Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là học phần cốt lõi trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, đặc biệt đối với chuyên ngành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi tiết máy đóng vai trò tổng hợp, hệ thống hóa kiến thức từ các môn cơ sở và chuyên ngành bao gồm: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và lắp ghép, Chế tạo phôi, và Vẽ kỹ thuật. Nhiệm vụ của đồ án là trang bị kỹ năng giải quyết một bài toán kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn bị năng lực thực hiện đồ án tốt nghiệp và công việc thiết kế thực tế sau này.
Mục tiêu cụ thể của đồ án là thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh gồm động cơ điện, hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm và bộ truyền xích ngoài hộp dẫn động đến xích tải.
Hệ thống được thiết kế theo các thông số kỹ thuật đầu vào:
- Lực vòng trên xích tải: $F_t = 3700\text{ N}$
- Vận tốc vòng của xích tải: $v = 1,2\text{ m/s}$
- Bước xích tải: $t = 55\text{ mm}$
- Số răng đĩa xích tải: $Z = 19\text{ răng}$
- Thời gian phục vụ của hệ thống: $6\text{ năm}$
- Chế độ làm việc: Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm là $1/2$; tỷ lệ thời gian làm việc mỗi ngày là $2/3$
- Đặc tính tải trọng: Không đổi, quay một chiều
- Hệ số cản ban đầu khi khởi động: $K_{bd} = 1,4$
Phạm vi nghiên cứu tập trung vào việc tính toán động học toàn hệ thống, xác định công suất và số vòng quay, thiết kế độ bền các bộ truyền (xích con lăn, cặp bánh răng trụ răng thẳng, cặp bánh răng trụ răng nghiêng), tính toán thiết kế trục và then, kiểm nghiệm ổ lăn, thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, cùng việc tra cứu, xác định dung sai lắp ghép cho từng mối ghép kỹ thuật.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án xây dựng dựa trên hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ thống dẫn động cơ khí, căn cứ theo các tài liệu kỹ thuật chuyên khảo:
- Chi tiết máy (Tập 1 và 2) - GS. TS. Nguyễn Trọng Hiệp.
- Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 và 2) - PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.
- Dung sai và lắp ghép - GS. TS. Ninh Đức Tốn.
- Các tiêu chuẩn nhà nước về hình học răng và profin gốc ($20^\circ$ theo TCVN).
Phương pháp nghiên cứu áp dụng bao gồm:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất tổng thể, phân phối tỷ số truyền qua từng cấp, tính toán mômen xoắn và công suất trên các trục $I$, $II$, $III$ và trục công tác.
- Phương pháp tính toán độ bền cơ học: Áp dụng lý thuyết bền tiếp xúc và uốn của chi tiết máy. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của răng theo chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, kiểm nghiệm quá tải mở máy và tính toán mỏi mòn bản lề xích.
- Phương pháp phân tích kết cấu cơ khí: Thiết kế trục bậc dựa trên biểu đồ nội lực (mômen uốn và mômen xoắn), kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s$, kiểm nghiệm độ bền tĩnh và lựa chọn ổ lăn theo khả năng tải động $C_d$, tải tĩnh $C_0$.
- Phương pháp tra cứu định chuẩn: Tra cứu các hệ số tải trọng, trị số dung sai, sai lệch giới hạn và kích thước định hình các chi tiết tiêu chuẩn (then, ổ lăn, vòng chắn dầu, bu lông nền, que thăm dầu, nút thông hơi).
Thiết kế và triển khai
Hệ dẫn động được triển khai theo sơ đồ: Động cơ điện $\to$ Nối trục đàn hồi $\to$ Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm $\to$ Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp $\to$ Xích tải của bộ phận công tác.
Tác giả phân tích và áp dụng phương án phân đôi ở cấp chậm với các đặc tính kỹ thuật:
- Ưu điểm: Tải trọng được phân bố đều cho các ổ đỡ; hạn chế sự phân bố không đồng đều tải trọng dọc theo chiều rộng vành răng nhờ bố trí bánh răng đối xứng với các gối đỡ; tại các tiết diện nguy hiểm của trục trung gian và trục ra, mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất truyền dẫn; tổng thể khối lượng hộp giảm tốc nhẹ hơn khoảng 20% so với hộp giảm tốc đồng trục hoặc khai triển thông thường.
