Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư và cử nhân ngành Công nghệ Cơ khí thuộc chuyên ngành Công nghệ Chế tạo Máy tại Trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP.HCM, đồ án môn học Chi tiết máy giữ vai trò là một học phần bắt buộc. Học phần này yêu cầu người học vận dụng tổng hợp khối kiến thức lý thuyết đã học vào việc giải quyết một bài toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh phục vụ thực tiễn sản xuất. Đề tài đồ án được thực hiện bởi sinh viên Phạm Quang Kiên (lớp 01DHCK, niên khóa 2010–2014) dưới sự hướng dẫn chuyên môn của giảng viên Hồ Thị Mỹ Nữ vào tháng 01 năm 2013 mang tên: "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít".

Bối cảnh thực tiễn được tác giả đặt ra xuất phát từ vai trò chủ lực của ngành cơ khí trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa nền kinh tế quốc gia, đòi hỏi đội ngũ kỹ sư ra trường phải nắm vững quy trình tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí từ các chi tiết máy đơn lẻ đến một kết cấu hoàn chỉnh. Nhiệm vụ và yêu cầu nghiên cứu của đồ án được văn bản phân định thành hai phần trọng tâm:

  1. Thiết kế một hệ thống truyền động cơ khí dựa trên khối kiến thức chuyên ngành:
    • Tính toán công suất, số vòng quay, xác định và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
    • Tính toán động học, thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền các bộ truyền (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, bộ truyền trục vít – bánh vít, bộ truyền ngoài dùng xích con lăn).
    • Phân tích lực tác dụng, tính toán độ bền tĩnh và độ bền mỏi cho hệ thống các trục; tính toán kiểm nghiệm then; lựa chọn dạng ổ lăn và khớp nối thích ứng.
  2. Hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật theo quy chuẩn:
    • Một tập thuyết minh tính toán chi tiết kèm các bảng biểu thông số kỹ thuật.
    • Một bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và một bản vẽ chế tạo chi tiết khổ A3 được thực hiện bằng phần mềm AutoCAD.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí tích hợp hộp giảm tốc hai cấp (kết hợp cấp bánh răng trụ răng thẳng và cấp trục vít – bánh vít) kết hợp bộ truyền xích ngoài. Phạm vi dữ liệu đầu vào và điều kiện vận hành được giới hạn bởi các thông số kỹ thuật cố định: công suất trên trục công tác $P = 4{,}3\text{ kW}$; số vòng quay trục công tác $n_{ct} = 27\text{ vòng/phút}$; thời hạn làm việc quy định $L_h = 16000\text{ giờ}$; chế độ làm việc gồm 3 ca; chế độ tải trọng thay đổi có tính chất chu kỳ gồm 3 giai đoạn ($T_1 = T$ trong thời gian $0{,}2t$; $T_2 = 0{,}9T$ trong $0{,}5t$; $T_3 = 0{,}7T$ trong $0{,}3t$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Về khung lý thuyết, tác giả áp dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống dựa trên các tài liệu giáo trình chuyên ngành (ký hiệu trích dẫn [1] và [2] trong thuyết minh), tiêu chuẩn nhà nước và tiêu chuẩn khối SEV (điển hình là tiêu chuẩn khoảng cách trục SEV 229-75). Khung lý thuyết bao gồm:

  • Lý thuyết cân bằng năng lượng và hiệu suất truyền động để tính toán công suất tương đương, công suất cần thiết của động cơ điện.
  • Lý thuyết tiếp xúc Hertz và lý thuyết biến dạng đàn hồi để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của vật liệu răng.
  • Thuyết bền ứng suất uốn nhằm tính toán khả năng chịu mỏi uốn tại chân răng.
  • Phương pháp sức bền vật liệu ứng dụng trong việc giải phóng liên kết, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ trục, xây dựng biểu đồ nội lực (mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$) trên hai mặt phẳng vuông góc zOy và xOz.
  • Tiêu chuẩn tính toán mỏi cho trục dựa trên hệ số an toàn thực tế theo ứng suất pháp và ứng suất tiếp có xét đến các hệ số tập trung ứng suất do hình dáng kết cấu và rãnh then.

Phương pháp nghiên cứu thực tế được thực hiện là phương pháp thiết kế kỹ thuật cơ khí giải tích kết hợp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật:

  • Phương pháp tính toán giải tích: Thiết lập hệ thống công thức giải tích xác định thông số động học, tải trọng tương đương, kích thước hình học bộ truyền và kích thước từng đoạn trục.
  • Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa: Dựa vào các bảng tra thông số tiêu chuẩn để chọn vật liệu chế tạo (thép 45 tôi cải thiện, đồng thanh БрЖН 10-4-4), hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, dung sai lắp ghép và kích thước ổ lăn, vòng bi, khớp nối chốt đàn hồi.
  • Phương pháp mô hình hóa kỹ thuật: Sử dụng công cụ đồ họa AutoCAD để thể hiện cấu trúc bản vẽ kỹ thuật theo tỷ lệ chuẩn.

Nguồn dữ liệu sử dụng hoàn toàn là các dữ liệu gốc từ đề bài giao (thông số công suất, vòng quay, tuổi thọ, chế độ tải 3 ca) kết hợp với hệ thống sổ tay thiết kế chi tiết máy, bảng tra cơ tính vật liệu cơ khí và bảng tra dung sai lắp ghép tiêu chuẩn.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật

Phần tính toán kỹ thuật của đồ án bao gồm chuỗi liên hoàn các bước xác định kích thước, kiểm nghiệm ứng suất và tối ưu kết cấu cho toàn bộ trạm dẫn động.

1. Phân phối động học và chọn động cơ

Hiệu suất toàn hệ thống được xác định thông qua tích hiệu suất các bộ phận nối tiếp: $$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^4 = 0{,}99 \cdot 0{,}96 \cdot 0{,}82 \cdot 0{,}9 \cdot (0{,}99)^4 = 0{,}67$$ Trong đó: $\eta_{kn} = 0{,}99$ (khớp nối đàn hồi); $\eta_{br} = 0{,}96$ (bộ truyền bánh răng); $\eta_{tv} = 0{,}82$ (bộ truyền trục vít có số đầu mối $z_1 = 2$); $\eta_x = 0{,}9$ (bộ truyền xích để hở); $\eta_{ol} = 0{,}99$ (hiệu suất một cặp ổ lăn).

Do tải trọng thay đổi theo chu kỳ, công suất tính toán tương đương được xác định: $$P_t = P_{td} = P \sqrt{\frac{(T_1/T)^2 t_1 + (T_2/T)^2 t_2 + (T_3/T)^2 t_3}{t_1 + t_2 + t_3}} = 4{,}3 \sqrt{\frac{1^2 \cdot 0{,}2t + 0{,}9^2 \cdot 0{,}5t + 0{,}7^2 \cdot 0{,}3t}{0{,}2t + 0{,}5t + 0{,}3t}} = 3{,}73\text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{3{,}73}{0{,}67} = 5{,}57\text{ kW}$$

Động cơ điện được chọn theo điều kiện $P_{dc} \ge 5{,}57\text{ kW}$ và số vòng quay đồng bộ sơ bộ $n_{sb} \approx 3000\text{ vòng/phút}$. Mã hiệu động cơ được chọn thỏa mãn là kiểu 4A112 có đường kính trục ra $d_{dc} = 32\text{ mm}$, tốc độ quay thực tế $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$. Tỉ số truyền chung của hệ thống: $$u_{ch} = \frac{n_{dc}}{n_{ct}} = \frac{2922}{27} = 108$$

Tỉ số truyền này được phân bổ cụ thể: bộ truyền bánh răng cấp nhanh $u_{br} = 2$; bộ truyền trục vít cấp chậm $u_{tv} = 22$; bộ truyền xích ngoài $u_x = 2{,}4$. Tổng tỉ số truyền hộp giảm tốc đạt $u_h = u_{br} \cdot u_{tv} = 2 \cdot 22 = 44$, nhân với $u_x = 2{,}4$ đạt chuẩn giá trị $105{,}6 \approx 108$.

Bảng tổng hợp phân phối thông số kỹ thuật trên các trục của hệ thống dẫn động:

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 6,382 6,255 5,945 4,826 4,3
Tỉ số truyền $u$ 1 1 2 22 2,4
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2922 2922 1352,778 61,49 25,62
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 20858,35 20443,28 41969 1385506,48 1512962,96

2. Thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh

Cặp bánh răng trụ cấp nhanh truyền mômen xoắn $T_1 = 20443{,}28\text{ Nmm}$ ở tốc độ $n_1 = 2922\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_1 = 2$. Cả hai bánh răng được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 250$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$); bánh lớn có độ cứng $HB_2 = 235$ ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).

Khoảng cách trục tính toán ban đầu ra $a_w = 70{,}95\text{ mm}$, được chuẩn hóa theo tiêu chuẩn SEV 229-75 thành $a_w = 80\text{ mm}$. Các thông số hình học được xác định gồm:

  • Môđun pháp: $m = 1{,}5\text{ mm}$.
  • Số răng bánh nhỏ: $z_1 = 35$; số răng bánh lớn: $z_2 = 70$; tổng số răng $Z_t = 105$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 32\text{ mm}$.
  • Đường kính lăn bánh nhỏ: $d_{w1} = 53{,}33\text{ mm}$; đường kính cơ sở $d_{b1} = 49{,}33\text{ mm}$, $d_{b2} = 98{,}67\text{ mm}$.
  • Hệ số trùng khớp ngang: $\varepsilon_\alpha = 1{,}7429$. Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0$, $x_2 = 0$.

Kiểm nghiệm bền tiếp xúc và uốn:

  • Ứng suất tiếp xúc sinh ra: $\sigma_H = 387{,}87\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 455{,}63\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn sinh ra: $\sigma_{F1} = 67{,}12\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257{,}1\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 65{,}49\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241{,}7\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm khi quá tải đột ngột: $\sigma_{Hmax} = 575{,}3\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 147{,}664\text{ MPa} < 257{,}1\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 144{,}08\text{ MPa} < 241{,}7\text{ MPa}$. Toàn bộ các chỉ số đều đảm bảo an toàn chịu lực.

3. Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít cấp chậm

Bộ truyền trục vít – bánh vít nhận công suất $P_2 = 5{,}945\text{ kW}$ từ Trục II quay ở $n_2 = 1352{,}778\text{ vòng/phút}$ để truyền sang Trục III quay $n_3 = 61{,}49\text{ vòng/phút}$ với mômen xoắn rất lớn $T_3 = 1385506{,}48\text{ Nmm}$.

  • Vật liệu chế tạo: Trục vít bằng thép C45 tôi bề mặt đạt độ cứng HRC 45. Bánh vít dùng vành đồng thanh không thiếc БрЖН 10-4-4 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$) nhằm giảm ma sát và chống dính xước ren.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 220\text{ MPa}$.
  • Thông số kết cấu bộ truyền: Số đầu mối ren trục vít $z_1 = 2$; số răng bánh vít $z_2 = 44$; hệ số đường kính $q = 16$; môđun $m_2 = 6{,}3\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục chuẩn hóa: $a_\omega = 190\text{ mm}$.
  • Hệ số dịch chỉnh bánh vít: $x = 0{,}15\text{ mm}$ (thỏa mãn miền $-0{,}7 < x < 0{,}7$).
  • Góc nâng vít: $\gamma = 7{,}12^\circ$. Chiều dài đoạn cắt ren trục vít: $b_1 = 85{,}932\text{ mm}$. Chiều rộng vành bánh vít: $b_2 = 72\text{ mm}$. Đường kính chia bánh vít $d_2 = 277\text{ mm}$, đường kính đỉnh ngoài lớn nhất $d_{aM2} = 301{,}45\text{ mm}$.

Kiểm nghiệm kiểm tra:

  • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 55{,}74\text{ MPa} < [\sigma_H] = 220\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn tại chân răng bánh vít: đảm bảo điều kiện làm việc $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Tính toán nhiệt truyền động: Do bộ truyền trục vít có hiệu suất ma sát thấp, tác giả bố trí cánh quạt làm nguội lắp trực tiếp ở đầu trục vít. Tính toán diện tích thoát nhiệt của vỏ hộp dựa trên nhiệt độ dầu tối đa cho phép $[t_d] = 90^\circ\text{C}$, nhiệt độ môi trường $t_0 = 20^\circ\text{C}$, hệ số tỏa nhiệt quạt $K_{tq} = 24\text{ W}/(\text{m}^2\cdot^\circ\text{C})$ và hệ số truyền nhiệt thành hộp $K_t = 13\text{ W}/(\text{m}^2\cdot^\circ\text{C})$.

4. Thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích con lăn)

Để dẫn động từ trục ra Trục III sang trục máy công tác, đồ án sử dụng bộ truyền xích con lăn một dãy:

  • Thông số đầu vào: $P_3 = 4{,}826\text{ kW}$, $n_3 = 61{,}49\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_x = 2{,}4$.
  • Bước xích tiêu chuẩn: $p = 38{,}1\text{ mm}$. Số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 25$; số răng đĩa lớn $z_2 = 60$.
  • Số mắt xích tính toán: $x_c = 124$ mắt (chọn số chẵn để thuận tiện nối xích). Chiều dài dây xích: $L = 4724{,}4\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục thực tế: $a = 1538\text{ mm}$. Nhằm hạn chế độ căng xích quá mức khi vận hành, khoảng cách trục được chủ động giảm bớt một lượng $\Delta a = 0{,}003a \approx 4{,}6\text{ mm}$, cố định khoảng cách lắp đặt $a = 1533{,}4\text{ mm}$.
  • Kích thước hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 304\text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 728\text{ mm}$.
  • Động học và lực căng: Vận tốc vòng của xích $v = 0{,}98\text{ m/s}$. Lực vòng tiếp tuyến $F_t = 4924{,}5\text{ N}$. Lực căng ly tâm $F_v = 5{,}28\text{ N}$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 1{,}15 \cdot F_t = 5663{,}175\text{ N}$ (với góc nghiêng đường nối tâm xích $\beta < 40^\circ$). Hệ số an toàn bền mòn thỏa mãn điều kiện $s > [s] = 7$.

5. Thiết kế trục, then và chọn gối đỡ ổ lăn

Vật liệu chế tạo cho cả ba trục là thép 45 thường hóa và tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20\text{ MPa}$.

  • Trục I (Trục vào): Nhận mômen xoắn qua khớp nối đàn hồi ($F_k = 153\text{ N}$). Lực ăn khớp bánh răng: lực vòng $F_{t1} = 767\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 312\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0$ (do dùng răng thẳng). Đường kính tính toán chọn sơ bộ $d_1 = 30\text{ mm}$. Sau khi phân tích biểu đồ mômen và kiểm nghiệm mỏi, kích thước các đoạn trục được xác định: $d_{10} = 30\text{ mm}$ (lắp khớp nối), $d_{11} = d_{13} = 35\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_{12} = 38\text{ mm}$ (lắp bánh răng). Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện nguy hiểm số 12 đạt $s = 21{,}8 > [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
  • Trục II (Trục trung gian): Vừa mang bánh răng lớn của cấp nhanh vừa mang trục vít liền trục của cấp chậm. Lực tác dụng từ trục vít: lực dọc trục $F_{a3} = 303\text{ N}$. Kích thước các đoạn trục thiết kế lần lượt là: $d_{20} = 28\text{ mm}$, $d_{21} = d_{23} = 30\text{ mm}$ (lắp ổ đỡ chặn), $d_{22} = 34\text{ mm}$ (phần thân trục vít).
  • Trục III (Trục ra): Mang bánh vít và đầu trục công xôn lắp đĩa xích chịu lực kéo $F_X = 5663{,}175\text{ N}$. Tại tiết diện chịu lực lớn, đường kính ngõng trục được thiết kế: $d_{30} = d_{32} = 65\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_{31} = 70\text{ mm}$ (lắp bánh vít), $d_{33} = 58\text{ mm}$ (lắp đĩa xích). Tiết diện nguy hiểm 31 đạt hệ số an toàn bền mỏi $s = 6{,}56 > [s]$.

Bảng thống kê kích thước then bằng tại các tiết diện lắp ghép:

Tiết diện trục Đường kính trục (mm) Kích thước then $b \times h$ (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục $t_1$ (mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ $t_2$ (mm)
Tiết diện 10 (Trục I) 30 $8 \times 7$ 4,0 2,8
Tiết diện 12 (Trục I) 38 $10 \times 8$ 5,0 3,3
Tiết diện 20 (Trục II) 28 $8 \times 7$ 4,0 2,8
Tiết diện 31 (Trục III) 70 $20 \times 12$ 7,5 4,9
Tiết diện 33 (Trục III) 58 $16 \times 10$ 6,0 4,3

Nội dung chính theo từng chương

Thuyết minh đồ án được cấu trúc thành các chương/phần kỹ thuật mạch lạc theo đúng trình tự thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí:

LỜI CẢM ƠN

Tác giả bày tỏ sự tri ân đối với tập thể giảng viên Khoa Công nghệ Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP.HCM, và đặc biệt là giảng viên hướng dẫn Hồ Thị Mỹ Nữ. Phần này nêu rõ mục tiêu tự trau dồi kiến thức chuyên môn cơ khí chế tạo máy, chuyển giao lý thuyết giảng đường sang kỹ năng giải quyết bài toán thiết kế thực tế.

I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

Chương này tập trung xác định hiệu suất của hệ thống ($\eta = 0{,}67$), tính công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{ct} = 5{,}57\text{ kW}$) từ biểu đồ phụ tải biến thiên 3 cấp. Trên cơ sở số vòng quay trục công tác $n_{ct} = 27\text{ vòng/phút}$, đồ án lựa chọn động cơ điện 4A112 có số vòng quay định danh $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$, xác lập tỉ số truyền chung $u_{ch} = 108$ và phân chia tỉ số truyền thành phần cho cấp bánh răng ($u_{br} = 2$), cấp trục vít ($u_{tv} = 22$) và cấp xích ngoài ($u_x = 2{,}4$). Toàn bộ thông số công suất, mômen xoắn và vòng quay trên các trục được lập thành bảng tổng hợp thống nhất.

II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Nội dung chương trình bày chi tiết thiết kế ba bộ phận cơ năng chính:

  • Thiết kế bộ truyền bánh răng: Chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện, tính toán khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 80\text{ mm}$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 35$, $z_2 = 70$. Kiểm nghiệm răng đạt chuẩn về độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 387{,}87\text{ MPa} \le 455{,}63\text{ MPa}$), độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  • Thiết kế bộ truyền trục vít: Chọn cặp vật liệu trục vít thép C45 tôi cứng mặt ren kết hợp bánh vít đồng thanh БрЖН 10-4-4. Xác định các thông số hình học $z_1 = 2$, $z_2 = 44$, $q = 16$, $m_2 = 6{,}3\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_\omega = 190\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền tiếp xúc đạt $\sigma_H = 55{,}74\text{ MPa} < 220\text{ MPa}$ và tính toán cân bằng nhiệt kèm quạt làm mát.
  • Thiết kế bộ truyền ngoài: Chọn xích con lăn 1 dãy có bước xích $p = 38{,}1\text{ mm}$, $z_1 = 25$, $z_2 = 60$, số mắt xích $x_c = 124$, tính toán lực căng xích $F_t = 4924{,}5\text{ N}$ và lực tác dụng lên trục $F_r = 5663{,}175\text{ N}$.

III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

Chương này thực hiện phân tích hệ thống lực không gian tác dụng lên từng trục do các bộ truyền gây ra. Trên cơ sở phân tích phản lực liên kết tại các gối đỡ, tác giả vẽ biểu đồ mômen uốn theo hai phương ngang/đứng và biểu đồ mômen xoắn. Tiến hành định đường kính trục sơ bộ, đường kính trục tính toán và xác định kích thước lắp ghép thực tế cho Trục I ($30 - 35 - 38\text{ mm}$), Trục II ($28 - 30 - 34\text{ mm}$) và Trục III ($58 - 65 - 70\text{ mm}$). Kiểm nghiệm then bằng và kiểm tra độ bền mỏi hệ số an toàn thực tế đều vượt chỉ số cho phép.

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC

Trình bày phương pháp tính toán chiều dày thành thân hộp, chiều dày nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bulông nền, bulông nắp ổ và khoảng cách tâm bulông phục vụ công tác đúc và gia công cơ khí vỏ hộp giảm tốc.

BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

Xác lập phương thức bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng và trục vít trong hộp giảm tốc, bôi trơn nhỏ giọt cho bộ truyền xích hở bên ngoài, kèm theo các biện pháp điều chỉnh khe hở ăn khớp và đệm lót điều chỉnh nắp ổ lăn.

BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Tổng hợp các kiểu lắp ghép tiêu chuẩn giữa trục với mayơ bánh răng, bánh vít, đĩa xích (kiểu lắp trung gian/có độ dôi $H7/k6$), kiểu lắp giữa cổ trục với vòng trong ổ lăn, và kiểu lắp nắp ổ với vỏ hộp (trang 65).

TÀI LIỆU THAM KHẢO

Liệt kê các sách giáo trình chuyên môn phục vụ tính toán thiết kế chi tiết máy, bảng tra dung sai và phương pháp đồ họa kỹ thuật cơ khí (trang 66).

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động cơ khí kết hợp hộp giảm tốc bánh răng - trục vít theo các thông số kỹ thuật được giao:

  • Xác lập chuỗi tỉ số truyền hợp lý $u_{ch} = 108$ với $u_{br} = 2$, $u_{tv} = 22$, $u_x = 2{,}4$, đảm bảo tính nhỏ gọn của kích thước kết cấu hộp nhưng vẫn cho hiệu suất truyền lực đạt $\eta = 0{,}67$.
  • Hoàn thành đầy đủ hồ sơ kích thước hình học chuẩn hóa: Cặp bánh răng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_w = 80\text{ mm}$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$; cấp trục vít có khoảng cách trục $a_\omega = 190\text{ mm}$, môđun $m = 6{,}3\text{ mm}$; bộ truyền xích bước $p = 38{,}1\text{ mm}$, $124$ mắt xích.
  • Tính toán kiểm nghiệm độ bền toàn diện: Các ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ trên răng bánh răng và bánh vít đều nhỏ hơn ứng suất cho phép; các ngõng trục nguy hiểm trên Trục I ($s = 21{,}8$) và Trục III ($s = 6{,}56$) đều đạt hệ số an toàn mỏi lớn hơn quy chuẩn $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
  • Giải pháp kết cấu được đề xuất: Sử dụng quạt gió làm mát gắn trực tiếp ở đầu trục vít kết hợp gân tản nhiệt vỏ hộp để giải quyết vấn đề tích nhiệt cục bộ của cấp truyền động trục vít; sử dụng xích con lăn giảm chùng khoảng cách trục $\Delta a = 4{,}6\text{ mm}$ để chống giật tải.
  • Về mặt học thuật và tự đánh giá của tác giả: Đồ án là công trình tổng hợp đầu tiên giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức từ lý thuyết cơ sở sang ứng dụng thực hành thiết kế chế tạo máy, nắm vững phương pháp kiểm tra điều kiện bền và sử dụng thành thạo công cụ AutoCAD để lập bản vẽ kỹ thuật cơ khí theo tiêu chuẩn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế và phạm vi nghiên cứu được văn bản thể hiện rõ:

  • Tác giả tự nhìn nhận đây là lần đầu tiên tiếp cận bài toán tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh mang tính hệ thống nên không tránh khỏi một số thiếu sót trong việc tối ưu hóa khối lượng kết cấu hoặc chọn sơ bộ các hệ số động.
  • Văn bản không thể hiện quy trình mô phỏng động lực học hay tối ưu hóa tham số kết cấu bằng các phần mềm phần tử hữu hạn (CAE/FEA) mà hoàn toàn dựa trên phương pháp tính toán giải tích cổ điển và tra cứu bảng mẫu.
  • Nghiên cứu giới hạn ở bước thiết kế trên bản vẽ và thuyết minh tính toán kỹ thuật (khổ A0 và A3), chưa đề cập đến quy trình công nghệ chế tạo thực tế, gia công thực nghiệm chi tiết máy trên máy công cụ, hay các bài kiểm tra chạy thử tải thực tế tại xưởng.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và điển hình cho sinh viên thuộc các ngành:

  • Kỹ thuật Cơ khí, Công nghệ Chế tạo Máy, Cơ điện tử tại các trường đại học, cao đẳng kỹ thuật khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Cung cấp các bước mẫu chuẩn xác về trình tự phân phối tỉ số truyền giữa cấp bánh răng và cấp trục vít – một dạng hệ dẫn động hỗn hợp có tính phức tạp cao về mặt cân bằng nhiệt và phân bố lực dọc trục.
  • Phần giá trị nhất đáng tham khảo là hệ thống công thức giải tích tính toán trục chịu tải trọng không gian phức tạp (kết hợp lực dọc trục vít $F_a$, lực uốn do đĩa xích $F_r$, mômen xoắn lớn trên trục ra) và bảng thống kê kích thước hình học then, dung sai lắp ghép đã được chuẩn hóa.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn trong đồ án có mã hiệu và thông số kỹ thuật ra sao?
Tác giả tính toán công suất cần thiết $P_{ct} = 5{,}57\text{ kW}$ và vận tốc đồng bộ sơ bộ khoảng $3000\text{ vòng/phút}$. Từ bảng tra thông số động cơ, tác giả chọn động cơ kiểu 4A112 có công suất danh định đảm bảo, vận tốc quay thực tế khi mang tải là $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$ và đường kính trục động cơ là $d_{dc} = 32\text{ mm}$.

2. Vật liệu chế tạo cho bộ truyền trục vít và bánh vít được chọn là loại nào và vì sao?
Trục vít được chế tạo bằng thép C45 tôi bề mặt đạt độ cứng HRC 45 để tăng khả năng chịu mòn. Bánh vít sử dụng vành đồng thanh không thiếc БрЖН 10-4-4 có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$ nhằm giảm ma sát trượt và ngăn chặn hiện tượng dính xước mặt ren trong quá trình ăn khớp.

3. Tại sao đồ án phải bố trí quạt làm mát ở đầu trục vít?
Bộ truyền trục vít làm việc theo nguyên lý ăn khớp trượt với hiệu suất tương đối thấp ($\eta_{tv} = 0{,}82$), lượng nhiệt sinh ra do ma sát lớn. Để nhiệt độ dầu không vượt quá ngưỡng cho phép $[t_d] = 90^\circ\text{C}$ ở môi trường $t_0 = 20^\circ\text{C}$, tác giả tính nhiệt và quyết định lắp thêm quạt làm mát gắn trực tiếp ở đầu trục vít để nâng cao hệ số tỏa nhiệt ($K_{tq} = 24\text{ W}/(\text{m}^2\cdot^\circ\text{C})$).

4. Kích thước khoảng cách trục của cấp bánh răng và cấp trục vít sau khi chuẩn hóa là bao nhiêu?
Khoảng cách trục của cặp bánh răng trụ răng thẳng tính toán sơ bộ đạt $70{,}95\text{ mm}$, được chuẩn hóa theo tiêu chuẩn SEV 229-75 thành $a_w = 80\text{ mm}$. Khoảng cách trục của cấp trục vít – bánh vít tính toán sơ bộ đạt $189\text{ mm}$, được lấy chuẩn hóa thành $a_\omega = 190\text{ mm}$ với hệ số dịch chỉnh $x = 0{,}15\text{ mm}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi trên các trục chịu lực lớn nhất ra sao?
Tại tiết diện 12 trên Trục I, hệ số an toàn bền mỏi tính toán đạt $s = 21{,}8$. Tại tiết diện 31 trên Trục III (nơi lắp bánh vít chịu mômen xoắn lớn $T_3 = 1385506{,}48\text{ Nmm}$), hệ số an toàn mỏi đạt $s = 6{,}56$. Cả hai giá trị đều lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$, chứng minh các trục đủ bền mỏi khi vận hành dài hạn.

Kết luận

Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Phạm Quang Kiên đã hoàn thành việc thiết kế kỹ thuật một trạm dẫn động hộp giảm tốc bánh răng - trục vít kết hợp bộ truyền xích tải đáp ứng các yêu cầu đầu vào về công suất $4{,}3\text{ kW}$ và vận tốc $27\text{ vòng/phút}$. Hệ thống tính toán từ động học, hình học ăn khớp, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn đến ổn định nhiệt và an toàn mỏi của trục đều tuân thủ các quy chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành. Công trình thể hiện năng lực tổng hợp kiến thức chuyên môn vững vàng của sinh viên ngành Công nghệ Chế tạo Máy tại Trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP.HCM, cung cấp một bộ tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo cụ thể cho học phần Chi tiết máy.