Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" (Đề số 1.01) do sinh viên Nguyễn Văn Duy thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy Nguyễn Tuấn Khoa, tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động công nghiệp sử dụng xích tải. Trong các dây chuyền sản xuất và vận chuyển vật liệu liên tục, hệ thống dẫn động xích tải đóng vai trò cốt lõi trong việc truyền chuyển động và mô-men xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (xích tải). Yêu cầu kỹ thuật đặt ra là hệ thống phải đảm bảo khả năng chịu tải, hoạt động ổn định trong điều kiện có va đập nhẹ và đạt tuổi thọ thiết kế quy định.

Thông số đầu vào của đề tài

  • Lực kéo xích tải: $F = 3000 \text{ N}$
  • Vận tốc vòng xích tải: $v = 1,4 \text{ m/s}$
  • Số răng đĩa xích tải: $Z = 10 \text{ răng}$
  • Bước xích tải: $p = 80 \text{ mm}$
  • Thời gian phục vụ: $L_h = 12000 \text{ giờ}$
  • Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, đặc tính tải trọng va đập nhẹ
  • Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: $\alpha = 70^\circ$

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu

  1. Xác định công suất làm việc, tính chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho các cụm truyền động trong toàn bộ hệ thống.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn) và bộ truyền trong (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp đặt trong vỏ hộp giảm tốc).
  3. Thiết kế hệ thống trục truyền động (trục I, trục II), kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục, tính chọn và kiểm nghiệm mối ghép then, tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động/tải tĩnh của các ổ lăn đỡ chặn.
  4. Lựa chọn giải pháp kết cấu cơ khí cho các chi tiết máy, khớp nối trục đàn hồi và kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động xích tải cơ khí gồm: động cơ điện, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, bộ truyền xích hở và trục công tác của xích tải.
  • Phạm vi nghiên cứu: Tính toán động học, động lực học và độ bền cơ học giải tích theo các tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống; xác định thông số hình học và kích thước lắp ghép cơ bản của hệ thống.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc của ngành Cơ khí chế tạo máy về tính toán thiết kế máy và hệ dẫn động cơ khí:

  • Lý thuyết truyền động cơ khí: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích con lăn.
  • Tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và sức bền uốn $[\sigma_F]$ của răng theo độ bền mỏi lâu dài và độ bền quá tải.
  • Phương pháp tính toán trục theo mô-men tương đương $M_{tđ}$, kiểm nghiệm độ bền mỏi theo hệ số an toàn $[s]$ và kiểm nghiệm độ bền tĩnh.
  • Lý thuyết tính chọn ổ lăn dựa trên khả năng tải động $C$, khả năng tải tĩnh $C_0$ và tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay $L$.
  • Tài liệu tra cứu chính: Sách hướng dẫn và giáo trình "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) cùng các bảng tra cứu tiêu chuẩn chế tạo máy.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán

  • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Sử dụng các công thức giải tích chuẩn để tính toán cân bằng lực, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ, thiết lập phương trình mô-men uốn và mô-men xoắn trên từng phân đoạn trục.
  • Phương pháp tra bảng thực nghiệm: Sử dụng số liệu từ các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật để xác định hệ số tải trọng động ($k_đ$), hệ số phân bố không đều tải trọng ($k_\beta$), hệ số ảnh hưởng bôi trơn ($k_{bt}$), hệ số tập trung ứng suất ($K_\sigma, K_\tau$) và kích thước định chuẩn của các chi tiết tiêu chuẩn hóa (động cơ, then bằng, ổ bi đỡ chặn, chốt nối trục).
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn: Đối chiếu các giá trị ứng suất tính toán thực tế ($\sigma_H, \sigma_F, \sigma_{d}, \tau_c$) với các giá trị giới hạn cho phép ($[\sigma_H], [\sigma_F], [\sigma_d], [\tau_c]$) để đưa ra quyết định kết cấu.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế với cấu trúc truyền động thẳng hàng kết hợp truyền động ngoài, bao gồm các cụm chức năng chính:

[Động cơ điện] ---> [Khớp nối đàn hồi] ---> [Hộp giảm tốc BR trụ răng nghiêng] ---> [Bộ truyền xích] ---> [Trục công tác xích tải]