- Nhược điểm: Chiều rộng vỏ hộp giảm tốc gia tăng do phải bố trí thêm một cặp bánh răng ở cấp phân đôi; kết cấu cụm gối ổ phức tạp hơn; số lượng chi tiết gia công chế tạo tăng lên kéo theo chi phí sản xuất cao hơn.
Hệ thống được tính toán phối hợp giữa các điều kiện hình học và làm việc: điều kiện chạm trục giữa các bánh răng và các trục lân cận, điều kiện bôi trơn ngâm dầu các bộ truyền, cùng kiểm tra sai lệch vận tốc thực tế so với yêu cầu ban đầu.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Phần này thực hiện tính toán công suất cần thiết và chọn động cơ điện phù hợp với chế độ làm việc:
- Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: $$P_{lv}^{ct} = \frac{F_t \cdot v}{1000} = \frac{3700 \cdot 1,2}{1000} = 4,44\text{ kW}$$
- Hiệu suất chung của toàn hệ thống dẫn động: $$\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^3 \cdot \eta_k \cdot \eta_x = 0,99^4 \cdot 0,97^3 \cdot 1 \cdot 0,93 \approx 0,82$$ (trong đó có 4 cặp ổ lăn, 3 cặp bánh răng, 1 khớp nối đàn hồi và 1 bộ truyền xích).
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $P_{lv}^{dc} = \frac{4,44}{0,82} \approx 5,415\text{ kW}$.
- Số vòng quay của trục công tác: $$n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{Z \cdot t} = \frac{60000 \cdot 1,2}{19 \cdot 55} \approx 68,9\text{ v/ph}$$
- Chọn số vòng quay đồng bộ sơ bộ $n_{db} = 1500\text{ v/ph}$ (tính đến trượt là $1450\text{ v/ph}$), xác định tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = \frac{1450}{68,9} \approx 21,04$.
- Động cơ được chọn: Động cơ điện không đồng bộ ba pha loại 4A112M, có công suất định mức $P_{dm} = 5,5\text{ kW}$, số vòng quay thực $n_{dc} = 1425\text{ v/ph}$. Kiểm nghiệm mở máy cho thấy công suất khởi động $P_{mm}^{dc} = 2,0 \cdot 5,5 = 11\text{ kW}$, lớn hơn công suất cản ban đầu $P_{cbd}^{dc} = 5,415 \cdot 1,4 = 7,581\text{ kW}$.
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u = \frac{1425}{68,9} \approx 20,68$. Phân phối: Tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài hộp chọn $u_{ng} = 1,5$; tỷ số truyền của hộp giảm tốc $u_h = \frac{20,68}{1,5} \approx 13,79$. Trong hộp giảm tốc: Cấp nhanh bánh răng trụ thẳng $u_1 = 3,88$; cấp chậm bánh răng nghiêng phân đôi $u_2 = 3,55$.
| Thông số | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục IV (Công tác) |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất ($kW$) | 5,415 | 5,36 | 5,147 | 4,94 | 4,548 |
| Tỷ số truyền ($u$) | - | 1 | 3,88 | 3,55 | 1,5 |
| Số vòng quay ($v/ph$) | 1425 | 1425 | 367 | 103 | 69 |
| Mômen xoắn ($N\cdot mm$) | 36290 | 35921 | 140960 ($T'_{II} = 70480$) | 458029 | 629470 |
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Nội dung phần II bao gồm việc thiết kế chi tiết bộ truyền xích ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp:
- Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp: Lựa chọn xích con lăn 1 dãy có độ bền cao hơn xích ống và dễ gia công thay thế. Số răng đĩa xích dẫn $Z_1 = 27$, đĩa bị dẫn $Z_2 = 41$, tỷ số truyền thực $u_x = 1,52$. Bước xích tiêu chuẩn $t = 31,75\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện công suất cho phép $P_t = 4,499\text{ kW} < [P] = 5,83\text{ kW}$. Số mắt xích $x = 94$, khoảng cách trục thực tế $a = 947,02\text{ mm}$ (sau khi giảm $2,85\text{ mm}$ để tránh hiện tượng xích quá căng). Hệ số an toàn quá tải $s = 21,16 > [s] = 7$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 3864,6\text{ N}$.
- Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng): Vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 250$, bánh lớn $HB_2 = 230$. Khoảng cách trục chọn $a_{w1} = 122\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$. Số răng $Z_1 = 25$, $Z_2 = 97$, tỷ số truyền thực $u_1 = 3,88$. Chiều rộng vành răng bánh lớn $b_{w2} = 41\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_{w1} = 46\text{ mm}$. Kiểm nghiệm tiếp xúc cho kết quả $\sigma_H = 430,26\text{ MPa} < [\sigma_H] = 475\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 60,039\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 55,42\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
- Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi): Cùng sử dụng thép 45 tôi cải thiện. Khoảng cách trục $a_{w2} = 150\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$. Góc nghiêng răng thực tế $\beta = 34,9^\circ$. Số răng $Z_3 = 27$, $Z_4 = 96$, tỷ số truyền thực $u_2 = 3,55$. Chiều rộng vành răng $b_w = 31,8\text{ mm}$ (chọn $b_{w1} = 37\text{ mm}$, $b_{w2} = 32\text{ mm}$). Kiểm nghiệm tiếp xúc đạt $\sigma_H = 422,3\text{ MPa} < [\sigma_H] = 450\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 142\text{ MPa} < 257,14\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 140\text{ MPa} < 236,5\text{ MPa}$. Ứng suất quá tải lớn nhất $\sigma_{H\max} = 626,37\text{ MPa} < [\sigma_{H\max}] = 1260\text{ MPa}$, $\sigma_{F\max} = 312,4\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm các điều kiện vận hành: Khoảng cách an toàn giữa các gối trục không bị chạm răng: $a_1 - \frac{d_{a1} + D_I}{2} = 96,41\text{ mm} > 10\text{ mm}$; $a_2 - \frac{d_{a2} + D_{II}}{2} = 65,7\text{ mm} > 10\text{ mm}$. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn với độ chênh lệch mức dầu chung là $9\text{ mm}$ (nằm trong phạm vi cho phép $5 \div 11\text{ mm}$). Sai số vận tốc truyền động đạt $0,98% \le 4%$.
Phần III: Tính toán thiết kế trục
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 610\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 360\text{ MPa}$. Quá trình thiết kế xác định kết cấu trục bậc nhằm thuận tiện cho việc định vị, lắp ráp các bánh răng và ổ lăn:
- Đường kính trục sơ bộ:
- Trục I (ngõng vào): $d_1 = 20\text{ mm}$; đoạn lắp khớp nối $d_{12} = 26\text{ mm}$; ngõng lắp ổ $d_{10} = d_{11} = 30\text{ mm}$; đoạn bánh răng liền trục $d_{13} = 38\text{ mm}$.
- Trục II (trung gian): Ngõng lắp ổ $d_{20} = d_{21} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng thẳng bị dẫn $d_{23} = 38\text{ mm}$; đoạn lắp hai bánh răng nghiêng chủ động $d_{22} = d_{24} = 34\text{ mm}$.
- Trục III (trục ra): Ngõng lắp ổ $d_{30} = d_{31} = 40\text{ mm}$; ngõng lắp đĩa xích $d = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng nghiêng bị dẫn $d = 47\text{ mm}$.
- Giải pháp chế tạo bánh răng liền trục: Tại bánh răng cấp nhanh trên trục I, kiểm tra tỷ lệ giữa đường kính chân răng và đường kính ngõng trục cho thấy: $$\frac{d_{f1} - d_{13}}{2} = \frac{45 - 38}{2} = 2,8\text{ mm} \le 2,5m = 5\text{ mm}$$ Do đó bánh dẫn cấp nhanh bắt buộc phải chế tạo liền khối với trục để đảm bảo điều kiện bền và khả năng lắp ghép.
- Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
- Trục I: Sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung (kích thước $d = 30\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 16\text{ mm}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 14,2\text{ kN} < 15,3\text{ kN}$, tải tĩnh $Q_t = 833,64\text{ N} < C_0$.
- Trục II: Do chịu lực hướng tâm rất lớn ($F_{r} = 2996,17\text{ N}$) và mômen đảo chiều, tác giả chọn ổ đũa ngắn đỡ cỡ trung hẹp mã hiệu 2306 ($d = 30\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $B = 19\text{ mm}$, $C = 30,2\text{ kN}$, $C_0 = 20,6\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải động đạt $C_d = 26,8\text{ kN} < 30,2\text{ kN}$.
- Trục III: Dùng hai ổ bi đỡ cỡ trung mã hiệu 208/308 ($d = 40\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$, $B = 18\text{ mm}$, $C = 25,6\text{ kN}$, $C_0 = 18,1\text{ kN}$). Tải động quy ước $C_d = 25,4\text{ kN} < 25,6\text{ kN}$, tải tĩnh $Q_t = 3761,81\text{ N} < C_0$.
- Nối trục đàn hồi: Chọn nối trục vòng đàn hồi nối ngõng trục vào ($d = 26\text{ mm}$) với trục động cơ điện ($d_{dc} = 32\text{ mm}$). Vòng cao su đàn hồi thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d = 1,24\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$, chốt thỏa mãn điều kiện bền uốn $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$.
Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò nâng đỡ hệ thống trục và chứa dầu bôi trơn, được thiết kế đúc bằng gang xám GX 15-32. Bề mặt ghép giữa nắp hộp và thân hộp nằm ngang đi qua đường tâm của các trục.
- Kích thước kết cấu vỏ hộp:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \cdot 143 + 3 \approx 7\text{ mm}$ (chọn $\delta = 8\text{ mm}$), chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 6\text{ mm}$.
- Bu lông nền: $d_1 = 16\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$ bu lông), bu lông cạnh ổ $d_2 = 12\text{ mm}$, bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = 10\text{ mm}$, vít ghép nắp ổ $d_4 = 8\text{ mm}$, vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 7\text{ mm}$.
- Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp: $10\text{ mm}$; khoảng cách giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: $30\text{ mm}$.
- Chế độ bôi trơn:
- Bôi trơn bánh răng: Dùng phương pháp ngâm dầu, chiều sâu ngâm dầu chọn bằng $1/4$ bán kính bánh răng cấp chậm (khoảng $30\text{ mm}$), chiều cao lớp dầu tổng cộng trong hộp là $60\text{ mm}$. Sử dụng dầu công nghiệp 45.
- Bôi trơn ổ lăn: Do vận tốc vòng của bánh răng ngâm dầu lớn ($v = 4,49\text{ m/s}$), tác giả tách biệt hệ thống bôi trơn bằng cách sử dụng mỡ chuyên dụng cho các ổ lăn, kết hợp vòng phớt chắn dầu tại các vị trí ngõng trục thò ra ngoài.
- Điều chỉnh ăn khớp: Nhằm bù trừ các sai lệch vị trí dọc trục và đảm bảo tiếp xúc ăn khớp đầy đủ, chiều rộng vành răng bánh răng chủ động được thiết kế lớn hơn bánh răng bị động $5\text{ mm}$.
Phần V: Thống kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai các kiểu lắp
(Trong văn bản ghi nhận là Phần 4: Lắp ghép và dung sai). Tác giả tổng hợp toàn bộ các mối ghép quan trọng trong hộp giảm tốc, xác định cấp chính xác và miền dung sai tương ứng:
| Trục | Mối ghép | Kiểu lắp | Kích thước danh nghĩa ($mm$) | Sai lệch trên ($ES, es$ - $\mu m$) | Sai lệch dưới ($EI, ei$ - $\mu m$) |
|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | Trục - Vòng chắn dầu | $F8/k6$ | 30 | $+64 / +18$ | $+25 / +2$ |
| Trục - Vòng trong ổ bi | $k6$ | 30 | $- / +18$ | $- / +2$ | |
| Vỏ hộp - Vòng ngoài ổ bi | $H7$ | 62 | $+30 / -$ | $0 / -$ | |
| Nắp ổ - Vỏ hộp | $H7/d11$ | 62 | $+30 / -100$ | $0 / -290$ | |
| Trục - Bánh răng liền trục | $H7/k6$ | 38 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ | |
| Trục - Nối trục đàn hồi | $H7/k6$ | 26 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ | |
| Trục II | Trục - Bánh răng trụ thẳng | $H7/k6$ | 38 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ |
| Trục - Bánh răng nghiêng | $H7/k6$ | 34 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ | |
| Trục - Vòng chắn dầu | $F8/k6$ | 30 | $+64 / +18$ | $+25 / +2$ | |
| Trục - Vòng trong ổ đũa | $k6$ | 30 | $- / +18$ | $- / +2$ | |
| Vỏ hộp - Vòng ngoài ổ đũa | $H7$ | 72 | $+30 / -$ | $0 / -$ | |
| Nắp ổ - Vỏ hộp | $H7/d11$ | 72 | $+30 / -100$ | $0 / -290$ | |
| Trục III | Trục - Bánh răng nghiêng | $H7/k6$ | 47 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ |
| Trục - Vòng trong ổ bi | $k6$ | 40 | $- / +18$ | $- / +2$ | |
| Trục - Đĩa xích | $H7/k6$ | 35 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ | |
| Trục - Vòng chắn dầu | $F8/k6$ | 40 | $+64 / +18$ | $+25 / +2$ | |
| Vỏ hộp - Vòng ngoài ổ bi | $H7$ | 80 | $+30 / -$ | $0 / -$ | |
| Nắp ổ - Vỏ hộp | $H7/d11$ | 80 | $+30 / -100$ | $0 / -290$ |
Kết quả và đóng góp
Nghiên cứu tính toán mang lại các kết quả định lượng cụ thể:
- Xác định cấu hình động lực học hoàn chỉnh với động cơ 4A112M ($5,5\text{ kW}$, $1425\text{ v/ph}$), tỷ số truyền chung toàn hệ thống $u = 20,68$ phân bố hợp lý cho cấp nhanh ($3,88$), cấp chậm ($3,55$) và bộ truyền xích ngoài ($1,5$).
