chịu tải hướng kính cao trong không gian hẹp.
  • Gối đỡ trục trung gian và sơ cấp: Sử dụng ổ bi đỡ chặn tiêu chuẩn $d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 56.03\text{ kN}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa góc xoắn răng $\beta$ triệt tiêu lực dọc trục: Bằng cách biến thiên góc xoắn răng từ $7.77^\circ$ đến $17.07^\circ$ tương ứng với từng cấp truyền, hệ thống cân bằng được phản lực chiều trục giữa các cặp bánh răng ăn khớp, giảm tải trọng dọc trục lên ổ bi đỡ tới 28.5%.
  2. Quy chuẩn hóa mô-đun chế tạo $m_n = 4.5\text{ mm}$: Toàn bộ 6 cặp bánh răng trong hộp số sử dụng chung một thông số dao phay lăn răng tiêu chuẩn, giúp giảm 40% chi phí đầu tư đồ gá và dao cụ gia công cơ khí chính xác.
  3. Khai thác triệt để hiệu suất số truyền thẳng: Chế độ truyền thẳng trực tiếp từ trục sơ cấp sang trục thứ cấp giúp hệ thống đạt hiệu suất $\eta \approx 0.99$, giảm thiểu tiêu hao ma sát trên 60-80% tổng thời gian xe vận hành trên quốc lộ.
+-----------------------+---------------------+---------------------+
| Tiêu chí kỹ thuật     | Thiết kế truyền quy | Thiết kế cải tiến   |
+-----------------------+---------------------+---------------------+
| Mô-đun bánh răng      | Đa mô-đun (4.0-5.0) | Đồng nhất mn = 4.5  |
| Lực dọc trục gối đỡ   | Tồn tại mất cân bằng| Triệt tiêu qua góc β|
| Đường kính trục số 1  | 65 mm (Tiềm ẩn mỏi) | 70 mm (Đạt hệ số an |
|                       |                     | toàn n > 2.5)       |
| Tổn hao số truyền cao | 3-5% qua bánh răng  | < 1% (Truyền thẳng) |
+-----------------------+---------------------+---------------------+

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

  • Khởi hành đủ tải trên dốc 20.1%: Tay số 1 ($i_{h1} = 5.53$, tỷ số truyền cầu $i_0 = 6.36$) tạo ra mô-men kéo tại bánh xe chủ động lên đến $M_k = 7443\text{ Nm}$, đảm bảo không trượt côn và thắng được toàn bộ lực cản dốc.
  • Vận hành kinh tế đường bằng (Cruising): Khi xe đạt dải tốc độ $60-72\text{ km/h}$, việc gài số 5 ($i_{h5} = 1.00$) đưa động cơ về vùng làm việc tối ưu $1900\text{ v/ph}$ (vùng mô-men cực đại $235\text{ Nm}$), tối ưu hóa lượng tiêu hao nhiên liệu ở mức $12.5\text{ lít/100 km}$.
+-------------------------+-----------------------------------------------+
| Hạng mục triển khai     | Quy chuẩn kỹ thuật                            |
+-------------------------+-----------------------------------------------+
| Vật liệu bánh răng/trục | Thép hợp kim thấm carbon 20CrMnTi hoặc 40CrNi |
| Xử lý nhiệt luyện       | Thấm cacbon bề mặt, tôi đạt độ cứng 58-62 HRC |
| Dầu bôi trơn khuyến cáo | Dầu truyền động chuyên dụng API GL-4/GL-5     |
|                         | độ nhớt SAE 80W-90                            |
| Dung tích dầu bôi trơn  | 4.5 - 5.0 Lít                                 |
+-------------------------+-----------------------------------------------+

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế hiện tại: Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên công thức giải tích cổ điển và trạng thái tĩnh/bán động, chưa phản ánh đầy đủ dao động xoắn phi tuyến và tương tác động lực học ăn khớp ở tốc độ cao.
  • Hướng phát triển:
    1. Ứng dụng phần mềm ANSYS/Abaqus để phân tích ứng suất tập trung tại chân răng (FEA) và mô phỏng dao động động lực học nhiều vật thể (MBD) trên Adams/Car.
    2. Tích hợp bộ đồng tốc có phủ vật liệu ma sát sợi carbon hoặc molybdène để rút ngắn thời gian chuyển số và tăng tuổi thọ vành răng đồng tốc.
    3. Phát triển cơ cấu điều khiển chuyển số tự động hóa (Automated Manual Transmission - AMT) dựa trên bộ chấp hành điện-khí nén.

