Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung cơ bản trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp, cơ cấu truyền động đóng vai trò tiếp nhận động lực từ nguồn dẫn (động cơ điện) và biến đổi chuyển động, mômen xoắn để cung cấp cho cơ cấu công tác. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi, được ứng dụng nhằm giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Cơ cấu này được sử dụng phổ biến trong các lĩnh vực cơ khí chế tạo, luyện kim, hóa chất và công nghiệp đóng tàu.

Đề tài được thực hiện dưới dạng đồ án kỹ thuật với nhiệm vụ: Thiết kế trạm dẫn động xích tải (Đề số 1, Phương án 7), dưới sự hướng dẫn của cán bộ hướng dẫn Trần Văn Hiếu.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể bao gồm:

  1. Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí: Xác định công suất tính toán, chọn động cơ điện phù hợp, phân phối tỷ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống và tính toán các thông số công suất, tốc độ quay, mômen xoắn trên từng trục.
  2. Thiết kế các bộ truyền động: Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc; tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp; tiến hành kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  3. Thiết kế hệ thống đỡ nối: Xác định kết cấu và đường kính các trục; tính toán phản lực gối đỡ, mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm; kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục; tính chọn then bằng, khớp nối đàn hồi và ổ lăn.
  4. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ: Xác định kích thước hình học thân vỏ hộp giảm tốc đúc, bố trí gân tăng cứng, gối trục, các chi tiết phụ phục vụ bôi trơn, thông hơi, thăm dầu và lựa chọn chế độ dung sai lắp ghép.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống trạm dẫn động xích tải cơ khí hoàn chỉnh, bao gồm động cơ điện xoay chiều, khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp khai triển và bộ truyền xích con lăn dẫn động xích tải.

Phạm vi và thông số kỹ thuật đầu vào được xác lập theo đề bài:

  • Lực kéo xích tải: $F = 8200 \text{ N}$
  • Vận tốc xích tải: $v = 1{,}05 \text{ m/s}$
  • Bước xích tải: $p = 125 \text{ mm}$
  • Số răng đĩa xích tải: $z = 9$
  • Thời gian phục vụ thiết kế: $l_h = 5 \text{ năm}$
  • Chế độ tải trọng hai bậc thay đổi theo chu kỳ ngày làm việc $t_{ck} = 8 \text{ giờ}$: Giai đoạn 1 chịu tải $T_1$ trong thời gian $t_1 = 4 \text{ giờ}$ (mômen mở máy cực đại $T_{mm} = 1{,}4 T_1$); Giai đoạn 2 chịu tải $T_2 = 0{,}8 T_1$ trong thời gian $t_2 = 3 \text{ giờ}$
  • Đặc tính làm việc: Chạy êm, va đập nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết của đồ án dựa trên lý thuyết chi tiết máy, nguyên lý máy, sức bền vật liệu và dung sai đo lường kỹ thuật trong cơ khí chế tạo. Cụ thể:

  • Mô hình xác định tải trọng tương đương đối với chế độ làm việc thay đổi theo bậc, quy đổi về công suất đẳng trị tác dụng lâu dài trên trục máy công tác.
  • Lý thuyết tiếp xúc đàn hồi bề mặt theo công thức Hertz để tính toán và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của các bề mặt làm việc của răng và đĩa xích.
  • Thuyết bền mỏi uốn đối với chân răng và chi tiết trục làm việc dưới điều kiện chu trình ứng suất thay đổi.
  • Phương pháp giải tích kết cấu tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các ổ đỡ trục, lập biểu đồ mômen nội lực uốn - xoắn không gian và kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi, bền tĩnh tại các tiết diện có yếu tố tập trung ứng suất (rãnh then, bậc trục).

Phương pháp nghiên cứu thực tế là phương pháp tính toán thiết kế giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu thực nghiệm theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí. Tác giả vận dụng các công thức giải tích chuẩn mực để tính toán kích thước động học, kích thước hình học và ứng suất tác dụng, sau đó đối chiếu với các bảng thông số thực nghiệm về cơ tính vật liệu, ứng suất cho phép, hệ số tải trọng động và cấp chính xác gia công.

Nguồn dữ liệu sử dụng:

  • Dữ liệu định mức từ đề bài thiết kế kỹ thuật (tải trọng, vận tốc, chu kỳ làm việc).
  • Bộ số liệu tiêu chuẩn, công thức tính toán và bảng tra cứu cơ tính vật liệu, ứng suất cho phép từ tài liệu chuyên khảo: "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" Tập 1 và Tập 2 (tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - được ký hiệu là TL1 và TL2 trong văn bản).

Thiết kế và kiểm nghiệm hệ thống dẫn động cơ khí

Hệ thống trạm dẫn động xích tải được thiết kế theo sơ đồ cấu trúc truyền động thẳng hàng kết hợp bộ truyền hở:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc.
  • Cơ cấu nối trục: Khớp nối đàn hồi liên kết trục động cơ với trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc.
  • Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng dạng khai triển, gồm cặp bánh răng cấp nhanh (Trục I sang Trục II) và cặp bánh răng cấp chậm (Trục II sang Trục III).
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích con lăn một dãy truyền động từ Trục III của hộp giảm tốc tới trục đĩa xích công tác.

Quy trình kiểm nghiệm kỹ thuật được thực hiện qua các giai đoạn độc lập:

  • Kiểm nghiệm bộ truyền xích: Kiểm tra điều kiện mòn bản lề dựa trên công suất tính toán so với công suất cho phép ($P_t \le [P]$), kiểm tra số lần va đập của bản lề xích trong một giây ($i \le i_{max}$), kiểm tra hệ số an toàn bền tĩnh và mỏi ($S \ge [S]$) và kiểm tra độ bền tiếp xúc mặt răng đĩa xích ($\sigma_{H1} \le [\sigma_H]$).
  • Kiểm nghiệm các bộ truyền bánh răng: Tính toán kiểm tra ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ so với ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$, kiểm nghiệm ứng suất uốn chân răng $\sigma_F$ so với ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, kiểm nghiệm khả năng chịu quá tải đột ngột khi mở máy ($\sigma_{Hmax} \le [\sigma_H]{max}$ và $\sigma{Fmax} \le [\sigma_F]_{max}$).
  • Kiểm nghiệm hệ trục: Lập sơ đồ không gian phân tích lực, tính toán phản lực tại các gối tựa ổ lăn theo hai mặt phẳng vuông góc $yOz$ và $xOz$, xác định mômen tương đương $M_{td}$ để tính đường kính ngõng trục; kiểm tra hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$ tại các vị trí nguy hiểm và kiểm tra điều kiện bền tĩnh chống biến dạng dẻo khi chịu mômen cực đại.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

Chương 1 giải quyết bài toán lựa chọn động cơ và phân phối động học cho toàn hệ thống:

  • Xác định tải trọng tương đương: Từ lực kéo $F = 8200 \text{ N}$ và vận tốc $v = 1{,}05 \text{ m/s}$, công suất tác dụng lâu dài lớn nhất $P_1 = 8{,}61 \text{ kW}$. Áp dụng sơ đồ tải trọng thay đổi hai bậc trong chu kỳ 8 giờ ($t_1 = 4\text{h}$, $t_2 = 3\text{h}$ với mức tải 0,8), công suất tính toán trên trục máy công tác đạt $P_t = P_{td} = 7{,}4 \text{ kW}$.
  • Số vòng quay của trục máy công tác: $n_{lv} = 56 \text{ vòng/phút}$.
  • Chọn sơ bộ động cơ: Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $u_t = u_x \times u_h = 2{,}5 \times 10 = 25$, số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 56 \times 25 = 1400 \text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là $n_{đb} = 1500 \text{ vòng/phút}$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ điện xoay chiều kiểu 4A132M4Y3 với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 11{,}0 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1458 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}87$, hiệu suất $\eta% = 87{,}5%$, tỷ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2{,}0$, tỷ số mômen cực đại $T_{max} / T_{dn} = 2{,}2$. Kiểm tra điều kiện mở máy: $T_{mm} / T_1 = 1{,}4 \le T_k / T_{dn} = 2{,}0$, thỏa mãn điều kiện khởi động.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung thực tế $u_t = 1458 / 56 = 26$. Phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_h = 13$ và bộ truyền xích $u_x = 2$. Trong hộp giảm tốc hai cấp, tỷ số truyền được phân chia theo điều kiện bôi trơn và kích thước nhỏ gọn: $u_1 = 1{,}2 u_2$, tính được tỷ số truyền cấp nhanh $u_1 = 3{,}95$ và cấp chậm $u_2 = 3{,}29$.

Bảng tổng hợp đặc tính kỹ thuật động học và động lực học trên các trục:

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III
Tỷ số truyền ($u$) 1 1 3,95 3,29
Vận tốc quay ($n$ - vòng/phút) 1458 1458 369,11 112,2
Công suất ($P$ - kW) 8,5 8,44 8,1 7,78
Mômen xoắn ($T$ - N·mm) 55675,6 55282,6 209572 662201

Chương 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

Chương 2 trình bày toàn bộ quy trình tính toán kích thước và kiểm nghiệm độ bền cho ba bộ truyền:

1. Bộ truyền xích ngoài:

  • Chọn loại xích: Xích con lăn một dãy do kết cấu chế tạo không quá phức tạp, khả năng chống mòn cao hơn xích ống và giá thành hợp lý hơn xích răng khi làm việc ở vận tốc dưới $15 \text{ m/s}$.
  • Thông số đĩa xích: Với tỷ số truyền $u_x = 2$, số răng đĩa nhỏ $z_1 = 29 - 2 u_x = 25$; số răng đĩa lớn $z_2 = 2 \times 25 = 50$ (thỏa mãn điều kiện mòn $z_2 \le 120$).
  • Bước xích và công suất: Hệ số điều kiện làm việc $k = 1{,}56$; công suất tính toán $P_t = 15{,}18 \text{ kW}$. Chọn bước xích $p = 31{,}75 \text{ mm}$ có công suất cho phép $[P] = 19{,}3 \text{ kW}$ (đạt điều kiện $P_t \le [P]$), đường kính chốt $d_c = 9{,}55 \text{ mm}$, chiều dài ống $B = 27{,}46 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục và mắt xích: Khoảng cách trục tính toán $a = 1276 \text{ mm}$, số mắt xích $x = 128$. Số lần va đập bản lề $i = 1{,}7 \text{ lần/s} \le i_{max} = 25 \text{ lần/s}$.
  • Kiểm nghiệm bền và kích thước: Vận tốc xích $v = 1{,}75 \text{ m/s}$, lực vòng $F_t = 3680 \text{ N}$, lực căng ly tâm $F_v = 11{,}6 \text{ N}$, lực căng do trọng lượng xích $F_0 = 285{,}4 \text{ N}$. Hệ số an toàn bền tĩnh $S = 18{,}8$ lớn hơn $[S] = 8{,}5$.
  • Kích thước hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 233 \text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 697 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 247 \text{ mm}$, $d_{a2} = 713 \text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 214 \text{ mm}$, $d_{f2} = 678 \text{ mm}$. Bán kính đáy răng $r = 9{,}62 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm tiếp xúc đĩa xích: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_{H1} = 555{,}2 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 600 \text{ MPa}$ (chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210). Lực tác dụng lên trục $F_r = 4232 \text{ N}$.

2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (trụ răng nghiêng):

  • Vật liệu: Cả hai bánh răng sử dụng thép 45 tôi cải thiện; bánh nhỏ có độ rắn HB 245, bánh lớn HB 230. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 470{,}6 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 260 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 244 \text{ MPa}$.
  • Kích thước cơ bản: Khoảng cách trục $a_{w1} = 110 \text{ mm}$; mô đun pháp $m = 2 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 33 \text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 11{,}47^\circ$; số răng $z_1 = 24$, $z_2 = 95$ ($u_1 = 3{,}95$); hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 446{,}5 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 470{,}6 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 115{,}7 \text{ MPa} < 260 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 106{,}8 \text{ MPa} < 244 \text{ MPa}$. Kiểm tra quá tải: $\sigma_{Hmax} = 698 \text{ MPa} \le 1260 \text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 254{,}5 \text{ MPa} < 464 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 235 \text{ MPa} < 360 \text{ MPa}$.

3. Bộ truyền bánh răng cấp chậm (trụ răng nghiêng):

  • Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 446 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F3}] = 260 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F4}] = 244 \text{ MPa}$.
  • Kích thước cơ bản: Khoảng cách trục $a_{w2} = 195 \text{ mm}$; mô đun pháp $m = 2{,}5 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 58 \text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 8{,}1^\circ$; số răng bánh dẫn $z_1 = 40$, bánh bị dẫn $z_2 = 132$ (tỷ số truyền thực tế $u_m = 3{,}3$); hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 100 \text{ mm}$, $d_2 = 293 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 106 \text{ mm}$, $d_{a2} = 298 \text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 95 \text{ mm}$, $d_{f2} = 287 \text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 389 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 446 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 115{,}7 \text{ MPa} < 260 \text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 106{,}8 \text{ MPa} < 244 \text{ MPa}$. Quá tải tiếp xúc đạt $\sigma_{Hmax} = 698 \text{ MPa} < 1260 \text{ MPa}$.

Chương 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối

Chương 3 tập trung vào thiết kế kết cấu hệ trục, chọn gối đỡ và mối ghép then:

  • Vật liệu trục: Thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 750 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \dots 30 \text{ MPa}$.
  • Đường kính trục sơ bộ: Trục I có $d_1 \approx 24 \text{ mm}$; Trục II có $d_2 \approx 34 \text{ mm}$; Trục III có $d_3 \approx 44 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài các nhịp gối đỡ chính trên cả ba trục được xác định đồng bộ là $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 166 \text{ mm}$. Khoảng chìa công xôn đầu vào Trục I lắp khớp nối $l_{c12} = 61{,}5 \text{ mm}$; khoảng chìa công xôn Trục III lắp đĩa xích $l_{c33} = 75{,}5 \text{ mm}$.
  • Tải trọng tác dụng và phản lực gối đỡ:
    • Khớp nối trục: Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên Trục I là $F_k = 300 \text{ N}$.
    • Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = 1867{,}26 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 708{,}21 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 389{,}07 \text{ N}$. Phản lực gối Trục I: $F_{yA} = 179{,}36 \text{ N}$, $F_{yB} = 528{,}85 \text{ N}$, $F_{xA} = 735{,}44 \text{ N}$, $F_{xB} = 831{,}82 \text{ N}$.
    • Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng $F_{t3} = 3060{,}76 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 1147{,}9 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = 435{,}6 \text{ N}$. Phản lực gối Trục II: $F_{yC} = 613{,}8 \text{ N}$, $F_{yD} = 174{,}11 \text{ N}$, $F_{xC} = 1459{,}2 \text{ N}$, $F_{xD} = 265{,}7 \text{ N}$.
    • Trục III chịu thêm lực căng đĩa xích $F_{rx} = 4232 \text{ N}$. Phản lực gối Trục III: $F_{yE} = 7318{,}7 \text{ N}$, $F_{yF} = 1938{,}8 \text{ N}$, $F_{xE} = 2083{,}53 \text{ N}$, $F_{xF} = 977{,}23 \text{ N}$.
  • Kích thước trục tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: Tại tiết diện lắp bánh răng có $M_j = 86404 \text{ N}\cdot\text{mm}$, xác định đường kính $d = 25 \text{ mm}$; tại đầu trục lắp khớp nối có $M_j = 18450 \text{ N}\cdot\text{mm}$, xác định $d = 20 \text{ mm}$. Bánh răng cấp nhanh được làm liền trục nên không dùng then.
    • Trục II: Tại tiết diện lắp bánh răng cấp nhanh bị dẫn có $M_j = 94503 \text{ N}\cdot\text{mm}$, xác định đường kính $d = 32 \text{ mm}$.
    • Trục III: Tại tiết diện công xôn lắp đĩa xích có $M_j = 319516 \text{ N}\cdot\text{mm}$, chọn $d = 45 \text{ mm}$; tại vị trí lắp bánh răng cấp chậm có $M_j = 245340{,}8 \text{ N}\cdot\text{mm}$, chọn $d = 48 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then và độ bền trục: Chọn loại then bằng đầu tròn. Mối ghép then trên Trục II ($d = 32 \text{ mm}$) có kích thước tiết diện then $b = 8 \text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 4 \text{ mm}$; Trục III ($d = 48 \text{ mm}$) dùng then có $b = 14 \text{ mm}$, $t_1 = 5{,}5 \text{ mm}$. Toàn bộ các hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện an toàn $[s] = 1{,}5 \dots 2{,}5$, đồng thời thỏa mãn độ bền tĩnh chống biến dạng dẻo khi quá tải.

