Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong ngành cơ khí chế tạo máy, việc thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò quyết định đến hiệu suất làm việc, độ tin cậy và tuổi thọ của các thiết bị máy móc công tác. Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy của sinh viên Lê Trung Kiên (lớp 62CTM, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Thủy Lợi, dưới sự hướng dẫn của Th.S Phạm Thanh Tùng, thực hiện vào tháng 12/2022) tập trung vào bài toán tính toán và thiết kế hoàn chỉnh một trạm dẫn động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp kết hợp với bộ truyền đai thang ngoài hộp.
Mục tiêu tổng quát của đồ án là xác định đầy đủ các thông số động học, động lực học, kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho toàn bộ các chi tiết máy cấu thành hệ thống nhằm đảm bảo khả năng làm việc liên tục dưới chế độ tải không đổi. Để đạt được mục tiêu đó, đồ án giải quyết các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể theo trình tự:
- Tính chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền chung cho hệ thống dẫn động.
- Thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
- Thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc (tính toán kích thước ăn khớp và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn).
- Thiết kế hệ thống trục truyền động (xác định đường kính, phân tích lực, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi).
- Tính chọn và kiểm nghiệm mối ghép then, chọn loại ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp, các chi tiết phụ và xác định dung sai lắp ghép, chế độ bôi trơn.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là trạm dẫn động hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng kết hợp bộ truyền đai thang. Phạm vi tính toán không gian và thời gian được xác định dựa trên thông số công tác đầu vào: lực vòng trên trục máy công tác tạo ra công suất $P_t = P_{lv} = 1,987\text{ kW}$, vận tốc làm việc $v = 2,65\text{ m/s}$, đường kính tang $D = 325\text{ mm}$, làm việc 1 chiều với tải trọng tĩnh ổn định.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế
Thuyết minh đồ án được xây dựng dựa trên khung lý thuyết và hệ thống phương pháp tính toán chi tiết máy tiêu chuẩn trong ngành cơ khí chế tạo máy tại Việt Nam (theo giáo trình và sổ tay thiết kế chi tiết máy của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và Nguyễn Trọng Hiệp):
- Lý thuyết tính toán truyền động cơ khí: Phương pháp cân bằng công suất, xác định hiệu suất hệ thống $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{kn}$, phân phối tỉ số truyền chung $u_t$ cho bộ truyền đai $u_đ$ và bộ truyền bánh răng $u_{br}$.
- Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai thang: Xác định tiết diện đai theo công suất và vận tốc, tính toán chiều dài đai $L$, khoảng cách trục $a$, góc ôm bánh đai $\alpha_1$, kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây $i \le i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$ và xác định số đai $z$ theo điều kiện chỉ tiêu công suất cho phép $[P_o]$ kết hợp các hệ số hiệu chỉnh $C_\alpha, C_l, C_u, C_z, K_đ$.
- Tiêu chuẩn tính toán truyền động bánh răng: Tính toán khoảng cách trục $a_w$ sơ bộ theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$; kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và kiểm nghiệm độ bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$ dựa trên số chu kỳ chịu tải tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$), các hệ số tập trung tải trọng ($K_{H\beta}, K_{H\alpha}, K_{Hv}, K_{F\beta}, K_{F\alpha}, K_{Fv}$) và hệ số dạng răng $Y_F$.
- Lý thuyết thiết kế trục và độ bền mỏi: Phân tích hệ lực không gian ($F_t, F_r, F_a, F_d, F_{kn}$), giải phóng liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, lập biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 2,5$.
- Lý thuyết tính toán mối ghép then và ổ lăn: Kiểm nghiệm then bằng theo ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$; tính toán khả năng tải động của ổ bi đỡ $C_d \le C$ dựa trên tuổi thọ $L$ (triệu vòng) và tải trọng động quy ước $Q$.
Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo máy. Toàn bộ dữ liệu tính toán đều xuất phát từ yêu cầu công nghệ của thiết bị công tác và hệ thống bảng tra cơ tính vật liệu cơ khí.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí
Hệ thống dẫn động được thiết kế với cấu trúc truyền động thẳng hàng gồm 3 khối chức năng chính: nguồn động lực (động cơ điện 3 pha), hệ thống truyền dẫn trung gian (bộ truyền đai thang dẫn động vào trục I của hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp) và cơ cấu nối ngõ ra (khớp nối đàn hồi nối từ trục II của hộp giảm tốc sang trục tang của máy công tác).
