Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong hệ thống sản xuất công nghiệp và các dây chuyền vận chuyển như băng tải, trạm dẫn động cơ khí đóng vai trò then chốt nhằm biến đổi năng lượng từ động cơ điện thành cơ năng truyền tới cơ cấu công tác, đồng thời điều chỉnh vận tốc góc và mô-men xoắn cho phù hợp với yêu cầu làm việc thực tế. Đề tài "Đồ án môn học Thiết kế cơ khí" (Mã đề: 01) do sinh viên Nguyễn Văn Nam, lớp Ô tô K13 thuộc Khoa Cơ khí – Cơ điện tử, Trường Đại học Phenikaa thực hiện (dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Thị Liên vào tháng 12 năm 2021), tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài.
Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ việc tính chọn và thiết kế đồng bộ các cụm chi tiết máy: từ nguồn động lực (động cơ điện ba pha), cơ cấu truyền động trung gian (hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng), cơ cấu dẫn động ra tải (bộ truyền ngoài xích con lăn) cho đến các chi tiết phụ trợ trên thân vỏ. Toàn bộ hệ thống phải bảo đảm các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật, khả năng làm việc ổn định, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi dưới tải trọng tĩnh có va đập nhẹ.
Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể trong đề tài được triển khai tuần tự theo 6 bước:
- Tính toán động học hệ dẫn động: Xác định hiệu suất tổng thể, tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ điện ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch, phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, lập bảng thông số động học trên các trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài: Lựa chọn loại xích con lăn, xác định số răng đĩa xích, bước xích, khoảng cách trục, số mắt xích, kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền tiếp xúc và lực tác dụng lên trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp: Chọn vật liệu bánh răng, xác định ứng suất cho phép, tính khoảng cách trục, môđun pháp, số răng, góc nghiêng răng, các kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng.
- Tính toán thiết kế trục và then: Tính chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi, phân tích lực ăn khớp, xác định sơ bộ đường kính các đoạn trục, tính khoảng cách giữa các gối đỡ, xác định phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mô-men uốn - xoắn và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục cũng như độ bền dập của then theo tiêu chuẩn.
- Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Phân tích tỷ số tải trọng dọc trục và hướng tâm để lựa chọn loại ổ bi đỡ chặn, tra kích cỡ ổ và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh theo tuổi thọ yêu cầu.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ: Tính toán kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, bố trí hệ thống bulông ghép nối, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu và chốt định vị.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống trạm dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, khớp nối vòng đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp và bộ truyền ngoài xích con lăn.
- Phạm vi không gian: Nghiên cứu thực hiện tại Khoa Cơ khí – Cơ điện tử, Trường Đại học Phenikaa, Hà Nội.
- Phạm vi thời gian và chế độ vận hành: Nghiên cứu hoàn thành vào học kỳ I năm học 2021-2022 (tháng 12/2021); hệ thống được tính toán làm việc theo chế độ 1 ca, tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, với tổng thời gian phục vụ danh định là $L_h = 18.000\text{ giờ}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết của đồ án được xây dựng dựa trên hệ thống lý thuyết chi tiết máy và tính toán hệ dẫn động cơ khí tiêu chuẩn, đối chiếu trực tiếp với các tài liệu hướng dẫn chuyên ngành thiết kế cơ khí và các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam:
- Phương pháp tính chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền dựa trên cân bằng công suất và hiệu suất tích phân của các bộ truyền nối tiếp: bộ truyền bánh răng ($\eta_{br} = 0,98$), bộ truyền xích ($\eta_x = 0,92$), các cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$) và khớp nối đàn hồi ($\eta_{kn} = 1$).
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc bề mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền mỏi uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) của cặp bánh răng trụ răng nghiêng có vật liệu thuộc nhóm I (độ rắn $HB \le 350$).
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền xích con lăn theo chỉ tiêu áp suất tiếp xúc bản lề và hệ số an toàn tĩnh $s \ge [s]$.
- Tiêu chuẩn lựa chọn và kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo TCVN 2261-77, bảo đảm chỉ tiêu ứng suất dập $[\sigma_d] \le 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $[\tau_c] = 40 \div 60\text{ MPa}$.
- Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi của trục dựa trên hệ số an toàn tổng hợp $s_j \ge [s]$ tại các tiết diện nguy hiểm, kết hợp lý thuyết biến dạng đàn hồi của vòng cao su và ứng suất uốn chốt trong khớp nối trục đàn hồi.
- Tiêu chuẩn kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_{tt} \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ lăn đỡ chặn theo số triệu vòng quay tương ứng với tuổi thọ $18.000\text{ giờ}$.
Phương pháp nghiên cứu:
- Phương pháp tính toán giải tích cơ học: Thiết lập hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$), từ đó tổng hợp mô-men uốn và mô-men tương đương dọc theo chiều dài trục.
- Phương pháp tra cứu bảng chuẩn kỹ thuật: Sử dụng hệ số thực nghiệm để hiệu chỉnh tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, và kích cỡ hình học vỏ hộp giảm tốc đúc gang.
Nguồn dữ liệu sử dụng:
- Dữ liệu nhiệm vụ thiết kế từ Đề số 01 của Khoa Cơ khí – Cơ điện tử, Trường Đại học Phenikaa.
- Bảng thông số vật liệu Thép C45 thường hóa, Thép 45 tôi cải thiện, Gang xám GX15-32, ổ lăn bi đỡ chặn (dãy 36206 và 36207), và các dãy kích thước tiêu chuẩn theo giáo trình tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1 và tập 2.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế theo sơ đồ truyền động nối tiếp: Động cơ điện truyền mô-men qua khớp nối trục vòng đàn hồi tới Trục I (trục chủ động) của hộp giảm tốc; bên trong hộp, cặp bánh răng trụ răng nghiêng hạ tốc độ và tăng mô-men truyền sang Trục II (trục bị động); đầu ra Trục II liên kết với đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích con lăn ngoài hộp để truyền động lực tới trục máy công tác.
Vật liệu và thông số kết cấu được lựa chọn đồng bộ:
- Động cơ dẫn động: Động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng sóc) công suất danh định $11\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ danh định $1458\text{ vòng/phút}$.
- Khớp nối trục: Khớp nối vòng đàn hồi bằng cao su liên kết giữa ngõng trục động cơ ($d_{dc} = 38\text{ mm}$) và trục I ($d_{10} = 20\text{ mm}$), sử dụng 6 chốt đàn hồi đường kính chốt $d_0 = 14\text{ mm}$, vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$.
- Cặp bánh răng hộp giảm tốc: Chế tạo từ thép nhóm I có độ rắn $HB \le 350$. Bánh nhỏ có độ cứng lớn hơn bánh lớn 10 HB nhằm tối ưu hóa khả năng chạy mòn mặt răng. Cặp bánh răng có góc nghiêng răng $\beta = 8,10^\circ$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, tỷ số truyền $u = 4$, khoảng cách trục làm việc $a_w = 126,14\text{ mm}$.
- Bộ truyền ngoài: Xích ống con lăn đơn bước xích tiêu chuẩn $p = 25,4\text{ mm}$, gồm 124 mắt xích, khoảng cách trục $a = 501\text{ mm}$, đĩa xích làm từ Thép 45 tôi cải thiện.
- Kết cấu trục và gối đỡ: Hai trục chế tạo từ thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$). Trục I tựa trên 2 ổ bi đỡ chặn 36206 ($d = 25\text{ mm}$); Trục II tựa trên 2 ổ bi đỡ chặn 36207 ($d = 35\text{ mm}$).
- Vỏ hộp giảm tốc: Đúc từ gang xám GX15-32, cấu tạo dạng 2 nửa (thân hộp và nắp hộp) ghép bích bằng hệ thống bulông và định vị chính xác bằng chốt côn.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Tính toán động học hệ dẫn động
Tác giả tiến hành so sánh đặc tính kỹ thuật của các loại động cơ điện (động cơ một chiều, xoay chiều một pha, ba pha đồng bộ, ba pha roto dây cuốn và ba pha roto lồng sóc). Động cơ điện ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch được lựa chọn nhờ ưu điểm kết cấu đơn giản, giá thành thấp, vận hành dễ dàng và có thể nối trực tiếp vào lưới điện ba pha.
