THIẾT kế tối ưu THÔNG số kết cấu hộp số ô tô tải

Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV

THIẾT KẾ TỐI ƯU THÔNG SỐ KẾT CẤU HỘP SỐ Ô TÔ TẢI
THE STRUCTURAL PARAMETER OPTIMIZATION OF TRUCK GEARBOX
Nguyễn Thành Công1a, Nguyễn Quang Cường1b
1
Khoa Cơ khí ,Trường Đại học Giao thông Vận tải, Hà Nội, Việt Nam
a
, b

TÓM TẮT
Hệ thống truyền lực là một bộ phận quan trọng trên ô tô. Nó có công dụng truyền và
biến đổi mô men xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động. Hộp số là tổng thành chính để
thực hiện nhiệm vụ của hệ thống truyền lực, quyết định tới tính năng làm việc của ô tô. Bài
báo trình bày cách thức xây dựng mô hình toán học để thiết kế tối ưu thông số kết cấu bánh
răng hộp số ô tô tải. Khi đã lựa chọn được động cơ, việc thiết kế hộp số ngoài yêu cầu đảm
bảo được các tính năng trong niên hạn sử dụng quy định còn yêu cầu hộp số phải có thể tích
nhỏ nhất, tiết kiệm vật liệu và giảm giá thành. Do đó lựa chọn thể tích của hộp số làm hàm
mục tiêu tối ưu. Sử dụng công cụ tối thiểu phi tuyến có ràng buộc Optimtool trong chương
trình Matlab hàm Fmincon để tối ưu các tham số. Việc sử dụng phương pháp này đã nâng cao
chất lượng cũng như giảm thiểu thời gian thiết kế hộp số.
Từ khóa: hộp số, thông số kết cấu, thiết kế tối ưu, ô tô tải, matlab

ABSTRACT
The automotive transmission system is the core part of a vehicle. It is designed to
change the vehicle's drive wheel speed and torque in relation to engine speed and torque. The
gearbox is the essential part of the transmission system and a major component determining
the performance of the vehicle. This paper mainly aims to build a mathematical model for the
optimization design of the structural parameters of the gear gearbox of truck. With a given
engine, the gearbox is required to guarantee its performance throughout service life while
meeting the requirements of small volume, low material-consuming and low cost. Therefore,

to minimize the gearbox volume would be the first goal for optimization design. This research
strives to optimize the structural design of the gearbox based on the Optimization Kit of
Matlab. Judging from the comparison between the optimized outcome and the original, this
method is absolutely significant to upgrading of efficiency, lightening the gearbox, lowering
product cost etc.
Keywords: gearbox, structure parameters, optimal design, truck, matlab

1. ĐẶT VẤN ĐỀ
Hộp số có công dụng thay đổi momen xoắn truyền từ động cơ đến các bánh xe chủ
động, nhờ đó có thể tăng hoặc giảm lực kéo ở các bánh xe chủ động để khắc phục lực quán
tính khi khởi động và sức cản chuyển động khi động cơ làm việc với công suất ổn định.Thay
đổi chiều chuyển động của xe giúp xe có thể chuyển động tiến hoặc lùi theo sự điều khiển của
lái xe,để cắt lâu động cơ với cơ cấu truyền lực khi cần thiết.
Việc thiết kế nhằm xác định các thông số tính năng và thông số kích thước của hộp số.
Trước đây, người ta thường dựa trên kinh nghiệm để lựa chọn hợp lý các thông số thiết kế, do
đó rất khó có thể đạt được điều kiện tốt nhất. Trong nội dung bài báo, tác giả đã đưa ra một
phương pháp thiết kế tối ưu thông số cơ bản kết cấu bánh răng hộp số ô tô tải thông qua bài
254


