Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, các hệ thống cơ khí đóng vai trò thiết yếu trong việc thay thế sức lao động thủ công, nâng cao năng suất, tối ưu hóa dây chuyền sản xuất và bảo đảm an toàn cho người lao động. Trong các phân xưởng và nhà máy, hệ thống truyền động cơ khí là cầu nối động học và năng lượng giữa nguồn động lực (động cơ điện) và các cơ cấu công tác chấp hành như băng chuyền, băng tải, cơ cấu kéo hay xe nâng. Nhằm trang bị phương pháp luận thiết kế hệ thống truyền động cơ khí cho kỹ sư tương lai, đồ án môn học "Thiết kế hệ thống truyền động" (mã học phần ME3145) tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM yêu cầu sinh viên thực hiện bài toán thiết kế hoàn chỉnh một trạm dẫn động xích tải.

Đồ án được thực hiện bởi nhóm sinh viên chuyên ngành Cơ điện tử gồm Phan Đại Nghĩa (MSSV: 1911686) và Hoàng Anh Ngọc (MSSV: 1914335), dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Như Phan Thiện (Học kỳ 1, năm học 2021–2022). Nhiệm vụ thiết kế được chỉ định theo Đề số 8 – Phương án số 4 với đề tài: "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải".

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là xác định các thông số động học, động lực học và thiết kế hình học chi tiết cho toàn bộ trạm dẫn động nhằm truyền công suất từ động cơ điện đến xích tải. Đề bài quy định cụ thể các nhiệm vụ nghiên cứu và tính toán theo thứ tự văn bản:

  1. Tìm hiểu cấu tạo, nguyên lý làm việc của hệ thống truyền động máy.
  2. Xác định công suất động cơ điện và phân bổ tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền: bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích con lăn) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng một cấp).
  4. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và xác định giá trị các lực ăn khớp, lực căng xích.
  5. Tính toán thiết kế trục và mối ghép then; kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
  6. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, khớp nối trục đàn hồi.
  7. Thiết kế kết cấu thân máy (vỏ hộp giảm tốc), bu-lông và các chi tiết phụ trợ.
  8. Chọn dung sai lắp ghép kỹ thuật và lập bảng quy định dung sai, chỉ định phương pháp bôi trơn.
  9. Lập hồ sơ kỹ thuật gồm 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp hệ thống truyền động (khổ A0), 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ A0) và các bản vẽ chi tiết gia công.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động xích tải với các thông số thiết kế đầu vào ấn định như sau:

  • Lực vòng tác dụng lên xích tải: $F = 9000\text{ N}$.
  • Vận tốc di chuyển của xích tải: $v = 0{,}5\text{ m/s}$.
  • Bước xích tải: $p_t = 50\text{ mm}$.
  • Số răng của đĩa xích tải: $z = 10\text{ răng}$.
  • Góc nghiêng của bộ truyền xích tải so với phương ngang: $\theta = 30^\circ$.
  • Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, tải trọng tĩnh (không đổi), làm việc 2 ca/ngày (8 giờ/ca), 300 ngày/năm.
  • Thời gian phục vụ: $L = 7\text{ năm}$ (tương đương tổng thời gian làm việc $L_h = 7 \times 300 \times 2 \times 8 = 33.600\text{ giờ}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết giải tích và tiêu chuẩn hóa cơ khí truyền thống, chủ yếu dựa trên các giáo trình và tài liệu kỹ thuật chuyên khảo chuẩn mực tại Việt Nam:

  • Phương pháp tính toán động học, ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và kết cấu hệ dẫn động theo giáo trình "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyên (NXB Giáo dục, 2003).
  • Cơ sở lý thuyết thiết kế chi tiết máy, độ bền mỏi và tính chọn ổ lăn theo giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" và "Bài tập Chi tiết máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc (NXB Đại học Quốc gia TP.HCM), kết hợp "Chi tiết máy" (Tập 1 & 2) của Nguyễn Trọng Hiệp.
  • Tiêu chuẩn biểu diễn bản vẽ, kết cấu vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép cơ khí dựa trên "Vẽ kỹ thuật cơ khí" (Tập 1 & 2) của tác giả Trần Hữu Quế (NXB Giáo dục, 2001).

