MỤC LỤC

MỤC LỤC...1

LỜI NÓI ĐẦU.. 3

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ VÀ CƠ SỞ LÝ LUẬN TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ THIẾT KẾ.. 4

1.1. Tổng quan về hộp số. 4

1.1.1. Nhiệm vụ của hộp số: 4

1.1.2. Yêu cầu của hộp số: 4

1.1.3. Phân loại hộp số. 4

1.2. Nhiệm vụ và phương pháp nghiên cứu của đồ án. 4

1.2.1. Nhiệm vụ của đồ án: 4

1.2.2. Phương pháp nghiên cứu của đồ án. 5

1.3. Cơ sở lý luận tính toán các thông số thiết kế. 5

1.3.1. Cơ sở xác định số cấp số tối ưu của xe. 6

1.3.2. Đặc tính động cơ. 7

1.3.3. Công thức xác định số cấp số tối ưu. 8

1.4. Quy luật phân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian. 9

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ  HỘP SỐ.. 12

2.1. Cấp số tối ưu và xác định thông số động lực học cho xe thiết kế. 12

2.1.1. Thông số cơ bản của xe tham khảo và các tham số khác. 12

2.1.2. Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ. 13

2.1.3. Chọn sơ bộ số cấp số và tính tỉ số truyền của hệ thống truyền lực. 14

2.1.4. Xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lưc học của ô tô. 20

2.2. Tính toán, thiết kế các kích thước cảu hộp số. 29

2.2.1. Chọn sơ đồ động của hộp số và nguyên lí làm việc. 29

2.2.2. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số. 36

2.3. Kiểm tra độ bền hộp số. 50

2.3.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số. 50

2.3.2. Tính bền bánh răng. 53

2.3.1. Tính toán trục hộp số. 58

2.4. Tính toán ổ lăn avf chọn ổ lăn. 70

2.4.1. Ổ lăn trên trục sơ cấp. 70

2.4.2. Trục trung gian. 72

2.4.3. Trục thứ cấp. 73

2.5. Đồng tốc và kiểm tra đồng tốc. 75

2.5.1. Các loại đồng tốc. 75

2.5.2. Kiểm tra đồng tốc quán tính có khóa hãm. 76

2.6. Dẫn động hộp số. 77

2.7. Vật liệu sử dụng cho các chi tiết cảu hộp số. 77

2.7.1. Vật liệu chế tạo bánh răng. 78

2.7.2. Vật liệu chế tạo trục hộp số. 78

2.7.3. Vật liệu chế tạo vỏ hộp số. 78

2.8. Quy trinh công nghệ gia công trục trung gian. 78

2.8.1. Phân tích chức năng làm việc của trục trung gian. 78

2.8.2. Lập thứ tự các nguyên công. 81

CHƯƠNG III:  KẾT LUẬN, KIẾN NGHỊ 92

TÀI LIỆU THAM KHẢO....93

LỜI NÓI ĐẦU

Chiếc ô tô đầu tiên chạy bằng hơi nước xuất hiện cách đây khá lâu. Từ đó đến nay nó không ngừng được cải tiến và hoàn thiện. Đặc biệt trong hai thập kỉ vừa qua, nền Công nghiệp chế tạo ô tô đã có những tiến bộ vượt bậc trong kĩ thuật cũng như về hình dáng.

Trong nghành sản xuất và chế tạo ô tô trên thế giới, thì xe con chiếm một tỉ lệ khá lớn. Nó chủ yếu phục vụ việc đi lại của con người, nhưng về mặt kinh tế và nhất là đối với một số nước kém và đang phát triển thì xe con không phải là một phương tiện hữu ích và thông dụng. Bên cạnh đó, xe khách tuy tính cơ động không cao, nhưng nó có thể giải quyết vấn đề đi lại của một số lượng dân cư lớn. Với mức thu nhập không cao thì xe khách (xe buýt) là phương tiện đi lại thuận tiện nhất.

Đặc biệt với Việt Nam, trong nền kinh tế thị trường, với sự bùng nổ dân số trong giai đoạn qua, dẫn đến mật độ dân số trong các thành phố là khá lớn, hệ thống giao thông dày đặc, nhưng chất lượng không cao, hệ thống các cao tốc và xa lộ ít, thì việc hình thành các tuyến xe khách trong nội thành là giải pháp tốt nhất cho việc giảm bớt tai nạn và ách tắc giao thông, ngoài ra còn giảm bớt sự ô nhiễm môi trường do một khối lượng lớn xe gắn máy thải ra.

Chính điều đó, việc không ngừng cải tiến và sản xuất xe khách và xe du lịch (24 chỗ trở lên) là một vấn đề được các nhà sản xuất ô tô trên thế giới quan tâm. Việt Nam, với ngành công nghiệp ô tô đang trong giai đoạn chuyển mình trỗi dậy, bên cạnh việc liên doanh sản xuất và lắp ráp các loại xe tải, xe con, các doanh nghiệp Việt Nam cũng xem trọng vấn đề sản xuất, lắp ráp và cải tiến xe khách. Trước đây chỉ có nhà máy ô tô Hoà Bình cải tiến xe IFA-W50 sang xe khách, còn hiện nay miền Bắc có Công ty ô tô 1-5 và Công ty ô tô 3-2 cũng đã có xe khách mang thương hiệu của Việt Nam.

Với đồ án tốt nghiệp có đề tài: “Thiết kế tính toán hộp số xe khách 36 chỗ” là dịp để em kiểm nghiệm lại kiến thức đã được học và nâng cao sự hiểu biết của mình. Để hoàn thành được bản Đồ án này ngoài sự nỗ lực của bản thân không thể không kể đến sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo trong bộ môn và nhà trường. Đặc biệt là sự hướng dẫn của thầy giáo : TS………………...