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
toán cực trị nhiều biến có ràng buộc phi tuyến là phương pháp quy hoạch trình tự cấp hai SQP
(Sequential Quadratic Programming) hàm Fmincon trong chương trình Matlab[1-3].
Khi đã lựa chọn được động cơ, việc thiết kế hộp số ngoài yêu cầu đảm bảo được các
tính năng trong niên hạn sử dụng quy định còn yêu cầu hộp số phải có thể tích nhỏ nhất, tiết
kiệm vật liệu và giảm giá thành.
2. TỐI ƯU HÓA THÔNG SỐ KẾT CẤU HỘP SỐ CƠ KHÍ Ô TÔ
2.1. Lựa chọn phương án và các tham số thiết kế của hộp số
Lựa chọn phương án thiết kế hộp số là hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng
tâm, số truyền cuối là số truyền thẳng, có các cặp bánh răng ở các số 2, 3, 4 luôn luôn ăn khớp

với nhau. Hộp số có hai bộ đồng tốc để gài số 2 và số 3, số 4 và số 5. Các bánh răng trên trục
trung gian lắp chặt và luôn quay. Việc gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng số 1 về phía
sau. Kết cấu hộp số đơn giản, gọn nhẹ hơn các phương án khác, dẫn động cũng đơn giản hơn.
Sơ đồ tính toán hộp số hình 1.
Tham số thiết kế tối ưu kết cấu bánh răng được lựa chọn là mô đun, chiều rộng, số răng,
góc nghiêng răng của bánh răng thiết kế bao gồm 29 tham số.
 x1 , x2 , x3 , x4 , x5 , x6 , x7 , x8 ,

x , x , x , x , x , x , x , x , 
9
10
11 12
13
14
15
16

X =
=
 x17 , x18 , x19 , x20 , x21 , x22 , x23 , x24 , 


 x25 , x26 , x27 , x28 , x29


 m1 , m2 , m3 , m4 , m5 , b1 , b2 , b3 , 
b , b , b , b , b , b , b , β , 
 4 5 6 7 8 9 10 1 
 β 2 , β3 , β 4 , z1 , z2 , z3 , z4 , z5 , 



 z6 , z7 , z8 , z9 , z10


Trong đó:
m 1 - mô đun cặp bánh răng luôn ăn khớp, m 2 – mô đun cặp bánh răng số 4, m 3 - mô
đun cặp bánh răng số 3, m 4 - mô đun cặp bánh răng số 2, m 5 –mô đung cặp bánh răng số 1.
b 1 , b 2 ,...b 10 - chiều rộng tương ứng của các bánh răng từ 1-10.

β1 - góc nghiêng răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp; β 2 , β3 , β 4 - góc nghiêng răng
tương ứng của các cặp bánh răng số 4,3,2.
z 1 , z 2 ,...z 10 - số răng tương ứng của các bánh răng từ 1-10.

Hình 1. Sơ đồ tính toán hộp số
1,2 – cặp bánh răng luôn ăn khớp; 3,4 – cặp bánh răng tay số 4; 5,6 – cặp bánh răng tay số 3;
7,8 – cặp bánh răng tay số 2; 9,10 – cặp bánh răng tay số 1

255


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
2.2. Xác định hàm mục tiêu
Để thoả mãn yếu tố cạnh tranh, giảm giá thành của các cơ sở sản xuất, nội dung của đề
tài đã lựa chọn thông số trọng lượng làm mục tiêu, vật liệu sử dụng chế tạo bánh răng là gang
kết cấu 20CrMnTi, hàm số mục tiêu tối ưu có thể lựa chọn dùng tổng thể tích bánh răng:

 mz 
=
V =
bi d

bi  i i 
∑
∑
4 i =1
4 i=1  cosβi 

π

10

2
i

π

10

2

(1)