Kiến trúc các cụm truyền động

  1. Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rô-to lồng sóc, tốc độ đồng bộ $1000 \text{ v/ph}$, tốc độ định mức $960 \text{ v/ph}$.
  2. Khớp nối: Khớp nối trục đàn hồi sử dụng chốt cao su nhằm giảm chấn, bù sai lệch trục và triệt tiêu một phần dao động va đập giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc.
  3. Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp thân khai, vỏ hộp bằng gang xám đúc, tỷ số truyền $u_{br} = 4$. Cặp bánh răng có góc nghiêng $\beta = 15,42^\circ$, chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ làm liền trục I nhằm tối ưu kích thước hướng tâm và đảm bảo độ cứng vững.
  4. Bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy, truyền chuyển động từ trục II của hộp giảm tốc ra trục công tác với tỷ số truyền $u_x = 2,28$.
  5. Gối đỡ trục: Trục I và trục II đều sử dụng kết cấu ổ bi đỡ chặn nhằm tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$) do răng nghiêng sinh ra.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Nội dung phần này xác định công suất tiêu hao trên cơ cấu công tác, đánh giá tổn thất cơ học qua từng cụm truyền động để tính toán công suất cần thiết của động cơ, phân phối tỷ số truyền chung và lập bảng thông số động học.

  • Công suất làm việc trên trục công tác: $$P_{ct} = P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3000 \cdot 1,4}{1000} = 4,2 \text{ kW}$$
  • Hiệu suất tổng thể của hệ thống: $$\eta = \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^3 = 0,97 \cdot 0,92 \cdot 0,99 \cdot (0,99)^3 \approx 0,857$$ (Trong đó: $\eta_{br} = 0,97$; $\eta_x = 0,92$; $\eta_{kn} = 0,99$; hiệu suất mỗi cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$).
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct_dc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4,2}{0,857} \approx 4,9 \text{ kW} \text{ (lấy chính xác } 4,899 \text{ kW)}$$
  • Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1,4}{10 \cdot 80} = 105 \text{ v/ph} \text{ (giá trị tính toán chi tiết: } 105,26 \text{ v/ph)}$$
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền toàn hệ $u = 9,143$. Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{br} = 4$, tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 2,28$.

Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục

Thông số / Trục Động cơ Trục I Trục II Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_{kn} = 1$ $u_{br} = 4$ $u_x = 2,28$
Công suất $P$ (kW) 4,899 4,802 4,611 4,200
Số vòng quay $n$ (v/ph) 960 960 240 105,26
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) 48735 47770 183480 381056

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền

1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích ngoài

Bộ truyền xích đặt nghiêng một góc $\alpha = 70^\circ$, vận tốc thấp, làm việc có rung động nhẹ.

  • Loại xích: Xích ống con lăn 1 dãy.
  • Hệ số điều kiện làm việc của xích: $$k = k_0 \cdot k_a \cdot k_{đc} \cdot k_{bt} \cdot k_đ \cdot k_c = 1,25 \cdot 1,0 \cdot 1,1 \cdot 1,3 \cdot 1,2 \cdot 1,25 = 2,681$$ (Với $k_0 = 1,25$; $k_a = 1,0$; $k_{đc} = 1,1$; $k_{bt} = 1,3$; $k_đ = 1,2$; $k_c = 1,25$).
  • Bước xích tiêu chuẩn: $p = 25,4 \text{ mm}$.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $Z_1 = 25 \text{ răng}$, đĩa lớn $Z_2 = 57 \text{ răng}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40 \cdot 25,4 = 1016 \text{ mm}$; số mắt xích chọn chẵn $x = 122$ mắt; chiều dài xích $L = 3098,8 \text{ mm}$; khoảng cách trục thực tế $a = 1017,438 \text{ mm}$.
  • Độ bền phá hỏng và an toàn: Tải trọng phá hỏng $Q = 56,7 \text{ kN}$, khối lượng 1m xích $q = 2,6 \text{ kg}$, hệ số an toàn cho phép $[s] = 9,3$, số lần va đập cho phép $[i] = 30$.
  • Vật liệu đĩa xích: Thép 45 tôi cải thiện. Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích sinh ra: $F_r = 1906,118 \text{ N}$.