Chương 4: Thiết kế vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ kiểu lắp trong hộp giảm tốc

Chương 4 hoàn thiện phần kết cấu cơ khí tĩnh và điều kiện vận hành của hộp giảm tốc:

  • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Vỏ hộp được đúc bằng gang xám, phân đôi theo mặt phẳng đi qua đường tâm các trục để thuận tiện cho việc lắp ráp. Thân và nắp hộp được thiết kế gân tăng cường tại các vị trí thành hộp và đáy gối trục nhằm tăng độ cứng vững và giảm rung động.
  • Các chi tiết phụ: Bố trí chốt định vị hình côn để định vị chính xác vị trí tâm lỗ ngõng trục giữa nắp và thân trước khi gia công tinh; bố trí que thăm dầu dạng que gạt có vạch đo mức dầu bôi trơn cao nhất và thấp nhất; vòng chắn dầu lắp trước ổ lăn ngăn cách mỡ bôi trơn ổ với dầu bôi trơn ngâm trong hộp; nút thông hơi gắn trên nắp hộp để cân bằng áp suất bên trong khi nhiệt độ dầu tăng trong quá trình làm việc; nút tháo dầu ren đặt tại điểm thấp nhất của đáy hộp để xả dầu định kỳ.
  • Bôi trơn và kiểu lắp: Bôi trơn ngâm dầu cho các cặp bánh răng ăn khớp trong hộp và bôi trơn bằng mỡ cho các ổ lăn; lựa chọn các kiểu lắp ghép tiêu chuẩn theo hệ lỗ: kiểu lắp có độ dôi cho vòng trong ổ bi với ngõng trục, kiểu lắp trung gian có khe hở nhỏ cho vòng ngoài ổ bi với thân vỏ hộp, kiểu lắp lỏng có then cho các moay-ơ bánh răng và đĩa xích.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã thiết lập bộ thông số kỹ thuật cho trạm dẫn động xích tải:

Bộ phận / Cụm chi tiết Thông số kỹ thuật chính Kết quả kiểm nghiệm
Động cơ điện Kiểu 4A132M4Y3, $P = 11 \text{ kW}$, $n = 1458 \text{ v/ph}$ $T_{mm}/T_1 = 1{,}4 \le 2{,}0$ (Đạt khởi động)
Bộ truyền xích ngoài Xích con lăn 1 dãy, $p = 31{,}75 \text{ mm}$, $z_1 = 25$, $z_2 = 50$, $a = 1276 \text{ mm}$ $P_t = 15{,}18 \text{ kW} \le 19{,}3 \text{ kW}$; $S = 18{,}8 \ge 8{,}5$
Bánh răng cấp nhanh Trụ răng nghiêng, $a_{w1} = 110 \text{ mm}$, $m = 2 \text{ mm}$, $z_1 = 24$, $z_2 = 95$, $\beta = 11{,}47^\circ$, $b_w = 33 \text{ mm}$ $\sigma_H = 446{,}5 \text{ MPa} \le 470{,}6 \text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 115{,}7 \text{ MPa} \le 260 \text{ MPa}$
Bánh răng cấp chậm Trụ răng nghiêng, $a_{w2} = 195 \text{ mm}$, $m = 2{,}5 \text{ mm}$, $z_1 = 40$, $z_2 = 132$, $\beta = 8{,}1^\circ$, $b_w = 58 \text{ mm}$ $\sigma_H = 389 \text{ MPa} \le 446 \text{ MPa}$; $\sigma_{F3} = 115{,}7 \text{ MPa} \le 260 \text{ MPa}$
Hệ thống trục Trục I ($d = 20 - 25 \text{ mm}$); Trục II ($d = 32 \text{ mm}$); Trục III ($d = 45 - 48 \text{ mm}$); Thép 45 Đạt bền mỏi $[s] = 1{,}5 \dots 2{,}5$ và đạt bền tĩnh quá tải
Mối ghép then Trục II: Then $b \times t_1 = 8 \times 4 \text{ mm}$; Trục III: Then $b \times t_1 = 14 \times 5{,}5 \text{ mm}$ Đạt tiêu chuẩn then bằng đầu tròn

Các giải pháp kỹ thuật do tác giả đề xuất:

  • Chế tạo bánh răng nhỏ cấp nhanh liền trục trên Trục I: Giải pháp này xử lý vấn đề đường kính đáy chân răng của bánh răng nhỏ ($d_{f1} \approx 44 \text{ mm}$) quá gần đường kính trục ($d = 25 \text{ mm}$), loại bỏ rãnh then nhằm hạn chế nguy cơ nứt gãy và giảm kích thước hướng kính.
  • Sử dụng đồng bộ vật liệu thép 45 tôi cải thiện cho cả 4 bánh răng và 3 trục: Giúp chuẩn hóa nguồn vật tư phôi thép và phương pháp nhiệt luyện trong điều kiện gia công cơ khí phổ thông.
  • Phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn $u_1 = 1{,}2 u_2$: Giúp kích thước ngâm dầu của bánh lớn cấp nhanh và bánh lớn cấp chậm tương đương nhau, tạo điều kiện thuận lợi cho việc bôi trơn ngâm dầu chung một mức dầu đáy hộp.

Đóng góp của đồ án thể hiện ở việc xây dựng một chu trình tính toán cơ khí hoàn chỉnh từ khâu phân tích động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy và vỏ hộp, cung cấp số liệu thực nghiệm phù hợp với các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí tại Việt Nam.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và bảng tra tĩnh từ sổ tay thiết kế, mang tính rời rạc theo từng chi tiết mà chưa xét đến tương tác biến dạng tổng thể giữa vỏ hộp, trục và ổ đỡ.
  • Văn bản trích lục chưa thể hiện số liệu tính toán chi tiết dạng số cho phần kích thước vỏ hộp (bề dày thành hộp, bulông) tại Chương 4 mà chỉ dừng ở mức nêu tên kết cấu.
  • Chưa khảo sát yếu tố nhiệt phát sinh trong hộp giảm tốc khi làm việc liên tục ở công suất 8 kW, chưa kiểm nghiệm điều kiện cân bằng nhiệt của dầu bôi trơn.

Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp:

  • Ứng dụng phần mềm thiết kế mô hình hóa 3D (như CAD/SolidWorks/Inventor) để xuất bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo chi tiết hoàn chỉnh.
  • Sử dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để mô phỏng trạng thái ứng suất - biến dạng của hệ trục và thân vỏ hộp giảm tốc dưới điều kiện tải trọng động và va đập.
  • Tính toán tối ưu hóa đa mục tiêu nhằm giảm khối lượng tổng thể của hộp giảm tốc nhưng vẫn đảm bảo độ cứng vững của kết cấu vỏ.

Giá trị tham khảo

Đồ án có giá trị tham khảo chuyên môn cho các đối tượng:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Công nghiệp trong quá trình thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp thiết kế trạm dẫn động.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí sơ bộ cần tài liệu tham khảo về quy trình phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc hai cấp khai triển và phương pháp lập bài toán phân tích lực trục không gian.

Các phần có giá trị tham khảo cao:

  • Bảng phân phối công suất, mômen xoắn và quy trình tính chọn động cơ điện theo chế độ tải trọng thay đổi hai bậc.
  • Các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, uốn và quá tải của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp theo tiêu chuẩn TCVN/giáo trình chuyên ngành.
  • Phương pháp phân tích phản lực liên kết gối trục không gian và công thức xác định hệ số an toàn mỏi tổng hợp có xét đến rãnh then và bán kính góc lượn trục.

Câu hỏi thường gặp

Động cơ điện được chọn cho hệ thống này có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ điện được lựa chọn là loại 4A132M4Y3, có công suất định mức 11,0 kW, tốc độ quay định mức 1458 vòng/phút, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}87$, hiệu suất 87,5%, tỷ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2{,}0$ và tỷ số mômen cực đại $T_{max} / T_{dn} = 2{,}2$.

Tại sao bánh răng cấp nhanh trên Trục I lại được chế tạo liền trục mà không dùng mối ghép then?
Do đường kính ngõng trục tại vị trí lắp bánh răng là 25 mm, trong khi kích thước đường kính chân răng của bánh răng nhỏ cấp nhanh tương đối nhỏ ($d_{f1} \approx 44 \text{ mm}$). Khoảng cách từ đáy rãnh răng đến mặt trục không đủ dày để phay rãnh then an toàn, do đó tác giả chọn giải pháp làm bánh răng liền trục để bảo đảm độ bền kết cấu và tránh tập trung ứng suất.

Hệ số an toàn bền mỏi và bền tĩnh của bộ truyền xích con lăn ngoài hộp giảm tốc đạt giá trị bao nhiêu?
Theo kết quả tính toán ở Chương 2, hệ số an toàn thực tế của bộ truyền xích đạt $S = 18{,}8$, lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép là $[S] = 8{,}5$, bảo đảm xích làm việc an toàn không bị đứt hỏng do mỏi hoặc quá tải.

Các thông số khoảng cách trục của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc được xác định là bao nhiêu?
Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp nhanh là $a_{w1} = 110 \text{ mm}$ (mô đun pháp $m = 2 \text{ mm}$); khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp chậm là $a_{w2} = 195 \text{ mm}$ (mô đun pháp $m = 2{,}5 \text{ mm}$).

Kết luận

Bản đồ án hoàn thành toàn diện việc tính toán và thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động xích tải với tải trọng kéo 8200 N, vận tốc 1,05 m/s sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài. Mọi thông số động học, kích thước kết cấu của bánh răng, trục, then và đĩa xích đều được kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và điều kiện quá tải theo đúng các chỉ dẫn tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí. Các giải pháp kết cấu như chế tạo bánh răng liền trục trên Trục I và phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn $u_1 = 1{,}2 u_2$ đảm bảo tính hợp lý và khả thi về mặt công nghệ chế tạo. Tài liệu cung cấp cơ sở dữ liệu mẫu có độ tin cậy kỹ thuật cao cho việc học tập, nghiên cứu và thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí tương tự.