Tuy nhiên do thời gian và kinh nghiệm thiết kế còn hạn chế, nên Đồ án tốt nghiệp này không thể tránh khỏi những thiếu sót và hạn chế. Vì vậy em rất mong được sự đóng góp ýkiến của thầy và các bạn để Đồ án tốt nghiệp này được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ VÀ CƠ SỞ LÝ LUẬN TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ THIẾT KẾ

1.1. Tổng quan về hộp số

1.1.1. Nhiệm vụ của hộp số

- Thay đổi tốc độ và mô men truyền trên các bánh xe chủ động

- Thay đổi chiều chuyển động của xe

- Ngắt động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực.

1.1.2. Yêu cầu của hộp số

- Có dải tỷ số truyền hợp lý

- Phân bố các khoảng thay đổi tỷ số tối ưu, phù hợp với tính năng động lực học yêu cầu

1.1.3. Phân loại hộp số

- Theo phương pháp thay đổi tỷ số truyền chia hộp số hai loại:

+  Hộp số vô cấp: tỷ số truyền thay đổi liên tục trong một khoảng nhất định

+ Hộp số có cấp: tỷ số truyền tăng, giảm theo từng cấp. Trên xe thường dùng hộp số có 3,4,5 cấp số tiến

- Theo phương pháp truyền lực chia hộp số ba loại:

+ Hộp số cơ khí: truyền lực qua các khâu cơ khí( bộ truyền bánh răng, bộ truyền đai)

+ Hộp số điện từ : truyền lực bằng điện

1.2. Nhiệm vụ và phương pháp nghiên cứu của đồ án

1.2.1. Nhiệm vụ của đồ án

Lựa chọn phương án tối ưu, hoàn thành thiết kế và tính toán bền hộp số cơ khí cho xe khách 36 chỗ. Từ đó, mô phỏng cấu tạo hộp số của thiết kế ra bản vẽ theo tiêu chuẩn kỹ thuật.

1.2.2. Phương pháp nghiên cứu của đồ án

Kết hợp giữa nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm. Trong đó, việc nghiên cứu lý thuyết dựa trên các tài liệu tham khảo về cấu tạo chung và các thông số thiết kế  hộp số cơ khí để nắm rõ cơ sở lý thuyết trong việc tính toán thiết kế hệ thống.

1.3. Cơ sở lý luận tính toán các thông số thiết kế

Động cơ đốt trong là nguồn lực chính dùng cho các thiết bị động lưc như tàu thuỷ, tàu hỏa, máy phát, ô tô. Các thiết bị như tàu thủy, tàu hoả, máy phát,…

Có hai giới hạn xác định miền biến thiên vận tốc (v_min¸ v_max) và biến thiên lực kéo (F_Kmin ¸ F_Kmax). Miền biến thiên càng lớn thì việc chọn số tay số và quy luật phân chia càng khó khăn hơn. Do vậy trong một  xe cụ thể với yêu cầu miền biến thiên lực kéo và vận tốc xác định ta cần giải quyết hai vấn đề:

+ Tìm số tay số Z tối ưu. 

+ Tìm quy luật phân chia tỉ số truyền trung gian hợp lí.

Trong chương này của đồ án sẽ trình bày lí luận về chọn tay số tối ưu và quy luật phân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian. 

1.3.1. Cơ sở xác định số cấp số tối ưu của xe

1.3.1.1. Đặc tính kéo của xe

Vì xu hướng là đưa công suất kéo P_k của xe về gần công suất lớn nhất N_emax của động cơ, với công thức biểu diễn quan hệ của công suất kéo đối với lực kéo và vận tốc: P_k = F_k.v

 Do đó ta vẽ đồ thị đường P_kmax = const trên hệ toạ độ (v(m/s), F_k (N)).

1.3.2. Đặc tính động cơ

Với đường công suất N_emax được vẽ trên hệ trục toạ độ (n_e, M_e) thì đường này cắt đường đặc tính mô men M_e của động cơ tại hai điểm (Hình 2):

+  Điểm A: tại đó số vòng quay của động cơ là lớn nhất n_emax

+ Điểm K: tại đó số vòng quay của động cơ là n_K,được xác định bằng phương pháp tìm giao điểm trên đồ thị.

Miền biến thiên n_k¸ n_emax của số vòng quay động cơ n_k¸ n_emax là miền tại đó động cơ phát ra miền công suất lớn nhất.

1.4. Quy luật phân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian

Ta đã biết có hai cách phân chia tỉ số truyền cho các tay số là:

+ Phân chia theo cấp số nhân.

+ Phân chia theo cấp số điều hoà.

Với ô tô thường hay sử dụng phương pháp phân chia theo cấp số nhân. Tuy nhiên, ô tô thường hay sử dụng ở tay số cao của hộp số, do đó nếu dùng cấp số nhân thì số lượng số truyền ở khu vực này ít hơn so với số lượng số truyền ở số thấp.

- Ta chọn sơ bộ:

+ a₁ = i_tr

+ a₂ = 1,10

+ Với i_h1 đã biết, theo công thức trong bảng trên thay vào ta được a₃

- Nếu  1 £a₃ <1,1 thì thay a₁,a₂, a₃ vào công thức trong bảng trên ta sẽ tính được tỉ số truyền trung gian của hộp số.