Dưới đây là bảng tổng hợp các thông số động học và động lực học phân bố trên các trục của hệ thống dẫn động:
| Đại lượng / Thông số | Trục động cơ | Trục I (Trục chủ động HGT) | Trục II (Trục bị dẫn HGT) | Trục máy công tác |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 2,24 | 2,11 | 2,00 | 1,987 |
| Tỉ số truyền $u$ | - | 2,024 (Bộ truyền đai) | 4,500 (Bộ truyền bánh răng) | 1,000 (Khớp nối) |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1420 | 702,9 | 156,2 | 156,2 |
| Mômen xoắn $T$ (N.mm) | 15064,7 | 28667,6 | 122279,0 | 121514,8 |
Hệ thống kết cấu cơ khí được triển khai chi tiết gồm: vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám với kết cấu nắp và thân ghép bằng bu-lông, các gối đỡ trục sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ trung bôi trơn bằng mỡ, cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp trong hộp ngâm dầu bôi trơn, que thăm dầu định mức bôi trơn và chốt định vị hình côn đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Chọn động cơ và phân phối TST
- Tác giả tính toán công suất làm việc trên trục máy công tác đạt $P_{lv} = 1,987\text{ kW}$ từ lực kéo và vận tốc làm việc ($v = 2,65\text{ m/s}$, $D = 325\text{ mm}$). Số vòng quay trục máy công tác đạt $n_{lv} = 155,72\text{ vg/ph}$.
- Xác định hiệu suất tổng của hệ thống: với hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,95$, một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0,96$ và khớp nối $\eta_{kn} = 1$, công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định là $P_{ct} = 2,24\text{ kW}$.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền $u_{sb} = u_đ \cdot u_{br} = 2,5 \cdot 4,5 = 11,25$, từ đó số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 1751,9\text{ vg/ph}$. Tác giả chọn động cơ điện có công suất định mức $P_{đc} = 2,24\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$.
- Tỉ số truyền tổng thực tế của hệ thống là $u_t = 9,11$. Với hộp giảm tốc 1 cấp $u_{hgt} = u_{br} = 4,5$, tỉ số truyền của bộ truyền đai được phân phối lại là $u_đ = 2,024$. Từ đây, tác giả tính toán chi tiết công suất, mômen xoắn và số vòng quay cho từng trục trong hệ thống.
Phần II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
- Căn cứ vào công suất động cơ $P_{đc} = 2,24\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$, tác giả lựa chọn đai thang loại A.
- Đường kính bánh đai nhỏ được chọn $d_1 = 112\text{ mm}$, vận tốc đai tính được là $v = 8,32\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện $v \le v_{max} = 25\text{ m/s}$). Đường kính bánh đai lớn được chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 224\text{ mm}$ với hệ số trượt $\xi = 0,01$, cho tỉ số truyền thực tế $u_t = 2,02$ (sai lệch tỉ số truyền $\Delta u$ nằm trong giới hạn cho phép).
- Khoảng cách trục được xác định sơ bộ và chuẩn hóa là $a = 290,7\text{ mm}$; chiều dài dây đai tính toán theo tiêu chuẩn là $L = 1120\text{ mm}$. Tần số chạy của đai đạt $i = 7,42\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$.
- Số lượng dây đai tính toán là $z = 1,63$, tác giả quy chuẩn chọn $z = 2$ đai. Góc ôm bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 152,1^\circ$.
- Chiều rộng vành bánh đai xác định $B = 35\text{ mm}$; góc chêm rãnh đai $\varphi = 36^\circ$; đường kính đỉnh bánh đai $d_{a1} = 118,6\text{ mm}$, $d_{a2} = 230,6\text{ mm}$; đường kính đáy bánh đai $d_{f1} = 93,6\text{ mm}$, $d_{f2} = 205,6\text{ mm}$.
- Với khối lượng một mét chiều dài đai $q_m = 0,105\text{ kg/m}$, lực căng do lực ly tâm sinh ra là $F_v = 7,26\text{ N}$, lực căng ban đầu của mỗi nhánh đai $F_0 = 142,7\text{ N}$, và lực tác dụng lên trục truyền là $F_r = 560,48\text{ N}$.
| Thông số bộ truyền đai thang | Ký hiệu | Giá trị | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Tiết diện đai | - | Loại A | - |
| Đường kính bánh đai nhỏ / lớn | $d_1 / d_2$ | 112 / 224 | mm |
| Khoảng cách trục | $a$ | 290,7 | mm |
| Chiều dài đai | $L$ | 1120 | mm |
| Số lượng dây đai | $z$ | 2 | sợi |
| Góc ôm trên bánh đai nhỏ | $\alpha_1$ | 152,1 | độ |
| Chiều rộng bánh đai | $B$ | 35 | mm |
| Lực căng ban đầu / Lực tác dụng lên trục | $F_0 / F_r$ | 142,7 / 560,48 | N |
Phần III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG
- Vật liệu chế tạo: Đồng nhất vật liệu cho cả hai bánh là thép C45 thường hóa. Bánh nhỏ có độ bền kéo $\sigma_{b1} = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 340\text{ MPa}$, độ rắn $HB_1 = 200$. Bánh lớn có $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 340\text{ MPa}$, độ rắn $HB_2 = 185$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định $[\sigma_H] = 434\text{ MPa}$ với các hệ số tuổi thọ $K_{HL1} \approx 1, K_{HL2} \approx 1$.
- Khoảng cách trục sơ bộ tính toán và tiêu chuẩn hóa đạt $a_w = 125\text{ mm}$. Tác giả chọn mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$.
- Số răng tính được: bánh dẫn $Z_1 = 22$ răng, bánh bị dẫn $Z_2 = 99$ răng, cho tỉ số truyền thực tế $u_t = 99/22 = 4,5$ (sai lệch $\Delta u = 0%$). Chiều rộng vành răng xác định $b_w = 62,5\text{ mm}$.
- Thông số kích thước: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 45,45\text{ mm}$, $d_{w2} = 204,55\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 48,97\text{ mm}$, $d_{a2} = 208,04\text{ mm}$; đường kính chân răng $d_{f1} = 40,93\text{ mm}$, $d_{f2} = 200\text{ mm}$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 24,5^\circ$.
- Vận tốc vòng đạt $v = 1,67\text{ m/s}$, tương ứng với cấp chính xác chế tạo là 9.
- Kết quả kiểm nghiệm:
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H$ sai lệch so với ứng suất cho phép dưới $10%$, thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
- Kiểm nghiệm độ bền uốn: Ứng suất uốn tại chân răng bánh 1 và bánh 2 đều nhỏ hơn giới hạn mỏi uốn cho phép ($\sigma_{F1} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 30,5\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$).
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1261,5\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 574,9\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$ (do là bánh răng trụ răng thẳng).
Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
- Chọn vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \dots 30\text{ MPa}$.
- Xác định tải trọng: Lực từ bộ truyền đai $F_d = 560,48\text{ N}$, lực ăn khớp bánh răng ($F_{t1} = 1261,5\text{ N}, F_{r1} = 574,9\text{ N}$), lực từ khớp nối trục II ($T_t = 122279\text{ N.mm}, D_t = 105\text{ mm} \to F_t = 2329,1\text{ N}$, lực hướng tâm khớp nối $F_{kn} = 465,8\text{ N}$).
- Xác định đường kính sơ bộ: Trục I đạt $d_I = 21,22\text{ mm} \to$ chọn sơ bộ $d_I = 25\text{ mm}$; Trục II chọn sơ bộ $d_{II} = 35\text{ mm}$.
- Xác định khoảng cách đặt lực: May ơ bánh đai $l_{m13} = 62,25\text{ mm}$, may ơ bánh răng trục II $l_{m22} = 185,25\text{ mm}$, chiều dài ổ lăn trục I $b_{o1} = 17\text{ mm}$, trục II $b_{o2} = 21\text{ mm}$.
- Phản lực tại các gối đỡ ổ lăn:
- Trục I: Gối B ($X_B = 1252,35\text{ N}, Y_B = 909\text{ N}$), Gối D ($X_D = 405,45\text{ N}, Y_D = 62,10\text{ N}$).
- Trục II: Gối E ($X_E = 925,2\text{ N}, Y_E = 287,4\text{ N}$), Gối G ($X_G = 129,5\text{ N}, Y_G = 287,4\text{ N}$).
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi (với giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 261,6\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 151,73\text{ MPa}$, hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$):
- Trục I: Tại tiết diện lắp bánh răng đạt hệ số an toàn $s_C = 20,5 \ge 2,5$; tại tiết diện gối đỡ ổ lăn đạt $s_B = 9,52 \ge 2,5$.
- Trục II: Tại tiết diện lắp bánh răng đạt $s_F = 8,38 \ge 2,5$; tại tiết diện lắp khớp nối đạt $s_H = 7,38 \ge 2,5$; tại tiết diện gối đỡ ổ lăn đạt $s_G = 9,84 \ge 2,5$.
- Kết luận: Cả hai trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi tại mọi tiết diện nguy hiểm.
Phần V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN
- Thiết kế mối ghép then: Sử dụng then bằng theo tiêu chuẩn.
- Vị trí lắp bánh răng trên Trục I ($d = 30\text{ mm}$): Tiết diện then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều sâu rãnh trên trục $t_1 = 4\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 2,8\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 0,16 \dots 0,25\text{ mm}$. Chiều dài then $l_t = 0,8 \cdot l_m$.
- Vị trí lắp bánh răng trên Trục II ($d = 34\text{ mm}$): Tiết diện then $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, chiều sâu rãnh trên trục $t_1 = 5\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 3,3\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 0,25 \dots 0,4\text{ mm}$. Ứng suất dập và ứng suất cắt đều thỏa mãn giới hạn cho phép ($[\tau_c] = 60\text{ MPa}$).
- Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
- Chọn ổ lăn cho Trục I: Với đường kính ngõng trục $d = 25\text{ mm}$, phản lực hướng tâm tổng hợp tại ổ B là $F_{rB} = \sqrt{1252,35^2 + 909^2} = 1547,4\text{ N}$ và tại ổ D là $F_{rD} = \sqrt{405,45^2 + 62,10^2} = 410,1\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0$.
- Tác giả chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung ký hiệu 305 với các thông số: $d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 17,6\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 11,6\text{ kN}$.
- Kiểm nghiệm khả năng tải động: Bậc đường cong mỏi $m = 3$, tuổi thọ ổ $L = 809,7$ triệu vòng; với hệ số vòng quay $V = 1$, hệ số nhiệt độ $k_t = 1$, hệ số tải trọng $k_đ = 1$, hệ số hướng tâm $X = 1$ và dọc trục $Y = 0$, khả năng tải động tính toán $C_d$ thỏa mãn điều kiện $C_d \le C$.
Phần VI và VII: KẾT CẤU VỎ, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN
- Kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ: Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế theo chỉ tiêu độ cứng vững và khối lượng nhỏ gọn, đúc bằng gang xám. Bố trí các chi tiết phụ phục vụ vận hành: chốt định vị hình côn định vị nắp và thân hộp, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn, nắp quan sát, nút thông hơi và nút tháo dầu.
- Dung sai lắp ghép: Xác định kiểu lắp tiêu chuẩn cho các mối ghép then, mối ghép lắp bánh răng lên trục, và mối ghép vòng trong - vòng ngoài của ổ lăn lên ngõng trục và lỗ thân hộp.
- Bôi trơn: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (mức dầu ngập chiều cao chân răng của bánh lớn) và bôi trơn bằng mỡ cho các cụm ổ lăn trục I, trục II.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho trạm dẫn động hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng với hệ thống số liệu cụ thể:
| Cụm chi tiết | Thông số thiết kế chính | Giá trị tính toán nghiệm thu |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Công suất định mức / Tốc độ đồng bộ | $P_{đc} = 2,24\text{ kW}$ / $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$ |
| Bộ truyền đai | Loại đai / Số đai / Khoảng cách trục / Đường kính đai | Đai thang A / $z = 2$ đai / $a = 290,7\text{ mm}$ / $d_1 = 112\text{ mm}, d_2 = 224\text{ mm}$ |
| Bộ truyền bánh răng | Khoảng cách trục / Mô đun / Số răng / Góc ăn khớp | $a_w = 125\text{ mm}$ / $m = 2\text{ mm}$ / $Z_1 = 22, Z_2 = 99$ / $\alpha_{tw} = 24,5^\circ$ |
| Trục I & II | Đường kính đoạn lắp ổ / Vật liệu | $d_I = 25\text{ mm}, d_{II} = 35\text{ mm}$ / Thép C45 thường hóa |
| Hệ số an toàn mỏi | Hệ số an toàn nhỏ nhất trên trục I và trục II | $s_{B} = 9,52 \ge 2,5$; $s_{H} = 7,38 \ge 2,5$ (Thỏa mãn) |
| Ổ lăn Trục I | Mã hiệu ổ / Đường kính trong / Tải trọng động | Ổ bi đỡ cỡ trung 305 / $d = 25\text{ mm}$ / $C = 17,6\text{ kN}$ |
Giải pháp thiết kế của tác giả thể hiện tính hợp lý cao thông qua việc đồng nhất mác thép C45 thường hóa cho cả bánh răng và trục, vừa đảm bảo tính công nghệ chế tạo vừa hạ giá thành sản xuất. Phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền đai ($u_đ = 2,024$) và hộp giảm tốc ($u_{br} = 4,5$) giúp tối ưu hóa kích thước vỏ hộp, giữ khoảng cách trục bánh răng ở mức nhỏ gọn ($a_w = 125\text{ mm}$). Toàn bộ hệ số an toàn về độ bền tiếp xúc, uốn và mỏi trục đều đạt và vượt chỉ tiêu cho phép.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Thuyết minh đồ án thực hiện tính toán thiết kế dựa trên giả định tải trọng tĩnh không thay đổi ($P_t = P_{lv} = 1,987\text{ kW}$), chưa khảo sát phản ứng động học của hệ thống khi chịu tải dao động, quá tải khởi động hoặc rung động đột ngột. Toàn bộ tính toán dừng lại ở phương pháp giải tích truyền thống trên bản vẽ 2D, chưa tích hợp mô phỏng số 3D hoặc phân tích ứng suất phần tử hữu hạn (FEA).
- Hướng mở rộng: Mở rộng tính toán độ bền hệ thống dưới các chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ; ứng dụng phần mềm mô phỏng (như SolidWorks, Inventor hoặc ANSYS) để kiểm chứng trường ứng suất trên trục, tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc và phân tích dao động của bộ truyền đai.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và hữu ích cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ kỹ sư.
- Các kỹ sư thiết kế máy công nghiệp cần một quy trình tính toán mẫu có đầy đủ các bước chuẩn tắc: từ phân phối động học, thiết kế đai, bánh răng, lập biểu đồ nội lực không gian trên trục, tính toán then đến chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có các thông số kỹ thuật nào và dựa trên căn cứ gì? Động cơ điện được chọn có công suất định mức $P_{đc} = 2,24\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$. Căn cứ lựa chọn dựa trên công suất yêu cầu trên trục máy công tác $P_{lv} = 1,987\text{ kW}$, hiệu suất tổng truyền động $\eta = 0,887$, dẫn đến công suất cần thiết $P_{ct} = 2,24\text{ kW}$ và tốc độ sơ bộ $n_{sb} = 1751,9\text{ vg/ph}$.
2. Bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc sử dụng loại đai nào và thông số hình học ra sao? Bộ truyền sử dụng đai thang thường loại A với số lượng $z = 2$ đai. Kích thước hình học gồm đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 112\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 224\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 290,7\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 1120\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 152,1^\circ$, và chiều rộng vành bánh đai $B = 35\text{ mm}$.
3. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc có khoảng cách trục, mô đun và số răng là bao nhiêu? Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 125\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 22$ răng và bánh bị dẫn $Z_2 = 99$ răng. Tỉ số truyền thực tế đạt $u_t = 4,5$ với độ sai lệch tỉ số truyền $\Delta u = 0%$.
4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên hai trục có đạt yêu cầu kỹ thuật không? Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều đạt và vượt điều kiện an toàn mỏi với $[s] = 2,5$. Trên Trục I, hệ số an toàn tại vị trí bánh răng là $s_C = 20,5$ và tại gối đỡ ổ lăn là $s_B = 9,52$. Trên Trục II, hệ số an toàn tại vị trí bánh răng là $s_F = 8,38$, tại vị trí khớp nối là $s_H = 7,38$, và tại gối đỡ ổ lăn là $s_G = 9,84$.
5. Ổ lăn trên Trục I được chọn loại nào và kích thước cơ bản là bao nhiêu? Trục I sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung mã hiệu 305 (cấp chính xác 0). Kích thước cơ bản gồm đường kính trong $d = 25\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 62\text{ mm}$, bề rộng $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 17,6\text{ kN}$ và khả năng tải tĩnh $C_0 = 11,6\text{ kN}$.
Kết luận
Đồ án Cơ sở thiết kế máy của tác giả Lê Trung Kiên đã hoàn thành việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp kết hợp bộ truyền đai thang với quy trình khoa học và chuẩn xác. Mọi thông số động học, hình học ăn khớp, khả năng chịu tải của đai, bánh răng, trục, then và ổ lăn đều được tính toán và kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết, hoàn chỉnh và có giá trị ứng dụng cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí trong quá trình học tập và làm đồ án chuyên ngành.