- Thiết kế hình học các bộ truyền cơ khí đạt tiêu chuẩn ăn khớp và độ bền: Bộ truyền xích con lăn bước $t = 31,75\text{ mm}$ ($a = 947,02\text{ mm}$); bộ truyền cấp nhanh bánh răng thẳng khoảng cách trục $a_{w1} = 122\text{ mm}$ ($m = 2\text{ mm}$); bộ truyền cấp chậm phân đôi bánh răng nghiêng khoảng cách trục $a_{w2} = 150\text{ mm}$ ($m = 2\text{ mm}$, $\beta = 34,9^\circ$).
- Kiểm nghiệm toàn diện các chỉ tiêu an toàn: Điều kiện bền tiếp xúc và uốn của các cặp bánh răng đều có giá trị làm việc thấp hơn giới hạn cho phép; hệ số an toàn mỏi của xích đạt $s = 21,16 > 7$; các điều kiện không chạm trục và chênh lệch mức dầu bôi trơn ($9\text{ mm}$) hoàn toàn phù hợp quy chuẩn.
- Các giải pháp kết cấu cụ thể được xác lập: Chế tạo bánh răng liền trục trên trục vào nhằm khắc phục độ dày chân răng không đủ đặt rãnh then ($2,8\text{ mm}$); dùng ổ đũa đỡ ngắn 2306 cho trục trung gian nhằm tăng độ cứng vững và khả năng chịu tải trọng hướng tâm lớn ($2996,17\text{ N}$); phân lập chế độ bôi trơn dầu ngâm cho bánh răng và bôi trơn mỡ cho cụm ổ lăn.
- Lập bảng quy chuẩn chi tiết hóa dung sai lắp ghép toàn diện theo hệ thống lỗ cơ bản ($H7$) và các kiểu lắp trung gian, lắp lỏng tiêu chuẩn phục vụ trực tiếp cho quá trình gia công và chế tạo.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Toàn bộ bài toán thiết kế được xây dựng dựa trên giả định tải trọng tĩnh, làm việc một chiều và không thay đổi theo thời gian, chưa khảo sát các chế độ tải trọng va đập phức tạp hoặc tải trọng biến đổi theo chu kỳ thực tế.
- Quá trình tính toán đường kính trục sơ bộ ban đầu chỉ dựa vào mômen xoắn và hạ thấp ứng suất xoắn cho phép để bù trừ mômen uốn, chưa tích hợp đồng thời biến dạng xoắn - uốn ở pha thiết kế sơ bộ.
- Các hệ số tính toán cơ học phần lớn được nội suy từ bảng tra cứu thực nghiệm truyền thống, chưa được kiểm chứng qua mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA).
- Hướng phát triển:
- Mở rộng tính toán độ bền và tuổi thọ cho các hệ dẫn động làm việc dưới điều kiện tải trọng thay đổi, có đảo chiều quay.
- Ứng dụng các công cụ phần mềm kỹ thuật (CAD/CAE) để mô hình hóa không gian 3D, phân tích động học, mô phỏng biến dạng cục bộ của trục và phân bố ứng suất trên bề mặt tiếp xúc của vỏ hộp giảm tốc.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo rõ ràng đối với:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
- Người nghiên cứu có thể tham khảo trực tiếp quy trình tính toán cho dạng hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm - một sơ đồ truyền động đặc thù đòi hỏi cân bằng tỷ số truyền và bố trí ổ đỡ phức tạp hơn so với sơ đồ khai triển thông thường.