2.3. Thiết lập điều kiện giới hạn
2.3.1. Hạn chế mô đun
Hộp số cơ khí thông thường dùng trên ô tô tải mô đun của bánh răng thường nằm trong
phạm vi từ 3,5-4,5[4], điều kiện giới hạn tương ứng là:
g (1) = 3,5 − m1 ≤ 0 ; g (2) =m1 − 4,5 ≤ 0 ; g (3) = 3,5 − m2 ≤ 0 ; g (4) = m2 − 4,5 ≤ 0 ;
g (5) = 3,5 − m3 ≤ 0 ; g (6) =m3 − 4,5 ≤ 0 ; g (7) = 3,5 − m4 ≤ 0 ; g (8) = m4 − 4,5 ≤ 0 ;

g (9) = 3,5 − m5 ≤ 0 ; g (10) =m5 − 4,5 ≤ 0

2.3.2. Hạn chế chiều rộng bánh răng
Khi lựa chọn chiều rộng răng cần xem xét đảm bảo trọng lượng nhỏ, kích thước trục
nhỏ gọn, ngoài ra còn đảm bảo độ bền và tính năng ổn định khi làm việc. Chiều rộng bánh
răng ảnh hưởng trực tiếp tới khả năng chịu tải. Thông thường chiều rộng răng càng lớn thì
mức độ chịu tải càng cao, nhưng tăng chiều rộng răng thì làm tăng mức độ phân bố tải không
đồng đều, mà nếu giảm khả năng chịu tải của bánh răng thì lại làm giảm khả năng truyền lực.
Do đó, để đảm bảo độ bền của bánh răng cần cố gắng lựa chọn chiều rộng răng nhỏ hợp lý,
đảm bảo giảm nhẹ trọng lượng của hộp số và rút ngắn chiều dài trục.
Việc quyết định chiều rộng răng dựa theo mô đun răng, thông thường chọn b=k c m n ,
trong đó m n là mô đun bánh răng, k c là hệ số chiều rộng răng. Đối với bánh răng nghiêng, k c
chọn 7,0-8,6; đối với bánh răng thẳng kc chọn 4,4-7[4]. Do đó đối với chiều rộng bánh răng
hộp số chọn 7, 0mi ≤ bng ≤ 8, 6mi ; 4.4mi ≤ bth ≤ 7.0mi , đồng thời đối với một cặp bánh răng ăn
khớp.
g (11)
= 7, 0m1 − b1 ≤ 0 ; g (12) =
b1 − 8, 6m1 ≤ 0 ; g (13)
= 7, 0m1 − b2 ≤ 0 ; g (14) =
b2 − 8, 6m2 ≤ 0

= 7, 0m2 − b4 ≤ 0 ; g (18) =
g (15)
= 7, 0m2 − b3 ≤ 0 ; g (16) =
b3 − 8, 6m2 ≤ 0 ; g (17)
b4 − 8, 6m2 ≤ 0
g (19)
= 7, 0m3 − b5 ≤ 0 ; g (20) =
= 7, 0m3 − b6 ≤ 0 ; g (22) =
b6 − 8, 6m3 ≤ 0
b5 − 8, 6m3 ≤ 0 ; g (21)
b8 − 8, 6m4 ≤ 0

g (23)
= 7, 0m4 − b7 ≤ 0 ; g (24) =
b7 − 8, 6m4 ≤ 0 ; g (25)
= 7, 0m4 − b8 ≤ 0 ; g (26) =

g (27) =−
b10 7, 0m5 ≤ 0 ; g (28) =−
b10 7, 0m5 ≤ 0

2.3.3. Hạn chế góc nghiêng răng
Góc nghiêng răng là tham số chính của bánh răng truyền động. Khi xác định β cần xem
xét mức độ ảnh hưởng tới tính năng ăn khớp, độ bền của bánh răng và mức độ cân bằng của
lực hướng trục,...Khi β lớn hệ số trùng khít ăn khớp bánh răng lớnthì vận hành ổn định, độ ồn
giảm. Nhưng β quá lớn thì không những lực hướng trục rất lớn mà hiệu suất truyền lực cũng
giảm. Khi góc nghiêng răng lớn tới 30o thì độ bền uốn đột nhiên giảm, mà độ bền tiếp xúc vẫn
tiếp tục tăng. Do đó từ việc nâng cao độ bền uốn của răng bánh răng không nên chọn β quá
lớn. Do tồn tại góc nghiêng răng nên trong quá trình truyền mô men trên bánh răng xuất hiện
lực hướng trục. Khi thiết kế nên cố gắng cân bằng chiều hướng của lực hướng trục.
256


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
Theo hình 2 Q1 = F1tg β1 , Q2 = F2tg β 2 , do =
M F=
F2 r2 để hai lực hướng trục cân
1r1
bằng, bắt buộc thoả mãn:

tan β1 r1
=

tan β 2 r2

(2)

Trong đó: Q 1 ,Q 2 -lực hướng trục bánh răng 1,2; r 1 ,r 2 - bánh kíng chia bánh răng 1,2; M
- mô men tác động lên trục.

Hình 2. Sơ đồ lực tác dụng trên trục trung gian
Từ công thức trên ta có:
m1 z1 sin β 2 − m2 z2 sin β1 =
0

(3)

Do khi làm việc ở tay số I và V, trên trục trung gian không có lực hướng trục, nên chỉ
xét lực hướng trục ở các tay số:
Tay số II: bánh răng số 2 và số 7 cùng làm việc: g (29) = m1 z2 sin β 4 − m4 z7 sin β1 = 0
Tay số III: bánh răng số 2 và số 5: g (30) = m1 z2 sin β3 − m3 z5 sin β1 = 0
Tay số IV: bánh răng số 2 và số 3: g (31) = m1 z2 sin β 2 − m2 z3 sin β1 = 0
Đồng thời đối với phạm vi xe tải thông thường độ nghiêng răng chọn trong phạm vi 200
÷ 30 [4], ta có điều kiện ràng buộc tương quan:
o

g (32) = 20 − β1 ≤ 0 ; g (33) = β1 − 30 ≤ 0 ; g (34) = 20 − β 2 ≤ 0 ; g (35) = β 2 − 30 ≤ 0
g (36) = 20 − β3 ≤ 0 ; g (37) = β3 − 30 ≤ 0 ; g (38) = 20 − β 4 ≤ 0 ; g (39) = β 4 − 30 ≤ 0

2.3.4. Hạn chế số răng
Số răng nhỏ nhất của bánh răng trên trục trung gian bị giới hạn bởi kích thước cổ trục
trung gian, khi lựa chọn đối với toàn bộ số răng bánh răng cần xem xét thống nhất. Trên trục
trung gian ô tô tải phạm vi số răng nhỏ nhất của bánh răng thẳng tay số 1 là 13-17 răng[4], ta

có điều kiện ràng buộc tương quan là:
g (40) = 13 − z9 ≤ 0 ; g (41) = z9 − 17 ≤ 0

2.3.5. Hạn chế khoảng cách trục
Khoảng cách trục của hộp số ảnh hưởng trực tiếp đối kích thước và trọng lượng. Theo
công thức kinh nghiệm thì khoảng cách trục được xác định như sau[4]:

A = C 3 Temax

(4)

Trong đó:
A - khoảng cách trục
C chọn theo bảng 1
257


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
Bảng 1. Phạm vi lựa chọn hệ số kinh nghiệm C
Xe ô tô du lịch

13 ÷ 16

Xe ô tô tải

17 ÷ 19

Đối với xe dùng động cơ diezel

20 ÷ 21

Như vậy đối với khoảng cách trục yêu cầu:

17. 3 Temax ≤ A ≤ 19. 3 Temax

(5)

Ngoài ra
=
A

m1 ( z1 + z2 ) m2 ( z3 + z4 ) m3 ( z5 + z6 ) m4 ( z7 + z8 ) m5 ( z9 + z10 )
= = = =
2cosβ1
2cosβ 2
2cosβ3
2cosβ 4
2

Như vậy ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là:

=
g (42) 17. 3 Temax .cosβ1 − m1 ( z1 + z2 ) ≤ 0 ; g (43)= m1 ( z1 + z2 ) − 19. 3 Temax .cosβ1 ≤ 0

g (44) = m1 ( z1 + z2 )cosβ 2 − m2 ( z3 + z4 )cosβ1 = 0 ;
g (45) = m1 ( z1 + z2 )cosβ3 − m3 ( z5 + z6 )cosβ1 = 0 ;

g (46) = m1 ( z1 + z2 )cosβ 4 − m4 ( z7 + z8 )cosβ1 = 0 ;
g (47)= m1 ( z1 + z2 ) − m5 ( z9 + z10 )cosβ1= 0 .

2.3.6. Hạn chế độ bền uốn của răng
Để tính toán chế độ bền uốn của răng cần phải xác định lực tác dụng lên các cặp bánh
răng. Công thức tính lực áp dụng lên các cặp bánh răng bảng 2.
STT

Bảng 2. Công thức tính lực áp dụng lên các cặp bánh răng
Tên gọi
Ký hiệu Bánh răng thẳng Bánh răng nghiêng

1

Lực vòng

Pi

Pi =

2

Lực hướng kính

Ri

Ri = P.tgα

3

Lực chiều trục

Qi

Qi = 0

2 M tt
z.ms

Pi =

2 M tt
z.ms

Ri =

P.tgα
cos β

Qi = P.tgβ

Trong đó: Z – là số răng đang tính; M tt – mô men tính toán (được tính và chọn ở phần tải
trọng tính bền hộp số); m s – mô men mặt đầu; α - góc ăn khớp; β - góc nghiêng của bánh răng.
Từ lực tác dụng lên các cặp bánh răng xác định ở nội dung bảng 2-2 ta có lực vòng tác
dụng lên các cặp bánh răng:
Đối với bánh răng 1 và 2: P1 =

2.103.Te max cosβ1
m1 z1

(6)

Đối với bánh răng 3 và 4: P3 =

2.103.Te max z2 cosβ 2
m2 z1 z3

(7)

2.103.Te max z2 cosβ3
Đối với bánh răng 5 và 6: P5 =
m3 z1 z5

(8)

258


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
Đối với bánh răng 7 và 8: P7 =

2.103.Te max z2
m4 z1 z7 / cosβ 4

2.103.Te max z2
Đối với bánh răng 9 và 10: P9 =
m5 z1 z9

(9)

(10)

+ Đối với bánh răng trụ răng thẳng[4]:

=
σ ut

PKσ K f 3,3.103 Te max iK f
=
≤ [σ u ] , [ σ u ] = 400 MN/m2
2
bπ mykε
yπ bzm

(11)

+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng[4]:

=
σ un

PKσ
1,5.103 Te max i
=
cos 2 ( β ) ≤ [σ u ] [ σ u ] = 250 MN/m2
bπ mn ykε
yπ bzm 2

(12)

Như vậy ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là:

1,5.103 Te max

1,5.103 Te max
2
=
g( 48)
=
cos ( β1 ) − 250 ; g( 49)
cos 2 ( β1 ) − 250
2
2
0.162π b1 z1m1
0.136π b2 z1m1
=
g(50)

1,5.103 Te max z2
1,5.103 Te max z2
2
−
β
c
os
250
=
g
cos 2 ( β 2 ) − 250
;
(
)
2
2

2
( 51)
0.102π b3 z3 m2
0.146π b4 z3 z1m2

1,5.103 Te max z2
1,5.103 Te max z2
2
cos 2 ( β3 ) − 250
=
=
g(52)
cos ( β3 ) − 250 ; g(53)
2
2
0.15π b6 z5 z1m3
0.146π b5 z5 z1m3
=
g(54)

=
g(56)

1,5.103 Te max z2
1,5.103 Te max z2
2
=
os
250
c

β
−
g
cos 2 ( β 4 ) − 250
;
( 4)
2
2
( 55)
0.16π b7 z7 z1m4
0.156π b8 z7 z1m4

2,97.103 Te max z2
3, 63.103 Te max z2
=
− 400
g
−
400
;
( 57 )
0.151π b10 z9 z1m52
0.167π b9 z9 z1m52

2.3.7. Hạn chế độ bền tiếp xúc của bánh răng
Độ bền tiếp xúc của răng thỏa mãn[4]:

=
σ tx 0, 418.

PE  1 1 
.  +  ≤ [σ tx ]
b cos α  ρ1 ρ 2 

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: [ σ tx ] = 2500 MN/m2
Đối với bánh răng trụ răng thẳng : [ σ tx ] = 3000 MN/m2
Như vậy ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là:

8, 28.108 Te max cos 4 β1  1 1 
=
g(58) 0, 418
 +  − 2500
m12 z1b2 cosα sin α  z1 z2 
=
g(59) 0, 418

8, 28.108 z2Te max cos 4 β 2  1 1 
 +  − 2500
m22 z3 z1b3cosα sin α  z3 z4 

259

(13)


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV

=
g( 60) 0, 418

8, 28.108 z2Te max cos 4 β3  1 1 
 +  − 2500
m32 z5 z1b5cosα sin α  z5 z6 

=
g( 61) 0, 418

8, 28.108 z2Te max cos 4 β 4  1 1 
 +  − 2500
m42 z7 z1b8cosα sin α  z7 z8 

=
g( 61) 0, 418

8, 28.108 z2Te max  1 1 
 +  − 3000
m52 z9 z1b10 cosα sin α  z9 z10 

2.3.8. Hạn chế tỷ số truyền truyền động
Khi tiến hành thiết kế tỷ số truyền truyền động của ô tô, thông thường đầu tiên dựa theo
điều kiện và yêu cầu sử dụng để xác định phạm vi ảnh hưởng tới tính năng động lực và tính
kinh tế nhiên liệu. Dãy tỷ số truyền của hộp số là: ig 1 = 5,96; ig 2 = 3,76; ig 3 = 2,39; ig 4 =
1,54; ig 5 = 1.
g (62) =z2 z10 − ig1 z1 z9 =0 ; g (63) =
z2 z8 − ig 2 z1 z7 =
0;
z2 z4 − ig 4 z1 z3 =
0
g (64) =
z2 z6 − ig 3 z1 z5 =

0 ; g (65) =

3. KẾT QUẢ TỐI ƯU
Từ thông số kỹ thuật của xe thiết kế trong bảng 3 xác định các thông số cơ bản của hộp
số làm dữ liệu cơ sở cho bài toán tối ưu.
TT

Bảng 3. Thông số kỹ thuật của xe thiết kế
Thông số kỹ thuật
Ký hiệu
Giá trị

1

Tải trọng toàn bộ

2

Đơn vị

G

10134

KG

Mômen cực đại của động cơ

M emax

300

N.m

3

Công suất lớn nhất của động
cơ

N emax

100

kW

4

Số vòng quay cực đại của
động cơ

ne

2900

Vòng/phút

5

Kí hiệu bánh xe

b-d

6-13

6

Dãy tỉ số truyền hộp số

i g1 ; i g2 ; i g3 ; i g4 ;
i g5 .

5,96; 3,76; 2,93; 1,54; 1

7

Tỉ số truyền truyền lực chính

io

4,22

Thông qua phân tích trên, sử dụng công cụ tối thiểu phi tuyến có ràng buộc
(Constrained nonlinear minimization) optimtool trong chương trình Matlab hàm fmincon để
tối ưu các thông số của hộp số cơ khí ô tô tải[2].
Hàm fmincon(fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub)
Trong đó: min hàm phi tuyến fun(x)

c(x) ≤ 0 (Bất đẳng thức ràng buộc phi tuyến)
Aeq = 0 ( Đẳng thức ràng buộc phi tuyến)

A ⋅ x ≤ b (Bất đẳng thức ràng buộc tuyến tính)

Aeq ⋅ x =
beq (Đẳng thức giới hạn tuyến tính)
260


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
lb ≤ x ≤ ub (Giới hạn biên)
Kết quả giá trị trước và sau tối ưu được thể hiện trong bảng bảng 4.
Bảng 4 Giá trị các tham số tối ưu trước và sau khi tối ưu
Tham
số tối ưu

Trước tối ưu

Sau tối ưu

Tham
số tối ưu

Trước tối ưu

Sau tối ưu

m1

4

3,5

β1

30

30

m2

4

4

β2

30

30

m3

4

4

β3

30

30

m4

4

3,5

β4

30

30

m5

3,75

3,5

Z1

15

23

b1

24,5

23,5

Z2

39

30

b2

22,5

22

Z3

22

17

b3

23

28

Z4

32

34

b4

24

29

Z5

26

23

b5

23

19

Z6

28

20

b6

24

20

Z7

22

29

b7

27

22

Z8

32

22

b8

26

21

Z9

20

20

b9

51,5

45

Z 10

46

37

b 10

27

22

4. KẾT LUẬN
Tính toán thiết kế tối ưu hộp số là một trong những nội dung quan trọng trong việc nâng
cao năng suất truyền lực của hệ thống truyền lực ô tô, nâng cao tính kinh tế và giảm thiểu ô
nhiễm môi trường cũng như tiết kiệm chi phí sản xuất và giảm giá thành ô tô. Bài báo đã trình
bày cách thức xây dựng mô hình toán học và ứng dụng phần mềm Matlab để thiết kế tối ưu
thông số kết cấu bánh răng hộp số ô tô tải với thông số kỹ thuật xe thiết kế như bảng 4. Với
kết quả sau tối ưu thấy rằng giá trị tổng thể tích của các bánh răng thiết kế sơ bộ là 3,6668.106
mm3 , sau khi tính toán thiết kế giá trị này giảm còn 2,2989.106 mm3 tức đã giảm được
37,305%. Qua đó đã nâng cao chất lượng, giảm vật liệu, giá thành cũng như giảm thiểu thời
gian thiết kế hộp số.
TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trần Văn Nghĩa, Tin học ứng dụng trong thiết kế cơ khí, NXB Giáo dục, Hà Nội, 2004.
[2] Nguyễn Phùng Quang, Matlab và Simulink, NXB Khoa học và Kỹ thuật 2004.
[3] Bùi Minh Trí, Tối ưu hóa, NXB khoa học và kỹ thuật , 2006.
[4] Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên,Thiết kết và tình toán ô tô máy kéo, NXB Đại học và
THCN, Hà Nội, 1987.
[5] Nguyễn Thành Công, Nguyễn Quang Cường, Thiết kế tối ưu thông số cơ bản kết cấu ly
hợp ô tô, Tạp chí Khoa học và Công nghệ, trường ĐH Công nghiệp Hà Nội, số 27, 2015.
261


Kỷ yếu hội nghị khoa học và công nghệ toàn quốc về cơ khí - Lần thứ IV
[6] Trịnh Minh Hoàng, Nguyễn Tiến Dũng, Dư Tuấn Đạt, Nguyễn Thành Công, Đặng Hoàng
Anh, A study on optimal calculating some parameters of parts in truck tramission, The
15thAsia Pacific Automotive Engineering Conference APAC 2009, 2009.
[7] Wook-hee NAM, Choon-yeol LEE, Young S. CHAI, Jae-do KWON, Finite element
analysis and Optimal design of automobile clutch diaphragm spring, Seoul 2000 FISITA
World Automotive Congress, Seoul, Korea, 2000.
[8] SHEN Ai-ling, FU Jun, ZHANG Yan-fa,Matching simulation for engine and power train
system of CA7204 automobile and its optimization, Journal of Central South University,
Mar 2011.
[9]

Ilya Kolmanovsky, Michiel van Nieuwstadt, Jing Sun, Optimization of complex
powertrain systems for fuel economy and emissions, Real World Applications 1 (2000)
205-221.

THÔNG TIN TÁC GIẢ
1.

TS. Nguyễn Thành Công.

Bộ môn Cơ khí Ô tô – Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải.
Email:
2.

ThS. Nguyễn Quang Cường

Bộ môn Cơ khí Ô tô – Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải.
Email:

262