- Nếu a₃ <1 thì chọn a₃ = 1, rồi tính lại a₂ theo i_h1 và a₁ sau đó thay vào các công thức tính trong bảng 1.

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỘP SỐ

2.1. Cấp số tối ưu và xác định thông số động lực học cho xe thiết kế

2.1.1. Thông số cơ bản của xe tham khảo và các tham số khác

Thông số cơ bản của xe tham khảo và các tham số khác thể hiện như bảng 2.1.

2.1.2. Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.

Các đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là những đường cong biểu diễu sự phụ thuộc của các đại lượng công suất, mô men theo số vòng quay của trục khuỷu động cơ. Các đường đặc tính này gồm có:

+ Đường công suất:              N_e = f(n_e).                                   

+ Đường mô men xoắn:       M_e = f(n_e).

2.1.2.1. Công suất cực đại của động cơ

Đường biểu diễn công suất của động cơ:    

N_e = N_emax.( a.l’ + b. l’² – c. l’³)

Đường biểu diễn mô men xoắn của động cơ :Me = 1000.N_e/ n_e    (N.m)

(Trong đó đơn vị của N_e là Kw, của n_e là rad/s). Lần lượt thay các giá trị vào các công thức trên ta được giá trị của P_e và M_e (Bảng 2-1)

2.1.3. Chọn sơ bộ số cấp số và tính tỉ số truyền của hệ thống truyền lực.

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp tổng quát được xác định theo công thức sau:

i_t = i_h. i_f. i₀

2.1.3.1. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính i₀.      

Ta có:

+ l₁ : Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, l₁ = 0,93

+ r₀ : bán kính thiết kế của bánh xe, r₀ được tính như sau

   ro = (B + d/2).25,4 = 463,5 (mm)  = 0,464 (m)

r_b = 0,93 . 0,464 = 0,431 (m)

Thay số tính được : i₀ = 7,804

2.1. Chọn sơ bộ số cấp và tính các tỉ số truyền trung gian của hộp số

Việc tìm số cấp số của hộp số và tính các tỉ số truyền trung gian của hộp số ta tiến hành trên cơ sở lí luận đã nêu ở chương I.

a. Chọn sơ bộ số cấp số Z của hộp số.

Vẽ đồ thị đường N_emax = const trên hệ toạ độ chứa đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ M_e(n_e). Đồ thị N_emax = const (Kw) có dạng hypebol (Hình 4) cắt đồ thị M_e(n_e) tại hai điểm A(n_max,M_A) và K(n_k,M_k), với n_max=402 (rad/s), n_k xác định bằng cách tìm toạ độ điểm K trên đồ thị, ta được n_k = 262 (rad/s).

b. Xác định tỉ số truyền của các tay số với số cấp khác nhau

Các tay số trung gian được phân chia theo phương pháp đã đề ra ở chương I, vậy ta sử dụng các công thức tổng quát trong bảng 1-1 để tính các tỉ số truyền của các tay số trung gian.

Trong đó các bước nhẩy a₁, a₂, a₃ đối với mối số cấp số (Z) lần lượt được tính như sau:                                                   

Số tay số Z = 5.

+ a₁ = i_tr = 1,53

+ Ta chọn sơ bộ a₂ = 1,1.

Số tay số Z = 4.

+ a₁ = i_tr = 1,53

+ Chọn sơ bộ, a₂ = 1,1.

Theo công thức tổng quát (Bảng 1-1), thay giá trị của a₁, a₂, a₃ ứng với mỗi cấp số ta sẽ được tỷ số truyền của các tay số (Bảng 2-2).

2.1.4. Xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lưc học của ô tô

2.1.4.1. Xác định chỉ tiêu về công suất

a. Phương trình cân bằng công suất

Trường hợp ôtô làm việc tổng quát trên dốc nghiêng:

P_k = P_f  + P_w± P_i± P_j + P_m

b. Đồ thị cân bằng công suất (Hình 6)

Để xây dựng đồ thị công suất tiêu hao cho cản lăn P_f và công suất cản khí P_w ta chỉ cần xác định các giá trị của chúng tại một số điểm từ v_min - v_max.

Nhận xét:

- Trị số của đường biểu diễn công suất P_k là như nhau ở mọi số truyền khi hiệu suất h_t = const với 1 loại xe (Giá trị P_k được tính ở bảng 2-1).

- Đường biểu diễn P_f là đường bậc nhất qua gốc toạ độ .

- Đường biểu diễn đồ thị P_w là đường cong P_w= f(v³) được cộng tiếp với P_f theo trục tung.

- Trên đồ thị đoạn nằm giữa P_k và (P_f + P_w) là công suất dư. Công suất dư này để ôtô có thể khắc phục công suất cản lên dốc, công suất cản tăng tốc, công suất cản ở moóc kéo.

2.1.4.2. Xác định chỉ tiêu về lực kéo

a. Phương trình cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô khi chuyển động tổng quát lên dốc với đầy đủ các thành phần lực cản được biểu diễn theo dạng sau:

F_k = F_f + F_w± F_i± F_j

- d_I là hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng của các chi tiết quay khi tăng tốc

d_i = 1 + s₁.i³_h1+ s₂  

Với      

s₁ = 0,04 ¸ 0,05

s₂ = 0,03 ¸ 0,04

b. Đồ thị cân bằng lực kéo (Hình 7)

Lập bảng tính F_k theo vận tốc của từng số truyền (Bảng 2-4, 2-5, 2-6). Với các giá trị i₀, i_f, r_b, h_t là không đổi do đó giá trị của lực kéo F_k sẽ thay đổi theo hai thông số là mô men xoắn và tỷ số truyền của hộp số. Do đó công thức xác định F_k.

