Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là học phần trọng tâm trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí chế tạo máy. Đồ án Cơ sở thiết kế máy đóng vai trò tổng hợp, hệ thống hóa kiến thức nền tảng từ các môn học kỹ thuật cơ sở như Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy, Cơ sở thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí và Kỹ thuật đo, đồng thời trang bị kỹ năng tính toán, tra cứu tiêu chuẩn và làm quen với quy trình thiết kế máy móc thực tế.

Trong các hệ thống truyền động cơ khí, hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp có tỉ số truyền không đổi, đảm nhận nhiệm vụ giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn từ động cơ đến máy công tác. Thiết bị này được ứng dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hóa chất và công nghiệp đóng tàu. Văn bản thuyết minh đồ án của tác giả Lê Công Tuấn Anh (Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng, dưới sự hướng dẫn của PGS. Nguyễn Văn Yến) tập trung giải quyết bài toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp kết hợp bộ truyền ngoài là đai thang.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể trong văn bản bao gồm:

  1. Xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện ba pha phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán động học và động lực học trên các trục (công suất, số vòng quay, mômen xoắn).
  3. Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền đai thang ngoài hộp.
  4. Tính toán thiết kế các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: bộ truyền cấp nhanh bánh răng nón (côn) răng thẳng và bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng theo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  5. Kiểm tra điều kiện ngâm dầu bôi trơn cho các cặp bánh răng trong hộp.
  6. Tính toán kết cấu các trục, xác định phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm.
  7. Tính chọn chi tiết tiêu chuẩn gồm then bằng cố định chi tiết quay và ổ lăn đỡ trục.

Phạm vi và điều kiện làm việc của hệ thống:

  • Công suất yêu cầu trên trục tang máy công tác: $P_{tag} = 2{,}2 \text{ kW}$.
  • Số vòng quay trục tang: $n_{tag} = 80 \text{ vg/ph}$.
  • Đặc tính tải trọng: tải trọng tĩnh, có va đập nhẹ, làm việc một chiều, mỗi ngày làm việc 1 ca.
  • Thời gian phục vụ danh định: $t_b = 6500 \text{ giờ}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống tính toán trong văn bản được xây dựng dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và giáo trình chuyên ngành:

  • Giáo trình tham chiếu chính: "Thiết kế chi tiết máy" của Nguyễn Trọng Hiệp và Nguyễn Văn Lẫm (Nhà xuất bản Giáo dục, 1998) cùng tập tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
  • Tiêu chuẩn kỹ thuật: Tiêu chuẩn Nhà nước TCVN 149-64 về kích thước và mối ghép then bằng lắp trên trục; cấp chính xác chế tạo bánh răng theo tiêu chuẩn dung sai IT8.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán thực tế được triển khai tuần tự:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng và hiệu suất truyền động: Tính toán tổn thất công suất qua các cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0{,}85$), bộ truyền đai ($\eta_Đ = 0{,}95$), bộ truyền bánh răng côn ($\eta_{BRK} = 0{,}95$), bộ truyền bánh răng trụ ($\eta_{BRT} = 0{,}96$) và khớp nối ($\eta_K = 1$) để xác định công suất cần thiết trên trục động cơ.
  • Phương pháp phân chia tỉ số truyền tối ưu: Phân bố tỉ số truyền chung $U$ cho bộ truyền đai ngoài và hai cấp hộp giảm tốc dựa trên nguyên tắc đảm bảo kích thước nhỏ gọn, hài hòa kết cấu và thỏa mãn điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng đều giữa cấp nhanh và cấp chậm.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn: Sử dụng lý thuyết mỏi của vật liệu kim loại dựa trên đường cong mỏi Wöhler, xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]_{tx}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma]_u$ có xét đến hệ số chu kỳ ứng suất ($k'_N, k''N$), hệ số an toàn ($n = 1{,}5$), hệ số tập trung ứng suất chân răng ($K\sigma = 1{,}8$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm quá tải ngắn hạn: Kiểm tra sức bền răng khi chịu tải va đập đột ngột dựa trên giới hạn chảy $\sigma_{ch}$ của vật liệu chế tạo bánh răng.
  • Phương pháp giải tích sức bền trục trong không gian: Phân tích lực ăn khớp ba chiều ($P, P_r, P_a$), chuyển hệ lực về hai mặt phẳng tọa độ vuông góc ($Ozy$ và $Ozx$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mômen uốn tổng cộng và mômen xoắn tương đương theo thuyết bền năng lượng biến dạng; kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi tổng hợp $n \ge [n]$.
  • Phương pháp tính chọn theo tải trọng tương đương: Kiểm nghiệm then bằng theo ứng suất dập và ứng suất cắt; tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động $C$ và tuổi thọ danh định $L_h$.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Chọn động cơ và tính toán tỉ số truyền