Sau khi tính toán hiệu suất tổng $\eta = 0,883$ và công suất cần thiết trên trục động cơ, tác giả chọn động cơ điện có công suất $11\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $1458\text{ vg/ph}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cho hộp giảm tốc bánh răng ($u_{br} = 4$) và bộ truyền ngoài xích ($u_x = 2,71$). Các thông số động học và động lực học trên các trục được tổng hợp tại bảng dưới đây:
| Đại lượng / Thông số |
Trục động cơ |
Trục I (chủ động) |
Trục II (bị động) |
Trục công tác |
| Công suất $P$ ($\text{kW}$) |
11,00 |
7,35 |
7,14 |
6,51 |
| Tốc độ quay $n$ ($\text{vòng/phút}$) |
1458 |
1458 |
364 |
134,31 |
| Mô-men xoắn $T$ ($\text{N}\cdot\text{mm}$) |
--- |
48.143 |
187.326 |
--- |
Chương 2: Tính thiết kế bộ truyền ngoài (xích)
Bộ truyền xích ngoài hộp chịu mô-men xoắn từ Trục II ($T_{II} = 187.326\text{ N}\cdot\text{mm}$), vận tốc quay $n_{II} = 364\text{ vg/ph}$, làm việc 1 ca với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ. Tác giả chọn xích con lăn vì cơ chế ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa giúp nâng cao độ bền mỏi và giảm hao mòn so với xích ống.
Các kết quả tính toán hình học và kiểm nghiệm bộ truyền xích:
- Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $z_1 = 23$ răng, đĩa lớn $z_2 = 63$ răng (tỷ số truyền thực tế đạt xấp xỉ 2,74).
- Kích thước xích: Bước xích tiêu chuẩn $p = 25,4\text{ mm}$, đường kính chốt $7,95\text{ mm}$, chiều dài ống $B = 22,61\text{ mm}$, công suất cho phép $[P] = 19,0\text{ kW}$. Số mắt xích tính được là $x = 124$ mắt, khoảng cách trục sau khi giảm bớt độ chùng là $a = 501\text{ mm}$, chiều dài toàn bộ vòng xích là $L = 3149\text{ mm}$ (bảng tổng kết ghi $3302\text{ mm}$).
- Kích thước đĩa xích: Vật liệu Thép 45 tôi cải thiện. Đĩa nhỏ có đường kính vòng chia $d_1 = 186,53\text{ mm}$, đỉnh răng $d_{a1} = 197,35\text{ mm}$, chân răng $d_{f1} = 169,59\text{ mm}$. Đĩa lớn có đường kính vòng chia $d_2 = 509,75\text{ mm}$, đỉnh răng $d_{a2} = 521,46\text{ mm}$, chân răng $d_{f2} = 492,63\text{ mm}$, bán kính đáy răng $r = 8,47\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm và tải trọng: Tải trọng phá hỏng của xích đạt $Q = 56,7\text{ kN}$, khối lượng 1 mét xích là $2,6\text{ kg}$. Lực tác dụng từ bộ truyền xích lên đầu trục II được xác định là $F_r = 2319,48\text{ N}$.
Chương 3: Tính thiết kế bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ/răng nghiêng,...)
Bộ truyền bánh răng hạ tốc trong hộp hoạt động với công suất đầu vào $P_1 = 7,35\text{ kW}$, tỷ số truyền $u = 4$, thời gian phục vụ $18.000\text{ giờ}$. Cặp bánh răng sử dụng vật liệu nhóm I (độ rắn $HB \le 350$) nhằm tạo thuận lợi cho việc gia công cắt răng sau nhiệt luyện và bảo đảm khả năng chạy mòn mặt răng.
Khoảng cách trục sơ bộ được chọn là $a_w = 130\text{ mm}$. Sau khi chuẩn hóa môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ được tính là $z_1 = 25$ và bánh lớn là $z_2 = 100$. Góc nghiêng răng trên hình trụ chia là $\beta = 8,10^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$. Khoảng cách trục chia thực tế tính được là $a = 126,25\text{ mm}$, khoảng cách trục lăn làm việc là $a_w = 126,14\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng thiết kế là $b_w = 50,54\text{ mm}$.
