Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án Cơ khí với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" (Mã đề: VEE15.2, Mã học phần: MEM702014-1-3-23) được thực hiện bởi sinh viên Đồng Đỗ Minh Ngọc dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Lê Huy tại Khoa Cơ khí – Cơ điện tử, Trường Đại học Phenikaa (tháng 05/2024). Đề tài thuộc nhóm đồ án môn học chuyên ngành kỹ thuật cơ khí, đóng vai trò tích hợp các khối kiến thức cơ sở về vẽ kỹ thuật, dung sai lắp ghép, nguyên lý máy và cơ sở thiết kế máy vào một bài toán tính toán thiết kế máy cụ thể.

Hệ thống dẫn động xích tải là một cụm cơ cấu truyền động cơ khí được ứng dụng phổ biến trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, thiết bị vận chuyển liên tục, băng tải, xích tải và thùng trộn. Nhiệm vụ của hệ thống là truyền công suất và mô-men xoắn từ động cơ điện đến trục công tác của xích tải với mức giảm tốc và mô-men phù hợp với yêu cầu làm việc.

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu thiết kế trong đồ án bao gồm:

  1. Tính toán động học hệ dẫn động: Lựa chọn kiểu loại và công suất động cơ điện, phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong và bộ truyền ngoài, xác định các thông số công suất, mô-men xoắn và số vòng quay trên từng trục.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích): Xác định loại xích, bước xích, số răng đĩa xích, khoảng cách trục, số mắt xích, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền tĩnh/quá tải của xích.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền trong (bộ truyền bánh răng trụ trong hộp giảm tốc): Chọn vật liệu, xác định khoảng cách trục, mô-đun, các thông số hình học ăn khớp, hệ số dịch chỉnh và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của răng.
  4. Thiết kế trục và tính toán mối ghép then: Lựa chọn khớp nối trục, phân tích lực tác dụng, tính toán sơ bộ đường kính trục, xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn - xoắn và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục theo hệ số an toàn, kiểm nghiệm độ bền dập và cắt của then.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Lựa chọn loại ổ lăn đỡ trục phù hợp và kiểm nghiệm khả năng chịu tải động, tải tĩnh theo tuổi thọ yêu cầu.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ: Tính toán kích thước hình học vỏ hộp đúc, các loại bu-lông, nắp ổ, cửa thăm, que thăm dầu, nút thông hơi và nút tháo dầu.

Phạm vi nghiên cứu kỹ thuật của đồ án giới hạn trong hệ thống dẫn động cơ khí gồm 01 động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rô-to ngắn mạch kết nối qua khớp nối vòng đàn hồi với hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, dẫn động trục công tác xích tải thông qua bộ truyền xích con lăn 1 dãy, vận hành với chế độ 3 ca/ngày, tải trọng tĩnh, va đập nhẹ và thời gian làm việc danh định $L_h = 11.000$ giờ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tài liệu tiêu chuẩn

Nghiên cứu thiết kế trong đồ án dựa trên nền tảng lý thuyết Chi tiết máy và Cơ sở thiết kế máy truyền thống của ngành cơ khí chế tạo, áp dụng các tiêu chuẩn và công thức tính toán từ các tài liệu chuyên ngành:

  • Giáo trình và tài liệu tham khảo tính toán hệ dẫn động cơ khí (tài liệu [1], [2] theo trích dẫn của tác giả, bao gồm sách tra cứu thiết kế chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất, Lê Văn Uyển).
  • Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 2261-77 về kích thước và mối ghép then bằng trên trục.
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền tiếp xúc và bền uốn của bánh răng dựa trên đường cong mỏi ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm mỏi trục theo hệ số an toàn tổng hợp $S$ kết hợp giữa ứng suất pháp và ứng suất tiếp.
  • Tiêu chuẩn tính toán tải trọng động quy ước $C_d$ và tải trọng tĩnh $C_0$ cho ổ lăn theo số triệu vòng quay.