Tác giả xác định công suất cần thiết trên trục động cơ theo công thức: $$P_{ct} = \frac{P_{tag}}{\eta} = \frac{2{,}2}{0{,}85} = 2{,}6 \text{ kW}$$

Từ dải tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai ($u_đ = 2 \div 4$) và hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp ($U_h = 10 \div 25$), số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định trong khoảng $960 \div 1920 \text{ vg/ph}$. Tra bảng động cơ không đồng bộ ba pha, tác giả chọn động cơ kiểu AO2-32-4 với công suất danh định $P_{đc} = 3 \text{ kW}$ và vận tốc quay $n_{đc} = 1430 \text{ vg/ph}$.

Tỉ số truyền chung toàn hệ thống: $$U = \frac{n_{đc}}{n_{tag}} = \frac{1430}{80} = 17{,}875$$

Tỉ số truyền được phân chia như sau:

  • Bộ truyền đai ngoài: $U_đ = 2$.
  • Hộp giảm tốc hai cấp: $U_h = \frac{17{,}875}{2} = 8{,}9375$, gồm cấp nhanh bánh răng côn $U_{nh} = 2{,}8$ và cấp chậm bánh răng trụ $U_{ch} = 3{,}2$.

Bảng thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:

Thông số Trục động cơ Trục I (đầu vào HGT) Trục II (trung gian) Trục III (đầu ra HGT) Trục tang (máy công tác)
Tỉ số truyền ($U$) 2 2,8 3,2 1 1
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 1430 715 256 80 80
Công suất ($P$ - kW) 2,7 2,56 2,44 2,3 2,2
Mômen xoắn ($T$ - N.mm) 18031,5 34193,0 91023,4 274562,5 262625,0

Phần 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai đặt ngoài hộp giảm tốc, nối giữa trục động cơ và trục I. Tác giả chọn loại đai vải cao su xếp từng lớp ký hiệu đai A với các kích thước hình học: chiều rộng lớp trung hòa $b_t = 11 \text{ mm}$, chiều rộng đáy lớn $b = 13 \text{ mm}$, chiều cao $h = 8 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $F = 81 \text{ mm}^2$.

Các kết quả tính toán bộ truyền đai bao gồm:

  • Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn: $d_1 = 140 \text{ mm}$.
  • Vận tốc đai: $v = 10{,}48 \text{ m/s} < v_{max} = 30 \text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: $d_2 = 280 \text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}01$), cho tỉ số truyền thực tế $u_t = 2{,}02$, độ sai lệch $\Delta u = 1% < 3%$.
  • Khoảng cách trục thiết kế: $A = 267{,}47 \text{ mm}$. Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L_0 = 1180 \text{ mm}$.
  • Tần số chạy của đai: $i = 8{,}8 \text{ l/s} \le i_{max} = 10 \text{ l/s}$.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 150^\circ 9' > \alpha_{min} = 120^\circ$.
  • Lực căng ban đầu của đai: $S_0 = 97{,}2 \text{ N}$; lực tác dụng lên trục I: $R \approx 563{,}5 \text{ N}$.
  • Chiều rộng bánh đai: $B = 36 \text{ mm}$; đường kính ngoài bánh đai nhỏ: $D_{n1} = 287 \text{ mm}$.