Lực cản lăn F_f = m.g.f  = const = 1408,5 (N)

Qua công thức ta thấy F_w là một đường cong bậc 2 chỉ phụ thuộc vào vận tốc của xe, với v biến thiên từ v_min đến v_max ta sẽ xác định được các giá trị của F_w (Bảng 2-4, 2-5, 2-6).

Nhận xét:

- F_fđược biểu diễn trên đồ thị là đường thẳng song song với trục hoành (ở trường hợp này coi hệ số cản lăn f= const).

- F_w là đường parabol phụ thuộc vào trị số vận tốc bình phương.

- F_k của tay số lớn nhất cắt đường biểu diễn lực cản (F_f +F_w), tại giao điểm đó dóng xuống trục hoành ta  được v_max.

- Ở các vận tốc khác khoảng tung độ nằm giữa F_k và (F_f + F_w) là lực kéo dư được tính bằng hiệu số: F_kd = F_k-(F_f +F_w), dùng để ôtô khắc phục lực cản lên dốc, lực cản tăng tốc.

2.1.5. Nhận xét các đồ thị chỉ tiêu động lực học và chọn số cấp số hộp số

Kết luận: Qua số liệu đã tính toán ta vẽ được đồ thị cân bằng công suất (Hình 6), đồ thị cân bằng lực kéo (Hình 7) và đồ thị chỉ tiêu nhân tố động lực học của xe (Hình 8) của từng cấp số. Từ đó qua đồ thị ta thấy:

+  Ứng với Z = 4, các đường đồ thị chỉ tiêu động lực học của xe có bước nhẩy lớn và có sự gián đoạn, do đó không tận dụng được vùng công suất max của xe một cách tối ưu, chưa giảm được suất tiêu hao nhiên liệu. Tuy nhiên hộp số sẽ chế tạo đơn giản hơn, điều khiển dễ dàng vì có kết cấu đơn giản.

+  Ứng với Z = 5, ta thấy các đường đồ thị chỉ tiêu động lực học của xe có các bước nhẩy khá hợp lí, không có sự gián đoạn của các đường, do đó đã tận dụng được vùng công suất max một cách tối ưu. Giảm được suất tiêu hao nhiên liệu, phù hợp với xe khách chạy trong thành phố nơi đông dân cư. Việc điều khiển phức tạp hơn hộp số 4 cấp, cả về kết cấu. 

Qua phân tích trên ta chọn Z = 5 là hợp lí nhất vì nó vừa đảm bảo những yêu cầu của hộp số, vừa có kết cấu không phức tạp, bố trí dẫn động thuận lợi hơn hộp số 6 cấp.

2.2. Tính toán thiết kế các kích thước cảu hộp số

2.2.1. Chọn sơ đồ động của hộp số và nguyên lí làm việc

2.2.1.1. Với hộp số 5 cấp sơ đồ động có thể có các phương án sau

a. Phương án 1 (Hình 10).

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.

b. Phương án 2 (Hình 11).

Về cấu tạo cơ bản cũng giống phương án 1. Nhưng gài số lùi bằng cách di trượt các bánh răng trên trục số lùi về phía trước cho ăn khớp với bánh răng chủ động và bị động của số 1 (ở vị trí chưa ăn khớp). Do đó kết cấu hộp số tuy không phức tạp, nhưng chiều dài hộp số sẽ tăng, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn vì phải tăng ống trượt và càng sang số.

c. Phương án 3 (Hình 12)

Cấu tạo của hộp số về cơ bản cũng giống phương án 1 và phương án 2. Nhưng có cặp bánh răng gài số lùi riêng (không tận dụng các bánh răng gài số 1), và gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng đảo chiều quay về phía trước cho ăn khớp với cặp bánh răng chủ động và bị động của số lùi (hai bánh răng này được lắp chặt trên các trục).

Kết luận:

Qua phân tích các phương án dẫn động trên ta thấy phương án 1 vẫn tối ưu nhất: kết cấu đơn giản, cơ cấu dẫn động không quá phức tạp so với các phương án khác, vẫn đảm bảo được các yêu cầu của hộp số. Vậy ta chọn sơ đồ động ở phương án 1 cho hộp số thiết kế.  

2.2.1.2. Nguyên lí làm việc của hộp số.

Số 1: Đẩy tay số, làm cho bánh răng của số 1 của trục thứ cấp di chuyển về phía trước và ăn khớp với bánh răng của số 1 của trục trung gian. Mô men xoắn truyền từ trục sơ cấp sang trục thứ cấp như hình 13.a.

Số 2: Đẩy tay số, làm cho bộ đồng tốc của số 2 và 3 đi về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng trên bánh răng số 2(trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 2 này trên trục. Mô men xoắn truyền từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình 13.b

Số 4: Đẩy tay số, làm bộ đồng tốc của số 4 và 5 di chuyển về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng của bánh răng số 4 (trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 4 này trên trục. Mô men xoắn truyền từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình 13.d

Số lùi: Đẩy tay số, làm cho bánh răng số 1 (trên trục thứ cấp) dịch chuyển

về phía sau cho đến khi bánh răng này ăn khớp với bánh răng số lùi. Mô men xoắn từ trục sơ cấp truyền đến trục trung gian, qua bánh răng phụ rồi mới đến trục sơ cấp (Hình 13.g). Do đó trục sơ cấp sẽ quay ngược chiều. 

2.2.1.3. Xác định tỉ số truyền của các tay số.

Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số ta đã xác định được trong quá trình xác định số cấp số và tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe. Với hộp số 5 cấp ta có các tỉ số truyền ứng với các tay số như sau:       

+ Số 1: j₁ = 5,86.                                                                                 + Số 4: j₁ = 1,53.

+ Số 2: j₁ = 3,70.                                                                                 + Số 5: j₁ = 1,00. 

+ Số 3: j₁ = 2,36.

2.2.2. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số

2.2.2.1. Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục A

Thay số ta tính được: A  =102 (mm)

2.2.2.2. Chọn mô đun của bánh răng m

Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng.

Cặp bánh răng số 2, 3, 4 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh răng trụ răng nghiêng.

Mô đun m của cặp bánh răng thẳng và m_n của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộc vào mô men cực đại trên trục thứ cấp M_t:

M_t = M_emax . j₁ = 0,29 . 5,86 = 1,24 (kNm)

2.2.2.4. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.

Lần lượt thay số ta có:

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: A_a  = 103,05 (mm) 

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1:              A₁ = 104,00   (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2:              A₂ = 103,05 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 3:              A₃ = 103,05 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 4:              A₄ = 103,05 (mm)

Qua kết quả trên ta chọn: A = A_a = A₂ = A₃ = A₄ = A_c = 103,05 (mm).

- Sau khi tính chọn được x₁, x₁’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần kiểm tra các hệ số này theo các điều kiện sau:

+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:

x₁   £x_t’’          Û        0,1176 £ 0,98

x₁   £x_t’’          Û        0,1107 £ 1,86

+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn x₁ và x₁’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không không được quá nhỏ:

S_{e1, 2}³ (0,2 ¸ 0,3).m

Cũng theo bảng 2 ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả mãn điều kiện để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:

D_d1’ = 155,04 (mm) £ D_d1max = 156,85 (mm)

2.2.2.5. Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽ của hộp số.

Ghi chú:

- Xác định D_d và D_c­ theo các công thức sau:

D_d1 = d₁ + 2m + 2x₁m - 2Dh₀

D’_d1 = d₁’+ 2m + 2x₁’m - 2Dh₀

D_c1 = d₁ – 2,5m + 2x₁m

D’_c1 = d₁’– 2,5m + 2x₁’m

- Xác định hệ số e₁ và e₂ theo đồ thị hình (I-4) (Tài liệu: Đồ án môn học thiết kế hộp số chính ô tô - máy kéo).

2.3. Kiểm tra độ bền hộp số.

2.3.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.

2.3.1.1. Mô men truyền đến các trục hộp số.

Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số như bảng 4.1.

Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô men tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng 4-1. Trong đó:

- j_cc: Tỉ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng (Không có).

- j₀: Tỉ số truyền của truyền lực chính,                                        j₀ = 7,804.

- j_f: Tỉ số truyền của hộp số phụ,                                                  j_f = 1.

- c_max: Hệ số bám lớn nhất của đường, chọn                                c_max = 0,7

- r_bx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m),                 r_bx = 0,431

Vậy:

- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục sơ cấp lấy mô men có giá trị là: M_t = M_S = 290 (N.m)

- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục trung gian lấy mô men có giá trị là: M_tg = 523,2 (N.m)

- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục thứ cấp lấy mô men có giá trị là:

Số 1: M_tc1 = 1290,6 (N.m)

Số 2: M_tc2 = 810,9 (N.m)

Số 3: M_tc3 = 502,9 (N.m)

Số 4: M_tc4 = 337,5 (N.m)

Số 5: M_tc5 = 218,0 (N.m)

Số lùi: M_tcl =1619,5 (N.m)

2.3.1.2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng 4-3) ta sẽ tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.

Các thông số còn lại ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng. Lần lượt thay các giá trị đã biết vào các công thức ta được giá trị các lực của từng cặp bánh răng trong bảng 4-4.

2.3.2. Tính bền bánh răng

2.3.2.1. Tính sức bền uốn

Để thuận tiện cho việc tính toán sức bền uốn của bánh răng, giá trị các hệ số trên được chọn và lập thành bảng 4-5.

Sau khi chọn các hệ số và biết các thông số của từng bánh răng lần lượt thay vào công thức tính ứng suất uốn ta được giá trị ứng suất uốn ghi trong bảng 4-6. So sánh với ứng suất uốn cho phép ta thấy các giá trị này đều thoả mãn độ bền uốn.

2.3.2.2. Tính sức bền tiếp xúc

- E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 N/ m².

- a: Góc ăn khớp.

- r₁, r₂: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)

- b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m)

Lần lượt thay giá trị các thông số đã biết (Bảng 4-7) vào công thức tính ứng suất tiếp xúc ta được các giá trị ứng suất tiếp xúc của từng cặp bánh răng (Bảng 4-8).

2.3.3 Tính toán trục hộp số.

Chọn sơ bộ kích thước các trục.

Với M_emax là mô men xoắn lớn nhất của động cơ, M_emax= 290 (N.m)

Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1 được trình bày trên hình 9

Trong đó các lực vòng P_a, P_a’, P₁, lực hướng tâm R_a, R_a’, R₁ và lực dọc trục Q_a. Q_a’ đều đã biết.

2.3.3.1. Tính sức bền trục trung gian.

a. Biểu đồ nội lực.

- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a = 20 (mm); c=90(mm); b = 160 (mm).

- Bán kính vòng chia của các bánh răng: r_a’ = 72,74 (mm); r₁ = 30 (mm).  