Phương pháp nghiên cứu và thiết kế

Đồ án sử dụng phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng thông số chuẩn hóa:

  • Phương pháp tính toán động học và cân bằng công suất: Xác định hiệu suất tổng của hệ qua tích số hiệu suất các cụm chi tiết ($\eta_c = \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^2 \dots$).
  • Phương pháp tính toán độ bền ứng suất giới hạn: Tính toán kích thước bộ truyền bánh răng và xích dựa trên điều kiện ứng suất sinh ra trong quá trình ăn khớp không vượt quá ứng suất cho phép ($[\sigma_H]$, $[\sigma_F]$).
  • Phương pháp phân tích lực và cân bằng tĩnh học kết cấu: Thiết lập hệ phương trình cân bằng mô-men và lực ($\sum F_x = 0$, $\sum F_y = 0$, $\sum M_x = 0$, $\sum M_y = 0$) trên không gian 3 chiều để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, từ đó dựng biểu đồ nội lực mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn mỏi: Xác định giới hạn mỏi uốn ($\sigma_{-1}$) và mỏi xoắn ($\tau_{-1}$) của thép C45, tính hệ số tập trung ứng suất do hình học và trạng thái bề mặt để đánh giá hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học

Chương này thực hiện việc lựa chọn động cơ điện và xác định các thông số động học trên toàn bộ các trục của hệ thống:

  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ rô-to ngắn mạch nhờ ưu điểm kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo dưỡng và đấu nối trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần bộ biến đổi dòng điện.
  • Xác định công suất yêu cầu: Công suất làm việc trên trục công tác đạt $P_{lv} = 3,234 \text{ kW}$. Hiệu suất tổng của hệ dẫn động được tính toán dựa trên các hệ số thành phần tra bảng ($\eta_{br} = 0,96$; $\eta_x = 0,93$; $\eta_{ol} = 0,99$; $\eta_k = 0,99$; $\eta_{ot} = 0,98$), thu được $\eta_c = 0,849$. Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{yc} = \frac{3,234}{0,849} = 3,809 \text{ kW}$.
  • Xác định tốc độ và tỉ số truyền: Tốc độ quay của trục công tác $n_{lv} = 134,03 \text{ vg/ph}$. Với tỉ số truyền sơ bộ chọn trước cho hộp giảm tốc $u_{br} = 3,5$ và bộ truyền xích $u_x = 3$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{yc} = 1407,32 \text{ vg/ph}$. Động cơ được chọn có số vòng quay đồng bộ $n_{đb} = 1500 \text{ vg/ph}$ và số vòng quay định mức thực tế $n_{đc} = 1420 \text{ vg/ph}$.
  • Phân phối tỉ số truyền thực tế: Tỉ số truyền chung $u_{ch} = \frac{1420}{134,03} = 10,59$. Phân phối cho hộp giảm tốc $u_{br} = 3,5$ và bộ truyền xích $u_x = \frac{10,59}{3,5} = 3,03$.
Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Tỉ số truyền ($u$) $u_k = 1$ $u_k = 1$ $u_{br} = 3,5$ $u_x = 3,03$
Tốc độ quay ($n$, vg/ph) 1420 1420 405,71 133,898
Công suất ($P$, kW) 3,82 3,74 3,55 3,234
Mô-men xoắn ($T$, Nmm) 25690,85 25152,82 83563,38 230658,41

Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Chương 2 trình bày chi tiết quá trình tính toán bộ truyền ngoài sử dụng xích ống con lăn 1 dãy:

  • Số răng đĩa xích: Với $u_x = 3,03$, tính toán và lựa chọn số răng đĩa xích nhỏ $Z_1 = 23$ răng (thỏa mãn $\le Z_{max} = 120$) và số răng đĩa xích lớn $Z_2 = 70$ răng.
  • Bước xích và công suất cho phép: Căn cứ vào công suất tính toán kết hợp các hệ số điều kiện làm việc ($k_0 = 1$ với góc nghiêng $\beta = 60^\circ$, $k_a = 1$, $k_{đc} = 1$, $k_{bt} = 1$, $k_đ = 1,2$, hệ số ca làm việc $k_c = 1,45$), bộ truyền chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 19,05 \text{ mm}$, công suất cho phép $[P] = 8,38 \text{ kW}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a_{sb} = 666,75 \text{ mm}$, số mắt xích tính được chọn chẵn $x = 120$ mắt, chiều dài xích $L = 2286 \text{ mm}$. Khoảng cách trục tính toán lại là $a = 685,27 \text{ mm}$ (giảm bớt $\Delta a = 2,06 \text{ mm}$ để chùng xích, $a = 683,21 \text{ mm}$). Số lần va đập bản lề $i = 5,18 \text{ lần/s} < [i] = 35 \text{ lần/s}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Hệ số an toàn quá tải $s \ge [s] = 9,3$ với tải trọng phá hỏng $Q = 31,8 \text{ N}$ (theo ký hiệu văn bản), lực vòng $F_t = 1350,64 \text{ N}$, lực căng ly tâm $F_v = 16,65 \text{ N}$.
  • Kích thước hình học đĩa xích: Vật liệu đĩa xích chọn thép C45 tôi cải thiện ($[\sigma_H] = 600 \text{ MPa} > \sigma_H = 481,29 \text{ MPa}$). Đĩa nhỏ có đường kính vòng chia $d_1 = 139,902 \text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 148,124 \text{ mm}$, vòng đáy $d_{f1} = 127,83 \text{ mm}$. Đĩa lớn có $d_2 = 424,609 \text{ mm}$, $d_{a2} = 433,706 \text{ mm}$, $d_{f2} = 412,54 \text{ mm}$. Bán kính đáy răng $r = 6,0348 \text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích là $F_r = 1259,286 \text{ N}$.

Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền trong

Nội dung chương 3 tập trung thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc:

  • Chọn vật liệu: Cả hai bánh răng sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh chủ động đạt độ cứng $HB_1 = 240$, bánh bị động $HB_2 = 228$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 478,182 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 242,004 \text{ MPa}$.
  • Xác định khoảng cách trục và mô-đun: Khoảng cách trục sơ bộ tính toán $a_{sb} = 106,047 \text{ mm}$, chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 110 \text{ mm}$. Mô-đun pháp chọn $m = 2 \text{ mm}$.
  • Thông số răng và dịch chỉnh: Số răng bánh 1 là $Z_1 = 24$, bánh 2 là $Z_2 = 84$, đảm bảo tỉ số truyền thực tế $u_t = 3,5$ (sai lệch $\Delta u = 0%$). Góc nghiêng răng $\beta = 14,53^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,63^\circ$. Hệ số dịch chỉnh bánh 1 là $x_1 = 0,253$, bánh 2 là $x_2 = 0,8083$ (tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 1,0613$). Chiều rộng vành răng $b_w = 33 \text{ mm}$. Hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1,71$.
  • Kiểm nghiệm bền bánh răng: Ứng suất tiếp xúc thực tế tính toán $\sigma_H = 454,3 \text{ MPa} < [\sigma_H]$, sai lệch dưới 10%, đảm bảo độ bền tiếp xúc. Các điều kiện kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh 1 và bánh 2 đều thỏa mãn giới hạn cho phép.
Thông số hình học cặp bánh răng Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục chia $a$ 108 mm
Khoảng cách trục ăn khớp $a_w$ 110 mm
Mô-đun pháp $m$ 2 mm
Số răng bánh dẫn / bị dẫn $Z_1 / Z_2$ 24 / 84 răng
Góc nghiêng răng $\beta$ 14,53 độ
Chiều rộng vành răng $b_w$ 33 mm
Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ 48 / 168 mm
Đường kính vòng lăn $d_{w1} / d_{w2}$ 48,89 / 171,11 mm
Đường kính đỉnh răng $d_{a1} / d_{a2}$ 50,38 / 171,49 mm
Đường kính đáy răng $d_{f1} / d_{f2}$ 44,012 / 166,23 mm