Phương pháp nghiên cứu và giải quyết bài toán kỹ thuật được triển khai qua các bước:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học truyền động cơ khí: Xác định hiệu suất cơ học qua từng mắt xích truyền động để tính công suất cần thiết trên trục động cơ; cân bằng số vòng quay và phân bổ tỉ số truyền hợp lý giữa hộp giảm tốc kín và bộ truyền hở ngoài hộp.
  • Phương pháp giải tích sức bền vật liệu và chi tiết máy:
    • Tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F$) dựa trên các hệ số tải trọng động, hệ số dạng răng, hệ số trùng khớp và giới hạn mỏi cơ sở của vật liệu thép 45 tôi cải thiện.
    • Phân tích hệ thống lực không gian tác dụng lên trục ($F_t, F_r, F_a$), thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực liên kết tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy$ và $Oxz$), vẽ biểu đồ mô-men uốn và xoắn tổng hợp nhằm xác định tiết diện nguy hiểm.
    • Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s] = 3$) và kiểm nghiệm quá tải chống biến dạng dẻo.
    • Tính toán tuổi thọ động ($L_{10h}$) và tải trọng tĩnh quy ước ($Q_0$) của ổ lăn đỡ bi.
  • Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật: Lựa chọn kích thước tiêu chuẩn cho các bộ phận như đĩa xích con lăn, bánh răng mô-đun tiêu chuẩn, then bằng, bu-lông, đai ốc, chốt định vị, cửa thăm và que thăm dầu.

Toàn bộ dữ liệu số liệu đầu vào được trích xuất trực tiếp từ nhiệm vụ thiết kế đề tài số 8, kết hợp chuỗi dữ liệu thực nghiệm tiêu chuẩn trong các sổ tay công nghệ chế tạo máy của Liên Xô (cũ) và Việt Nam đã được quy chuẩn hóa trong các tài liệu tham khảo.

Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động

Hệ thống dẫn động xích tải được tổ chức gồm chuỗi liên kết cơ học liên tục: $$\text{Động cơ điện} \xrightarrow{\text{Khớp nối trục}} \text{Trục vào (I)} \xrightarrow{\text{Cặp bánh răng nghiêng}} \text{Trục ra (II)} \xrightarrow{\text{Bộ truyền xích}} \text{Trục xích tải (III)}$$

Hệ thống bổ sung một bộ phận căng xích nhằm khử độ võng do xích dão trong quá trình làm việc, giúp xích ăn khớp an toàn với góc nghiêng làm việc $30^\circ$.

Bảng đặc tính động học và tải trọng phân bố trên các trục của hệ thống dẫn động:

Đại lượng Động cơ điện Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục III (Trục xích tải)
Công suất $P$ (kW) $5{,}032$ $4{,}932$ $4{,}785$ $4{,}500$
Hiệu suất từng cụm $\eta_{kn} = 0{,}99$ $\eta_{ol} \cdot \eta_{br} = 0{,}97$ $\eta_{ol} \cdot \eta_x = 0{,}94$ Cơ cấu chấp hành
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) $1425$ $1425$ $285$ $60$
Tỉ số truyền $u$ — $u_{kn} = 1$ $u_{hgt} = 5$ $u_x = 4{,}75$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) $33.723{,}23$ $33.053{,}05$ $160.339{,}47$ $716.250{,}00$

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc bằng gang xám GX15-32 gồm hai nửa nắp và thân, phân cách bằng mặt phẳng ngang đi qua đường tâm hai trục song song, liên kết thông qua mạng lưới bu-lông và định vị chính xác bằng chốt định vị hình côn. Các ngõng trục quay được đỡ bởi các ổ bi đỡ một dãy, được bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và bôi trơn bằng mỡ cho cụm ổ lăn (ngăn cách bởi vòng chắn dầu chuyên dụng).

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1 - Tìm hiểu hệ thống truyền động máy

Phần đầu tiên giới thiệu tổng quan về vai trò của tự động hóa và cơ khí hóa trong sản xuất, đồng thời phân tích chức năng của từng cụm chi tiết trong hệ thống dẫn động xích tải. Văn bản hệ thống hóa 3 dạng xích chính thường dùng trong cơ khí gồm xích kéo, xích tải và xích truyền động. Nhóm tác giả phân tích nguyên lý hoạt động của sơ đồ đề bài: công suất từ động cơ điện được truyền qua khớp nối trục đàn hồi vào hộp giảm tốc bánh răng nghiêng một cấp, sau đó mô-men xoắn được hạ bậc tốc độ và truyền qua bộ truyền xích con lăn ngoài hộp để dẫn động trục tang xích tải mang hàng. Tác giả xác lập tiêu chí chọn động cơ (dựa trên công suất cần thiết $P_{ct}$ và số vòng quay sơ bộ $n_{sb}$) và nguyên tắc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc (ưu tiên kích thước gọn nhẹ, bảo đảm khả năng tải tiếp xúc mặt răng và tạo điều kiện bôi trơn tối ưu). Do phụ tải làm việc ổn định, đồ án tính toán trên cơ sở tải trọng tĩnh không đổi.