Bảng tổng hợp thông số hình học của bộ truyền bánh răng:
| Thông số hình học |
Ký hiệu |
Bánh răng 1 (chủ động) |
Bánh răng 2 (bị động) |
| Số răng |
$z$ |
25 |
100 |
| Đường kính vòng chia ($\text{mm}$) |
$d$ |
52,50 |
202,00 |
| Đường kính vòng lăn ($\text{mm}$) |
$d_w$ |
50,45 |
201,83 |
| Đường kính đỉnh răng ($\text{mm}$) |
$d_a$ |
54,50 |
206,00 |
| Đường kính đáy răng ($\text{mm}$) |
$d_f$ |
49,50 |
197,00 |
| Đường kính vòng cơ sở ($\text{mm}$) |
$d_b$ |
47,45 |
189,81 |
| Góc profin gốc / Góc ăn khớp |
$\alpha$ / $\alpha_{tw}$ |
$20^\circ$ |
$20,18^\circ$ |
| Hệ số trùng khớp |
$\varepsilon_\alpha$ / $\varepsilon_\beta$ |
1,69 (ngang) |
1,13 (dọc) |
Kiểm nghiệm độ bền cặp bánh răng cho thấy ứng suất tiếp xúc tính toán đạt $\sigma_H = 402,29\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 449,08\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ và bánh lớn với hệ số tải trọng $K_F = 1,74$ đều thỏa mãn điều kiện bền uốn theo quy chuẩn.
Chương 4: Tính thiết kế trục
Trục hộp giảm tốc được thiết kế từ thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, độ cứng 200 HB, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 30\text{ MPa}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 67\text{ MPa}$.
Tác giả tính chọn khớp nối vòng đàn hồi nối trục động cơ ($d = 38\text{ mm}$) với Trục I: sử dụng loại nối trục có mô-men xoắn lớn nhất $205\text{ N}\cdot\text{m}$, 6 chốt cao su đường kính $d_0 = 14\text{ mm}$, vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28\text{ mm}$, chiều dài côngxôn chốt $l_1 = 34\text{ mm}$. Lực khớp nối tác dụng lên trục I là $F_{kn} = 185,14\text{ N}$.
Các lực ăn khớp tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: lực vòng $F_t = 1908,54\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 708,53\text{ N}$. Lực từ bộ truyền xích ngoài tác dụng lên Trục II là $F_x = 2319,48\text{ N}$.
Đường kính các đoạn trục được chuẩn hóa theo bậc:
- Trục I: Tiết diện lắp khớp nối $d_{10} = 20\text{ mm}$; tiết diện ngõng trục lắp ổ lăn $d_{11} = 25\text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng $d_{12} = 30\text{ mm}$.
- Trục II: Tiết diện đầu trục lắp đĩa xích $d_{20} = 30\text{ mm}$; tiết diện ngõng trục lắp ổ lăn $d_{22} = 35\text{ mm}$; tiết diện thân trục lắp bánh răng lớn $d_{21} = 40\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm then bằng (theo TCVN 2261-77): Then trên trục I tại bánh răng có kích thước tiết diện $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 4\text{ mm}$; then trên trục II tại bánh răng có kích thước $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, $t_1 = 5\text{ mm}$, $t_2 = 3,3\text{ mm}$. Độ bền dập và cắt của then đều thỏa mãn yêu cầu. Kiểm nghiệm mỏi trục I tại hai tiết diện nguy hiểm (tiết diện lắp ổ lăn và tiết diện lắp bánh răng) cho thấy hệ số an toàn uốn và xoắn đều lớn hơn giá trị cho phép $[s] = 1,5$.
Chương 5: Tính chọn ổ lăn
Do góc nghiêng của răng sinh ra lực dọc trục, tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm $F_a / F_r$ trên cả Trục I và Trục II đều xấp xỉ 0,3. Vì vậy, tác giả chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ, cấp chính xác 0 cho cả hai trục:
- Gối đỡ Trục I: Sử dụng ổ bi đỡ chặn mã hiệu 36206, có đường kính trong $d = 25\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 52\text{ mm}$, bề rộng $B = 15\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 1,5\text{ mm}$ và $r_1 = 0,5\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 13,1\text{ kN}$, tải tĩnh danh định $C_0 = 9,24\text{ kN}$.