Chương 4: Tính thiết kế trục

Chương 4 tính toán kết cấu trục I và trục II của hộp giảm tốc:

  • Khớp nối trục: Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi kết nối trục động cơ ($d_{đc} = 28 \text{ mm}$) với trục I. Mô-men xoắn tính toán $T_t = k \cdot T = 1,3 \cdot 25690,85 = 33398,1 \text{ Nmm}$. Chọn khớp nối có mô-men cho phép $T_{kn} = 150 \text{ Nm}$, đường kính trục nối $d_{kn} = 28 \text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 90 \text{ mm}$, đường kính chốt đàn hồi $d_c = 14 \text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28 \text{ mm}$. Lực khớp nối tác dụng lên trục vào là $F_{kn} = 114,182 \text{ N}$.
  • Vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 370,6 \text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 214,95 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \dots 20 \text{ MPa}$.
  • Tính toán đường kính và chiều dài các đoạn trục I:
    • Đường kính sơ bộ trục I: $d_{sb1} = 18,458 \text{ mm}$, chọn sơ bộ $d_1 = 20 \text{ mm}$.
    • Kích thước chiều dài: Chiều dài may-ơ bánh răng $l_{m12} = 30 \text{ mm}$, khoảng cách giữa các gối đỡ $l_{11} = 93 \text{ mm}$, khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng $l_{13} = 40 \text{ mm}$.
    • Xác định phản lực gối đỡ trục I từ lực bánh răng ($F_{t1} = 1028,96 \text{ N}$, $F_{r1} = 428,95 \text{ N}$) và lực khớp nối ($F_{kn} = 114,182 \text{ N}$): $F_{x0} = 593,694 \text{ N}$, $F_{x1} = 321,084 \text{ N}$, $F_{y0} = 214,475 \text{ N}$, $F_{y1} = 214,475 \text{ N}$.
    • Đường kính chuẩn hóa các tiết diện trục I: Tiết diện lắp khớp nối $d_{10} = 20 \text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ lăn $d_{11} = 25 \text{ mm}$ (hoặc đoạn gối $28 \text{ mm}$), tiết diện lắp bánh răng $d_{13} = 30 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then và độ bền mỏi trục I:
    • Chọn then bằng theo TCVN 2261-77: Tiết diện lắp khớp nối dùng then $b \times h = 6 \times 6 \text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 3,5 \text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng dùng then $8 \times 7 \text{ mm}$, $t_1 = 4 \text{ mm}$. Then đều đảm bảo độ bền dập và cắt.
    • Kiểm nghiệm mỏi: Tại tiết diện lắp ổ lăn 1-1 có hệ số an toàn $S_{1-1} = 8,89 \ge [S] = 1,5 \dots 2,5$; tại tiết diện lắp bánh răng 1-3 có $S_{1-3} = 7,94 \ge [S]$, kết cấu trục I hoàn toàn đảm bảo độ bền mỏi.
  • Tính sơ bộ trục II: Đường kính sơ bộ $d_{sb2} = 35 \text{ mm}$. Chọn đường kính đoạn lắp đĩa xích $d_{21} = 35 \text{ mm}$ (then $12 \times 8 \text{ mm}$), đoạn lắp ổ lăn $d_{22} = 40 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{23} = 45 \text{ mm}$ (then $14 \times 9 \text{ mm}$).