Phần 2 - Xác định công suất động cơ và phân bổ tỉ số truyền

Chương này tập trung xác lập các thông số động học ban đầu của toàn hệ thống:

  • Hiệu suất tổng thể hệ thống truyền động: $$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^4 = 0{,}99 \cdot 0{,}98 \cdot 0{,}95 \cdot (0{,}99)^4 \approx 0{,}8943$$
  • Công suất công tác trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{9000 \cdot 0{,}5}{1000} = 4{,}5\text{ kW}$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4{,}5}{0{,}8943} \approx 5{,}032\text{ kW}$$
  • Số vòng quay của trục xích tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p_t} = \frac{60000 \cdot 0{,}5}{10 \cdot 50} = 60\text{ vòng/phút}$$
  • Chọn tỉ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_{hgt} \cdot u_x = 5 \times 5 = 25$, suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 25 \times 60 = 1500\text{ vòng/phút}$.
  • Nhóm tác giả tra bảng chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc kiểu 4A112M4Y3 (thông số định mức: công suất $P_{dc} = 5{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}85$, hiệu suất $85{,}5%$).
  • Tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động: $u_{ch} = \frac{1425}{60} = 23{,}75$. Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng nghiêng $u_{hgt} = 5$, suy ra tỉ số truyền bộ truyền xích ngoài là $u_x = \frac{23{,}75}{5} = 4{,}75$.
  • Từ các thông số trên, nhóm tính toán chi tiết công suất, số vòng quay và mô-men xoắn cho từng trục (Trục I, Trục II, Trục III) và tổng hợp vào bảng đặc tính động học.

Phần 3 - Tính toán thiết kế các chi tiết máy

Đây là chương nội dung kỹ thuật trọng tâm của đồ án, được chia thành nhiều giai đoạn tính toán chi tiết:

1. Thiết kế bộ truyền động xích con lăn ngoài hộp:

  • Điều kiện làm việc: Xích ống con lăn 1 dãy, góc nghiêng $30^\circ$, bôi trơn nhỏ giọt, tải tĩnh làm việc 2 ca, khoảng cách trục $a \approx 40p_c$.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ chọn $z_1 = 19\text{ răng}$, đĩa lớn chọn $z_2 = 19 \times 4{,}75 = 90{,}25 \to 90\text{ răng}$ (thỏa mãn $z_2 < z_{max} = 120$).
  • Bước xích tiêu chuẩn: Tra bảng chọn $p_c = 25{,}4\text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 7{,}95\text{ mm}$, chiều dài ống $b_0 = 22{,}61\text{ mm}$. Vận tốc trung bình của xích đạt $v = 2{,}29\text{ m/s}$.
  • Kích thước hình học: Số mắt xích $X = 138$, chiều dài xích $L = 3505{,}2\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác sau khi giảm độ võng là $a = 1018\text{ mm}$.
  • Đường kính đĩa xích: Đĩa dẫn có đường kính vòng chia $d_1 = 154{,}32\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 164{,}91\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f1} = 138{,}26\text{ mm}$; Đĩa bị dẫn có $d_2 = 727{,}80\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 740{,}06\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f2} = 711{,}74\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền xích: Hệ số an toàn thực tế đạt $s = 26{,}00$, vượt xa hệ số an toàn cho phép $[s] = 8{,}2$. Lực tác dụng lên trục được xác định là $F_r = 2402{,}95\text{ N}$. Vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 210, ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H1} = 519{,}65\text{ MPa}$ và $\sigma_{H2} = 328{,}28\text{ MPa}$ đều nhỏ hơn giới hạn $[\sigma] = 600\text{ MPa}$.

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp:

  • Chọn vật liệu: Bánh dẫn dùng thép 45 tôi cải thiện, độ rắn trung bình $HB_1 = 245\text{ HB}$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$); Bánh bị dẫn dùng thép 45 tôi cải thiện, độ rắn trung bình $HB_2 = 230\text{ HB}$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$).
  • Xác định ứng suất cho phép: Giới hạn mỏi tiếp xúc cho phép tính toán $[\sigma_H] = 461{,}23\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 256{,}03\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 246{,}17\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: Xác định $a_w = 160\text{ mm}$, chọn mô-đun pháp tiêu chuẩn $m_n = 2{,}5\text{ mm}$.
  • Số răng và góc nghiêng: Số răng bánh dẫn $z_1 = 21$, bánh bị dẫn $z_2 = 105$ (tỉ số truyền thực $u = 5$), góc nghiêng răng $\beta = 10{,}14^\circ$. Bề rộng vành răng bánh dẫn $b_{w1} = 69\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 64\text{ mm}$.
  • Đường kính hình học: Bánh nhỏ có đường kính vòng chia $d_1 = 53{,}33\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 58{,}33\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f1} = 47{,}08\text{ mm}$; Bánh lớn có đường kính vòng chia $d_2 = 266{,}67\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 271{,}67\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f2} = 260{,}42\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc làm việc $\sigma_H = 432{,}88\text{ MPa} < [\sigma_H] = 461{,}23\text{ MPa}$ (thỏa mãn); ứng suất uốn làm việc $\sigma_{F1} = 35{,}45\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$ và $\sigma_{F2} = 31{,}91\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$; ứng suất quá tải tiếp xúc $\sigma_{Hmax} = 285{,}72\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$.

3. Thiết kế trục và chọn then:

  • Vật liệu chế tạo hai trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
  • Phân tích lực ăn khớp bánh răng nghiêng: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1239{,}57\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 465{,}56\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 221{,}66\text{ N}$. Lực từ khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục I là $F_{kn} = 400\text{ N}$, lực căng xích tác dụng lên trục II là $F_r = 2402{,}95\text{ N}$.
  • Phân tích phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mô-men trên hai mặt phẳng và xác định đường kính ngõng trục:
    • Trục I: Đầu vào lắp khớp nối $d_1 = 25\text{ mm}$; ngõng lắp ổ lăn $d_B = d_D = 30\text{ mm}$; vị trí then lắp bánh răng nghiêng $d_C = 36\text{ mm}$.
    • Trục II: Đầu trục lắp đĩa xích $d_A = 32\text{ mm}$; ngõng lắp ổ lăn $d_B = d_D = 40\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_C = 45\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn tổng hợp tại các tiết diện lắp then nguy hiểm đạt $s \ge 5{,}93 > [s] = 3$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương lớn nhất trên Trục I là $\sigma_{td1} = 13{,}25\text{ MPa}$, trên Trục II là $\sigma_{td2} = 36{,}32\text{ MPa}$, đều nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma] = 272\text{ MPa}$.
  • Tính toán then bằng: Sử dụng then bằng tiêu chuẩn theo TCVN. Trục I tại vị trí $\phi 25$ chọn then $8 \times 7 \times 56\text{ mm}$ ($\sigma_d = 16{,}35\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}, \tau_c = 2{,}91\text{ MPa} \le 60\text{ MPa}$); Trục II tại vị trí $\phi 45$ chọn then $14 \times 9 \times 56\text{ mm}$ ($\sigma_d = 36{,}36\text{ MPa}, \tau_c = 9{,}10\text{ MPa}$). Mọi mối ghép then đều thỏa mãn sức bền dập và cắt.

4. Tính toán chọn ổ lăn và khớp nối trục:

  • Trục I: Sử dụng 2 ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 206 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 16\text{ mm}, C = 15{,}3\text{ kN}, C_0 = 10{,}2\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước $Q_D = 869{,}21\text{ N}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 12{,}36\text{ kN} < C$. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ đạt $L_h = 38.413{,}1\text{ giờ}$, vượt yêu cầu $33.600\text{ giờ}$.
  • Trục II: Lực tác dụng tại gối $B$ lớn ($F_{rB} = 4030{,}14\text{ N}$). Khi kiểm tra sơ bộ ổ cỡ nhẹ 208, khả năng tải động tính toán là $C_d = 33{,}50\text{ kN} > C = 25{,}6\text{ kN}$ (không thỏa mãn). Tác giả đã tính lại và chọn ổ bi đỡ cỡ nặng ký hiệu 408 ($d = 40\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}, C = 50{,}3\text{ kN}, C_0 = 37\text{ kN}$). Kết quả kiểm nghiệm đạt yêu cầu với tuổi thọ tính toán $L_h = 113.696{,}5\text{ giờ}$.
  • Khớp nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi chịu mô-men xoắn danh nghĩa $T = 63\text{ N.m}$. Đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$, số lượng chốt $Z = 6$, đường kính chốt $d_c = 10\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập vòng cao su đạt $\sigma_d = 2{,}07\text{ MPa} < [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$; kiểm nghiệm bền uốn chốt đạt $\sigma_u = 38{,}5\text{ MPa} < [\sigma_u] = 80\text{ MPa}$.

5. Kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ:

  • Vật liệu vỏ hộp: Gang xám GX15-32.
  • Kích thước thân hộp: Chiều dày thành thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, thành nắp hộp $\delta_1 = 8{,}1\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 8\text{ mm}$ (cao $h = 45\text{ mm}$). Bề rộng mặt đế hộp $K_1 = 72\text{ mm}$. Khoảng cách an toàn giữa bánh răng với thành trong hộp là $\Delta = 15\text{ mm}$, giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp là $\Delta_1 = 35\text{ mm}$.
  • Hệ thống bắt chặt: 4 bu-lông nền M18 (chiều dài $l = 42\text{ mm}$, đai ốc $S = 27\text{ mm}$); 6 bu-lông cạnh ổ M14 ($l = 34\text{ mm}$, $S = 21\text{ mm}$); 4 bu-lông ghép bích nắp và thân M12 ($l = 30\text{ mm}$, $S = 19\text{ mm}$).
  • Chi tiết phụ: 2 chốt định vị hình côn kích thước $\phi 6 \times 46\text{ mm}$; cửa thăm đậy nắp phẳng; nút thông hơi ren M27x2; que thăm dầu dạng dẹt; nút tháo dầu trụ ren M20x2; vòng phớt cao su chắn bụi và vòng chắn dầu trên trục.

6. Quy chuẩn dung sai và lắp ghép: Đồ án lựa chọn chế độ dung sai theo hệ thống lỗ và hệ thống trục theo tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam:

  • Lắp ghép bánh răng nghiêng lên trục: $H7/k6$ (mối lắp trung gian có độ dôi nhẹ, bảo đảm truyền tải tĩnh và êm).
  • Lắp ghép vòng trong ổ lăn lên trục: $H7/k6$ (hệ thống trục, chống xoay vòng trong).
  • Lắp ghép vòng ngoài ổ lăn vào thân vỏ: $H7/h6$ (hệ thống lỗ, cho phép xê dịch bù nở vì nhiệt).
  • Lắp then trên trục: $P9/h9$ (lắp chặt hướng kính); lắp then trên may-ơ: $Js9/h9$ (lắp có độ dơ cho phép trượt khi lắp ráp).
  • Chốt định vị vỏ hộp: $P7/h6$ (mối ghép chặt định vị tâm tuyệt đối).
  • Nắp bích ổ lăn: $H7/h6$; vòng chắn dầu: $H7/js6$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chuỗi tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí cho hệ thống truyền động xích tải, mang lại các kết quả định lượng cụ thể:

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật cốt lõi của các bộ truyền trong hệ thống:

Bộ phận truyền động Thông số hình học và cơ học Giá trị thiết kế Đánh giá độ bền
Động cơ điện Model 4A112M4Y3, công suất, số vòng quay $5{,}5\text{ kW}$ – $1425\text{ vg/ph}$ Đạt công suất cần thiết ($5{,}032\text{ kW}$)
Bộ truyền xích ngoài Xích con lăn 1 dãy, bước xích $p_c$ $25{,}4\text{ mm}$ ($X = 138\text{ mắt}$) Hệ số an toàn $s = 26{,}00 > [s] = 8{,}2$
Số răng đĩa xích $z_1 - z_2$ $19 - 90\text{ răng}$ Ứng suất tiếp xúc đĩa xích đạt yêu cầu
Khoảng cách trục thực tế $a$ $1018\text{ mm}$ Thỏa mãn độ võng lắp ráp
Bánh răng trụ nghiêng Khoảng cách trục $a_w$, mô-đun $m_n$ $160\text{ mm}$ – $2{,}5\text{ mm}$ Đạt tiêu chuẩn dãy số cơ khí
Số răng bánh răng $z_1 - z_2$, góc $\beta$ $21 - 105\text{ răng}$, $\beta = 10{,}14^\circ$ Tỉ số truyền thực $u = 5{,}00$
Ứng suất tiếp xúc mặt răng $\sigma_H$ $432{,}88\text{ MPa}$ Nhỏ hơn giới hạn $[\sigma_H] = 461{,}23\text{ MPa}$
Ứng suất uốn $\sigma_{F1} - \sigma_{F2}$ $35{,}45\text{ MPa} - 31{,}91\text{ MPa}$ Nhỏ hơn $[\sigma_F] \approx 246 - 256\text{ MPa}$
Hệ thống trục Đường kính Trục I (nối trục - ổ - bánh răng) $\phi 25 - \phi 30 - \phi 36\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s \ge 5{,}93 > [s] = 3$
Đường kính Trục II (xích - ổ - bánh răng) $\phi 32 - \phi 40 - \phi 45\text{ mm}$ Độ bền tĩnh $\sigma_{td} \le 36{,}32 < 272\text{ MPa}$
Cụm ổ lăn Ổ lăn Trục I (ký hiệu ổ bi đỡ) 2 ổ số hiệu 206 Tuổi thọ $38.413\text{ h} > 33.600\text{ h}$
Ổ lăn Trục II (ký hiệu ổ bi đỡ) 2 ổ số hiệu 408 Tuổi thọ $113.696\text{ h} > 33.600\text{ h}$

Đóng góp kỹ thuật thực tế đáng chú ý trong đồ án là việc xử lý tình huống kỹ thuật khi chọn ổ lăn Trục II: Nhóm sinh viên phát hiện loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ 208 theo phán đoán đường kính trục ban đầu không đủ khả năng tải động trước lực căng xích lớn ($F_r = 2402{,}95\text{ N}$) kết hợp lực ăn khớp bánh răng, dẫn đến $C_d$ tính toán vượt quá khả năng tải danh định $C$. Nhóm đã nhanh chóng chuyển hướng tính toán sang loại ổ bi đỡ cỡ nặng 408, bảo đảm hệ số an toàn tuổi thọ làm việc cho cụm gối trục ra của hộp giảm tốc.

Toàn bộ hệ thống bảng dung sai lắp ghép, kết cấu thân vỏ hộp gang xám GX15-32 cùng danh mục quy cách bu-lông chuẩn (M18, M14, M12, M10, M8, M6) đã tạo nên một bộ hồ sơ tính toán hoàn chỉnh, sẵn sàng phục vụ cho việc xuất bản vẽ chế tạo cơ khí 2D.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Mặc dù giải quyết đầy đủ nội dung theo nhiệm vụ đề bài, đồ án bộc lộ một số giới hạn kỹ thuật nhất định dựa trên phạm vi nghiên cứu:

  • Giả thiết tải trọng tĩnh giản lược: Bài toán được tính toán trong điều kiện phụ tải không đổi, quay một chiều. Trong thực tế làm việc của xích tải công nghiệp, luôn tồn tại hiện tượng va đập ngẫu nhiên khi nạp tải hoặc xung động vận tốc khi các mắt xích vào khớp, chưa được xét đến trong công thức giải tích cổ điển.
  • Thiếu kiểm nghiệm mô phỏng hiện đại: Toàn bộ quy trình chỉ dựa trên giải tích bán thực nghiệm và tra cứu bảng mẫu cổ điển, chưa áp dụng công cụ mô phỏng số như phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn rãnh then và bậc trục, cũng như mô phỏng nhiệt độ phát sinh trong quá trình ngâm dầu bôi trơn.

Văn bản gốc không đề xuất hướng nghiên cứu tiếp theo; tuy nhiên, dựa trên phạm vi đồ án, hướng mở rộng hợp lý cho các đề tài tiếp theo là: tính toán khảo sát hệ thống dưới chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ thực tế; nghiên cứu dao động xoắn của hệ trục khi vận hành dài hạn; và tối ưu hóa hình học vỏ hộp nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn trực tiếp cho:

  • Sinh viên các ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật công nghiệp và Ô tô khi thực hiện đồ án môn học "Thiết kế hệ thống truyền động", "Đồ án Chi tiết máy" hoặc chuẩn bị kiến thức nền tảng cho đồ án tốt nghiệp kỹ sư.
  • Kỹ sư cơ khí tham khảo quy trình giải tích tiêu chuẩn từ bước tính toán động lực học, chọn động cơ, phân bổ tỉ số truyền đến từng bước kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy theo các giáo trình kinh điển của Trịnh Chất, Lê Văn Uyên và Nguyễn Hữu Lộc.
  • Cung cấp mẫu bảng tra kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc, bảng tra dung sai mối ghép tiêu chuẩn và kỹ thuật kiểm nghiệm ổ lăn chống quá tải động.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động xích tải mang ký hiệu gì và có các thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ điện được chọn là loại không đồng bộ ba pha 4A112M4Y3, sở hữu công suất định mức $5{,}5\text{ kW}$ (đáp ứng công suất cần thiết $P_{ct} = 5{,}032\text{ kW}$), vận tốc quay đồng bộ $1425\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}85$ và hiệu suất $\eta = 85{,}5%$.

2. Tại sao nhóm tác giả phải thay đổi loại ổ lăn trên Trục II từ ổ 208 sang ổ 408?
Khi tính toán sơ bộ với ổ bi đỡ cỡ nhẹ 208 (đường kính ngõng trục $d = 40\text{ mm}$), khả năng tải động danh định chỉ đạt $C = 25{,}6\text{ kN}$. Trong khi đó, do lực tác dụng từ bộ truyền xích kết hợp phản lực bánh răng lên gối $B$ rất lớn ($F_{rB} = 4030{,}14\text{ N}$), khả năng tải động tính toán yêu cầu lên tới $C_d = 33{,}50\text{ kN}$, vượt quá giới hạn bền của ổ ($C_d > C$). Nhóm tác giả bắt buộc phải nâng cấp sang ổ bi đỡ cỡ nặng 408 với khả năng tải động $C = 50{,}3\text{ kN}$ để bảo đảm tuổi thọ làm việc đạt $113.696{,}5\text{ giờ}$ (vượt mức thiết kế $33.600\text{ giờ}$).

3. Kích thước hình học cơ bản của cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2{,}5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10{,}14^\circ$. Số răng bánh dẫn $z_1 = 21\text{ răng}$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 105\text{ răng}$ (tỉ số truyền $u = 5$). Bề rộng vành răng lần lượt là $b_{w1} = 69\text{ mm}$ và $b_{w2} = 64\text{ mm}$. Đường kính vòng chia của bánh dẫn là $d_1 = 53{,}33\text{ mm}$ và của bánh bị dẫn là $d_2 = 266{,}67\text{ mm}$.

4. Nhóm tác giả áp dụng chế độ dung sai lắp ghép nào cho then và bánh răng trên trục?
Bánh răng trên trục sử dụng mối lắp trung gian $H7/k6$ để chịu tải trọng tĩnh làm việc êm. Đối với then bằng, dung sai lắp theo chiều rộng trên rãnh trục chọn kiểu lắp chặt $P9/h9$, còn trên rãnh may-ơ chọn kiểu lắp có độ dơ $Js9/h9$; sai lệch giới hạn chiều cao then là $h11$ và chiều dài then là $h14$.

5. Vật liệu đúc thân vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bu-lông liên kết được quy định như thế nào?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32, có chiều dày thân $\delta = 9\text{ mm}$ và nắp $\delta_1 = 8{,}1\text{ mm}$. Hệ thống bu-lông gồm 4 bu-lông nền ren M18 (kẹp chặt vào bệ móng), 6 bu-lông cạnh gối trục ren M14 (giữ vững cụm ổ), 4 bu-lông bích ghép thân và nắp ren M12, cùng các vít nắp ổ M10/M8/M6 và 2 chốt định vị hình côn $\phi 6 \times 46\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí trạm dẫn động theo đúng quy chuẩn kỹ thuật và phương pháp luận chuyên ngành Chi tiết máy. Thông qua các bước tính toán động lực học, độ bền mỏi, độ bền tiếp xúc và kiểm nghiệm tải trọng nghiêm ngặt, nhóm tác giả đã xác lập được cấu hình tối ưu cho động cơ 4A112M4Y3, bộ truyền xích con lăn bước $25{,}4\text{ mm}$, cặp bánh răng trụ răng nghiêng khoảng cách trục $160\text{ mm}$, cùng kết cấu trục và gối đỡ ổ bi cỡ nặng 408 bền vững. Hệ thống dung sai lắp ghép và kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32 được xác định đầy đủ, tạo tiền đề chuẩn xác cho công tác chế tạo, lắp ráp và vận hành thực tế của thiết bị xích tải với thời gian phục vụ 7 năm liên tục.