Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Lý do chọn đề tài và bối cảnh thực tiễn

Trong ngành cơ khí chế tạo máy, việc thiết kế và phát triển các hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò nền tảng đối với sự vận hành của máy móc và dây chuyền công nghiệp. Một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh đòi hỏi sự kết hợp tối ưu giữa động cơ, các bộ truyền hở ngoài hộp, hộp giảm tốc và trục công tác nhằm đảm bảo biến đổi vận tốc, mô-men xoắn phù hợp với yêu cầu làm việc thực tế. Đồ án môn học Chi tiết máy (Đề số 04) tại Viện Cơ khí – Trường Đại học Giao thông vận tải TP. Hồ Chí Minh đặt ra bài toán thiết kế một hệ dẫn động cơ khí điển hình: Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu phân đôi cấp nhanh nhằm truyền cơ năng từ động cơ điện đến trục công tác.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu, thiết kế

Nhiệm vụ thiết kế được xác định cụ thể trong văn bản bao gồm:

  1. Phần thuyết minh tính toán: Tính toán toàn bộ hệ thống truyền động cơ khí, bao gồm:
    • Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
    • Tính toán thiết kế bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc.
    • Tính toán thiết kế hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh phân đôi răng nghiêng và cấp chậm răng thẳng).
    • Thiết kế kết cấu các trục (trục I, trục II, trục III) và tính toán kiểm nghiệm độ bền then.
    • Tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn và chọn khớp nối trục đàn hồi.
    • Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ tùng và xác định dung sai lắp ghép.
  2. Phần bản vẽ kỹ thuật: Xây dựng một bản vẽ lắp hoàn chỉnh cho hộp giảm tốc trên khổ giấy A0 hoặc A1.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ dẫn động cơ khí gồm động cơ điện không đồng bộ 3 pha, khớp nối trục vòng đàn hồi, hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ phân đôi cấp nhanh, bộ truyền xích ống con lăn và trục công tác.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào:
    • Công suất làm việc trên trục công tác: $P_{\text{lv}} = 14{,}5\text{ kW}$.
    • Số vòng quay trục công tác: $n_{\text{lv}} = 20\text{ vg/ph}$.
    • Thời gian làm việc yêu cầu: 5 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ, tương đương tổng thời gian phục vụ $L_h = 24.000\text{ giờ}$).
    • Chế độ tải trọng: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, chịu tải va đập nhẹ.
    • Sai số vòng quay cho phép trên trục công tác: $\Delta n \le 5%$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

  • Lý thuyết thiết kế chi tiết máy: Áp dụng hệ thống phương pháp tính toán động học và động lực học truyền động cơ khí, tính toán độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng, độ bền uốn chân răng, kiểm nghiệm quá tải bánh răng theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 (góc profin răng tiêu chuẩn $\alpha = 20^\circ$).
  • Phương pháp tính toán trục và then: Tính toán đường kính trục sơ bộ theo mô-men xoắn, xác định nội lực và biểu đồ mô-men uốn – xoắn tổng hợp theo phương pháp giải tích cơ học kết cấu; kiểm nghiệm then theo chỉ tiêu độ bền dập và độ bền cắt.
  • Lý thuyết chọn ổ lăn: Tính toán tuổi thọ tương đương và kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d \le C$), tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) dựa trên tải trọng quy ước và số triệu vòng quay.
  • Tài liệu tham khảo cơ sở: Giáo trình Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (được dẫn chiếu làm tài liệu [1] trong văn bản).

Phương pháp nghiên cứu và giải quyết vấn đề

  • Phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật: Áp dụng các công thức tính toán tiêu chuẩn để xác định kích thước hình học, ứng suất, lực tác dụng và hiệu suất của từng cụm cơ cấu.
  • Phương pháp tra bảng và chuẩn hóa: Sử dụng các bảng tra cứu hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, dung sai lắp ghép và kích thước danh nghĩa theo tiêu chuẩn cơ khí Việt Nam.
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền nhiều cấp: Kiểm tra điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và quá tải của bộ truyền bánh răng; kiểm nghiệm then; kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn dưới chế độ làm việc bất lợi nhất.