- Gối đỡ Trục II: Sử dụng ổ bi đỡ chặn mã hiệu 36207, có đường kính trong $d = 35\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 72\text{ mm}$, bề rộng $B = 17\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 2,0\text{ mm}$ và $r_1 = 1,0\text{ mm}$, tải động danh định $C = 24,0\text{ kN}$, tải tĩnh danh định $C_0 = 18,1\text{ kN}$.
Kiểm nghiệm khả năng tải động theo số triệu vòng quay với tuổi thọ phục vụ $L_h = 18.000\text{ giờ}$ cho thấy tải trọng động quy ước tính toán thấp hơn khả năng tải danh định của ổ ($C_{tt} < C$). Kiểm nghiệm tải tĩnh tại gối đỡ chịu lực lớn nhất cũng chứng minh ổ lăn hoàn toàn bảo đảm độ bền tĩnh trong quá trình làm việc.
Chương 6: Tính kết cấu hộp giảm tốc
Vỏ hộp giảm tốc có chức năng định vị tương đối các trục, tiếp nhận tải trọng từ các bộ truyền và chứa dầu bôi trơn. Tác giả chọn vật liệu vỏ hộp là gang xám GX15-32 nhờ khả năng giảm chấn tốt và độ cứng vững cao.
Các kích thước hình học chính của vỏ hộp đúc được xác định:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \times 126,25 + 3 = 6,7\text{ mm} \rightarrow$ lấy $\delta = 6\text{ mm}$.
- Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9 \times 6,7 = 6,3\text{ mm} \rightarrow$ lấy $\delta_1 = 6\text{ mm}$.
- Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 6\text{ mm}$, chiều cao $h = 70\text{ mm}$, độ dốc mặt gân khoảng $2^\circ$.
- Hệ thống bulông và vít: Bulông nền $d_1 = 16\text{ mm}$ (số lượng $z = 4$ chiếc); bulông cạnh ổ $d_2 = 12\text{ mm}$; bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = 10\text{ mm}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = 6\text{ mm}$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 6\text{ mm}$.
- Kích thước mặt bích và gối trục: Bề rộng bích nắp và thân $K_3 = 30\text{ mm}$; chiều dày bích thân $S_3 = 15\text{ mm}$, bích nắp $S_4 = 14\text{ mm}$; chiều dày mặt đế hộp $S_1 = 20\text{ mm}$, bề rộng mặt đế $K_1 = 45\text{ mm}$, $q = 58\text{ mm}$. Gối trục 1 có đường kính ngoài $D_3 = 90\text{ mm}$, tâm lỗ vít $D_2 = 75\text{ mm}$; gối trục 2 có $D_3 = 115\text{ mm}$, $D_2 = 90\text{ mm}$.
- Khe hở an toàn bên trong hộp: Giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp $\Delta = 8\text{ mm}$; giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 30\text{ mm}$; giữa mặt bên bánh răng với thành trong hộp $\Delta_2 = 8\text{ mm}$.
- Các chi tiết phụ trợ: Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ cố định bằng 4 vít $M8 \times 22$; nút thông hơi ren tiêu chuẩn $M27 \times 2$; nút tháo dầu ren trụ $M16 \times 1,5$; hai chốt định vị hình côn đường kính $D = 4\text{ mm}$, chiều dài $L = 36\text{ mm}$.
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán cụ thể thu được trong đồ án:
- Thiết lập hoàn chỉnh chuỗi thông số động lực học: Động cơ điện ba pha lồng sóc công suất $11\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $1458\text{ vg/ph}$; công suất trên các trục lần lượt là $P_I = 7,35\text{ kW}$, $P_{II} = 7,14\text{ kW}$ và trục công tác $P_{ct} = 6,51\text{ kW}$.
- Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền ngoài xích con lăn bước xích $p = 25,4\text{ mm}$, gồm 124 mắt xích, đĩa xích Thép 45 tôi cải thiện có số răng $z_1 = 23$, $z_2 = 63$, lực tác dụng lên trục $F_r = 2319,48\text{ N}$.
- Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền trong hộp bánh răng trụ răng nghiêng tỷ số truyền $u = 4$, góc nghiêng răng $\beta = 8,10^\circ$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 25$, $z_2 = 100$, khoảng cách trục làm việc $a_w = 126,14\text{ mm}$, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 402,29\text{ MPa} < [\sigma_H] = 449,08\text{ MPa}$.
- Xác định kết cấu 2 trục bậc thép C45: Trục I có đường kính các đoạn $20 - 25 - 30\text{ mm}$; Trục II có đường kính $30 - 35 - 40\text{ mm}$. Khớp nối vòng đàn hồi 6 chốt đường kính $14\text{ mm}$. Hệ thống ổ bi đỡ chặn 36206 và 36207 bảo đảm khả năng tải động và tải tĩnh theo tuổi thọ $18.000\text{ giờ}$.
- Xác lập toàn bộ kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 với chiều dày thân và nắp $\delta = \delta_1 = 6\text{ mm}$, bulông nền $M16$ ($4$ chiếc), cùng hệ thống cửa thăm, nút thông hơi $M27 \times 2$ và nút tháo dầu $M16 \times 1,5$.
Giải pháp và đề xuất kỹ thuật của tác giả:
- Lựa chọn vật liệu cặp bánh răng thuộc nhóm I với độ chênh lệch độ cứng 10 HB giữa bánh nhỏ và bánh lớn, giúp quá trình gia công cơ khí đạt độ chính xác cao sau khi nhiệt luyện cải thiện mà không đòi hỏi thiết bị mài răng phức tạp.
- Sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ cho cả hai trục để đồng thời tiếp nhận tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục phát sinh từ góc nghiêng răng ($\beta = 8,10^\circ$).
- Bố trí gân tăng cứng dày $6\text{ mm}$, chiều cao $70\text{ mm}$ tại vị trí cạnh gối đỡ ổ nhằm tăng cường độ cứng vững cho vỏ hộp mà không làm tăng khối lượng kết cấu chung.
Đóng góp của đồ án:
- Bản thuyết minh cụ thể hóa trình tự tính toán thiết kế máy từ động học, hình học, động lực học đến kết cấu chi tiết theo chuẩn mực kỹ thuật cơ khí, cung cấp cơ sở dữ liệu số liệu thực nghiệm đầy đủ cho một hệ dẫn động công suất trung bình hoạt động 1 ca với tải trọng va đập nhẹ.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế trong văn bản:
- Thuyết minh đồ án còn một số đoạn lược giản các bước số liệu trung gian trong tính toán phản lực gối đỡ và biểu đồ mô-men uốn của Trục II, chỉ đưa ra thông số sơ bộ chọn trục và kích thước then.
- Văn bản chưa trình bày phần tính toán cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc để kiểm tra nhiệt độ dầu bôi trơn trong điều kiện làm việc liên tục dài hạn ($18.000\text{ giờ}$).
- Thông số chủng loại dầu bôi trơn cụ thể (độ nhớt, mác dầu công nghiệp) và phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc mới chỉ dừng lại ở đề mục, chưa có tính toán thể tích dầu và thời gian thay dầu định kỳ.
Hướng nghiên cứu tiếp theo:
- Bổ sung tính toán kiểm nghiệm nhiệt độ dầu bôi trơn vỏ hộp nhằm bảo đảm màng dầu bôi trơn không bị phá vỡ khi làm việc liên tục.
- Hoàn thiện bản vẽ lắp tổng thể cụm hộp giảm tốc tỷ lệ 1:1 và các bản vẽ chế tạo chi tiết (bánh răng, trục, vỏ hộp) đi kèm bảng dung sai lắp ghép và độ nhám bề mặt gia công.
Giá trị tham khảo
Đồ án có giá trị tham khảo thực tiễn cao cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô và Năng lượng khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống dẫn động cơ khí.
- Cán bộ kỹ thuật và người làm đề tài thiết kế trạm dẫn động máy công cụ, băng tải công nghiệp cần tra cứu phương pháp phân phối tỷ số truyền, quy trình tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp theo tiêu chuẩn sức bền tiếp xúc và uốn.
- Các phần đáng tham khảo nhất: Bảng thông số động học hệ dẫn động (Chương 1), quy trình tính toán chi tiết bộ truyền xích con lăn (Chương 2), bảng kích thước ăn khớp hình học bánh răng trụ răng nghiêng (Chương 3) và bảng tính toán các kích thước kết cấu vỏ hộp đúc gang (Chương 6).