Chương 5: Tính chọn ổ lăn

Chương 5 xác định và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ các trục:

  • Lựa chọn loại ổ: Sử dụng ổ bi đỡ một dãy cho cả hai trục I và II do hệ thống chịu tải trọng nhỏ và chủ yếu là lực hướng tâm (lực dọc trục không đáng kể).
  • Kiểm nghiệm ổ lăn trục I (ngõng trục $d = 25 \text{ mm}$):
    • Tuổi thọ làm việc yêu cầu: $L_h = 11.000 \text{ giờ}$, tương ứng $L = 60 \cdot n \cdot L_h \cdot 10^{-6} = 937,2 \text{ triệu vòng quay}$.
    • Tổng lực hướng tâm lớn nhất tại gối 0: $F_{\Sigma 0} = \sqrt{F_{x0}^2 + F_{y0}^2} = \sqrt{593,694^2 + 214,475^2} = 631,246 \text{ N}$.
    • Tải trọng quy ước: $Q = V \cdot F_r \cdot k_d \cdot k_t = 1 \cdot 631,246 \cdot 1,2 \cdot 1 = 757,495 \text{ N}$ (với $V=1$, $k_d=1,2$, $k_t=1$).
    • Khả năng chịu tải động tính toán: $C_d = Q \cdot \sqrt[3]{L} = 7,413 \text{ kN} < C_{bảng} = 12,5 \text{ kN}$, thỏa mãn khả năng tải động.
    • Khả năng chịu tải tĩnh: Tải trọng tĩnh quy ước $Q_0 = 0,6 \text{ kN} < C_0 = 7,94 \text{ kN}$, thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
  • Ổ lăn trục II: Chọn ổ bi đỡ một dãy với đường kính ngõng trục $d_0 = d_1 = 35 \text{ mm}$ theo bảng tiêu chuẩn.

Chương 6: Tính kết cấu hộp giảm tốc

Chương 6 hoàn thiện thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết định vị, bảo dưỡng:

  • Vật liệu và kết cấu thân hộp: Đúc bằng gang xám GX15-32. Bề mặt lắp ghép giữa thân và nắp hộp đi qua đường tâm các trục. Chiều dày thân hộp $\delta = 5,6 \div 7 \text{ mm}$, gân tăng cứng có chiều dày $e = 6 \text{ mm}$, chiều cao $h = 35 \text{ mm}$, độ dốc đúc khoảng $2^\circ$.
  • Hệ thống bu-lông liên kết: Bu-lông nền $d_1$, bu-lông cạnh ổ $d_2$, khoảng cách tâm bu-lông cạnh ổ $E_2 = 1,6 d_2$, khoảng cách $K_2 = 40 \text{ mm}$.
  • Nắp ổ:
    • Nắp ổ trục I: Đường kính thân $D = 62 \text{ mm}$, đường kính tâm lỗ bu-lông $D_2 = 75 \text{ mm}$, đường kính ngoài $D_3 = 90 \text{ mm}$, gờ lắp $D_4 = 52 \text{ mm}$, sử dụng 4 bu-lông M6, chiều dày bích $h = 8 \text{ mm}$.
    • Nắp ổ trục II: $D = 85 \text{ mm}$, $D_2 = 100 \text{ mm}$, $D_3 = 125 \text{ mm}$, $D_4 = 75 \text{ mm}$, sử dụng 4 bu-lông M8, chiều dày bích $h = 10 \text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trên vỏ hộp:
    • Cửa thăm: Kích thước $100 \times 75 \text{ mm}$, bích $150 \times 100 \text{ mm}$, cố định bằng 4 vít M8x22 dùng để quan sát ăn khớp và châm dầu bôi trơn.
    • Nút thông hơi: Ren M27x2 lắp trên nắp cửa thăm để giải tỏa áp suất bên trong khi hộp nóng lên.
    • Nút tháo dầu: Ren M20x2 bố trí tại điểm thấp nhất của đáy hộp để xả dầu bôi trơn định kỳ.
    • Que thăm dầu: Dùng để kiểm tra mức dầu bôi trơn ngập bánh răng.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống cơ khí được thiết kế với cấu trúc truyền động phân tầng rõ ràng từ nguồn động lực tới cơ cấu chấp hành. Sơ đồ khối truyền động được hiện thực hóa qua các thông số kỹ thuật chế tạo cụ thể:

Thành phần cụm máy Vật liệu chế tạo Phương pháp gia công / Quy cách Thông số kết cấu chính
Động cơ điện Vỏ gang / nhôm Động cơ không đồng bộ 3 pha $P = 3,82 \text{ kW}$, $n = 1420 \text{ vg/ph}$
Khớp nối trục Gang / Thép + Cao su Khớp nối trục vòng đàn hồi 4 chốt $\phi 14$, $D_0 = 90 \text{ mm}$, $T_{kn} = 150 \text{ Nm}$
Hộp giảm tốc Gang xám GX15-32 Đúc thân nắp ghép đôi 1 cấp bánh răng nghiêng, $a_w = 110 \text{ mm}$
Bánh răng dẫn/bị dẫn Thép C45 tôi cải thiện Phay / xọc răng nghiêng $Z_1=24, Z_2=84, m=2 \text{ mm}, b_w=33 \text{ mm}$
Trục I / Trục II Thép C45 thường hóa Tiện bậc, mài ngõng trục Trục I: $\phi 20-\phi 25-\phi 30$; Trục II: $\phi 35-\phi 40-\phi 45$
Mối ghép then Thép 45 Then bằng tiêu chuẩn TCVN 2261-77 Then $6\times 6, 8\times 7, 12\times 8, 14\times 9 \text{ mm}$
Gối đỡ trục Thép hợp kim ổ lăn Ổ bi đỡ một dãy tiêu chuẩn Trục I: cỡ trục $\phi 25$; Trục II: cỡ trục $\phi 35$
Bộ truyền ngoài Đĩa thép 45 tôi cải thiện Xích ống con lăn 1 dãy $p = 19,05 \text{ mm}, Z_1 = 23, Z_2 = 70, x = 120 \text{ mắt}$

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành toàn diện chuỗi tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải với các chỉ số kỹ thuật chính xác:

  • Xác lập bảng phân phối động học và mô-men xoắn hoàn chỉnh trên 4 trục (động cơ, trục vào, trục ra, trục công tác), đảm bảo công suất trục công tác đạt $3,234 \text{ kW}$ tại tốc độ $133,898 \text{ vg/ph}$ với tổng hiệu suất hệ thống $\eta_c = 0,849$.
  • Tính toán thành công bộ truyền xích ống con lăn bước xích $p = 19,05 \text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 683,21 \text{ mm}$, đảm bảo bền tiếp xúc đĩa xích ($\sigma_H = 481,29 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 600 \text{ MPa}$) và hệ số an toàn xích $s \ge 9,3$.
  • Thiết kế hoàn chỉnh cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp với khoảng cách trục $a_w = 110 \text{ mm}$, $u_t = 3,5$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,63^\circ$, thỏa mãn ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 454,3 \text{ MPa}$ và độ bền uốn theo tải trọng 3 ca làm việc trong $11.000$ giờ.
  • Kiểm nghiệm chính xác kết cấu trục I với hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các vị trí lắp ổ lăn ($S_{1-1} = 8,89$) và bánh răng ($S_{1-3} = 7,94$), vượt xa ngưỡng yêu cầu $[S] = 1,5 \dots 2,5$.
  • Định hình đầy đủ các kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 và bảng thông số chuẩn cho các chi tiết phụ trợ nắp ổ, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án thể hiện một số giới hạn kỹ thuật gắn liền với phạm vi của đồ án môn học:

  • Phương pháp tính toán dừng ở mức giải tích truyền thống theo các công thức thực nghiệm và bảng tra, chưa kết hợp mô phỏng số phân bố ứng suất và biến dạng bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) trên vỏ hộp và trục.
  • Chưa đi sâu vào tính toán truyền nhiệt và cân bằng nhiệt độ chi tiết của dầu bôi trơn trong vỏ hộp giảm tốc khi hoạt động liên tục 3 ca ở môi trường công nghiệp thực tế.
  • Bôi trơn bộ truyền xích ngoài được giả định theo hệ số thực nghiệm, chưa chi tiết hóa kết cấu hộp che xích và giải pháp bôi trơn liên tục (nhỏ giọt hoặc ngâm dầu).