Nguồn dữ liệu

  • Dữ liệu tải trọng, công suất và số vòng quay do Bộ môn Cơ sở Kỹ thuật Cơ khí – Viện Cơ khí giao đề.
  • Dữ liệu thực nghiệm về cơ tính vật liệu (thép 45 tôi cải thiện, thép C45 thường hóa), các hệ số điều kiện làm việc từ sổ tay thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động cơ khí

Hệ thống truyền động cơ khí trong đồ án được xây dựng theo sơ đồ động học nối tiếp: Động cơ $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh $\rightarrow$ Bộ truyền xích con lăn $\rightarrow$ Trục công tác.

[Động cơ điện 4A160M4Y3]
[Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh]
   - Cấp nhanh: 2 cặp bánh răng nghiêng đối xứng (u1 = 4,49)
   - Cấp chậm: 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng (u2 = 3,12)
[Bộ truyền xích con lăn 1 dãy] (ux = 5,21)
[Trục công tác] (n = 20 vg/ph, P = 13,69 kW)

Đặc điểm kết cấu nổi bật của hệ thống là việc ứng dụng kiểu phân đôi ở cấp nhanh với hai nửa bánh răng nghiêng có góc nghiêng đối xứng ($\beta = 32{,}22^\circ$). Kết cấu này giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên trục I ($F_a = 1836\text{ N} - 1836\text{ N} = 0\text{ N}$), cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy thay vì ổ đũa côn hoặc ổ đỡ chặn phức tạp, giảm ma sát và đơn giản hóa kết cấu gối đỡ.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền

Chương 1 tập trung xác định các thông số động lực học tổng thể của hệ thống:

  • Hiệu suất chung của hệ thống: Tính toán qua các hiệu suất thành phần gồm khớp nối ($\eta_{\text{kn}} = 1$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{\text{ol}} = 0{,}99$), bộ truyền bánh răng nghiêng ($\eta_{\text{brn}} = 0{,}97$), bánh răng thẳng ($\eta_{\text{brt}} = 0{,}97$), bộ truyền xích ($\eta_{\text{x}} = 0{,}97$), đạt hiệu suất tổng thể $\eta = 0{,}85$.
  • Lựa chọn động cơ: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{\text{đc}} = 18\text{ kW}$, số vòng quay sơ bộ $n_{\text{đc}} = 1460\text{ vg/ph}$. Tra phụ lục chọn loại động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc mã hiệu 4A160M4Y3 ($P = 18\text{ kW}, n = 1460\text{ vg/ph}$).
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_t = 73$. Phân phối cho hộp giảm tốc $u_h = 14$ (cấp nhanh $u_1 = 4{,}49$, cấp chậm $u_2 = 3{,}12$) và bộ truyền xích $u_x = 5{,}21$.
Thông số động học Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 18 15,45 15,3 14,26 13,69
Tỷ số truyền $u$ - 1 4,49 3,12 5,21
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1460 1460 325,2 104,2 20
Mô-men xoắn $T$ (Nmm) - 101.060 449.308 1.306.939 6.536.975

Chương 2: Tính toán bộ truyền xích

Chương 2 tính toán bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy nối từ trục III đến trục công tác:

  • Thông số hình học: Số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 20$, đĩa xích lớn $z_2 = 104$. Bước xích tiêu chuẩn $p = 50{,}8\text{ mm}$. Số mắt xích chọn $X = 146$. Khoảng cách trục sau khi điều chỉnh giảm độ căng xích: $a = 2015\text{ mm}$.
  • Kích thước đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa nhỏ $d_1 = 324{,}7\text{ mm}$, đĩa lớn $d_2 = 1681{,}9\text{ mm}$. Đường kính đỉnh răng đĩa lớn $d_{a1} = 1706{,}58\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Hệ số an toàn tĩnh $s > [s]$ với tải trọng phá hỏng xích $Q = 172{,}4\text{ kN}$, lực vòng $F_t = 8102\text{ N}$, lực căng li tâm $F_v = 23{,}232\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm tiếp xúc và lực lên trục: Ứng suất tiếp xúc đĩa 1 $\sigma_{H1} = 1109{,}6\text{ MPa}$, đĩa 2 $\sigma_{H2} = 751{,}1\text{ MPa}$, chọn vật liệu đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện. Lực tác dụng lên trục $F_r = 9317\text{ N}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trong HGT

Chương 3 tính toán chi tiết 2 cấp bánh răng truyền động trong hộp:

  • Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 260$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{\text{ch}1} = 580\text{ MPa}$), bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 240$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{\text{ch}2} = 450\text{ MPa}$). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]' = 518\text{ MPa}$ (cấp nhanh), $[\sigma_H]'' = 500\text{ MPa}$ (cấp chậm). Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 267{,}42\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 246{,}85\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền cấp nhanh (răng nghiêng, phân đôi): Mô-men xoắn trên mỗi nửa bánh răng dẫn $T = 50.530\text{ Nmm}$, khoảng cách trục $a_{w1} = 130\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 20, z_2 = 90$, góc nghiêng răng $\beta = 32{,}22^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 52\text{ mm}$. Kiểm nghiệm: $\sigma_H = 408{,}5\text{ MPa} < [\sigma_H] = 475{,}3\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 73{,}82\text{ MPa} < 267{,}42\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc quá tải cực đại $\sigma_{H\max} = 679\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền cấp chậm (răng thẳng): Khoảng cách trục $a_{w2} = 260\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 42, z_2 = 132$, chiều rộng vành răng $b_w = 78\text{ mm}$. Kiểm nghiệm: $\sigma_H = 441{,}3\text{ MPa} < [\sigma_H] = 458{,}5\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 90{,}8\text{ MPa} < 267{,}42\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 88{,}35\text{ MPa} < 246{,}85\text{ MPa}$; quá tải $\sigma_{H\max} = 681\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$.

Chương 4: Thiết kế trục

Chương 4 thực hiện tính toán kết cấu 3 trục truyền động chế tạo bằng thép C45 tôi thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{\text{ch}} = 340\text{ MPa}$):

  • Phân tích lực và mô-men:
    • Trục I: Lực vòng $F_{t1} = 4268\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 2170\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 1836\text{ N}$ (triệt tiêu lực dọc trục giữa 2 bánh răng nghiêng), lực khớp nối $F_{\text{kn}} = 400\text{ N}$.
    • Trục II: Lực tác dụng từ cấp nhanh ($F_{t2} = 4268\text{ N}, F_{r2} = 2170\text{ N}$) và cấp chậm ($F_{t3} = 7132\text{ N}, F_{r3} = 2754\text{ N}$).
    • Trục III: Lực bánh răng cấp chậm ($F_{t4} = 7132\text{ N}, F_{r4} = 2754\text{ N}$) và lực căng xích $F_r = 9317\text{ N}$.
  • Xác định đường kính trục tiêu chuẩn:
    • Trục I: Lắp khớp nối $d_{A1} = 30\text{ mm}$; lắp ổ lăn $d_{B1} = d_{E1} = 35\text{ mm}$; lắp bánh răng $d_{C1} = d_{D1} = 40\text{ mm}$.
    • Trục II: Lắp ổ lăn $d_{B2} = d_{E2} = 35\text{ mm}$; lắp bánh răng cấp nhanh $d_{C2} = d_{D2} = 50\text{ mm}$; lắp bánh răng cấp chậm $d_{H2} = 55\text{ mm}$.
    • Trục III: Lắp ổ lăn $d_{B3} = d_{E3} = 55\text{ mm}$; lắp bánh răng $d_{H3} = 65\text{ mm}$; lắp đĩa xích $d_{G3} = 50\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Tất cả 8 vị trí mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($[\tau_c] = 50\text{ MPa}$).
Tiết diện Đường kính $d$ (mm) Kích thước then $b \times h \times l$ (mm) Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa)
A1 (Khớp nối trục I) 30 $10 \times 8 \times 50$ 5 44,91 13,47
C1 (Bánh răng 1 trục I) 40 $14 \times 9 \times 50$ 5,5 25,66 6,41
D1 (Bánh răng 2 trục I) 40 $14 \times 9 \times 50$ 5,5 25,66 6,41
C2 (Bánh răng 1 trục II) 50 $16 \times 10 \times 56$ 6 71,31 20,05
H2 (Bánh răng 3 trục II) 55 $16 \times 10 \times 70$ 6 51,86 14,58
D2 (Bánh răng 2 trục II) 50 $16 \times 10 \times 56$ 6 71,31 20,05
H3 (Bánh răng trục III) 65 $20 \times 12 \times 70$ 7,5 98,50 28,72
G3 (Đĩa xích trục III) 50 $16 \times 10 \times 56$ 6 85,10 48,60

Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn và khớp nối

  • Chọn khớp nối: Căn cứ mô-men xoắn trục I ($T_1 = 101{,}06\text{ Nm}$), chọn khớp nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a có các thông số: đường kính trục $d = 25\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 100\text{ mm}$, $d_m = 50\text{ mm}$, $d_1 = 45\text{ mm}$, đường kính phân bố chốt $D_0 = 71\text{ mm}$.
  • Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục I:
    • Do lực dọc trục triệt tiêu ($F_a = 0$), ổ chỉ chịu lực hướng tâm $F_r = 4865\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung ký hiệu 307 ($d = 35\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 21\text{ mm}, r = 2{,}5\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 26{,}2\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 17{,}9\text{ kN}$).
    • Tuổi thọ làm việc tính toán: $L = 263\text{ triệu vòng}$ (với tuổi thọ tương đương $L_{hE} = 3000\text{ giờ}$).
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = Q \sqrt[3]{L} = 4{,}865 \times \sqrt[3]{263} = 25{,}8\text{ kN} < C = 26{,}2\text{ kN}$ (thỏa mãn điều kiện bền động).

Chương 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, chi tiết phụ tùng và dung sai lắp ghép

  • Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc: Thiết kế vỏ hộp đúc bằng gang xám, dạng phân đôi mặt ghép qua tâm các trục, xác định chiều dày thành thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng và khoảng cách bu-lông liên kết.
  • Chi tiết phụ: Thiết kế bu-lông vòng/vòng móc để cẩu lắp, chốt định vị hình côn đảm bảo độ chính xác vị trí nắp và thân hộp khi gia công lỗ trục, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn và nút thông hơi.
  • Bôi trơn và dung sai: Xác định phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng; tra bảng quy định cấp chính xác gia công bánh răng (cấp chính xác 8) và hệ thống dung sai lắp ghép trục - ổ lăn, trục - bánh răng, then - rãnh then.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật chính

  1. Bộ thông số hoàn chỉnh của hệ thống truyền động:
    • Động cơ điện: 4A160M4Y3 ($P_{\text{đc}} = 18\text{ kW}, n_{\text{đc}} = 1460\text{ vg/ph}$).
    • Tỷ số truyền: Toàn hệ thống $u_t = 73$; bộ truyền xích $u_x = 5{,}21$; cấp nhanh $u_1 = 4{,}49$; cấp chậm $u_2 = 3{,}12$.
    • Kích thước cơ bản hộp giảm tốc: Khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 130\text{ mm}$ ($m = 2\text{ mm}, z_1 = 20, z_2 = 90, \beta = 32{,}22^\circ$); khoảng cách trục cấp chậm $a_{w2} = 260\text{ mm}$ ($m = 3\text{ mm}, z_1 = 42, z_2 = 132$).
    • Bộ truyền xích: Bước xích $p = 50{,}8\text{ mm}$, số răng $z_1 = 20, z_2 = 104$, số mắt xích $X = 146$, khoảng cách trục $a = 2015\text{ mm}$.
  2. Xác nhận độ bền và độ tin cậy:
    • 100% các bộ truyền bánh răng đạt chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải đột ngột.
    • Toàn bộ 8 mối ghép then đều nằm trong giới hạn ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép.
    • Ổ bi đỡ một dãy 307 trên trục I đạt khả năng tải động tính toán $C_d = 25{,}8\text{ kN} < C = 26{,}2\text{ kN}$.

Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất

  • Ứng dụng sơ đồ phân đôi công suất ở cấp nhanh với cặp bánh răng nghiêng đối xứng, giải quyết triệt để vấn đề lực dọc trục lớn sinh ra ở bộ truyền bánh răng nghiêng truyền thống mà không làm tăng chi phí sử dụng ổ trục phức tạp.
  • Lựa chọn bộ truyền xích ở đầu ra để truyền mô-men xoắn lớn ở dải vận tốc thấp ($n_3 = 104{,}2\text{ vg/ph} \rightarrow n_{\text{ct}} = 20\text{ vg/ph}$), giúp giảm tải trọng uốn tác dụng lên các trục trong hộp giảm tốc.

Đóng góp về mặt đào tạo và học thuật

  • Cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế chi tiết máy chuẩn mực theo TCVN, thể hiện đầy đủ quy trình tính toán từ khâu phân tích động học đến thiết kế động lực học và kết cấu vỏ hộp.
  • Tổng hợp hệ thống bảng biểu tính toán rõ ràng, liên kết chặt chẽ giữa lý thuyết tính toán giải tích và việc tra cứu tiêu chuẩn công nghiệp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Đồ án tập trung vào tính toán thiết kế giải tích lý thuyết theo các hệ số tra bảng tĩnh và bán thực nghiệm, chưa tiến hành mô phỏng số (FEA) để phân tích phân bố ứng suất và biến dạng cục bộ trên thân trục hoặc vỏ hộp đúc.
  • Chưa đi sâu vào bài toán cân bằng nhiệt chi tiết của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca ở môi trường nhiệt độ cao hoặc có bụi bẩn.