Bảng thông số hình học bộ truyền xích

Thông số hình học Ký hiệu Giá trị (mm)
Bước xích $p$ 25,4
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ 202,660 / 461,082
Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ / lớn $d_{a1} / d_{a2}$ 213,762 / 473,082
Bán kính đáy răng $R$ 8,387
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ / lớn $d_{f1} / d_{f2}$ 185,886 / 444,308

2. Tính toán thiết kế bộ truyền trong (Bánh răng trụ răng nghiêng)

  • Vật liệu chế tạo: Cả hai bánh răng đều làm bằng Thép 45 tôi cải thiện.
    • Bánh nhỏ: Phôi rèn $< 100 \text{ mm}$, độ rắn $HB_1 = 245$, $\sigma_{b1} = 850 \text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch1} = 580 \text{ N/mm}^2$.
    • Bánh lớn: Phôi rèn $300 \div 500 \text{ mm}$, độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 750 \text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch2} = 450 \text{ N/mm}^2$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 495,454 \text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 110 \text{ mm}$; Mô-đun pháp $m = 2 \text{ mm}$; Bề rộng vành răng $b_w = 44 \text{ mm}$.
  • Số răng và góc nghiêng: $Z_1 = 21 \text{ răng}$, $Z_2 = 85 \text{ răng}$; Góc nghiêng răng thực tế $\beta = 15,42^\circ$ ($15^\circ 25'$); Tỷ số truyền thực $u_t = 4,05$ (sai lệch $\Delta u = 1,25% < 4%$, đạt yêu cầu).
  • Vận tốc vòng: $v = 2,19 \text{ m/s}$, cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 472,74 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,454 \text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn: Bánh 1 có $\sigma_{F1} = 83,63 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 252 \text{ MPa}$; Bánh 2 thỏa mãn $[\sigma_{F2}] = 236,57 \text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 555,8 \text{ MPa} < [\sigma_H]{max} = 1624 \text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 97,85 \text{ MPa} < [\sigma_F]_{max} = 360 \text{ MPa}$.

Bảng thông số hình học bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục $a_w$ $110 \text{ mm}$
Số răng bánh nhỏ / lớn $Z_1 / Z_2$ 21 / 85
Đường kính vòng chia bánh nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ $43,57 \text{ mm} / 176,35 \text{ mm}$
Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ / lớn $d_{a1} / d_{a2}$ $47,57 \text{ mm} / 180,35 \text{ mm}$
Đường kính đáy răng cơ sở nhỏ / lớn $d_{b1} / d_{b2}$ $40,94 \text{ mm} / 165,71 \text{ mm}$
Hệ số trùng khớp ngang / dọc $\varepsilon_\alpha / \varepsilon_\beta$ 1,77 / 1,86
Góc profin gốc / Góc ăn khớp $\alpha / \alpha_{tw}$ $20^\circ / 20,70^\circ$

Phần 3: Tính trục, chọn ổ lăn

1. Tính chọn khớp nối đàn hồi

  • Mô-men xoắn cần truyền: $T = 48735 \text{ N.mm}$; Mô-men tính toán: $T_t = k \cdot T = 1,5 \cdot 48735 = 73102,5 \text{ N.mm}$.
  • Đường kính trục động cơ: $d_{đc} = 38 \text{ mm}$.
  • Kích thước cơ bản của nối vòng trục đàn hồi: $T_{max} = 250 \text{ N.m}$, đường kính trục lớn nhất ghép được $d_{max} = 40 \text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105 \text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 15 \text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 30 \text{ mm}$, chiều dài đoạn công-xôn chốt $l_1 = 36 \text{ mm}$, chiều dài khớp nối $L = 175 \text{ mm}$.
  • Lực khớp nối tác dụng lên trục: $F_{kn} = 185,7 \text{ N}$.

2. Tính toán lực và phản lực tác dụng lên các trục

Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng lên trục I:

  • Lực vòng: $F_{t1} = 2192,8 \text{ N}$
  • Lực hướng tâm: $F_{r1} = 859,5 \text{ N}$
  • Lực dọc trục: $F_{a1} = 604,8 \text{ N}$
  • Lực từ khớp nối: $F_{kn} = 185,7 \text{ N}$
  • Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục II: $F_r = 1906,118 \text{ N}$

3. Kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền

  • Vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 50 \text{ MPa}$.
  • Giải pháp kết cấu trục I: Tại vị trí lắp bánh răng nhỏ $d_{13} = 30 \text{ mm}$, do khoảng cách từ chân răng đến rãnh then không đủ để khoét rãnh an toàn, phương án kỹ thuật là chế tạo bánh răng liền trục.
  • Kích thước các đoạn trục:
    • Trục I: $d_{10} = 25 \text{ mm}$ (gối ổ), $d_{11} = 25 \text{ mm}$ (gối ổ), $d_{12} = 20 \text{ mm}$ (lắp khớp nối), $d_{13} = 30 \text{ mm}$ (đoạn răng liền trục).
    • Trục II: $d_{20} = 35 \text{ mm}$ (gối ổ), $d_{21} = 35 \text{ mm}$ (gối ổ), $d_{22} = 32 \text{ mm}$ (lắp đĩa xích), $d_{23} = 40 \text{ mm}$ (lắp bánh răng lớn).