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.

Nội dung đặc biệt có giá trị ở:

  • Bảng biểu tính toán động học chi tiết, rõ ràng từng bước trung gian.
  • Quy trình kiểm nghiệm hệ số dịch chỉnh bánh răng ($x_1, x_2, x_t$) khi khoảng cách trục chia khác khoảng cách trục làm việc ($a \ne a_w$).
  • Các bước lập phương trình tĩnh học cân bằng lực không gian và công thức kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($S$) cho trục có rãnh then.
  • Bảng tra cứu thông số kích thước tiêu chuẩn cho vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động có thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ được chọn là loại xoay chiều 3 pha không đồng bộ rô-to ngắn mạch, có công suất định mức đáp ứng công suất tính toán $P_{yc} = 3,809 \text{ kW}$ (công suất trục động cơ $P_{đc} = 3,82 \text{ kW}$), tốc độ quay đồng bộ $n_{đb} = 1500 \text{ vg/ph}$ và tốc độ quay định mức thực tế $n_{đc} = 1420 \text{ vg/ph}$.

2. Tỉ số truyền của hệ dẫn động được phân phối như thế nào giữa các bộ truyền?
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống là $u_{ch} = 10,59$. Trong đó, tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là $u_{br} = 3,5$ và tỉ số truyền của bộ truyền xích ngoài là $u_x = 3,03$.

3. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại bánh răng nào và các thông số cơ bản ra sao?
Hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, khoảng cách trục làm việc $a_w = 110 \text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2 \text{ mm}$, số răng $Z_1 = 24$, $Z_2 = 84$, góc nghiêng răng $\beta = 14,53^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,63^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 33 \text{ mm}$ và hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,253$, $x_2 = 0,8083$.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi trên Trục I đạt được giá trị bao nhiêu?
Tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then của Trục I, hệ số an toàn mỏi tính toán đều đạt yêu cầu cao: Tại tiết diện ngõng trục lắp ổ lăn đạt $S_{1-1} = 8,89$ và tại tiết diện lắp bánh răng đạt $S_{1-3} = 7,94$, thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi $[S] = 1,5 \dots 2,5$.

5. Loại ổ lăn nào được sử dụng và khả năng tải được kiểm nghiệm ra sao?
Hệ thống sử dụng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ trên trục I và trục II. Trên trục I (ngõng trục $d = 25 \text{ mm}$), khả năng chịu tải động tính toán đạt $C_d = 7,413 \text{ kN}$ nhỏ hơn khả năng tải động danh định của ổ ($C = 12,5 \text{ kN}$); tải trọng tĩnh tính toán $Q_0 = 0,6 \text{ kN} < C_0 = 7,94 \text{ kN}$, đảm bảo tuổi thọ $11.000$ giờ ($937,2$ triệu vòng quay).

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" của sinh viên Đồng Đỗ Minh Ngọc đã giải quyết hoàn chỉnh các bước tính toán thiết kế cơ khí cho một hệ thống truyền động công nghiệp tiêu biểu. Toàn bộ các cụm chi tiết máy chính gồm động cơ điện, bộ truyền xích ống con lăn, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp, hệ trục, mối ghép then và ổ lăn đều được tính toán và kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn bền tiếp xúc, bền uốn và bền mỏi. Kết quả đồ án cung cấp một bộ thông số kỹ thuật đồng bộ, là cơ sở dữ liệu tin cậy phục vụ công tác bóc tách bản vẽ kỹ thuật và chế tạo cơ khí.