Hướng phát triển tiếp

  • Ứng dụng các phần mềm CAD/CAE 3D chuyên dụng (như SolidWorks, Inventor, ANSYS) để mô hình hóa hình học 3D, phân tích động lực học hệ thống và tối ưu hóa thể tích vỏ hộp nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.
  • Bổ sung tính toán kiểm nghiệm nhiệt chi tiết cho hộp giảm tốc và khảo sát ảnh hưởng của độ nhớt dầu bôi trơn theo thời gian làm việc.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng tham khảo: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Ô tô, Chế tạo máy, Cơ điện tử thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Nội dung giá trị nhất:
    • Phương pháp phân phối tỷ số truyền và tính toán lực ăn khớp cho hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh.
    • Trình tự thiết kế trục, vẽ biểu đồ nội lực uốn - xoắn và kiểm nghiệm bền mối ghép then.
    • Quy trình lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn dựa trên phân tích lực dọc trục triệt tiêu.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật ra sao?

Động cơ được chọn là động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A160M4Y3, có công suất định mức $P_{\text{đc}} = 18\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{\text{đc}} = 1460\text{ vg/ph}$ và đường kính trục động cơ $d_{\text{đc}} = 42\text{ mm}$.

2. Ưu điểm nổi bật của sơ đồ hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh trong đồ án là gì?

Sơ đồ phân đôi cấp nhanh sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng có cùng góc nghiêng $\beta = 32{,}22^\circ$. Khi làm việc, lực dọc trục sinh ra trên hai bánh răng có độ lớn bằng nhau ($F_{a1} = 1836\text{ N}$) nhưng ngược chiều nhau, giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục tác dụng lên trục I ($F_a = 0\text{ N}$), từ đó cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy đơn giản thay vì ổ đỡ chặn.

3. Các thông số hình học cơ bản của hai cấp bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?

  • Cấp nhanh (bánh răng nghiêng): Khoảng cách trục $a_{w1} = 130\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 20, z_2 = 90$, góc nghiêng $\beta = 32{,}22^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 52\text{ mm}$.
  • Cấp chậm (bánh răng thẳng): Khoảng cách trục $a_{w2} = 260\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 42, z_2 = 132$, chiều rộng vành răng $b_w = 78\text{ mm}$.

4. Kết quả tính chọn và kiểm nghiệm bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc đạt giá trị nào?

Bộ truyền xích là loại xích con lăn 1 dãy có bước xích $p = 50{,}8\text{ mm}$, số răng đĩa xích $z_1 = 20, z_2 = 104$, số mắt xích $X = 146$, khoảng cách trục $a = 2015\text{ mm}$, tải trọng phá hỏng $Q = 172{,}4\text{ kN}$ và lực tác dụng lên trục $F_r = 9317\text{ N}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn trên trục đầu vào (Trục I) như thế nào?

Ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung mã hiệu 307 ($d = 35\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 21\text{ mm}$) có khả năng tải động danh định $C = 26{,}2\text{ kN}$. Kết quả tính toán khả năng tải động quy ước đạt $C_d = 25{,}8\text{ kN} < 26{,}2\text{ kN}$ sau tuổi thọ $L = 263\text{ triệu vòng}$ ($L_{hE} = 3000\text{ giờ}$), đảm bảo điều kiện làm việc bền mỏi.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu phân đôi cấp nhanh" của tác giả Nguyễn Hữu Vũ đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học, động lực học và kết cấu hệ dẫn động cơ khí đáp ứng công suất tải 14,5 kW và số vòng quay 20 vg/ph. Kết quả tính toán đã chuẩn hóa toàn bộ các thông số kỹ thuật của động cơ 4A160M4Y3, bộ truyền xích con lăn $p=50{,}8\text{ mm}$, hai cấp bánh răng trong hộp, các kích thước trục, then và ổ bi đỡ 307. Công trình là tài liệu tham khảo kỹ thuật chi tiết, có giá trị ứng dụng cao cho sinh viên và kỹ sư cơ khí trong việc thiết kế các hệ thống truyền động công nghiệp tương tự.