- Phần thống kê sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép (Phần V) cung cấp dữ liệu mẫu chuẩn mực, có thể dùng trực tiếp để đối chiếu khi hoàn thiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết cơ khí.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án lựa chọn phương án hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm thay vì khai triển đồng trục hay khai triển tiêu chuẩn?
Phương án phân đôi ở cấp chậm giúp phân bố đều tải trọng lên các ổ đỡ, giảm thiểu hiện tượng xoắn trục không đều và giảm tập trung tải trên chiều rộng vành răng nhờ bố trí bánh răng đối xứng. Đồng thời, tại các tiết diện nguy hiểm trên trục trung gian và trục ra, mômen xoắn giảm đi một nửa so với dạng không phân đôi, giúp tổng khối lượng hộp giảm tốc nhẹ hơn khoảng 20%.
2. Động cơ điện được lựa chọn dựa trên cơ sở nào và kiểm nghiệm mở máy ra sao?
Động cơ được chọn dựa trên công suất yêu cầu $P_{lv}^{dc} = 5,415\text{ kW}$ và số vòng quay đồng bộ sơ bộ $1500\text{ v/ph}$. Động cơ được chọn là loại 4A112M ($5,5\text{ kW}$, $1425\text{ v/ph}$). Động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy do công suất mở máy của động cơ $P_{mm}^{dc} = 2,0 \cdot 5,5 = 11\text{ kW}$ lớn hơn công suất cản ban đầu $P_{cbd}^{dc} = 5,415 \cdot 1,4 = 7,581\text{ kW}$.
3. Vì sao bánh răng cấp nhanh trên trục I lại phải chế tạo liền trục?
Khoảng cách từ đường kính chân răng $d_{f1}$ đến mặt ngõng trục $d_{13}$ là $\frac{d_{f1} - d_{13}}{2} = \frac{45 - 38}{2} = 2,8\text{ mm}$, nhỏ hơn giới hạn an toàn tối thiểu cho phép là $2,5m = 2,5 \cdot 2 = 5\text{ mm}$. Do đó phần thịt kim loại không đủ dày để gia công rãnh then, bắt buộc phải chế tạo bánh răng liền khối với trục để đảm bảo độ bền.
4. Tại sao trục trung gian (Trục II) lại sử dụng ổ đũa ngắn đỡ thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do trục II chịu lực hướng tâm lớn từ hai luồng công suất ăn khớp bánh răng phân đôi ($F_r = 2996,17\text{ N}$) và quay với tốc độ tương đối cao ($367\text{ v/ph}$), việc sử dụng ổ đũa ngắn đỡ mã hiệu 2306 giúp tăng đáng kể khả năng tải động ($C = 30,2\text{ kN}$), tăng độ cứng vững của gối trục và chống biến dạng tốt hơn ổ bi đỡ.
5. Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc được phân chia như thế nào giữa các bộ truyền và ổ lăn?
Bộ truyền bánh răng sử dụng phương pháp ngâm dầu công nghiệp 45 trong đáy hộp với mức ngâm sâu $30\text{ mm}$ (tổng chiều cao mức dầu $60\text{ mm}$). Cụm ổ lăn không dùng chung dầu ngâm mà được bôi trơn riêng bằng mỡ kỹ thuật, kết hợp vòng phớt chắn dầu tại các gối trục vì vận tốc vòng của bánh răng lớn ($v = 4,49\text{ m/s}$), nếu ngâm dầu trực tiếp ổ lăn sẽ dễ bị cặn mài mòn xâm nhập và giảm tuổi thọ.
Kết luận
Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật cho hệ thống dẫn động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích tải ngoài hộp. Tác giả thực hiện đầy đủ các bước tính toán động học, động lực học, kiểm nghiệm độ bền mỏi - tĩnh cho các chi tiết then chốt, cũng như thiết kế kết cấu vỏ hộp và xác lập hệ thống dung sai lắp ghép chuẩn tắc. Toàn bộ hồ sơ tính toán thể hiện tính mạch lạc, số liệu đồng nhất và tuân thủ nghiêm ngặt các quy chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành.