Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Bùi Minh Vương, dưới sự hướng dẫn của GVHD Nguyễn Hoàng Châu, tập trung vào việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho xích tải công nghiệp. Trong các hệ thống sản xuất và vận chuyển vật liệu liên tục, hệ thống dẫn động đóng vai trò truyền tải cơ năng từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành thông qua các bộ truyền trung gian nhằm giảm tốc độ quay và tăng mômen xoắn. Bối cảnh kỹ thuật của đề tài được xác định từ các yêu cầu vận hành thực tế của tải xích với các thông số làm việc ban đầu và chế độ tải trọng cụ thể:
- Lực vòng trên tải xích: $2F = 3500\text{ N}$.
- Vận tốc di chuyển của tải xích: $V = 1,4\text{ m/s}$.
- Số răng đĩa xích công tác: $Z = 13\text{ răng}$ (sơ đồ tính toán động học sử dụng $Z = 9\text{ răng}$).
- Thời gian phục vụ định mức: $a = 5\text{ năm}$, quy chuẩn làm việc 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, mỗi ca kéo dài 6 giờ (tổng thời gian làm việc tích lũy $t = 18.000\text{ giờ}$).
- Đặc tính tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, chiều quay một chiều cố định.
- Yêu cầu kỹ thuật về động học: Sai số cho phép của tỷ số truyền toàn hệ thống $\Delta i = 2% \div 3%$.
Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu, tính toán thiết kế của đồ án được triển khai tuần tự theo 4 phần chính:
- Tính toán lựa chọn công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Thiết kế động học và tính toán độ bền các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng cấp nhanh trụ răng thẳng, bánh răng cấp chậm trụ răng nghiêng dạng phân đôi đối xứng).
- Tính toán kết cấu hệ trục, xác định tải trọng tác dụng, vẽ biểu đồ nội lực không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh cho các trục.
- Tính toán chọn lựa và kiểm nghiệm độ bền cho các chi tiết phụ trợ gồm mối ghép then bằng và các cụm ổ lăn đỡ trục.
Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động cơ khí gồm động cơ điện xoay chiều 3 pha, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triển có phân đôi cấp chậm, khớp nối trục đàn hồi và hệ thống trục công tác. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế cơ sở theo phương pháp giải tích kỹ thuật, kiểm nghiệm bền theo tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh của vật liệu kim loại.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng các nguyên lý và phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các tài liệu kỹ thuật chuyên ngành và hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành:
- Khung lý thuyết tính toán: Sử dụng lý thuyết mỏi kim loại, phương pháp tính toán sức bền vật liệu dưới trạng thái ứng suất phức hợp (kết hợp uốn và xoắn đồng thời), lý thuyết tiếp xúc Hertz trong tính toán độ bền bề mặt răng và lý thuyết uốn răng của Lewis/TCVN.
- Văn bản và tiêu chuẩn kỹ thuật: Tiêu chuẩn ăn khớp bánh răng TCVN 1065-71 đối với góc ăn khớp tiêu chuẩn $\alpha = 20^\circ$; Tiêu chuẩn then bằng TCVN 2261-77 cho kích thước tiết diện rãnh then; Tiêu chuẩn vòng bi GOST 8338-75 cho việc chọn lựa kích thước và khả năng tải của ổ bi đỡ một dãy; Bảng tra thông số động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc tiêu chuẩn.
- Phương pháp nghiên cứu và tính toán:
- Phương pháp cân bằng tĩnh học và phân tích lực không gian: Chiếu toàn bộ lực ăn khớp ($F_t, F_r, F_a$) và lực căng đai ($F_r$) lên hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy$ và $Oyz$) để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn và thiết lập biểu đồ mômen uốn tổng hợp $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$.
- Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi: Đánh giá hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}}$ so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5 \div 3,0$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bước trục.
- Phương pháp kiểm nghiệm quá tải và bền tĩnh: So sánh ứng suất uốn cực đại $\sigma_{F\max}$ và ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{H\max}$ với giới hạn chảy và giới hạn dập của vật liệu thép C45 và thép 40.
- Nguồn dữ liệu: Toàn bộ các hệ số thực nghiệm ($k_đ, K_{H\beta}, K_{H\alpha}, K_{Hv}, K_{F\beta}, K_{F\alpha}, K_{Fv}, Z_M, Z_H, Z_\varepsilon, Y_\varepsilon, Y_\beta, Y_F, K_x, K_y, \psi_{ba}, \psi_{bd}$) được tra cứu từ hệ thống bảng biểu định mức kỹ thuật chuyên ngành chế tạo máy.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Tính toán động cơ và tỷ số truyền
Phần này xác định công suất làm việc trên trục công tác, hiệu suất tổng thể của hệ dẫn động để làm căn cứ chọn động cơ điện và phân bổ tỷ số truyền cho các cấp.
- Hiệu suất chung của hệ thống: Được xác định thông qua tích số hiệu suất của các cặp chi tiết quay gồm bộ truyền đai ($\eta_đ = 0,95$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 2 cặp bánh răng ăn khớp trong dầu ($\eta_{br} = 0,98$) và khớp nối trục ($\eta_{nt} = 1,0$).
- Chọn động cơ điện: Công suất cần thiết trên trục động cơ tính toán được là $P_{ct} = 5,59\text{ kW}$. Dựa vào yêu cầu công suất và hiệu quả kinh tế, tác giả lựa chọn động cơ điện loại DK52-4 (tra bảng P12/235) với các thông số định mức: công suất danh định $P = 7\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n = 1440\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, mômen vô lăng bằng 0,28.
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân tách thành tỷ số truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) $u_đ = 3,2$ và tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 9,0$. Tỷ số truyền của hộp giảm tốc được phân chia cho cấp nhanh ($u_n$) và cấp chậm ($u_c$) theo điều kiện $u_n = 1,2 u_c$, dẫn đến $u_n = 3,288$ và $u_c = 2,74$.
- Bảng phân phối thông số động học và động lực học trên các trục:
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục I (Trục vào HGT) |
Trục II (Trục trung gian) |
Trục III (Trục ra HGT) |
| Tỷ số truyền ($u$) |
- |
$u_đ = 3,200$ |
$u_n = 3,288$ |
$u_c = 2,740$ |
| Số vòng quay ($n$ - v/ph) |
1440,00 |
450,00 |
136,86 |
49,95 |
| Công suất ($P$ - kW) |
5,590 |
5,275 |
5,100 |
4,950 |
| Mômen xoắn ($T$ - N.mm) |
37072,57 |
111565,22 |
355874,62 |
946396,40 |
Phần II: Thiết kế bộ truyền động
Nội dung phần này chia làm ba mục tính toán độc lập cho bộ truyền ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc:
[Động cơ] --(Đai thang A, u=3.2)--> [Trục I] --(Bánh răng thẳng, u=3.288)--> [Trục II] --(Bánh răng nghiêng chữ V, u=2.74)--> [Trục III]
- A - Thiết kế truyền động đai:
- Bộ truyền sử dụng đai hình thang thường loại A với kích thước tiết diện $b_t = 11\text{ mm}$. Đường kính bánh đai dẫn chọn $d_1 = 140\text{ mm}$, hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0,02$, tính ra đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn $d_2 = 450\text{ mm}$, sai số tỷ số truyền thực tế $\Delta u = 2,5% < 4%$ (đạt yêu cầu).
- Khoảng cách trục sơ bộ $a = 486\text{ mm}$. Chiều dài đai tiêu chuẩn lựa chọn là $l = 2000\text{ mm}$. Góc ôm đai trên bánh dẫn đạt $\alpha_1 = 163,2^\circ > \alpha_{\min} = 120^\circ$.
- Số lượng dây đai tính toán được là $z = 2$ sợi. Chiều rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$; đường kính ngoài bánh dẫn $d_{a1} = 166,6\text{ mm}$. Lực căng ban đầu sinh ra lực tác dụng lên trục đai $F_r = 737,5\text{ N}$ (sơ đồ tính trục sử dụng giá trị $787,5\text{ N}$).
- B.1 - Thiết kế bánh răng cấp nhanh (Bánh trụ răng thẳng):
- Vật liệu chế tạo: Cả bánh nhỏ và bánh lớn dùng thép C45 tôi cải thiện. Bánh dẫn đạt độ rắn HB $241 \div 285$ (chọn HB1 = 260, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$); bánh bị dẫn đạt độ rắn HB $192 \div 240$ (chọn HB2 = 240, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$).
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_w = 177\text{ mm}$; môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$; góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$. Số răng bánh dẫn $z_1 = 33\text{ răng}$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 108\text{ răng}$ (tổng số răng $z_t = 141$). Bề rộng vành răng $b = 44\text{ mm}$; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$. Đường kính vòng chia bánh nhỏ $d_1 = 82,5\text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 270\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Kiểm nghiệm bền tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) và quá tải đều thỏa mãn điều kiện làm việc.