Phần 3: Tính toán các bộ truyền bánh răng

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết cho hai cấp truyền động ăn khớp trong hộp giảm tốc:

1. Bộ truyền cấp nhanh – Bánh răng nón răng thẳng:

  • Truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc ($90^\circ$).
  • Vật liệu chế tạo: Bánh nhỏ dùng thép 40 thường hóa ($\sigma_{b1} = 560 \text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 280 \text{ MPa}, HB = 170$); bánh lớn dùng thép 35 thường hóa ($\sigma_{b2} = 500 \text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 260 \text{ MPa}, HB = 150$).
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: $[\sigma]{tx2} = 390 \text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn cho phép: $[\sigma]{u1} = 68{,}8 \text{ N/mm}^2, [\sigma]_{u2} = 61{,}4 \text{ N/mm}^2$.
  • Cấp chính xác chế tạo chọn theo bảng tiêu chuẩn: IT8. Hệ số tải trọng tính toán: $K = 1{,}45$.
  • Thông số hình học chính: Chiều dài nón $L = 124{,}3 \text{ mm}$; môđun mặt mút lớn $m_s = 3 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 37 \text{ mm}$; môđun trung bình $m_{tb} = 2{,}54 \text{ mm}$.
  • Số răng: bánh nhỏ $Z_1 = 28$, bánh lớn $Z_2 = 78$.
  • Góc mặt nón lăn: $\varphi_1 = 19^\circ 39'$, $\varphi_2 = 70^\circ 20'$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 84 \text{ mm}$, $d_2 = 234 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng ngoài: $D_{e1} = 89{,}65 \text{ mm}$, $D_{e2} = 236 \text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp tác dụng: lực vòng $P_1 = P_2 = 961{,}56 \text{ N}$; lực hướng tâm $P_{r1} = P_{a2} = 330 \text{ N}$; lực dọc trục $P_{a1} = P_{r2} = 117{,}5 \text{ N}$.

2. Bộ truyền cấp chậm – Bánh răng trụ răng thẳng:

  • Truyền chuyển động giữa hai trục song song (trục II và trục III).
  • Vật liệu chế tạo: Bánh nhỏ dùng thép 45 thường hóa ($\sigma_{b1} = 600 \text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 300 \text{ MPa}, HB = 200$); bánh lớn dùng thép 40 thường hóa ($\sigma_{b2} = 520 \text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 260 \text{ MPa}, HB = 180$).
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma]{tx2} = 468 \text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn cho phép: $[\sigma]{u1} = 73{,}7 \text{ N/mm}^2, [\sigma]_{u2} = 63{,}9 \text{ N/mm}^2$.
  • Thông số hình học chính: Khoảng cách trục $A = 152 \text{ mm}$; môđun pháp $m_n = 2 \text{ mm}$.
  • Số răng: bánh nhỏ $Z_3 = 36$, bánh lớn $Z_4 = 116$.
  • Chiều rộng vành răng: bánh nhỏ $b_3 = 65 \text{ mm}$, bánh lớn $b_4 = 60 \text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_{c3} = 72 \text{ mm}$, $d_{c4} = 232 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng: $D_{e3} = 76 \text{ mm}$, $D_{e4} = 236 \text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp tác dụng: lực vòng $P_3 = 2528{,}4 \text{ N}, P_4 = 2367 \text{ N}$; lực hướng tâm $P_{r3} = 920{,}3 \text{ N}, P_{r4} = 861{,}5 \text{ N}$; lực dọc trục $P_{a3} = P_{a4} = 0$.

3. Kiểm tra ngâm dầu bôi trơn: Tác giả tính toán mức dầu tối thiểu ($h_{min} = 83{,}2 \text{ mm}$) để ngập chân răng các bánh răng và mức dầu tối đa ($h_{max} = 78{,}6 \text{ mm}$) để không ngập quá 1/3 bán kính bánh răng lớn. Độ chênh lệch mức dầu $\Delta h = |78{,}6 - 83{,}2| = 4{,}6 \text{ mm} \ge 3 \text{ mm}$, đáp ứng điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp.

Phần 4: Tính toán thiết kế trục

Vật liệu chế tạo cả ba trục là thép 45 thường hóa có $[\sigma] = 63 \text{ N/mm}^2$, giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ N/mm}^2$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 300 \text{ N/mm}^2$.

Quy trình tính toán trải qua ba giai đoạn:

  1. Tính sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn thuần túy:
    • Trục I ($T_1 = 34248 \text{ N.mm}, [\tau] = 20 \text{ MPa}$): tính ra $d_{sb1} = 20{,}45 \text{ mm}$, chọn $d_1 = 25 \text{ mm}$.
    • Trục II ($T_2 = 91428 \text{ N.mm}, [\tau] = 23 \text{ MPa}$): tính ra $d_{sb2} = 27{,}08 \text{ mm}$, chọn $d_2 = 30 \text{ mm}$.
    • Trục III ($T_3 = 275756 \text{ N.mm}, [\tau] = 26 \text{ MPa}$): tính ra $d_{sb3} = 37{,}57 \text{ mm}$, chọn $d_3 = 40 \text{ mm}$.
  2. Tính gần đúng và xác định kết cấu trục: Dựa trên khoảng cách giữa các gối đỡ, vị trí lắp bánh răng, mayơ và khe hở thành hộp, tác giả giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các ổ trục, tính mômen uốn tương đương $M_{tđ}$ và xác định kích thước ngõng trục tiêu chuẩn:
    • Trục I: đoạn lắp đĩa bánh đai $d_1 = 22 \text{ mm}$; vị trí lắp hai gối đỡ ổ lăn $d_2 = d_3 = 30 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nón $d_4 = 28 \text{ mm}$.
    • Trục II: vị trí hai gối đỡ $d_5 = d_8 = 35 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nón lớn $d_6 = 40 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng trụ nhỏ $d_7 = 40 \text{ mm}$.
    • Trục III: vị trí hai gối đỡ $d_9 = d_{11} = 40 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng trụ lớn $d_{10} = 45 \text{ mm}$; vị trí lắp khớp nối $d_{12} = 36 \text{ mm}$ (sau chuẩn hóa $35 \text{ mm}$).
  3. Kiểm nghiệm chính xác trục theo hệ số an toàn mỏi: Xét tại các tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất do rãnh then và độ dôi lắp ghép:
    • Trục I (tiết diện 4-4 lắp bánh nón nhỏ, $d = 28 \text{ mm}$): hệ số an toàn ứng suất pháp $n_\sigma = 6{,}42$, ứng suất tiếp $n_\tau = 8{,}97 \implies$ hệ số an toàn tổng hợp $n = 5{,}22 \ge [n] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
    • Trục II (tiết diện 7-7 lắp bánh trụ nhỏ, $d = 40 \text{ mm}$): $n_\sigma = 3{,}83$, $n_\tau = 9{,}62 \implies n = 3{,}56 \ge [n]$.
    • Trục III (tiết diện 10-10 lắp bánh trụ lớn, $d = 45 \text{ mm}$): $n_\sigma = 8{,}20$, $n_\tau = 3{,}84 \implies n = 3{,}48 \ge [n]$. Cả ba trục đều đảm bảo độ bền mỏi trong điều kiện làm việc quy định.

Phần 5: Tính chọn then và ổ lăn

1. Tính chọn then bằng: Toàn bộ các mối ghép trục - mayơ sử dụng then bằng theo tiêu chuẩn TCVN 149-64 chế tạo từ thép 45, kiểm nghiệm theo ứng suất dập cho phép $[\sigma]_d = 100 \text{ N/mm}^2$ và ứng suất cắt cho phép $[\sigma]_c = 87 \text{ N/mm}^2$. Bảng kích thước then được tổng hợp trong thuyết minh:

Vị trí lắp then Đường kính trục $d$ (mm) Chiều dài then $l$ (mm) Chiều rộng $b$ (mm) Chiều cao $h$ (mm) Độ sâu rãnh trên trục $t$ (mm) Độ sâu rãnh trên lỗ $t_1$ (mm)
Trục I (lắp bánh đai) 22 28 6 6 3,5 2,6
Trục I (lắp bánh nón) 28 28 8 7 4,0 3,1
Trục II (lắp bánh nón) 40 32 12 8 4,5 3,6
Trục II (lắp bánh trụ) 40 40 12 8 4,5 3,6
Trục III (lắp bánh trụ) 45 50 14 9 5,0 4,1
Trục III (lắp khớp nối) 35 36 10 8 4,5 3,6

Tất cả các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập và cắt.

2. Tính chọn ổ lăn: Do trên trục I và trục II đều chịu lực hướng tâm kết hợp lực dọc trục phát sinh từ bộ truyền bánh răng nón, tác giả lựa chọn giải pháp dùng ổ đũa côn đỡ chặn nhằm đảm bảo khả năng chịu tải và độ cứng vững, đồng thời thuận tiện cho việc căn chỉnh khe hở ăn khớp của cặp bánh răng nón:

  • Trục I: Chọn ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7206 với đường kính trong $d = 30 \text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 62 \text{ mm}$, chiều rộng $B = 16 \text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13^\circ 40'$, hệ số khả năng làm việc theo bảng tra $C_{bảng} = 43000$. Kiểm nghiệm khả năng làm việc tính toán cho thấy $C = 20017{,}6 < C_{bảng} = 43000$, đảm bảo độ bền với thời gian làm việc $6500 \text{ giờ}$.
  • Trục II: Chọn sơ bộ ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7207 với đường kính trong $d = 35 \text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13^\circ 50'$, hệ số tải động danh định $C_{bảng} = 50000$. Phản lực tổng tại các gối tựa được tính toán là $R_C = 1642{,}31 \text{ N}$ và $R_D = 1992 \text{ N}$.

Kết quả và đóng góp

Văn bản thuyết minh đã hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán động học, động lực học và độ bền cho một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh. Các kết quả kỹ thuật định lượng then chốt bao gồm:

  • Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha AO2-32-4 ($P = 3 \text{ kW}, n = 1430 \text{ vg/ph}$) đáp ứng công suất yêu cầu trên trục tang ($2{,}2 \text{ kW}$).
  • Xác lập chuỗi tỉ số truyền thực tế với sai lệch tỉ số truyền ngoài chỉ $1%$ ($u_t = 2{,}02$ so với $u_đ = 2$), phân phối hợp lý qua hai cấp hộp giảm tốc ($U_{nh} = 2{,}8$ và $U_{ch} = 3{,}2$).
  • Thiết lập đầy đủ thông số kích thước hình học của bộ truyền bánh răng nón ($m_s = 3 \text{ mm}, Z_1 = 28, Z_2 = 78, L = 124{,}3 \text{ mm}$) và bộ truyền bánh răng trụ ($m_n = 2 \text{ mm}, Z_3 = 36, Z_4 = 116, A = 152 \text{ mm}$).
  • Đảm bảo điều kiện bôi trơn ngâm dầu với độ chênh lệch mức dầu $\Delta h = 4{,}6 \text{ mm}$.
  • Xác định đường kính tiêu chuẩn của ba trục và kiểm nghiệm bền mỏi đạt hệ số an toàn cao ($n_I = 5{,}22; n_{II} = 3{,}56; n_{III} = 3{,}48$), đều vượt ngưỡng an toàn cho phép $[n] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
  • Chuẩn hóa 6 vị trí then bằng theo TCVN 149-64 và chọn ổ đũa côn đỡ chặn (7206 và 7207) cho các trục chịu lực dọc trục.

Về mặt đóng góp học thuật, đồ án cung cấp một quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí chặt chẽ, áp dụng nhất quán các công thức từ giáo trình kinh điển của Nguyễn Trọng Hiệp và quy chuẩn kỹ thuật Việt Nam. Việc bố trí kết cấu ổ đũa côn kết hợp bánh răng nón công xôn trên trục I thể hiện giải pháp thiết kế hợp lý đối với dạng hộp giảm tốc vuông góc.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo văn bản thuyết minh và phạm vi nội dung được trình bày:

  • Tác giả tự nhận định đây là đồ án môn học đầu tiên trong chương trình đào tạo, thời gian thực hiện có hạn nên không tránh khỏi một số thiếu sót trong quá trình tính toán.
  • Nội dung văn bản fulltext dừng lại ở bước tính phản lực gối đỡ của trục II (chưa hoàn thiện phần kiểm nghiệm khả năng làm việc của ổ lăn trục II và chưa tính chọn ổ lăn cho trục III).
  • Thuyết minh chưa bao gồm phần thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc (chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, kích thước nắp ổ, bu lông ghép nắp và thân, cửa thăm dầu, nút thông hơi và nút tháo dầu) cũng như bài toán tính toán nhiệt bôi trơn hộp giảm tốc.
  • Hướng hoàn thiện tiếp theo: Hoàn tất việc kiểm nghiệm ổ lăn cho trục II và trục III, thiết kế chi tiết vỏ hộp giảm tốc và triển khai hệ thống bản vẽ kỹ thuật cơ khí (bản vẽ lắp tổng thể A0 và các bản vẽ chế tạo chi tiết trục, bánh răng).

Giá trị tham khảo

Thuyết minh đồ án này là tài liệu tham khảo cụ thể cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án Chi tiết máy.
  • Người làm đồ án cần tài liệu mẫu về quy trình tính toán hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp (loại hộp có trục vào và trục ra vuông góc nhau).
  • Các phần đáng tham khảo nhất trong tài liệu:
    • Phương pháp giải tích lực ăn khớp ba chiều của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.
    • Các bước tính toán phản lực không gian và xây dựng biểu đồ mômen uốn cho trục đặt bánh răng nón công xôn (trục I).
    • Bảng tổng hợp kích thước then bằng và quy trình kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hai cấp bánh răng có kích thước khác nhau.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có thông số kỹ thuật như thế nào và căn cứ chọn lựa là gì?
Tác giả chọn động cơ không đồng bộ ba pha kiểu AO2-32-4 có công suất định mức $P_{đc} = 3 \text{ kW}$ và vận tốc quay $n_{đc} = 1430 \text{ vg/ph}$. Căn cứ lựa chọn dựa trên công suất cần thiết tính toán $P_{ct} = 2{,}6 \text{ kW}$ (được chia từ công suất trục tang $P_{tag} = 2{,}2 \text{ kW}$ qua hiệu suất hệ thống $\eta = 0{,}85$) và dải số vòng quay sơ bộ $960 \div 1920 \text{ vg/ph}$.

2. Tỉ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào giữa các cấp?
Tỉ số truyền chung toàn hệ thống là $U = 17{,}875$, được phân thành ba thành phần: bộ truyền đai thang ngoài hộp $U_đ = 2$, cấp nhanh hộp giảm tốc (bánh răng nón) $U_{nh} = 2{,}8$, và cấp chậm hộp giảm tốc (bánh răng trụ) $U_{ch} = 3{,}2$.

3. Vật liệu và các thông số hình học cơ bản của cặp bánh răng nón cấp nhanh là gì?
Bánh nhỏ dùng thép 40 thường hóa (HB 170), bánh lớn dùng thép 35 thường hóa (HB 150). Bộ truyền có môđun mặt mút lớn $m_s = 3 \text{ mm}$, số răng $Z_1 = 28$ và $Z_2 = 78$, chiều dài nón $L = 124{,}3 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 37 \text{ mm}$, góc mặt nón lăn $\varphi_1 = 19^\circ 39'$ và $\varphi_2 = 70^\circ 20'$.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của ba trục có thỏa mãn điều kiện bền không?
Cả ba trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Hệ số an toàn tổng hợp tính được tại các tiết diện nguy hiểm lần lượt là: Trục I đạt $n = 5{,}22$ (tại tiết diện 4-4 lắp bánh nón nhỏ); Trục II đạt $n = 3{,}56$ (tại tiết diện 7-7 lắp bánh trụ nhỏ); Trục III đạt $n = 3{,}48$ (tại tiết diện 10-10 lắp bánh trụ lớn). Tất cả đều lớn hơn dải hệ số an toàn cho phép $[n] = 1{,}5 \div 2{,}5$.

5. Vì sao tác giả lựa chọn ổ đũa côn đỡ chặn cho trục I và trục II thay vì dùng ổ bi đỡ thông thường?
Do trục I vuông góc với hai trục còn lại và cả hai trục này đều chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục phát sinh từ sự ăn khớp của cặp bánh răng nón ($P_{a1} = 117{,}5 \text{ N}, P_{a2} = 330 \text{ N}$). Ổ đũa côn đỡ chặn có khả năng chịu tải kết hợp tốt hơn, độ cứng vững cao hơn ổ bi đỡ chặn, đồng thời thuận tiện cho việc tháo lắp và căn chỉnh khe hở ăn khớp của mặt nón lăn.

Kết luận

Thuyết minh đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy của sinh viên Lê Công Tuấn Anh đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế động học, động lực học và độ bền cho hệ thống dẫn động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp dẫn động trục tang công suất $2{,}2 \text{ kW}$. Toàn bộ các bộ phận truyền động gồm bộ truyền đai thang loại A, cặp bánh răng nón răng thẳng, cặp bánh răng trụ răng thẳng, hệ thống ba trục thép 45, mối ghép then bằng và các ổ đũa côn đỡ chặn đều được xác định kích thước tiêu chuẩn và kiểm nghiệm thỏa mãn điều kiện bền theo giáo trình Thiết kế chi tiết máy. Tài liệu là bản thuyết minh kỹ thuật chuẩn mực, phản ánh đầy đủ trình tự tính toán cơ khí truyền thống phục vụ công tác học tập và nghiên cứu đồ án ngành chế tạo máy.