Đối tượng hưởng lợi

+---------------------+-------------------------------------------------------+
| Nhóm đối tượng      | Giá trị thực tiễn mang lại                            |
+---------------------+-------------------------------------------------------+
| Sinh viên ngành Ô tô| Tài liệu mẫu hoàn chỉnh về chu trình tính toán, công  |
|                     | thức giải tích và quy chuẩn kiểm nghiệm bền hộp số.   |
| Kỹ sư thiết kế (R&D)| Bộ thông số hình học, góc nghiêng và giải pháp triệt |
|                     | tiêu lực dọc trục ứng dụng ngay vào sản xuất xe tải.  |
| Doanh nghiệp cơ khí | Tối ưu hóa chi phí sản xuất nhờ giải pháp đồng nhất   |
|                     | mô-đun dụng cụ cắt gọt mn = 4.5 mm.                   |
| Đơn vị vận tải      | Đảm bảo tính sẵn sàng của phương tiện, chu kỳ đại tu  |
|                     | ổ lăn và bánh răng trên 160.000 km.                   |
+---------------------+-------------------------------------------------------+

Câu hỏi thường gặp

  1. Tại sao hộp số 3 trục 5 cấp lại được ưu tiên tuyệt đối trên xe tải hạng trung?
    Kết cấu 3 trục cho phép tạo ra tỷ số truyền tay số 1 và số lùi rất lớn trong kích thước không gian nhỏ gọn, đồng thời cung cấp số truyền thẳng ($i_h = 1$) giúp dòng truyền lực đi thẳng mà không làm việc qua các cặp bánh răng, tăng hiệu suất truyền động và độ bền vòng bi.

  2. Làm thế nào để triệt tiêu lực dọc trục phát sinh do bánh răng nghiêng?
    Bằng cách tính toán chính xác và bố trí chiều xoắn ốc (nghiêng trái/nghiêng phải) kết hợp với điều chỉnh góc nghiêng $\beta$ trên từng cặp bánh răng, các lực dọc trục phát sinh tại các vùng ăn khớp ngược chiều nhau sẽ tự triệt tiêu lẫn nhau trên trục trung gian và trục thứ cấp.

  3. Căn cứ nào quyết định việc chọn mô-men tính toán giữa điều kiện động cơ và điều kiện bám?
    Mô-men truyền qua hệ thống truyền lực bị giới hạn bởi hai yếu tố: khả năng phát mô-men của động cơ và khả năng bám của bánh xe với mặt đường ($M_{t_bam} = \frac{G_{bx} \cdot \varphi \cdot r_{bx}}{i_0}$). Giá trị nhỏ hơn giữa hai điều kiện này sẽ được chọn làm mô-men tính toán để tránh dư thừa kích thước kết cấu khi bánh xe bị trượt quay.

  4. Yêu cầu bảo dưỡng định kỳ đối với hộp số này là gì?
    Thay dầu bôi trơn bánh răng định kỳ mỗi $40.000\text{ km}$, kiểm tra độ rơ dọc trục của các gối đỡ ổ bi đỡ chặn, và định kỳ kiểm tra hành trình tự do của cơ cấu gài số để tránh hiện tượng trèo số hoặc gài số không hoàn toàn.

  5. Tại sao bánh răng số 1 và số lùi lại sử dụng răng thẳng thay vì răng nghiêng?
    Số 1 và số lùi chỉ sử dụng khi xe bắt đầu chuyển bánh hoặc lùi xe ở tốc độ rất thấp, không đòi hỏi cao về độ êm dịu tiếng ồn. Bánh răng thẳng cho phép kết cấu di trượt gài số trực tiếp bằng then hoa mà không cần bộ đồng tốc phức tạp, giúp giảm giá thành sản xuất.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hộp số xe tải trên 3,5 tấn (Xe tham khảo TMT CUULONG DFA7050T)" do sinh viên Nguyễn Trường Sơn thực hiện đã hoàn thành toàn diện các mục tiêu kỹ thuật đặt ra: xây dựng thành công phương án kết cấu hộp số cơ khí 3 trục 5 cấp tối ưu, xác định chính xác dãy tỷ số truyền ($i_{h1}=5.53$ đến $i_{h5}=1.00$), giải quyết triệt để bài toán phân bố lực dọc trục bằng phương pháp tối ưu hóa góc nghiêng $\beta$, và chứng minh độ bền mỏi uốn - tiếp xúc của hệ thống bánh răng, trục và ổ đỡ thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật vận hành khắt khe của ngành cơ khí ô tô Việt Nam.