- B.2 - Thiết kế bánh răng cấp chậm (Bánh trụ răng nghiêng):
- Kết cấu: Sử dụng sơ đồ cấp chậm phân đôi với hai bộ bánh răng làm việc song song đối xứng (tương đương dạng răng chữ V) nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ.
- Vật liệu chế tạo: Bánh dẫn dùng thép C45 tôi cải thiện (HB1 = 230, $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$); bánh bị dẫn dùng thép 40 tôi cải thiện (HB2 = 210, $\sigma_{b2} = 700\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 400\text{ MPa}$).
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_w = 218\text{ mm}$; môđun $m = 3\text{ mm}$; số răng $z_1 = 34\text{ răng}$, $z_2 = 93\text{ răng}$ ($z_t = 127$). Góc nghiêng răng thực tế $\beta = 29,085^\circ$ (góc nghiêng trên hình trụ cơ sở $\beta_b = 29,9^\circ$). Bề rộng vành răng $b_w = 87,2\text{ mm}$. Đường kính lăn bánh nhỏ $d_{w1} = 116,578\text{ mm}$, bánh lớn $d_{w2} = 319,26\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Bộ truyền vượt qua toàn bộ các bước kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và kiểm nghiệm quá tải.
Phần III: Thiết kế trục và tính then
Chương này thực hiện thiết kế hình học 3 trục truyền động, phân tích hệ lực không gian và kiểm nghiệm an toàn mỏi và bền tĩnh.
- Vật liệu và ứng suất cho phép: Cả ba trục chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 261,6\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 18\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 50\text{ MPa}$.
- Kích thước khoảng cách gối đỡ: Chiều dài gối đỡ giữa hai ổ lăn trên cả 3 trục được xác định đồng bộ $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 290\text{ mm}$.
- Kết quả tính toán đường kính và kiểm nghiệm bền từng trục:
- Trục I: Lực tác dụng gồm lực căng đai $F_{rd} = 787,5\text{ N}$, lực vòng $F_{t12} = 2693,19\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r12} = 980,24\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a12} = 0$. Đường kính các đoạn trục: ngõng trục lắp đai $d_{1A} = 28\text{ mm}$, ngõng ngỗng ổ lăn $d_{1B} = d_{1D} = 30\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{1C} = 38\text{ mm}$. Tại tiết diện nguy hiểm C: hệ số an toàn mỏi $s_C = 3,103 > [s] = 2,5 \div 3,0$; kiểm nghiệm bền tĩnh đạt yêu cầu ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]$).
- Trục II: Chịu lực từ bánh răng cấp nhanh và 2 bánh răng cấp chậm phân đôi ($F_{t22} = F_{t24} = 6098,97\text{ N}$, $F_{r22} = F_{r24} = 2540,16\text{ N}$, $F_{a22} = F_{a24} = 3392,55\text{ N}$, hai lực dọc trục ngược chiều triệt tiêu nhau). Đường kính các đoạn trục: $d_{2A} = d_{2E} = 40\text{ mm}$ (gối ổ lăn), $d_{2B} = d_{2D} = 50\text{ mm}$ (lắp bánh răng nghiêng), $d_{2C} = 55\text{ mm}$ (lắp bánh răng cấp nhanh). Tại tiết diện nguy hiểm C: hệ số an toàn mỏi $s_C = 3,46 > [s]$, độ bền tĩnh thỏa mãn.
- Trục III: Chịu mômen xoắn lớn $T_3 = 946396,40\text{ N.mm}$ và lực ăn khớp từ hai bánh răng bị dẫn cấp chậm ($F_{t32} = F_{t33} = 6098,97\text{ N}$, $F_{r32} = F_{r33} = 2540,16\text{ N}$, $F_{a32} = F_{a33} = 3392,55\text{ N}$). Đường kính các đoạn trục: ngõng ổ lăn $d_{3A} = d_{3D} = d_{3E} = 70\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{3B} = 72\text{ mm}$, $d_{3C} = 75\text{ mm}$. Tại tiết diện C: hệ số an toàn mỏi $s_C = 7,13 > [s]$, đạt tiêu chuẩn bền tĩnh.
