Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò then chốt trong việc giải phóng sức lao động thủ công, tự động hóa dây chuyền sản xuất và nâng cao năng suất xã hội. Hệ thống máy móc hiện đại đòi hỏi các cơ cấu dẫn động phải hoạt động ổn định, chính xác và có độ bền cơ học cao. Đối với sinh viên chuyên ngành Cơ điện tử ô tô và xe chuyên dụng thuộc Khoa Cơ khí động lực, việc thực hiện đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy là nhiệm vụ kỹ thuật nhằm vận dụng toàn diện lý thuyết động học, động lực học và sức bền vật liệu vào thiết kế cụ thể một hệ thống cơ khí thực tế.

Nhiệm vụ thiết kế của đề tài tập trung vào việc tính toán, thiết kế toàn diện hệ dẫn động xích tải với các thông số kỹ thuật đầu vào được xác định cụ thể:

  1. Lực kéo xích tải: $F = 3250\text{ N}$.
  2. Vận tốc xích tải: $v = 1,9\text{ m/s}$.
  3. Số răng đĩa xích tải: $z = 19\text{ răng}$.
  4. Bước xích tải: $p = 25,4\text{ mm}$.
  5. Thời gian phục vụ định mức: $L_h = 25000\text{ giờ}$.
  6. Chế độ làm việc: 1 ca/ngày, đặc tính tải trọng làm việc ở mức vừa. Mômen tác dụng gồm giai đoạn mở máy $T_1 = 1,2T$ trong thời gian ngắn $t_1 = 5\text{ s}$ và giai đoạn làm việc ổn định $T_2 = 1,0T$ trong $t_2 = 28800\text{ s}$.
  7. Không gian lắp đặt: Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài nằm ở vị trí $30^\circ$.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền ngoài (truyền động đai), hộp giảm tốc một cấp (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng), bộ truyền xích dẫn động và hệ thống trục gối đỡ. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học, xác định công suất, lựa chọn vật liệu, thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền mỏi cho các chi tiết cơ khí theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án sử dụng khung lý thuyết và phương pháp tính toán chuẩn mực trong ngành cơ khí chế tạo máy, dựa trên giáo trình chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) cùng các tiêu chuẩn kỹ thuật liên quan đến tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền ăn khớp và độ bền mỏi của trục.

Khung lý thuyết và mô hình tính toán

  • Lý thuyết động lực học máy: Xác định công suất cản trên trục công tác, tính toán hiệu suất tổng thể của hệ dẫn động cơ khí dựa trên các hiệu suất thành phần của từng cụm truyền động (bộ truyền đai hở, bộ truyền bánh răng côn kín, bộ truyền xích hở và các cặp ổ lăn).
  • Lý thuyết tính toán truyền động đai: Phương pháp xác định tiết diện đai thang theo công suất truyền và vận tốc quay, tính toán góc ôm, khoảng cách trục, số lượng dây đai và các lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục.
  • Lý thuyết truyền động xích con lăn: Xác định bước xích, số mắt xích, kiểm nghiệm điều kiện va đập của mắt xích, kiểm nghiệm độ bền tĩnh/quá tải và tính toán ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích.
  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: Phương pháp thiết kế theo độ bền tiếp xúc mỏi của bề mặt răng và kiểm nghiệm theo độ bền uốn của chân răng, kết hợp kiểm tra khả năng chịu quá tải đột ngột khi mở máy.
  • Lý thuyết sức bền vật liệu và thiết kế trục: Phương pháp phân tích hệ lực không gian, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, vẽ biểu đồ mômen uốn - mômen xoắn và tính toán đường kính trục theo mômen tương đương kết hợp kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi.

Phương pháp nghiên cứu

  • Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí: Áp dụng các công thức giải tích giải mã thông số kỹ thuật, sau đó quy chuẩn hóa các kích thước theo dãy số tiêu chuẩn TCVN hoặc tiêu chuẩn quốc tế (đường kính bánh đai, chiều dài đai, môđun bánh răng, đường kính ngõng trục, ổ lăn).
  • Phương pháp phân tích phản lực liên kết tĩnh học và cơ học kết cấu: Tách rời từng trục, mô hình hóa các lực tác dụng từ bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích thành hệ lực đặt tại các tiết diện đặc trưng để giải phản lực gối đỡ.