- Giá trị các lực đã biết:

+ Trên bánh răng luôn ăn khớp: P_a = 7192 (N); R_a = 3022 (N); Q_a = 4152 (N)

+ Trên bánh răng chủ động của số 1: P₁ = 17440 (N); R₁ = 6831(N)

Thay số ta có:

+ Phản lực tại gối C: R_c = 3860 (N); P_c = 845(N).

+ Phản lực tại gối D: R_d = 5993 (N); P_d = 11093 (N).

b. Tính trục theo độ bền uốn.

Thay số vào công thức (2) ta có M_u = 380 (N.m).

Thay số vào công thức (1) ta có s_u = 57 (N/mm²) (Với d = d_tb = 40,5 mm).

Mặt cắt tại điểm có bánh răng liền trục (chủ động số 1).

M_uy = R_đ .c  = 539  (N.m).

M_ux = P_đ .c   = 993 (N.m).

Thay số vào công thức (2) ta có M_u = 1129 (N.m).

Thay số vào công thức (1) ta có s_u = 53 (N/mm²)

(Ở đây bánh răng số 1 được chế tạo liền với trục, do đó d = d₁ = 60 mm).

Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện: s_u£ [s_u] = 60 (N/mm²).

d. Tính theo ứng suất chèn dập then hoa.

(Ở đây các trị số z, h, d_tb ta chọn theo bảng 9.3, tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất & Lê Văn Uyển).

Thay số ta được:

s_cd = 19 (N/mm²) £ [s_cd] = 30 (N/mm²).

2.3.1.2. Tính sức bền trục thứ cấp

a. Biểu đồ nội lực.

Tương tự trục trung gian ta cũng đã biết tất cả các lực tác dụng lên bánh răng trên trục thứ cấp khi gài số 1. Từ đó ta xác định các nội lực đặt lên các gối đỡ bằng các phương trình mô men và phương trình cân bằng nội lực.

-  Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a=160(mm); b=90(mm).

-  Bán kính vòng chia của bánh răng bị động ở số 1: r₁’ = 74 (mm).  

- Giá trị các lực trên bánh răng bị động đã biết: P₁=17440(N); R₁=6831(N)

Thay số ta có:

+ Phản lực tại gối B: R_B = 4372 (N); P_B = 11162 (N).

+ Phản lực tại gối A: R_A = 2459 (N); P_A = 6278 (N).

b. Tính trục theo độ bền uốn.

Vì bánh răng bị động gài số 1 được lắp di trượt, do đó trục có then hoa tại mặt cắt này bởi vậy ta chọn đường kính của trục ở đây là lớn nhất nhằm đảm bảo các điều kiện bền. Theo bảng 9.3, tài liệu: Thiết kế tính toán hệ dẫn động cơ khí (Trịnh Chất-Lê Văn Uyển), ta chọn kích thước của then như sau:

D = 65 (mm); d = 56 (mm); Z = 10; d_tb = 60,5; h = 3,5 (mm); b = 5(mm)

Thay giá trị  vào công thức (1) ta được: s_u = 49 (N/mm²)  £ [s_u] = 60 (N/mm²).

d. Tính theo ứng suất chèn dập then hoa.

Thay số ta được:

s_cd = 23 (N/mm²) £ [s_cd] = 30 (N/mm²).

2.1.3.3. Tính bền trục sơ cấp:

a. Biểu đồ nội lực.

Như trục trung gian và trục thứ cấp ta cũng đã biết tất cả các lực tác dụng lên bánh răng trên trục sơ cấp khi gài số 1 (Hình 13). Từ đó ta xác định các nội lực đặt lên các gối đỡ bằng các phương trình mô men và phương trình cân bằng nội lực.

- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a=100(mm); b=40(mm).

- Bán kính vòng chia của bánh răng chủ động luôn ăn khớp: r_a = 30,31 (mm).  

- Giá trị các lực trên bánh răng chủ động đã biết: P_a = 7192 (N); R_a=3022(N); Q_a=4152(N); P_A= 6278(N); R_A=2459(N)

* Tính phản lực tại các gối đỡ:

Thay số ta có:

+ Phản lực tại gối N: R_N =    2462 (N); P_N = 1893 (N).

+ Phản lực tại gối M: R_M = 11762 (N); P_M = 6626 (N).

* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục sơ cấp (Hình 12). Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 1 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm lắp ổ đỡ (M).

b. Tính trục theo độ bền uốn.

Thay số vào công thức (2) ta có M_u = 310 (N.m).

Thay giá trị W_u (Với d = 50 mm) vào công thức (1) ta được: s_u = 25 (N/mm²)  £ [s_u] = 60 (N/mm²).

Kết luận: Qua quá trình tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng và các trục của hộp số, ta thấy các kích thước của bánh răng và trục hộp số được tính toán và chọn đủ điều kiện bền trong chế độ tải trọng làm việc của xe khách 36 chỗ.

2.4. Tính ổ lăn và chọn ổ lăn

2.4.1. Ổ lăn trên trục sơ cấp.

2.4.1.1. Chọn loại ổ lăn.

 Vì ổ đỡ phần cuối trục chịu tải trọng lớn, ngoài lực hướng tâm còn chịu lực dọc trục, nên ta dùng ổ bi đỡ chặn một dãy.

2.4.1.2. Chọn kích thước ổ

Căn cứ vào đường kính ngõng trục d = 50 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp, có kí hiệu ổ 46210 (Tra bảng P2.12, phụ lục). Thông số của ổ như sau:

- Đường kính trong                                                   d = 50 (mm)

- Đường kính ngoài                                      D = 90 (mm)

- Chiều rộng                                                  B = 20 (mm)

- Khả năng tải động                                      C = 31,8 (kN)

- Khả năng tải tĩnh                                                   C₀ = 25,4 (kN)

2.4.1.3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

C₀  = X­₀.F_r + Y₀.F_a< [C₀]

Với ổ bi đỡ  - chặn X₀ = 0,5, Y₀ = 0,4. Thay số vào công thức trên ta có: C₀  = 8,5 (kN) < [C₀] = 25,4 (kN)

- L  : là tuổi thọ của ổ bi tính theo số triệu vòng, L biết được từ tuổi thọ của ổ tính theo giờ L_h.

- m : là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3.

Thay số ta có:  C_d = 30 (kN) < [C] = 31,8 (kN)

2.4.2. Trục trung gian.

2.4.2.1. Chọn loại ổ.

Tại đầu C (Hình 10) của trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy vì tại đây không có lực dọc trục.

Tại đầu D (Hình 10) của trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ – chặn vì có lực dọc trục do các bánh răng nghiêng.

2.4.2.2. Tra kích thước ổ.

Ổ bi đỡ tại đầu C

Căn cứ vào đường kính ngõng trục d = 30 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung, có kí hiệu ổ 306 (Tra bảng P2.7, phụ lục). Thông số của ổ như sau:

- Đường kính trong                                                   d = 30 (mm)

- Đường kính ngoài                                      D = 72 (mm)

- Chiều rộng                                                  B = 19 (mm)

- Khả năng tải động                                      C = 22,0 (kN)

- Khả năng tải tĩnh                                                   C₀ =15,1 (kN)

2.5. Đồng tốc và kiểm tra đồng tốc.

2.5.1. Các loại đồng tốc.

Khi gài số ta có nhiều cách gài số khác nhau, ta có thể sử dụng ống gài số hoặc sử dụng các bộ đồng tốc. Tuy nhiên để tăng bền, tránh va đập giữa các bánh răng khi ăn khớp, vào số êm nhẹ ta cần sử dụng cơ cấu gài số đảm bảo những điều kiện trên. Có nghĩa đảm

Đồng tốc quán tính có các loại:

- Đồng tốc quán tính kiểu chốt hãm (Hình 13).

- Đồng tốc quán tính có khoá hãm (Hình 14).

- Đồng tốc quán tính kiểu chốt hãm hướng kính

Ta sẽ sử dụng đồng tốc quán tính có khóa hãm cho hộp số thiết kế ở cả hai cặp số: 2 - 3 ; 4 – 5.

2.5.2. Kiểm tra đồng tốc quán tính có khóa hãm

2.6. Dẫn động hộp số

Cơ cấu gài số của hộp số giúp di chuyển các bánh răng của hộp số hoặc di chuyển bộ đồng tốc khi gài số hoặc nhả số. Cơ cấu sang số của hộp số gồm: cần số, ống trượt, càng sang số, lò xo định vị, chốt hãm và khoá bảo hiểm số lùi.

Khóa hãm gồm có hòn bi với lò xo nằm trong rãnh ở nắp hộp số. Trên con trượt có nhiều lỗ khuyết, số lượng lỗ khuyết đó tương ứng với số lượng số cần gài bởi ống trượt và có một rãnh dành cho vị trí trung gian.

Ở vị trí gài số hay vị trí trung gian, dưới tác động của lò xo, hòn bi di chuyển vào chỗ lõm và hãm ống trượt ở vị trí nhất định. Để di chuyển ống trượt khi sang số cần phải có một lực đủ để kéo hòn bi ra khỏi chỗ lõm.

2.7. Vật liệu sử dụng cho các chi tiết hộp số.

2.7.1. Vật liệu chế tạo bánh răng.

Đối với các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp, cặp bánh răng gài số 3 và số 4 chịu tải nhỏ nên ta dùng thép 35 XMA hoặc thép 35XPA. Độ cứng bề mặt của các thép này sau khi tăng bền đạt độ cứng từ 50 ¸ 55 HRC, độ cứng lõi có thể đạt từ 30 ¸ 35 HRC

2.7.2. Vật liệu chế tạo trục hộp số.

Trục sơ cấp và trục trung gian có bánh răng liền trục ta dùng thép 18XGT hoặc thép 20X tôi cao tần với độ sâu 1,5 ¸ 5 (mm). Ngoài ra ta có thể sử dụng thép 45 có qua nhiệt luyện và ram cao sau khi đã phay răng.

2.8. Quy trình công nghệ gia công trục trung gian

2.8.1. Phân tích chức năng làm việc của trục trung gian.

2.8.1.1. Kết cấu trục trung gian.

Kết cấu trục trung gian được thể hiện trong hình 15, và được thể hiện rõ nét trong bản vẽ chi tiết (Tờ số 5).

2.8.1.3. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu trục trung gian.

Tính công nghệ trong kết cấu là một tính chất quan trọng của sản phẩm hoặc chi tiết cơ khí nhằm đảm bảo lượng tiêu hao kim loại là ít nhất, khối lượng gia công, lắp ráp là ít nhất. Giá thành chế tạo là thấp nhất trong điều kiện và quy mô sản xuất nhất định.

2.8.2. Lập thứ tự các nguyên công

2.8.2.1. Xác định đường lối công nghệ

Với dạng sản xuất loạt lớn và để phù hợp điều kiện sản xuất ở nước ta với các máy chủ yếu là máy vạn năng nên ta chọn phương pháp gia công tập trung nguyên  công và gia công tuần tự các bề mặt.

2.8.2.1.1. Các bước thực hiện và chọn phương pháp gia công

Gia công trước nhiệt luyện

Khoả mặt và khoan tâm

Ta có thể dùng các phương pháp

- Khoả mặt khoan tâm trên máy tiện năng suất thấp

- Khoả mặt trên máy phay và khoan tâm trên máy tiện Þ không chính xác

- Khoả mặt khoan tâm trên máy chuyên dùng Þ chính xác cho năng suất cao

2.8.2.3. Sơ đồ nguyên công và chế độ cắt của các nguyên công.

Nguyên công 1: Phay và khoan tâm

a. Sơ đồ nguyên công (Hình 17).

b. Chọn máy : MP - 71M

- Công suất của máy phay - khoan 7,5-2,2 (kw)

- Số cấp tốc độ 6 cấp.

- Giới hạn chạy dao

c. Chọn dao

- Dao phay mặt đầu bằng thép gió

- Mũi khoan chọn mũi khoan tâm

Nguyên công 3: Phay răng bằng phương pháp bao hình 

a. Sơ đồ nguyên công (Hình 19).

b. Chọn máy: 5K324

- Gia công được mô đun lớn nhất m = 5

- Chiều rộng lớn nhất b = 250 (mm)

c. Chọn dao phay lăn răng

- Đường kính ngoài  d_a = 112 (mm)

 - Đường kính chân răng d_c = 70 (mm)

- Đường kính trục gá d = 40 (mm)

- Chiều dài L =112 (mm).

Nguyên công 5: Mài răng

a. Sơ đồ nguyên công (Hình 21).

Sau khi phay răng để đạt được độ nhám theo yêu cầu ta tiến hành nguyên công mài răng.

b. Chế độ cắt: Chế độ mài được thể hiện trong bảng 9.5

Nguyên công 7: Mài các mặt trụ

Sau khi nhiệt luyện các bề mặt của trục có sự thay đổi về độ nhám do đó ta cần phải tiến hành mài các bề mặt phải làm việc của trục, đó là các bề mặt lắp ổ lăn.

a. Sơ đồ nguyên công (Hình 23).

b. Chọn máy: Máy 3A151 (Số vòng quay của máy 1080 vòng/phút).

c. Mài thô các bề mặt lắp ổ lăn.

Do 2 bề mặt lắp ổ lăn có chiều dài ngắn, mà trục có bậc do vậy ở trường hợp này khi mài thô chúng ta phải tiến hành theo lượng tiến đá ngang.

- Số vòng quay của chi tiết n_ct = 45 (vg/ph)

- Lượng chạy dao ngang S_ng = 0,99 (mm/ph)

Nguyên công 9: Kiểm tra độ cong của trục (Hình 24).

Đây là nguyên công quan trọng đánh giá chất lượng của trục trung gian sau khi đã gia công, qua đây ta biết được sự sai lệch của trục, từ đó có biện pháp hợp lí nhằm đảm bảo điều kiện làm việc của trục.

CHƯƠNG III: KẾT LUẬN, KIẾN NGHỊ

Đồ án tốt nghiệp này đã hoàn thành được các nhiệm vụ tính toán và thiết kế đề ra dựa trên các thông số về kích thước và tải trọng của xe tham khảo THACO MOBIHOME (Xe khách 36 chỗ).

Giải quyết được mục đích chính của Đồ án là thiết kế hộp số trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có kết cấu và tính công nghệ phù hợp. Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành trong thành phố vừa đảm bảo được tính tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế tạo.

Các trục và các cặp bánh răng trong hộp số được tính chọn và kiểm tra bền đều thỏa mãn điều kiện làm việc. Các ổ lăn đều được chọn theo tiêu chuẩn và kiểm nghiệm khả năng làm việc. Tương tự đồng tốc cũng được chọn cho phù hợp với kết cấu của hộp số.

Bên cạnh quá trình tính toán Đồ án còn đưa ra các bản vẽ nhằm minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hộp số, một số bản vẽ về kết cấu và công nghệ phục vụ cho quá trình sản xuất và chế tạo.

Các bản vẽ gồm:

- Bản vẽ bố trí chung.

- Đồ thị đặc tính động lực học.

- Các phương gài số.

- Cấu tạo hộp số.

- Bản vẽ chi tiết (bản vẽ trục trung gian và bản vẽ bánh răng bị động gài số 1, số lùi).

Tuy nhiên với Kinh nghiệm còn hạn chế Đồ án tốt nghiệp của em không thể tránh khỏi hạn chế và thiếu sót. Vậy một lần nữa em kính mong sự đóng góp của các thầy và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án của em hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

                                                                                   Hà nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                     Sinh viên thực hiện

                                                                                   …………………..

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Nguyễn Hữu Cẩn, Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Trần Khang. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo. Xuất bản Đại học Bách Khoa Hà Nội, 1978.

[2]. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. Lý thuyết ô tô máy kéo. Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội, 2000.

[3]. Lê Thị Vàng. Hướng dẫn bài tập lớn môn học Lý thuyết ô tô máy kéo. Đại học Bách Khoa Hà Nội, 2001.

[4]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Nhà xuất bản Giáo dục. Tập I và tập II. Hà Nội, 2000.

[5]. Lê Quang Minh, Nguyễn Văn Vượng. Sức bền vật liệu. Nhà xuất bản Giáo dục. Tập I và tập II. Hà Nội, 1995.

[6]. Chủ biên và hiệu đính: PGS, PTS Nguyễn Đắc Lộc; PGS, PTS Lê Văn Tiến. Công nghệ chế tạo máy. Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật. Tập I và tập II. Hà Nội, 1998.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"