Phần IV: Tính toán thông số và chọn kết cấu lắp ghép
Phần này tập trung tính toán kiểm nghiệm độ bền dập, độ bền cắt của các mối ghép then bằng (TCVN 2261-77) và chọn ổ lăn đỡ trục theo tiêu chuẩn GOST 8338-75:
- Kiểm nghiệm mối ghép then bằng: Ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, ứng suất cắt cho phép $[\tau_c] = 50\text{ MPa}$ (đối với tải va đập nhẹ, thép C45):
- Trục I: Then tại tiết diện A (lắp đai, $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, $l_t = 26,88\text{ mm}$): $\sigma_d = 98,82\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 37,06\text{ MPa} \le [\tau_c]$. Then tại tiết diện C (lắp bánh răng, $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 36,48\text{ mm}$): $\sigma_d = 53,654\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 16,096\text{ MPa} \le [\tau_c]$.
- Trục II: Then tại B và D (lắp bánh răng nghiêng, $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, $l_t = 48\text{ mm}$): $\sigma_d = 84,732\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 21,18\text{ MPa} \le [\tau_c]$. Then tại C (lắp bánh răng cấp nhanh, $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$, $l_t = 52,8\text{ mm}$): $\sigma_d = 61,273\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 19,26\text{ MPa} \le [\tau_c]$.
- Trục III: Then tại B ($b \times h = 20 \times 12\text{ mm}$, $l_t = 69,12\text{ mm}$): $\sigma_d = 84,52\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 18,26\text{ MPa} \le [\tau_c]$. Then tại C ($b \times h = 20 \times 12\text{ mm}$, $l_t = 72\text{ mm}$): $\sigma_d = 77,89\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 17,53\text{ MPa} \le [\tau_c]$.
- Lựa chọn ổ lăn: Do sơ đồ bố trí bánh răng cấp chậm đối xứng làm triệt tiêu lực dọc trục, các gối trục chỉ chịu lực hướng tâm $F_r$. Tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy bôi trơn bằng dầu mỡ. Đối với Trục I tại gối B và D ($d = 30\text{ mm}$), tác giả tra bảng chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 306 (GOST 8338-75) có kích thước: đường kính ngoài $D = 72\text{ mm}$, chiều rộng $B = 19\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 2\text{ mm}$, đường kính bi $12,3\text{ mm}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 15,1\text{ kN}$, khả năng tải động $C = 22\text{ kN}$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế cơ khí cho hệ thống dẫn động xích tải với các kết quả định lượng cụ thể:
| Bộ phận kết cấu |
Thông số kỹ thuật chủ yếu đã thiết kế và kiểm nghiệm |
| Động cơ điện |
Động cơ không đồng bộ 3 pha DK52-4 ($P = 7\text{ kW}, n = 1440\text{ v/ph}, \cos\varphi = 0,85$). |
| Bộ truyền đai |
Đai thang loại A, $z = 2$ đai, $d_1 = 140\text{ mm}, d_2 = 450\text{ mm}, l = 2000\text{ mm}, a = 486\text{ mm}$. |
| Cặp bánh răng cấp nhanh |
Bánh trụ răng thẳng thép C45 tôi cải thiện, $u_n = 3,288, m = 2,5\text{ mm}, a_w = 177\text{ mm}, z_1 = 33, z_2 = 108, b = 44\text{ mm}$. |
| Cặp bánh răng cấp chậm |
Bánh trụ răng nghiêng thép C45/40 (phân đôi), $u_c = 2,74, m = 3\text{ mm}, a_w = 218\text{ mm}, \beta = 29,085^\circ, z_1 = 34, z_2 = 93, b_w = 87,2\text{ mm}$. |
| Hệ thống trục (I, II, III) |
Trục I ($d_C = 38\text{ mm}, s_C = 3,103$), Trục II ($d_C = 55\text{ mm}, s_C = 3,460$), Trục III ($d_C = 75\text{ mm}, s_C = 7,130$). |
| Mối ghép then và ổ lăn |
Then bằng TCVN 2261-77 đạt bền dập và cắt; Trục I sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 306 ($D = 72\text{ mm}, C = 22\text{ kN}$). |
Đóng góp kỹ thuật chính của đồ án là việc áp dụng thành công sơ đồ phân đôi công suất ở cấp chậm của hộp giảm tốc. Giải pháp bố trí hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng với góc nghiêng lớn ($\beta = 29,085^\circ$) giúp cân bằng và triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên trục II và trục III. Nhờ đó, hệ thống không đòi hỏi sử dụng ổ đũa côn hoặc ổ bi đỡ chặn đắt tiền mà chỉ cần trang bị ổ bi đỡ một dãy tiêu chuẩn, giúp đơn giản hóa kết cấu gối đỡ, giảm chi phí chế tạo và nâng cao độ tin cậy vận hành của trạm dẫn động.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Toàn bộ văn bản tập trung chủ yếu vào phần giải tích tính toán động học, động lực học và kiểm nghiệm sức bền các chi tiết quay chính. Văn bản chưa cung cấp các nội dung về tính toán truyền nhiệt làm mát vỏ hộp giảm tốc, thiết kế chi tiết hình học của thân và nắp hộp giảm tốc đúc, bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật bề mặt và bản vẽ lắp ráp tổng thể 2D/3D.
- Hướng phát triển tiếp: Tiến hành tính toán kiểm nghiệm cân bằng nhiệt cho dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc dưới điều kiện làm việc liên tục 2 ca/ngày; thiết kế hoàn chỉnh kết cấu vỏ hộp và hệ thống nắp quan sát, que thăm dầu, nút thông hơi; xây dựng bộ bản vẽ kỹ thuật gia công chế tạo và mô hình hóa 3D toàn bộ trạm dẫn động.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo chuyên môn phù hợp cho sinh viên thuộc các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ đại học/cao đẳng kỹ thuật. Những nội dung có giá trị tham khảo cao bao gồm:
- Trình tự chuẩn tắc trong phân phối tỷ số truyền và tính toán mômen xoắn cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển có phân đôi cấp chậm.
- Quy trình phân tích hệ lực không gian trên các trục và phương pháp kiểm nghiệm mỏi kết hợp ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện trục có rãnh then theo tiêu chuẩn Việt Nam.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc ký hiệu DK52-4 (tra bảng P12/235), công suất danh định $P = 7\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 1440\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, mômen vô lăng bằng 0,28, đáp ứng mức công suất cần thiết tính toán của hệ thống là $P_{ct} = 5,59\text{ kW}$.
2. Tại sao bộ truyền cấp chậm trong hộp giảm tốc lại sử dụng sơ đồ bánh răng nghiêng phân đôi?
Bộ truyền cấp chậm gồm hai bộ bánh răng nghiêng đặt song song đối xứng nhau (tương đương dạng răng chữ V với hướng răng trái và phải ngược nhau). Kết cấu này giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục ($F_{a22} = F_{a24} = 3392,55\text{ N}$), loại bỏ mômen uốn phụ tác dụng lên trục và cho phép sử dụng ổ bi đỡ một dãy thông thường thay vì ổ đỡ chặn.
3. Kích thước hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm được xác định là bao nhiêu?
Cặp bánh răng cấp nhanh (trụ răng thẳng, $\beta = 0^\circ$): khoảng cách trục $a_w = 177\text{ mm}$, môđun $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 33$, $z_2 = 108$, bề rộng bánh răng $b = 44\text{ mm}$. Cặp bánh răng cấp chậm (trụ răng nghiêng, $\beta = 29,085^\circ$): khoảng cách trục $a_w = 218\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 34$, $z_2 = 93$, bề rộng vành răng $b_w = 87,2\text{ mm}$.
4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên ba trục đạt giá trị bao nhiêu?
Tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then (tiết diện C trên cả ba trục), hệ số an toàn mỏi tính toán được lần lượt là: Trục I đạt $s_C = 3,103$; Trục II đạt $s_C = 3,460$; Trục III đạt $s_C = 7,130$. Tất cả các giá trị này đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép chuẩn $[s] = 2,5 \div 3,0$, do đó trục không cần kiểm tra biến dạng uốn phụ và đạt chuẩn an toàn mỏi.
5. Các mối ghép then trên hệ trục sử dụng loại then nào và kết quả kiểm nghiệm ứng suất ra sao?
Toàn bộ hệ thống sử dụng then bằng theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77. Tại tất cả các vị trí kiểm tra (lắp bánh đai và các bánh răng trên trục I, II, III), ứng suất dập cực đại $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ (giá trị lớn nhất đạt $98,82\text{ MPa}$ tại then lắp bánh đai trục I) và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 50\text{ MPa}$ (giá trị lớn nhất đạt $37,06\text{ MPa}$), đảm bảo độ bền dập và cắt trong suốt thời gian phục vụ 5 năm.
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Bùi Minh Vương đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật trạm dẫn động xích tải công nghiệp công suất 5,59 kW. Hệ thống tính toán bao gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng phân đôi được xây dựng nhất quán, đáp ứng đầy đủ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh theo tiêu chuẩn TCVN và GOST. Công trình thể hiện phương pháp tiếp cận kỹ thuật chuẩn mực, cung cấp đầy đủ số liệu động học, động lực học và kết cấu làm nền tảng cho việc gia công chế tạo thực tế.