4. Tính chọn mối ghép then

Tất cả các mối ghép then bằng đều được kiểm nghiệm theo độ bền dập và độ bền cắt:

Vị trí lắp ghép Đường kính trục (mm) Kích thước then $b \times h$ (mm) Chiều sâu rãnh $t_1 \times t_2$ (mm) Chiều dài then $l$ (mm)
Trục I - Khớp nối (tiết diện 1-2) 20 $6 \times 6$ $3,5 \times 2,8$ 36
Trục II - Đĩa xích (tiết diện 2-2) 32 $10 \times 8$ $5,0 \times 3,3$ 36
Trục II - Bánh răng (tiết diện 2-3) 40 $12 \times 8$ $5,5 \times 3,3$ 36

Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất dập sinh ra đều nhỏ hơn $[\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$, ứng suất cắt nhỏ hơn $[\tau_c] = 40 \div 60 \text{ MPa}$.

5. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Căn cứ vào sự tồn tại đồng thời của lực hướng tâm và lực dọc trục do bánh răng trụ răng nghiêng gây ra, tác giả lựa chọn ổ bi đỡ chặn cho cả hai trục:

Trục Ký hiệu ổ Loại ổ Đường kính trong $d$ (mm) Đường kính ngoài $D$ (mm) Bề rộng $B$ (mm) Khả năng tải động $C$ (kN) Khả năng tải tĩnh $C_0$ (kN)
Trục I 46305 Đỡ chặn cỡ trung hẹp 25 62 17 21,1 14,9
Trục II 36207 Đỡ chặn cỡ nhẹ 35 72 17 24,0 18,1
  • Kiểm nghiệm ổ trục I: Tải trọng động quy ước cực đại $Q = 2274 \text{ N} = 2,274 \text{ kN} < C = 21,1 \text{ kN}$; Tải trọng tĩnh quy ước $Q_t = 1,424 \text{ kN} < C_0 = 14,9 \text{ kN}$. Ổ đảm bảo tuổi thọ và độ bền tĩnh trong suốt $12000 \text{ giờ}$ làm việc.

Phần IV: Lựa chọn kết cấu

Chương này đề cập đến việc xác định hình dáng hình học, bề dày các vách thành vỏ hộp giảm tốc, gân tăng cứng, vị trí bu-lông nền, bu-lông ghép nắp và thân hộp, nút thông hơi, nút tháo dầu, mắt chỉ dầu và phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho cặp bánh răng cũng như bôi trơn mỡ cho các cụm ổ lăn.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật đạt được

  1. Thiết lập đầy đủ bộ thông số động lực học cho trạm dẫn động xích tải công suất $4,2 \text{ kW}$, hiệu suất toàn hệ đạt $85,7%$, thời gian phục vụ $12000 \text{ giờ}$.
  2. Hoàn thiện tính toán chi tiết hai bộ truyền: Bộ truyền xích ống con lăn ngoài bước xích $25,4 \text{ mm}$ ($Z_1 = 25, Z_2 = 57$) và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc ($a_w = 110 \text{ mm}, m = 2 \text{ mm}, Z_1 = 21, Z_2 = 85, \beta = 15,42^\circ$).
  3. Thiết kế hệ thống trục truyền động hoàn chỉnh, xác định chính xác biểu đồ mô-men, ứng suất mỏi và chọn lựa ổ bi đỡ chặn tiêu chuẩn (46305 trên trục I và 36207 trên trục II).
  4. Xử lý thành công bài toán không gian kết cấu tại tiết diện $d = 30 \text{ mm}$ của trục I bằng giải pháp công nghệ chế tạo bánh răng liền trục.