Nguồn dữ liệu

Dữ liệu tính toán được trích xuất từ các bảng thông số chuẩn của động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, bảng cơ tính vật liệu thép kết cấu C45 tôi cải thiện, bảng thông số tiêu chuẩn đai thang thường loại A, đĩa xích tiêu chuẩn và bảng tra các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất trong sổ tay thiết kế chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản của toàn bộ hệ thống dẫn động.

  1. Tính toán công suất:

    • Công suất làm việc trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3250 \cdot 1,9}{1000} = 6,175\text{ kW}$$
    • Do thời gian mở máy $t_1 = 5\text{ s}$ rất nhỏ so với chu kỳ làm việc $t_2 = 28800\text{ s}$, hệ số biến đổi tải trọng $\beta = 1$, suy ra công suất tương đương $P_{tđ} = 6,175\text{ kW}$.
    • Hiệu suất của các bộ truyền: Bộ truyền đai $\eta_đ = 0,955$; bộ truyền bánh răng côn $\eta_{br} = 0,97$; bộ truyền xích $\eta_x = 0,92$; mỗi cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,993$.
    • Hiệu suất tổng thể hệ thống (với 3 cặp ổ lăn): $$\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^3 = 0,955 \cdot 0,97 \cdot 0,92 \cdot (0,993)^3 \approx 0,83$$
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{6,175}{0,83} = 7,44\text{ kW}$$

  2. Xác định tốc độ quay và chọn động cơ:

    • Số vòng quay làm việc của trục xích tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1,9}{19 \cdot 25,4} = 236,22\text{ vòng/phút}$$
    • Chọn sơ bộ tỉ số truyền: Bộ truyền đai $u_đ = 2,24$; bánh răng côn $u_{br} = 2,5$; bộ truyền xích $u_x = 2 \rightarrow u_{sb} = 11,2$.
    • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = n_{lv} \cdot u_{sb} = 236,22 \cdot 11,2 = 2645,66\text{ vòng/phút}$.
    • Chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A112M2Y3 có các thông số kỹ thuật: Công suất định mức $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$; Tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 2922\text{ vòng/phút}$; Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$; Tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$; $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.

  3. Phân phối tỉ số truyền và lập bảng thông số động lực học:

    • Tỉ số truyền toàn hệ thống: $u_{ht} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2922}{236,22} = 12,37$.
    • Phân phối tỉ số truyền cụ thể: Chọn $u_đ = 2,24$; $u_{br} = 2,5$; suy ra $u_x = \frac{12,37}{2,24 \cdot 2,5} = 2,209$.
Thông số Trục động cơ Trục I (chủ động HGT) Trục II (bị động HGT) Trục công tác (xích tải)
Tỉ số truyền ($u$) - $u_đ = 2,24$ $u_{br} = 2,5$ $u_x = 2,209$
Công suất ($P$, kW) 7,44 7,06 6,80 6,175
Số vòng quay ($n$, v/p) 2922 1304,46 521,784 236,208
Mômen xoắn ($T$, Nmm) 24316,22 51686,52 124457,63 249658,14

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang đặt giữa động cơ và trục I của hộp giảm tốc.

  1. Chọn loại đai và xác định đường kính bánh đai:

    • Do công suất $P_{đc} = 7,44\text{ kW} > 2\text{ kW}$, tác giả chọn loại đai thang thường tiết diện loại A ($b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$).
    • Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo tiêu chuẩn: $d_1 = 125\text{ mm}$.
    • Vận tốc của đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{đc}}{60000} = 19,12\text{ m/s}$.
    • Đường kính bánh đai lớn tính với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$: $d_2 = d_1 \cdot u_đ \cdot (1 - \varepsilon) = 125 \cdot 2,24 \cdot (1 - 0,02) = 274,4\text{ mm}$. Quy chuẩn theo tiêu chuẩn chọn $d_2 = 280\text{ mm}$.
    • Tỉ số truyền thực tế: $u_{đt} = \frac{280}{125 \cdot (1 - 0,02)} = 2,285$. Sai lệch tỉ số truyền là $2% \le 4%$ (đạt yêu cầu).

  2. Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai:

    • Khoảng cách trục sơ bộ chọn $a_{sb} = 1,2 \cdot d_2 = 336\text{ mm}$.
    • Chiều dài đai tiêu chuẩn được tính toán và chọn theo dãy tiêu chuẩn: $l = 2000\text{ mm}$.
    • Tần số uốn của đai: $i = \frac{v \cdot 1000}{l} = \frac{19,12 \cdot 1000}{2000} = 9,56\text{ s}^{-1} < i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$ (đảm bảo độ bền mỏi).
    • Khoảng cách trục tính toán lại: $a = 677,48\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện $0,55(d_1 + d_2) + h \le a \le 2(d_1 + d_2)$ tương đương $230,75\text{ mm} \le 677,48\text{ mm} \le 810\text{ mm}$.
    • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - \frac{d_2 - d_1}{a} \cdot 57^\circ = 166,96^\circ > 120^\circ$ (đạt yêu cầu truyền tải ma sát).

  3. Số đai và kích thước bánh đai:

    • Số dây đai tính toán: $z = 3\text{ đai}$ (tính toán lý thuyết ra 2,2 đai).
    • Bề rộng vành bánh đai: $B = 35\text{ mm}$. Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ $d_{a1} = 131,6\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_{a2} = 286,6\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu của 1 dây đai: $F_0 = 141,62\text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 2 \cdot F_0 \cdot \sin(\alpha_1 / 2) \cdot z = 844,22\text{ N}$.

Phần III: Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Chương này tính toán bộ truyền xích dẫn động từ trục II của hộp giảm tốc tới trục công tác của xích tải.

  1. Chọn loại xích và xác định số răng đĩa xích:

    • Chọn xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn do khả năng chịu tải phù hợp, giá thành thấp và độ bền mòn tốt.
    • Số răng đĩa xích chủ động: $z_1 = 29 - 2 \cdot u_x = 29 - 2 \cdot 2,209 = 24,58 \ge 19$. Theo nhiệm vụ đề bài chọn $z_1 = 19\text{ răng}$.
    • Số răng đĩa xích bị động: $z_2 = u_x \cdot z_1 = 2,209 \cdot 19 = 41,97$, quy tròn thành số lẻ $z_2 = 41\text{ răng} \le z_{max} = 120$.

  2. Xác định bước xích và khoảng cách trục:

    • Bước xích: $p = 25,4\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục sơ bộ: $a_{sb} = 40 \cdot p = 1016\text{ mm}$.
    • Số mắt xích tính toán được quy tròn thành số chẵn: $x_c = 110\text{ mắt xích}$.
    • Khoảng cách trục thực tế sau khi giảm bớt $\Delta a = 3\text{ mm}$ để tạo độ võng xích: $a = 1011\text{ mm}$.

  3. Kiểm nghiệm độ bền và xác định kích thước đĩa xích:

    • Vận tốc xích: $v = \frac{z_1 \cdot p \cdot n_{II}}{60000} = \frac{19 \cdot 25,4 \cdot 521,784}{60000} = 4,196\text{ m/s}$.
    • Lực vòng truyền động: $F_t = \frac{1000 \cdot P_{II}}{v} = \frac{1000 \cdot 6,8}{4,196} = 1620,59\text{ N}$.
    • Lực căng do lực ly tâm: $F_v = 45,776\text{ N}$; lực căng do trọng lượng bản thân: $F_0 = 103,15\text{ N}$.
    • Hệ số an toàn tĩnh: $s = \frac{Q}{k_đ \cdot F_t + F_0 + F_v} = \frac{56700}{1 \cdot 1620,59 + 103,15 + 45,776} = 32,04 > [s] = 10,3$ (đảm bảo độ bền).
    • Kích thước đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa chủ động $d_1 = 154,32\text{ mm}$, đĩa bị động $d_2 = 331,84\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 164,8\text{ mm}$, $d_{a2} = 343,53\text{ mm}$; đường kính chân răng $d_{f1} = 138,26\text{ mm}$, $d_{f2} = 315,78\text{ mm}$.
    • Vật liệu chế tạo đĩa xích: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 210, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 600\text{ MPa}$, thỏa mãn độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_{H1} = 5,031\text{ MPa}$).
    • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1,15 \cdot F_t = 1864\text{ N}$.

Phần IV: Tính toán bánh răng côn thẳng

Chương này tính toán thiết kế cặp bánh răng côn răng thẳng nằm trong hộp giảm tốc 1 cấp.

  1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

    • Chọn vật liệu nhóm I (độ cứng $\le 350\text{ HB}$): Bánh dẫn làm bằng thép 45 tôi cải thiện có độ cứng $230\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$. Bánh bị dẫn làm bằng thép 45 tôi cải thiện có độ cứng $215\text{ HB}$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 454,54\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: Bánh 1 có $[\sigma_{F1}] = 236,57\text{ MPa}$; Bánh 2 có $[\sigma_{F2}] = 221,14\text{ MPa}$.
    • Ứng suất quá tải cho phép: $[\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $[\sigma_F]{max} = 360\text{ MPa}$.

  2. Xác định các thông số hình học của bộ truyền:

    • Đường kính chia ngoài bánh nhỏ: $d_{e1} = 85\text{ mm}$; bánh lớn: $d_{e2} = 212,5\text{ mm}$.
    • Số răng bánh nhỏ: $z_1 = 34\text{ răng}$; số răng bánh lớn: $z_2 = 85\text{ răng}$.
    • Môđun vòng ngoài: $m_{te} = 2,5\text{ mm}$; môđun pháp trung bình: $m_{tm} = 2,125\text{ mm}$.
    • Góc côn chia: $\delta_1 = 21,801^\circ$; $\delta_2 = 68,199^\circ$.
    • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 114,43\text{ mm}$; chiều rộng vành răng: $b = 34,329\text{ mm}$ ($K_{be} = 0,3$).
    • Đường kính trung bình: $d_{m1} = 72,25\text{ mm}$; $d_{m2} = 180,625\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng ngoài: $d_{ae1} = 90,94\text{ mm}$; $d_{ae2} = 213,83\text{ mm}$.
    • Chiều cao răng ngoài: $h_e = 5,5\text{ mm}$ ($h_{ae1} = 3,2\text{ mm}$, $h_{ae2} = 1,8\text{ mm}$; $h_{fe1} = 2,3\text{ mm}$, $h_{fe2} = 3,7\text{ mm}$).
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,28$; $x_2 = -0,28$.

  3. Kiểm nghiệm độ bền và tính lực ăn khớp:

    • Ứng suất tiếp xúc tính toán: $\sigma_H = 448,86\text{ MPa} \le [\sigma_H]' = 453,17\text{ MPa}$ (đạt độ bền tiếp xúc).
    • Ứng suất uốn tính toán: $\sigma_{F1} = 110,01\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 236,57\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 113,13\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 221,14\text{ MPa}$ (đạt độ bền uốn).
    • Khả năng chịu quá tải khi mở máy: $\sigma_{Hmax} = 491,7\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 132,012\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$ (đảm bảo an toàn quá tải).
    • Lực tác dụng khi ăn khớp:
      • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = \frac{2 \cdot T_I}{d_{m1}} = \frac{2 \cdot 51686,52}{72,25} = 1431\text{ N}$.
      • Lực hướng tâm bánh 1 (bằng lực dọc trục bánh 2): $F_{r1} = F_{a2} = 454\text{ N}$.
      • Lực dọc trục bánh 1 (bằng lực hướng tâm bánh 2): $F_{a1} = F_{r2} = 194\text{ N}$.

Phần V: Tính toán thiết kế trục

Chương này giải quyết bài toán thiết kế kết cấu trục I, phân tích phản lực gối đỡ và kiểm nghiệm độ bền mỏi.

  1. Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ:

    • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$, độ cứng $192 - 240\text{ HB}$).
    • Đường kính sơ bộ: Trục I có $d_I^{sb} = 30\text{ mm}$ (bề rộng ổ lăn tương ứng $b_{01} = 19\text{ mm}$); Trục II có $d_{II}^{sb} = 35\text{ mm}$ (bề rộng ổ lăn tương ứng $b_{02} = 21\text{ mm}$).
    • Kích thước moay-ơ và gối đỡ trên trục I: Chiều dài moay-ơ bánh đai $l_{m12} = 40\text{ mm}$; chiều dài moay-ơ bánh răng côn $l_{m22} = 45\text{ mm}$; các khoảng cách gối đỡ $l_{11} = 80\text{ mm}$, $l_{12} = 65,5\text{ mm}$, $l_{13} = 59,5\text{ mm}$.

  2. Xác định phản lực gối đỡ trên trục I:

    • Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục (góc nghiêng $30^\circ$): $$F_{dx} = F_R \cdot \sin(30^\circ) = 844,22 \cdot 0,5 = 422,11\text{ N}$$ $$F_{dy} = F_R \cdot \cos(30^\circ) = 844,22 \cdot \frac{\sqrt{3}}{2} = 731,11\text{ N}$$
    • Mômen do lực dọc trục bánh răng côn $F_{a1}$ gây ra: $$M_{fa1} = F_{a1} \cdot \frac{d_{m1}}{2} = 194 \cdot \frac{72,25}{2} = 7008,25\text{ Nmm}$$
    • Giải phương trình cân bằng tĩnh học xác định phản lực tại các gối đỡ (ổ 0 và ổ 1):
      • Mặt phẳng thẳng đứng ($yOz$): $F_{y0} = 1056,026\text{ N}$; $F_{y1} = 129,084\text{ N}$.
      • Mặt phẳng nằm ngang ($xOz$): $F_{x0} = -229,87\text{ N}$; $F_{x1} = 2082,98\text{ N}$.

  3. Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:

    • Điểm 2 (lắp bánh đai): $M_{tđ2} = 44761,84\text{ Nmm} \rightarrow d_2 = 19,22\text{ mm} \rightarrow$ Chọn tiêu chuẩn $d_2 = 20\text{ mm}$.
    • Điểm 0 (gối đỡ ổ lăn 0): $M_{tđ0} = 67272,36\text{ Nmm} \rightarrow d_0 = 22,02\text{ mm} \rightarrow$ Chọn tiêu chuẩn $d_0 = 30\text{ mm}$.
    • Điểm 1 (gối đỡ ổ lăn 1): $M_{tđ1} = 91043,92\text{ Nmm} \rightarrow d_1 = 24,35\text{ mm} \rightarrow$ Chọn tiêu chuẩn $d_1 = 30\text{ mm}$.
    • Điểm 3 (lắp bánh răng côn): $M_{tđ3} = 45307,15\text{ Nmm} \rightarrow d_3 = 19,3\text{ mm} \rightarrow$ Chọn tiêu chuẩn $d_3 = 20\text{ mm}$.

  4. Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I:

    • Giới hạn mỏi uốn và xoắn chu kỳ đối xứng của thép 45: $\sigma_{-1} = 327\text{ MPa}$; $\tau_{-1} = 189,66\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm có lắp rãnh then và lắp ghép căng theo công thức kiểm nghiệm mỏi với hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$.

Thiết kế và triển khai kỹ thuật

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế theo sơ đồ truyền động cơ khí nối tiếp, chuyển giao công suất từ động cơ điện cao tốc đến cơ cấu xích tải vận tốc thấp.

Cấu trúc chuỗi truyền động

  1. Khâu tạo nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ 4A112M2Y3 ($7,5\text{ kW}$, $2922\text{ vòng/phút}$).
  2. Khâu giảm tốc cấp 1 (ngoài hộp): Bộ truyền đai thang thường loại A, gồm 3 dây đai, giảm tốc độ từ $2922\text{ vòng/phút}$ xuống $1304,46\text{ vòng/phút}$ ($u_đ = 2,24$), đóng vai trò bảo vệ an toàn cho hệ thống khi xảy ra hiện tượng quá tải nhờ khả năng trượt trơn của đai.
  3. Khâu giảm tốc cấp 2 (trong hộp kín): Hộp giảm tốc một cấp bánh răng côn răng thẳng ($u_{br} = 2,5$), đổi hướng truyền động vuông góc $90^\circ$, giảm tốc độ từ $1304,46\text{ vòng/phút}$ xuống $521,784\text{ vòng/phút}$. Bộ truyền được bôi trơn ngâm dầu kín trong vỏ hộp đúc để nâng cao tuổi thọ và giảm hao mòn.
  4. Khâu giảm tốc cấp 3 (ngoài hộp): Bộ truyền xích con lăn một dãy ($u_x = 2,209$), truyền mômen xoắn từ trục II của hộp giảm tốc tới trục đĩa xích tải công tác ($236,208\text{ vòng/phút}$).
  5. Cơ cấu chấp hành: Trục công tác mang đĩa xích tải ($z = 19$, $p = 25,4\text{ mm}$) kéo toàn bộ hệ thống xích tải với lực kéo $3250\text{ N}$ ở vận tốc $1,9\text{ m/s}$.

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật toàn hệ thống

Hạng mục / Cụm chi tiết Thông số đặc trưng Giá trị kỹ thuật
Động cơ điện Kiểu động cơ / Công suất / Vòng quay 4A112M2Y3 / $7,5\text{ kW}$ / $2922\text{ v/p}$
Bộ truyền đai thang Loại đai / Số đai / Khoảng cách trục / Đường kính đai Thang A / 3 đai / $a = 677,48\text{ mm}$ / $d_1 = 125\text{ mm}, d_2 = 280\text{ mm}$
Cặp bánh răng côn thẳng Môđun ngoài / Số răng / Góc côn chia $m_{te} = 2,5\text{ mm}$ / $z_1 = 34, z_2 = 85$ / $\delta_1 = 21,801^\circ, \delta_2 = 68,199^\circ$
Chiều dài côn / Chiều rộng vành răng $R_e = 114,43\text{ mm}$ / $b = 34,329\text{ mm}$
Bộ truyền xích con lăn Bước xích / Số mắt xích / Khoảng cách trục $p = 25,4\text{ mm}$ / $x_c = 110\text{ mắt}$ / $a = 1011\text{ mm}$
Số răng đĩa xích / Hệ số an toàn $z_1 = 19, z_2 = 41$ / $s = 32,04 > [s] = 10,3$
Trục I (Trục chủ động HGT) Đường kính lắp đai / Lắp ổ / Lắp bánh răng $d_2 = 20\text{ mm}$ / $d_0 = d_1 = 30\text{ mm}$ / $d_3 = 20\text{ mm}$
Vật liệu chế tạo Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$)

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính

  • Xác định đầy đủ chuỗi thông số động lực học từ động cơ đến cơ cấu chấp hành: Công suất phân phối trên các trục lần lượt là $7,44\text{ kW}$ (động cơ), $7,06\text{ kW}$ (trục I), $6,80\text{ kW}$ (trục II) và $6,175\text{ kW}$ (trục xích tải).
  • Thiết kế hoàn chỉnh các bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang loại A với 3 sợi đai đạt độ bền mỏi uốn và góc ôm $166,96^\circ$; bộ truyền xích con lăn 1 dãy $110$ mắt xích đạt hệ số an toàn tĩnh $s = 32,04$ vượt xa yêu cầu tối thiểu $[s] = 10,3$.
  • Thiết kế và kiểm nghiệm độ bền cặp bánh răng côn răng thẳng: Đảm bảo đồng thời chỉ tiêu độ bền tiếp xúc mỏi mặt răng ($\sigma_H = 448,86\text{ MPa} \le 453,17\text{ MPa}$), độ bền uốn chân răng ($\sigma_{F1} = 110,01\text{ MPa} \le 236,57\text{ MPa}$) và khả năng chịu tải trọng đột ngột khi mở máy ($\sigma_{Hmax} = 491,7\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$).
  • Thiết kế kết cấu trục I với các đường kính tiêu chuẩn $20\text{ mm}$ và $30\text{ mm}$, phân tích chính xác hệ lực không gian gồm lực căng đai ($844,22\text{ N}$) và các thành phần lực ăn khớp bánh răng ($F_{t1} = 1431\text{ N}, F_{r1} = 454\text{ N}, F_{a1} = 194\text{ N}$).

Đóng góp thực tiễn

  • Cung cấp tập hợp số liệu và quy trình tính toán kỹ thuật chuẩn mực cho hệ dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp.
  • Áp dụng triệt để phương pháp tiêu chuẩn hóa trong thiết kế cơ khí, từ khâu chọn động cơ thương mại đến việc quy chuẩn kích thước bánh đai, đĩa xích, môđun bánh răng và đường kính cổ trục gối đỡ ổ lăn, tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công chế tạo và bảo trì thay thế trong thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Các bước tính toán và kiểm nghiệm độ bền trong đồ án chủ yếu dựa trên phương pháp giải tích truyền thống và tra cứu bảng biểu tĩnh trong sổ tay kỹ thuật, chưa thực hiện mô phỏng số kiểm chứng.
  • Đồ án chưa triển khai phân tích biến dạng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc và chưa mô phỏng dòng chảy dầu bôi trơn trong quá trình ngâm dầu của bánh răng côn ở dải tốc độ làm việc liên tục $25000\text{ giờ}$.
  • Kích thước kết cấu của hệ thống chưa được tối ưu hóa theo các thuật toán tối ưu đa mục tiêu (như tối thiểu hóa khối lượng hoặc tối thiểu hóa kích thước bao của vỏ hộp).

Hướng nghiên cứu tiếp

  • Xây dựng mô hình hình học 3D chi tiết của toàn bộ hệ dẫn động trên các phần mềm CAD chuyên nghiệp (như SolidWorks, Autodesk Inventor, PTC Creo).
  • Thực hiện kiểm nghiệm ứng suất và biến dạng đàn hồi của trục và thân bánh răng côn bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA).
  • Nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển tự động sử dụng biến tần để điều chỉnh dải tốc độ làm việc linh hoạt cho xích tải theo yêu cầu phụ tải biến thiên.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tư liệu học thuật và kỹ thuật trực tiếp cho các đối tượng sau:

  • Sinh viên khối ngành Kỹ thuật: Sinh viên các ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật ô tô và Kỹ thuật công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc làm khóa luận tốt nghiệp có liên quan đến hệ thống truyền động cơ khí.
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất:
    • Quy trình phân phối tỉ số truyền và lập bảng thông số động lực học 4 trục rõ ràng, chuẩn xác.
    • Các bước tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và kiểm tra quá tải của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có xét đến dịch chỉnh góc.
    • Phương pháp phân tích phản lực liên kết trục không gian và xử lý mômen do lực dọc trục $F_a$ sinh ra trên trục lắp bánh răng côn.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao?

Động cơ được chọn là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A112M2Y3, có công suất định mức $P = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 2922\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hệ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$ và $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Động cơ này thỏa mãn công suất cần thiết tính toán là $7,44\text{ kW}$ và tốc độ sơ bộ $2645,66\text{ vòng/phút}$.

2. Tỉ số truyền tổng của hệ thống được phân bổ cho các bộ truyền thành phần như thế nào?

Tỉ số truyền toàn hệ thống là $u_{ht} = 12,37$. Tỉ số truyền này được phân phối cụ thể cho 3 cụm truyền động gồm:

  • Bộ truyền đai thang ngoài hộp: $u_đ = 2,24$.
  • Bộ truyền bánh răng côn thẳng trong hộp giảm tốc: $u_{br} = 2,5$.
  • Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp: $u_x = 2,209$.

3. Bộ truyền đai thang sử dụng loại đai nào và gồm bao nhiêu dây đai?

Bộ truyền đai sử dụng đai thang thường tiết diện loại A với các kích thước mặt cắt $b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $81\text{ mm}^2$. Số lượng dây đai tính toán và lựa chọn là $z = 3\text{ đai}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2000\text{ mm}$ và khoảng cách trục thực tế $a = 677,48\text{ mm}$.

4. Cặp bánh răng côn thẳng trong hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và có các thông số cơ bản nào?

Cặp bánh răng côn được chế tạo bằng thép C45 tôi cải thiện, đạt độ cứng $230\text{ HB}$ đối với bánh nhỏ và $215\text{ HB}$ đối với bánh lớn. Các thông số hình học chính gồm: Môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 34$, số răng bánh lớn $z_2 = 85$, góc côn chia $\delta_1 = 21,801^\circ$ và $\delta_2 = 68,199^\circ$, chiều dài côn ngoài $R_e = 114,43\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 34,329\text{ mm}$.

5. Đường kính ngõng trục tại các vị trí làm việc trên trục I được xác định bằng bao nhiêu?

Sau khi tính toán mômen tương đương từ các phản lực uốn - xoắn và quy chuẩn hóa theo dãy số tiêu chuẩn đường kính trục, các kích thước trên trục I được xác định:

  • Vị trí lắp bánh đai chủ động (điểm 2): $d_2 = 20\text{ mm}$.
  • Vị trí lắp các gối đỡ ổ lăn (điểm 0 và điểm 1): $d_0 = d_1 = 30\text{ mm}$.
  • Vị trí lắp bánh răng côn dẫn động (điểm 3): $d_3 = 20\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" đã hoàn thành đầy đủ khối lượng tính toán kỹ thuật từ khâu xác định động học, động lực học đến thiết kế chi tiết kết cấu các bộ truyền đai thang, xích con lăn, bánh răng côn răng thẳng và hệ thống trục gối đỡ. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền tĩnh và khả năng chịu quá tải khi khởi động của các chi tiết máy đều thỏa mãn giới hạn cho phép theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Đây là bản thuyết minh thiết kế cơ khí có độ tin cậy số liệu cao, thể hiện rõ tính logic, chuẩn hóa và đóng vai trò tài liệu tham khảo có giá trị trong học tập và nghiên cứu kỹ thuật cơ khí.