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao tác giả lại chọn bánh răng có độ rắn $HB \le 350$ (Nhóm I) thay vì vật liệu nhóm II có độ rắn cao hơn?
Tác giả chọn bánh răng nhóm I (độ rắn $HB \le 350$) vì vật liệu này cho phép cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện (tôi cải thiện hoặc thường hóa), có khả năng chạy mòn mặt răng tốt trong quá trình vận hành ban đầu, giá thành chế tạo thấp hơn vật liệu nhóm II và hoàn toàn đáp ứng được công suất yêu cầu ($P_1 = 7,35\text{ kW}$) với chế độ tải va đập nhẹ.
2. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống là bao nhiêu và được phân phối như thế nào?
Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống là $u_t = 10,84$. Tỷ số truyền này được phân phối thành hai cấp nối tiếp: cấp truyền động trong hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng có tỷ số truyền $u_{br} = 4$, và cấp truyền động ngoài là bộ truyền xích con lăn có tỷ số truyền $u_x = 2,71$ (tỷ số truyền thực tế theo số răng đĩa xích $z_2/z_1 = 63/23 \approx 2,74$).
3. Cặp bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc có các kích thước hình học cơ bản nào?
Cặp bánh răng có môđun pháp tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 8,10^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,18^\circ$, khoảng cách trục chia $a = 126,25\text{ mm}$, khoảng cách trục làm việc $a_w = 126,14\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 50,54\text{ mm}$. Bánh dẫn có 25 răng, đường kính chia $d_1 = 52,5\text{ mm}$, đỉnh răng $d_{a1} = 54,5\text{ mm}$; bánh bị dẫn có 100 răng, đường kính chia $d_2 = 202\text{ mm}$, đỉnh răng $d_{a2} = 206\text{ mm}$.
4. Loại ổ lăn nào được sử dụng cho hai trục của hộp giảm tốc và tại sao?
Đồ án sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ cấp chính xác 0 cho cả hai trục: Trục I dùng ổ mã hiệu 36206 (đường kính trong $d = 25\text{ mm}$, ngoài $D = 52\text{ mm}$, dày $B = 15\text{ mm}$); Trục II dùng ổ mã hiệu 36207 (đường kính trong $d = 35\text{ mm}$, ngoài $D = 72\text{ mm}$, dày $B = 17\text{ mm}$). Ổ bi đỡ chặn được chọn vì lực ăn khớp của bánh răng trụ răng nghiêng tạo ra lực dọc trục đáng kể, khiến tỷ số $F_a/F_r$ trên cả hai trục đều xấp xỉ 0,3.
5. Vỏ hộp giảm tốc được làm bằng vật liệu gì và có các kích thước cơ bản nào?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32 nhằm bảo đảm độ cứng vững và giảm chấn. Thân hộp và nắp hộp đều có chiều dày danh nghĩa $\delta = \delta_1 = 6\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 6\text{ mm}$ cao $h = 70\text{ mm}$, sử dụng 4 bulông nền cỡ $d_1 = 16\text{ mm}$ bắt xuống bệ máy, bulông ghép cạnh ổ cỡ $d_2 = 12\text{ mm}$ và bulông ghép mặt bích thân - nắp cỡ $d_3 = 10\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án môn học Thiết kế cơ khí của sinh viên Nguyễn Văn Nam đã hoàn thành toàn diện việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài. Toàn bộ các chỉ tiêu kỹ thuật về công suất động cơ ($11\text{ kW}$), độ bền tiếp xúc bánh răng ($\sigma_H = 402,29\text{ MPa}$), độ bền mỏi của trục thép C45 và khả năng chịu tải của các gối đỡ ổ bi đỡ chặn đều được kiểm nghiệm đạt yêu cầu vận hành an toàn trong $18.000\text{ giờ}$. Báo cáo cung cấp đầy đủ thông số hình học, động học và kích thước kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32, tạo lập nguồn tư liệu tham khảo rõ ràng cho sinh viên và kỹ sư cơ khí trong công tác tính toán, thiết kế hệ dẫn động máy móc công nghiệp.