Đóng góp về mặt phương pháp thiết kế

  • Cung cấp phương pháp tính toán hệ thống dẫn động cơ khí logic, mạch lạc, kết hợp đồng bộ giữa lý thuyết sức bền vật liệu và thực nghiệm tra bảng tiêu chuẩn.
  • Đưa ra quy trình kiểm nghiệm toàn diện cho từng linh kiện máy: từ tiếp xúc răng, uốn răng, va đập xích, mỏi trục, cắt - dập then đến khả năng chịu tải động - tĩnh của ổ lăn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên phương pháp giải tích truyền thống và các công thức bán thực nghiệm với hệ số an toàn tĩnh, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng số hiện đại (FEA) để phân tích trường ứng suất thực tế tại các góc lượn chuyển tiếp của trục hoặc vùng chân răng khi chịu tải va đập.
  • Hướng phát triển:
    1. Xây dựng mô hình hình học 3D hoàn chỉnh cho toàn bộ hệ thống bằng các phần mềm CAD chuyên nghiệp (như SolidWorks, Autodesk Inventor).
    2. Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (ANSYS, Abaqus) để kiểm nghiệm lại độ biến dạng của trục, ứng suất tiếp xúc động của cặp bánh răng nghiêng và vỏ hộp.
    3. Tính toán chi tiết hơn về mặt cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc và khảo sát các chế độ bôi trơn tự động hóa.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng sử dụng: Sinh viên thuộc các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành máy.
  • Nội dung tham khảo nổi bật:
    • Trình tự phân phối tỷ số truyền và tính toán động lực học hệ trạm dẫn động.
    • Các bước tính toán và bảng tra cứu thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đạt khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 110 \text{ mm}$.
    • Phương pháp giải bài toán phản lực gối đỡ không gian khi có sự kết hợp giữa lực ăn khớp răng nghiêng và lực khớp nối/đĩa xích.
    • Quy trình kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục và phương pháp lựa chọn ổ bi đỡ chặn.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao bánh răng nhỏ trên trục I lại được thiết kế chế tạo liền trục?

Bánh răng nhỏ trên trục I có đường kính vòng đáy $d_{f1} = 40,94 \text{ mm}$ (hoặc đường kính chân răng nhỏ), trong khi đường kính đoạn trục lắp ghép là $d_{13} = 30 \text{ mm}$. Khoảng cách hướng tâm từ đáy chân răng đến rãnh then $X$ quá nhỏ, nếu khoét rãnh then sẽ làm yếu trục và gây nứt vỡ bánh răng dưới tác dụng của ứng suất tập trung. Do đó, giải pháp tối ưu về mặt kết cấu và công nghệ là chế tạo bánh răng liền trục.

2. Tỷ số truyền thực tế của hộp giảm tốc có đáp ứng dung sai thiết kế không?

Tỷ số truyền danh nghĩa của hộp giảm tốc được chọn là $u_{br} = 4$. Sau khi tính toán số răng chuẩn ($Z_1 = 21, Z_2 = 85$), tỷ số truyền thực tế là $u_t = \frac{85}{21} \approx 4,05$. Sai lệch tỷ số truyền được xác định: $$\Delta u = \frac{|4,05 - 4|}{4} \cdot 100% = 1,25%$$ Mức sai lệch này nhỏ hơn giới hạn cho phép ($4%$), hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật.

3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng vật liệu gì và chế độ nhiệt luyện như thế nào?

Cả hai bánh răng đều được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn $HB_1 = 245$ (giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850 \text{ N/mm}^2$), bánh răng lớn đạt độ rắn $HB_2 = 230$ (giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750 \text{ N/mm}^2$). Việc duy trì độ chênh lệch độ rắn giữa hai bánh ($\Delta HB = 15$) giúp tăng khả năng chạy mòn đồng đều và nâng cao độ bền tiếp xúc của bộ truyền.

4. Loại ổ lăn nào được chọn cho trục I và trục II?

Cả trục I và trục II đều sử dụng ổ bi đỡ chặn:

  • Trục I sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46305 ($d = 25 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, B = 17 \text{ mm}$).
  • Trục II sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 36207 ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, B = 17 \text{ mm}$). Loại ổ này được chọn vì trục chịu tác dụng đồng thời của lực hướng tâm và lực dọc trục do góc nghiêng răng $\beta = 15,42^\circ$ tạo ra.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" của sinh viên Nguyễn Văn Duy là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, giải quyết bài toán động học, động lực học và kết cấu cho hệ thống truyền động công nghiệp công suất $4,2 \text{ kW}$. Các kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ($a_w = 110 \text{ mm}$), bộ truyền xích con lăn ($p = 25,4 \text{ mm}$), hệ trục Thép 45 và các ổ bi đỡ chặn (46305, 36207) đều thỏa mãn đầy đủ các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, bền mỏi và tuổi thọ $12000 \text{ giờ}$. Báo cáo thể hiện sự chuẩn xác về mặt số liệu, giải pháp kết cấu bánh răng liền trục hợp lý và là tài liệu mẫu có giá trị học thuật cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí.