Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Sự phát triển của nền kinh tế thúc đẩy ngành công nghiệp sản xuất và lắp ráp ô tô trong nước chuyển dịch mạnh mẽ theo xu hướng phân công lao động và chuyên môn hóa. Trong bối cảnh chuỗi cung ứng sản xuất ô tô hiện đại, mỗi nhà máy có thể đảm nhận chế tạo từng cụm chi tiết hoặc tổng thành kết cấu riêng biệt. Tại Việt Nam, với năng lực công nghệ gia công, vật liệu và nhu cầu thị trường hiện tại, phần gầm xe — đặc biệt là cụm tổng thành cầu sau chủ động — là một trong những hệ thống có khả năng tự chủ thiết kế và sản xuất nội địa.

Đề tài “Thiết kế truyền lực chính và truyền lực đến bánh xe chủ động” được thực hiện nhằm giải quyết các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác định các chỉ tiêu đánh giá khả năng kéo, tính toán sức kéo và động lực học kéo cho xe ô tô tải cơ sở.
  2. Xác định các thông số kỹ thuật cơ bản của động cơ và hệ thống truyền lực (tỷ số truyền của truyền lực chính, tỷ số truyền các tay số trong hộp số).
  3. Khảo sát cấu tạo, phân tích nguyên lý làm việc và phân loại các cụm kết cấu trong cầu chủ động (truyền lực chính, bộ vi sai, bán trục).
  4. Tính toán thiết kế chi tiết, xác định kích thước hình học và kiểm nghiệm sức bền cơ học cho bộ truyền lực chính, bộ truyền hành tinh (vi sai) và bán trục.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Cụm tổng thành cầu sau chủ động trên ô tô tải, bao gồm bộ truyền lực chính dạng bánh răng côn xoắn/hypoid, bộ vi sai đối xứng bánh răng nón và hệ thống bán trục truyền mô-men đến bánh xe.
  • Phạm vi đối tượng: Ô tô tải tham khảo Teraco Tera 190SL có tải trọng chở cho phép $1990\text{ kg}$, trọng lượng toàn bộ tính toán $5080\text{ kg}$ ($50800\text{ N}$), công thức bánh xe $4 \times 2$ với cầu sau chủ động.
  • Phạm vi không gian và thời gian: Đồ án được hoàn thành tại Đà Nẵng, tháng 6 năm 2024. Điều kiện khai thác tính toán giả định ô tô vận hành trên đường nhựa phẳng, hệ số bám $\varphi = 0{,}8$, vận tốc cực đại $v_{max} = 85\text{ km/h}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng nội dung tính toán dựa trên các hệ thống lý thuyết chuyên ngành kỹ thuật cơ khí động lực và chi tiết máy:

  • Khung lý thuyết động lực học ô tô: Ứng dụng phương trình cân bằng lực kéo ($P_k = P_f + P_i + P_j + P_w$), phương trình cân bằng công suất ($N_k = N_f + N_i + N_j + N_w$), lý thuyết nhân tố động lực học ($D$) theo điều kiện cản và điều kiện bám ($D_\varphi$), phương trình gia tốc ($j$) có xét đến hệ số ảnh hưởng của khối lượng quay $\delta_j$.
  • Khung tính toán đường đặc tính ngoài động cơ: Sử dụng công thức thực nghiệm Lây-Đec-Man (Leyderman) để mô hình hóa mối quan hệ giữa công suất ($N_e$), mô-men xoắn ($M_e$) và số vòng quay trục khuỷu ($n_e$) đối với động cơ diesel.
  • Khung lý thuyết sức bền và tính toán chi tiết máy: Phương pháp tính toán kích thước hình học bánh răng côn răng cong/hypoid; phương pháp kiểm nghiệm ứng suất uốn ($\sigma_u \le [\sigma_u]$) và ứng suất tiếp xúc ($\sigma_{tx} \le [\sigma_{tx}]$) theo tiêu chuẩn tính toán truyền động bánh răng; phương pháp tính trục chịu tải phức hợp kết hợp uốn và xoắn; phương pháp kiểm nghiệm ổ đũa côn đỡ chặn theo khả năng tải động ($C_d$).
  • Phương pháp nghiên cứu thực tế:
    • Phương pháp tính toán giải tích: Thiết lập và giải hệ thống công thức giải tích xác định các thông số động lực học, tỷ số truyền và tải trọng tác dụng lên từng cụm kết cấu.
    • Phương pháp chọn mẫu và tra cứu thông số kỹ thuật: Thu thập dữ liệu từ mẫu xe tương đương (Teraco Tera 190SL), catalog lốp ô tô hãng DRC (mã 7.00R16 LT 53D) và thông số kỹ thuật động cơ diesel tăng áp JX ISUZU JE493ZLQ4.
    • Phương pháp tính toán cơ học kết cấu: Sử dụng phần mềm RDM 6 để phân tích phản lực liên kết tại các gối đỡ, biểu đồ mô-men uốn/xoắn nhằm xác định tiết diện nguy hiểm của trục truyền lực chính.
  • Nguồn dữ liệu: Giáo trình Lý thuyết ô tô, Sổ tay Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo, Sổ tay Thiết kế chi tiết máy và hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật vật liệu chế tạo cơ khí (thép hợp kim, gang rèn).

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán sức kéo

Chương 1 thực hiện tính toán toàn diện các chỉ tiêu động lực học kéo của ô tô tải cơ sở, làm tiền đề xác định thông số đầu vào cho việc thiết kế các cụm chi tiết cầu chủ động.

  • Thông số chọn ban đầu và phân bố trọng lượng:
    • Hệ số cản lăn mặt đường: $f = 0{,}015$.
    • Hiệu suất truyền động của hệ thống truyền lực: $\eta_{tl} = 0{,}89$.
    • Hệ số cản không khí: $K = 0{,}5\text{ N}\cdot\text{s}^2/\text{m}^4$; diện tích cản chính diện $F = 2{,}7\text{ m}^2$.
    • Trọng lượng bản thân: $G_0 = 2950\text{ kg}$; Trọng lượng chở hàng: $Q = 2000\text{ kg}$; Số người chở: $n = 2$ ($A = 65\text{ kg/người}$).
    • Trọng lượng toàn bộ: $G = 5080\text{ kg} = 50800\text{ N}$.
    • Phân bố tải trọng tĩnh: Cầu trước chịu $30% G$ ($Z_1 = 15240\text{ N}$), cầu sau chịu $70% G$ ($Z_2 = 35560\text{ N}$).
Thông số động học / hình học Ký hiệu Giá trị tính toán / lựa chọn Đơn vị
Tải trọng tĩnh đặt lên 1 bánh trước $G_{bd}$ $7620$ $\text{N}$
Tải trọng tĩnh đặt lên 1 bánh sau (bánh đôi) $G_{cd}$ $8890$ $\text{N}$
Ký hiệu lốp lựa chọn (DRC) - 7.00R16 LT 53D -
Bán kính thiết kế lốp / Bán kính làm việc $r_0$ / $r_{bx}$ $395$ / $375{,}25$ $\text{mm}$
Động cơ lựa chọn - JX ISUZU JE493ZLQ4 -
Công suất cực đại động cơ $N_{emax}$ $78$ ($106\text{ Ps}$) tại $3400\text{ v/p}$ $\text{kW}$
Mô-men xoắn cực đại động cơ $M_{emax}$ $257$ tại $2000\text{ v/p}$ $\text{N}\cdot\text{m}$
Mô-men cực đại trên đường đặc tính ngoài $M_{emax}$ $228{,}87$ $\text{N}\cdot\text{m}$
Tỷ số truyền truyền lực chính $i_0$ $5{,}65$ -
Tỷ số truyền tay số 1 $i_{h1}$ $6{,}10$ -
Công bội cấp số nhân hộp số $q$ $1{,}57$ -

  • Xác định tỷ số truyền hộp số 5 cấp: Hệ thống tỷ số truyền các tay số trung gian được phân phối theo cấp số nhân từ $i_{h1} = 6{,}10$ đến $i_{h5} = 1{,}00$:

    • Tay số 1: $i_{h1} = 6{,}10$
    • Tay số 2: $i_{h2} = 3{,}89$
    • Tay số 3: $i_{h3} = 2{,}47$
    • Tay số 4: $i_{h4} = 1{,}57$
    • Tay số 5: $i_{h5} = 1{,}00$
    • Tay số lùi: $i_{hl} = 8{,}05$

  • Xây dựng hệ thống đồ thị động lực học: Tác giả tính toán và dựng 5 đường đặc tính động học của xe:

    1. Đồ thị cân bằng lực kéo ($P_k = f(v)$): Đường cong lực kéo ở các tay số thể hiện lực kéo lớn nhất tại số 1 và giảm dần ở các tay số cao. Vùng lực kéo dư ($P_{kd} = P_k - P_c$) dùng để tăng tốc và vượt dốc. Tổng lực kéo tiếp tuyến bị giới hạn bởi lực bám cực đại $P_\varphi = Z_2 \cdot m_{k2} \cdot \varphi$.
    2. Đồ thị cân bằng công suất ($N_k = f(v)$): Thể hiện mối quan hệ giữa công suất phát ra tại bánh xe chủ động và tổng công suất cản $\sum N_c = N_f + N_w$.
    3. Đồ thị nhân tố động lực học ($D = f(v)$): Xác định khả năng khắc phục sức cản của xe. Giá trị nhân tố động lực học lớn nhất đạt được ở tay số 1 ($D_{1max}$). Vùng chuyển động ổn định thỏa mãn điều kiện cản và điều kiện không trượt quay: $\Psi \le D \le D_\varphi$.
    4. Đồ thị gia tốc ($j = f(v)$): Xác định gia tốc của xe tại các tay số có xét hệ số khối lượng quay $\delta_j$ ($\delta_{j1} = 2{,}1$).
    5. Đồ thị thời gian và quãng đường tăng tốc ($t = f(v), S = f(v)$): Thể hiện quá trình tăng tốc của ô tô đến vận tốc thiết kế lớn nhất ($85\text{ km/h}$).

Khái quát về cầu chủ động

Phần này tổng quan về mặt kết cấu, chức năng và các phương án phân loại của từng cụm chi tiết trong hệ thống cầu chủ động:

  • Cụm cầu chủ động: Đóng vai trò là giá đỡ hai bánh xe chủ động, đỡ toàn bộ tải trọng phần được treo và không được treo, tiếp nhận và phân phối mô-men xoắn từ hệ thống truyền lực ra bánh xe, cho phép hai bánh xe quay với vận tốc góc khác nhau khi quay vòng.
  • Bộ truyền lực chính: Có chức năng tăng tỷ số truyền để tăng mô-men xoắn, đồng thời chuyển hướng truyền mô-men từ trục dọc xe sang trục ngang xe. Phân loại theo số cặp bánh răng (truyền lực chính đơn, truyền lực chính kép) và theo biên dạng răng (bánh răng côn xoắn, bánh răng hypoid, bánh răng trụ, bánh vít - trục vít). Truyền lực chính đơn được ứng dụng phổ biến trên xe tải nhỏ và trung bình nhờ kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất cao.
  • Cụm vi sai: Phân phối mô-men xoắn đều cho hai bán trục và đảm bảo hai bánh xe chủ động quay với vận tốc góc khác nhau khi ô tô quay vòng hoặc di chuyển trên đường không bằng phẳng, tránh hiện tượng trượt lết làm mòn lốp và cưỡng bức cơ học.
  • Truyền động bán trục: Dẫn động mô-men từ các bánh răng bán trục của bộ vi sai ra moay-ơ bánh xe. Phân loại theo mức độ chịu tải trọng:
    • Bán trục không giảm tải: Toàn bộ ổ đỡ đặt trực tiếp lên bán trục (chịu cả mô-men xoắn và mô-men uốn).
    • Bán trục giảm tải một nửa (1/2): Ổ tựa trong đặt trên vỏ vi sai, ổ ngoài đặt trên bán trục.
    • Bán trục giảm tải 3/4: Ổ tựa ngoài đặt giữa dầm cầu và moay-ơ bánh xe.
    • Bán trục giảm tải hoàn toàn: Hai ổ bi moay-ơ đặt hoàn toàn giữa dầm cầu và moay-ơ, bán trục chỉ chịu mô-men xoắn thuần túy, triệt tiêu hoàn toàn mô-men uốn do ngoại lực tác dụng.

Chương III: Nội dung thiết kế tính toán

Chương 3 trình bày toàn bộ quá trình tính toán kích thước hình học, lựa chọn vật liệu và kiểm nghiệm độ bền cho ba cụm kết cấu chính:

1. Tính toán thiết kế bộ truyền lực chính

  • Vật liệu và chế độ tải: Chọn thép hợp kim 12Cr2Ni4A (hoặc thép hợp kim tương đương) có ứng suất uốn cho phép $[\sigma_u] = 700 \div 900\text{ MPa}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_{tx}] = 1000\text{ MPa}$. Mô-men tính toán lựa chọn: $M_{tt} = 1255{,}014\text{ N}\cdot\text{m}$.
  • Thông số hình học bánh răng truyền lực chính:
    • Số răng bánh răng chủ động: $Z_1 = 6$; Số răng bánh răng bị động: $Z_2 = 34$ (tương ứng tỷ số truyền $i_0 = 5{,}65$).
    • Góc nghiêng răng trung bình bánh chủ động: $\beta_1 = 48{,}4^\circ$.
    • Chiều dài bánh răng nón: $L = 156\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp tuyến: $m_n = 6\text{ mm}$; Mô-đun mặt mút lớn: $m_s = 9\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng bánh bị động: $b_2 = 44\text{ mm}$.
    • Nửa góc chia côn: Bánh chủ động $\delta_1 = 10^\circ$, bánh bị động $\delta_2 = 80^\circ$.
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = +0{,}682\text{ mm}$, $x_2 = -0{,}682\text{ mm}$; Góc ăn khớp $\alpha_1 = \alpha_2 = 20^\circ$.
    • Đường kính vòng đỉnh răng ngoài: Bánh chủ động $d_{ae1} = 82\text{ mm}$, bánh bị động $d_{ae2} = 356\text{ mm}$.
    • Khoảng sáng gầm xe tính toán: $H = 190\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng và kiểm nghiệm sức bền:
    • Lực tác dụng lên bánh chủ động: Lực vòng $P_1 = 54765\text{ N}$, lực dọc trục $Q_1 = 65411\text{ N}$, lực hướng kính $R_1 = 18796\text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên bánh bị động: Lực vòng $P_2 = 76672\text{ N}$, lực dọc trục $Q_2 = 24326\text{ N}$, lực hướng kính $R_2 = 34071\text{ N}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm ứng suất uốn và tiếp xúc: Các giá trị tính toán đều nhỏ hơn ứng suất cho phép ($\sigma_u \le [\sigma_u]$, $\sigma_{tx} \le [\sigma_{tx}]$), đảm bảo an toàn chịu tải.
  • Tính toán trục và chọn ổ lăn truyền lực chính:
    • Chọn vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 241 ÷ 285, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách giữa hai gối đỡ: $l = 110\text{ mm}$; khoảng cách từ tâm bánh răng đến gối đỡ gần nhất: $l_1 = 55\text{ mm}$.
    • Tiết diện nguy hiểm xác định tại vị trí C có đường kính tính toán chính xác $d_C = 70\text{ mm}$; đường kính ngõng trục tại gối A là $d_A = 65\text{ mm}$, tại gối B là $d_B = 35\text{ mm}$.
    • Chọn cặp ổ đũa côn một dãy tại gối đỡ A chịu lực tổng hợp với khả năng tải động tính toán $C_d = 299\text{ kN}$ và tại gối B với $C_d = 177\text{ kN}$.

2. Tính toán thiết kế bộ truyền hành tinh (vi sai)

  • Vật liệu và thông số kết cấu:
    • Vi sai đối xứng dạng bánh răng nón; vỏ vi sai bằng gang rèn (HB 121 ÷ 149).
    • Bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục bằng thép 35CrMo thường hóa ($\sigma_b = 750\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 500\text{ N/mm}^2$, HB 180 ÷ 350).
    • Trục chữ thập vi sai bằng thép 20X xianua hóa, độ cứng sau tôi đạt 48 ÷ 62 HRC.
    • Số bánh răng hành tinh: $q = 4$; Số răng bánh răng hành tinh: $Z_{ht} = 12$; Số răng bánh răng bán trục: $Z_{bt} = 18$.
    • Mô-men tính toán vi sai theo điều kiện bám: $M_{tt} = 4333{,}28\text{ N}\cdot\text{m}$.
    • Mô-đun pháp tuyến: $m_n = 4\text{ mm}$; Chiều dài côn ngoài: $R_e = 43{,}27\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng: $b = 12\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền vi sai:
    • Kiểm tra ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc của răng: Đạt yêu cầu $\sigma_{tx} \le [\sigma_{tx}] = 1500 \div 2500\text{ MPa}$.
    • Kiểm tra chốt bánh răng hành tinh (đường kính $d_1 = 30\text{ mm}$): Ứng suất dập $\sigma_d \le [50 \div 80]\text{ MPa}$; ứng suất dập mặt đáy $\sigma_d = 2\text{ MN/m}^2 \le [30 \div 60]\text{ MN/m}^2$, kết luận chốt đủ bền.

3. Tính toán bán trục

  • Lựa chọn kết cấu: Chọn loại bán trục giảm tải hoàn toàn nhằm triệt tiêu mô-men uốn tác dụng lên thân trục.
  • Tính toán theo 4 chế độ tải trọng nguy hiểm:
    1. Chế độ lực kéo cực đại ($Z_k$ max): Xác định theo giá trị cực tiểu giữa mô-men động cơ và điều kiện bám. Lực kéo tiếp tuyến cực đại $P_{kmax} = 14224\text{ N}$, mô-men xoắn tính toán $M_{tt} = 5334\text{ N}\cdot\text{m}$, phản lực pháp tuyến $Z_{bx2} = 23114\text{ N}$.
    2. Chế độ lực phanh cực đại ($Z_p$ max): Phản lực pháp tuyến khi phanh $Z_{bx} = 12446\text{ N}$ (với hệ số phân bố tải trọng phanh $\lambda_{p2} = 0{,}7$).
    3. Chế độ lực ngang cực đại ($Y_{max}$ khi xe quay vòng bị trượt ngang): Xác định sự phân bố lại tải trọng giữa bánh xe phía ngoài và phía trong vệt quay vòng với hệ số bám ngang $\varphi'_{max} = 1$.
    4. Chế độ lực thẳng đứng cực đại: Phản lực thẳng đứng khi xe đi qua đường mấp mô gồ ghề có xét đến hệ số tải trọng động $k_đ = 1{,}8 \div 2{,}0$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật chính

Đồ án đã xác lập đầy đủ hệ thống thông số kết cấu và kiểm nghiệm sức bền của cụm cầu sau chủ động ô tô tải Teraco Tera 190SL:

Cụm tổng thành Thông số kỹ thuật chính Giá trị nghiệm thu thiết kế Trạng thái kiểm nghiệm
Động cơ & Sức kéo Động cơ Diesel JX ISUZU JE493ZLQ4 $N_{emax} = 78\text{ kW}$, $M_{emax} = 257\text{ Nm}$ Đạt vận tốc $v_{max} = 85\text{ km/h}$
Hộp số 5 cấp $i_{h1} = 6{,}10 \to i_{h5} = 1{,}00; i_{hl} = 8{,}05$ Đảm bảo điều kiện kéo & bám
Truyền lực chính Tỷ số truyền chính $i_0$ $5{,}65$ ($Z_1 = 6, Z_2 = 34$) Khoảng sáng gầm $H = 190\text{ mm}$
Mô-đun pháp tuyến $m_n$ / mặt mút $m_s$ $6\text{ mm}$ / $9\text{ mm}$ Thỏa mãn ứng suất uốn & tiếp xúc
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm $d_C = 70\text{ mm}$ (thép 45 tôi cải thiện) Ổ đũa côn $C_d = 299\text{ kN}$ đủ bền
Bộ vi sai Cấu cấu vi sai đối xứng 4 bánh răng hành tinh $q = 4, Z_{ht} = 12, Z_{bt} = 18$ Thép 35CrMo, chốt $d_1 = 30\text{ mm}$
Bán trục Kết cấu giảm tải hoàn toàn Chịu mô-men xoắn $M_{tt} = 5334\text{ N}\cdot\text{m}$ An toàn trong cả 4 chế độ tải

Đóng góp kỹ thuật

  • Xây dựng một quy trình tính toán động lực học và thiết kế cầu chủ động hoàn chỉnh, có tính hệ thống cao cho dòng xe tải nhẹ thương mại $1{,}99$ tấn.
  • Đưa ra giải pháp lựa chọn kết cấu bán trục giảm tải hoàn toàn kết hợp bộ truyền lực chính hypoid/côn xoắn và vi sai nón 4 bánh răng hành tinh, phù hợp với năng lực công nghệ chế tạo chi tiết cơ khí dạng phôi rèn, phôi đúc tại các nhà máy cơ khí trong nước.
  • Ứng dụng công cụ tính toán cơ học RDM 6 kết hợp phương pháp giải tích truyền thống giúp tối ưu hóa kích thước trục và nâng cao độ tin cậy của kết cấu.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án dừng lại ở mức độ tính toán thiết kế giải tích và kiểm nghiệm lý thuyết theo các công thức kinh nghiệm, chưa tiến hành mô phỏng ứng suất động lực học 3D bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM/CAE) trên dầm cầu và vỏ vi sai.
    • Chưa khảo sát thực nghiệm các chỉ tiêu về độ ồn, độ rung giật (NVH) và độ tăng nhiệt độ của dầu bôi trơn trong cụm truyền lực chính khi vận hành liên tục ở chế độ tải nặng.
  • Hướng mở rộng:
    • Ứng dụng phần mềm mô phỏng chuyên dụng (Ansys Workbench, SolidWorks Simulation) để phân tích trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của cặp bánh răng hypoid và vỏ cầu dưới tác dụng của các tải trọng động phức tạp.
    • Nghiên cứu phát triển cơ cấu khóa vi sai điều khiển cưỡng bức hoặc vi sai tự động chống trượt nhằm nâng cao khả năng cơ động của xe trên các địa hình có hệ số bám thấp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án là nguồn tham khảo chuyên môn hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực: Tham khảo làm mẫu chuẩn cho đồ án môn học Lý thuyết ô tô, đồ án Thiết kế tính toán ô tô và đồ án tốt nghiệp chuyên ngành kỹ thuật ô tô.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí và cán bộ kỹ thuật: Ứng dụng quy trình tính toán lực tác dụng, lựa chọn vật liệu thép hợp kim, tra cứu phương pháp kiểm nghiệm bền bánh răng côn xoắn, chốt hành tinh và tính chọn ổ lăn cho các hệ thống truyền động xe thương mại tương đương.
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất: Bảng tính toán thông số hình học chi tiết của cặp bánh răng truyền lực chính (Chương III) và phương pháp xác định 4 chế độ tải trọng tính toán bán trục giảm tải hoàn toàn.

Câu hỏi thường gặp

1. Đồ án sử dụng xe cơ sở và động cơ nào để làm căn cứ tính toán sức kéo?
Đồ án lựa chọn xe tham khảo là ô tô tải Teraco Tera 190SL (tải trọng $1990\text{ kg}$, tổng tải trọng $5080\text{ kg}$) trang bị động cơ Diesel 4 kỳ tăng áp JX ISUZU JE493ZLQ4, công suất cực đại $78\text{ kW}$ ($106\text{ Ps}$) tại $3400\text{ vòng/phút}$, mô-men xoắn cực đại $257\text{ Nm}$ tại $2000\text{ vòng/phút}$.

2. Tỷ số truyền của truyền lực chính và các tay số trong hộp số được tính toán như thế nào?
Tỷ số truyền của truyền lực chính được tính toán là $i_0 = 5{,}65$ (cặp bánh răng $Z_1 = 6, Z_2 = 34$). Hộp số gồm 5 cấp số tiến phân bố theo cấp số nhân với công bội $q = 1{,}57$: $i_{h1} = 6{,}10$; $i_{h2} = 3{,}89$; $i_{h3} = 2{,}47$; $i_{h4} = 1{,}57$; $i_{h5} = 1{,}00$ và tay số lùi $i_{hl} = 8{,}05$.

3. Vì sao tác giả lựa chọn kết cấu bán trục loại giảm tải hoàn toàn?
Bán trục giảm tải hoàn toàn có hai ổ bi moay-ơ đặt giữa dầm cầu và moay-ơ bánh xe, giúp dầm cầu tiếp nhận toàn bộ các lực uốn (lực thẳng đứng, lực dọc, lực ngang) từ mặt đường truyền lên. Bán trục chỉ truyền duy nhất mô-men xoắn thuần túy, nâng cao tuổi thọ và độ tin cậy làm việc cho xe tải chở hàng.

4. Kích thước và vật liệu chế tạo của cụm vi sai được chọn như thế nào?
Cụm vi sai đối xứng gồm 4 bánh răng hành tinh ($Z_{ht} = 12$) và 2 bánh răng bán trục ($Z_{bt} = 18$) chế tạo bằng thép 35CrMo thường hóa. Vỏ vi sai bằng gang rèn (HB 121 ÷ 149). Trục chữ thập chế tạo bằng thép 20X xianua hóa (48 ÷ 62 HRC), chốt hành tinh có đường kính $d_1 = 30\text{ mm}$ thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

5. Bán trục được kiểm tra theo những chế độ tải trọng nguy hiểm nào?
Bán trục được tính toán kiểm nghiệm qua 4 chế độ tải trọng: (1) Chế độ lực kéo cực đại với $P_{kmax} = 14224\text{ N}$; (2) Chế độ lực phanh cực đại với $Z_{bx} = 12446\text{ N}$; (3) Chế độ lực ngang cực đại khi xe quay vòng bị trượt ngang; (4) Chế độ lực thẳng đứng cực đại có xét hệ số tải trọng động $k_đ = 1{,}8 \div 2{,}0$.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán sức kéo động lực học và thiết kế kỹ thuật chi tiết cụm truyền lực chính, bộ vi sai cùng hệ thống bán trục giảm tải hoàn toàn cho ô tô tải Teraco Tera 190SL. Mọi kích thước hình học, vật liệu chế tạo và kết cấu gối đỡ ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn về độ bền uốn, bền tiếp xúc và bền dập theo lý thuyết chi tiết máy. Công trình cung cấp một tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho việc nghiên cứu chế tạo cụm cầu chủ động ô tô tải tại Việt Nam.