Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Hệ thống dẫn động xích tải là cơ cấu truyền động cơ học sử dụng dây xích nhằm truyền công suất và chuyển động từ động cơ sơ cấp đến bộ phận công tác, được ứng dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp nặng, khai thác mỏ, chế tạo máy, nông nghiệp, xây dựng và các dây chuyền băng tải vận chuyển vật liệu liên tục. Nhờ ưu điểm vận hành tin cậy ở cự ly truyền động từ ngắn đến trung bình và khả năng chịu tải trọng lớn, việc tính toán thiết kế một hệ thống dẫn động xích tải hoàn chỉnh đáp ứng đầy đủ các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ cứng vững và khả năng tản nhiệt là một nhiệm vụ nền tảng trong đào tạo kỹ sư cơ khí.

Nội dung nghiên cứu của đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật theo đề bài Đề số 4, Phương án số 5 (tiêu chuẩn ổ lăn NSK) với các nhiệm vụ cụ thể được đánh số như sau:

  1. Xác định công suất tính toán, công suất cần thiết và chọn động cơ điện phù hợp với chế độ làm việc chịu tải thay đổi.
  2. Xác định tỷ số truyền chung của hệ thống và phân phối tỷ số truyền hợp lý cho bộ truyền ngoài và các cấp giảm tốc trong hộp.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc, kiểm nghiệm ứng suất và tuổi thọ làm việc của đai.
  4. Tính toán thiết kế cấp truyền động trục vít – bánh vít trong hộp giảm tốc, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, kiểm tra nhiệt và độ cứng vững của trục vít.
  5. Tính toán thiết kế cấp truyền động bánh răng trụ răng thẳng, kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn theo tiêu chuẩn ăn khớp.
  6. Xác định nội lực, dựng biểu đồ mômen, tính toán kết cấu hình học của ba trục truyền động; kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và chọn then bán nguyệt/then bằng theo độ bền dập.
  7. Chọn lựa và kiểm nghiệm các gối đỡ ổ lăn (ổ đũa côn, ổ bi đỡ) theo khả năng tải động và tải tĩnh dựa trên danh mục vòng bi hãng NSK.
  8. Tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc gang xám, bố trí các chi tiết phụ trợ bôi trơn, làm mát, thông hơi và kiểm tra mức dầu.

Phạm vi và số liệu thiết kế ban đầu bao gồm:

  • Lực vòng tác dụng trên đĩa xích tải: $F = 19000 \text{ N}$.
  • Vận tốc tuyến tính của xích tải: $v = 0.5 \text{ m/s}$.
  • Số răng của đĩa xích tải dẫn: $z = 11$ răng.
  • Bước xích tải: $p_{xt} = 110 \text{ mm}$.
  • Thời gian phục vụ danh định: $L = 10 \text{ năm}$ (chế độ làm việc: 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tổng thời gian làm việc $48000 \text{ giờ}$).
  • Đặc tính vận hành: Quay hai chiều, chịu tải va đập nhẹ; chu kỳ tải trọng thay đổi theo 3 bậc thời gian: $T_1 = T$ trong $t_1 = 20 \text{ s}$; $T_2 = 0.8T$ trong $t_2 = 11 \text{ s}$; $T_3 = 0.6T$ trong $t_3 = 9 \text{ s}$ (tổng thời gian một chu kỳ là 40 s).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống phương pháp tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các giáo trình và tài liệu kỹ thuật chuyên ngành:

  • Mô hình tính toán động lực học hệ dẫn động cơ khí: Xác định công suất tương đương $P_{td}$ dựa trên tích phân tải trọng theo thời gian của đồ thị phụ tải biến thiên bậc; xác định hiệu suất chung $\eta_{ch}$ bằng tích số hiệu suất các bộ truyền thành phần ($\eta_{kn} = 0.98$, $\eta_d = 0.95$, $\eta_{br} = 0.97$, $\eta_{tv} = 0.8$, $\eta_{ol} = 0.99$).
  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc bề mặt và độ bền uốn của răng: Ứng dụng phương trình Hertz-Belyaev và công thức Lewis hiệu chỉnh cho bộ truyền trục vít – bánh vít và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. Xác định giới hạn mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và mỏi uốn $[\sigma_F]$ có xét đến hệ số an toàn, hệ số chu kỳ ứng suất tương đương $N_{HE}, N_{FE}$ và hệ số quay hai chiều $K_{FC} = 0.75$.
  • Phương pháp cân bằng tĩnh học và phân tích trạng thái ứng suất không gian: Dựng sơ đồ tách vật thể cho từng trục, xác định các lực ăn khớp thành phần (lực tiếp tuyến $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$), giải hệ phương trình cân bằng mômen trên hai mặt phẳng vuông góc $Oxy$ và $Oxz$ để tìm phản lực gối đỡ và mômen uốn tổng.
  • Lý thuyết mỏi cơ học vật liệu kim loại: Tính toán hệ số an toàn mỏi $s$ theo ứng suất pháp biến thiên đối xứng và ứng suất tiếp biến thiên mạch động, có tính đến hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và bán kính góc lượn ($K_\sigma, K_\tau$), hệ số kích thước $(\epsilon_\sigma, \epsilon_\tau)$ và hệ số tăng bền bề mặt.
  • Phương pháp chọn ổ lăn theo chuẩn quốc tế: Tính toán tải trọng quy ước $Q$, tải trọng động tương đương $C$ và tuổi thọ $L_h$ triệu vòng quay, đối chiếu với khả năng tải danh định $C_r, C_{0r}$ từ catalogue sản phẩm của hãng NSK.

Nguồn dữ liệu tham chiếu trong đồ án gồm hệ thống biểu bảng tiêu chuẩn cơ tính vật liệu, thông số hình học đai thang, dãy môđun tiêu chuẩn bánh răng, tiêu chuẩn ren trục vít và danh mục kích thước vỏ hộp đúc.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động cơ khí được cấu hình theo sơ đồ truyền động nối tiếp ba cấp: Động cơ điện xoay chiều $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang ngoài hộp $\rightarrow$ Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục gồm cấp 1 (trục vít – bánh vít) và cấp 2 (cặp bánh răng trụ răng thẳng) $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Trục tang xích tải.

[Động cơ YE3-160L-4] 
   (Bộ truyền đai B, u=1.97)
        ↓
                                                               (Cặp bánh răng thẳng, u=3.06)
                                                                        ↓
                                                              [Trục III: Bánh răng lớn C45]
                                                               (Khớp nối đàn hồi)
                                                                        ↓
                                                               [Bộ phận công tác: Xích tải]

Đặc điểm triển khai cơ cấu:

  • Động cơ điện được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha chân đế roto lồng sóc dòng tiết kiệm năng lượng, ký hiệu YE3-160L-4.
  • Cấp giảm tốc thứ nhất sử dụng truyền động trục vít - bánh vít nhằm tạo tỷ số truyền lớn, giảm nhanh vận tốc góc đồng thời vận hành êm; bố trí trục vít nằm dưới ngâm dầu để cải thiện điều kiện tản nhiệt và bôi trơn tiếp xúc.
  • Cấp giảm tốc thứ hai sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng chịu tải mômen xoắn lớn ở dải vận tốc thấp trước khi truyền qua khớp nối đàn hồi.
  • Bố trí lực ăn khớp: Chiều nghiêng ren của trục vít và phương răng ăn khớp được lựa chọn sao cho lực dọc trục tác dụng lên trục II giữa bánh vít và bánh răng triệt tiêu bớt một phần độ lớn, giảm tải cho cụm ổ đỡ trung gian.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Chương này thực hiện xác định chế độ động học và động lực học toàn hệ thống. Từ lực vòng $F = 19000 \text{ N}$ và vận tốc xích tải $v = 0.5 \text{ m/s}$, công suất trên trục công tác được tính toán là $P = 9.5 \text{ kW}$. Do tải trọng biến thiên theo ba giai đoạn, công suất tương đương quy đổi đạt $P_{td} = 7.69001 \text{ kW}$. Hiệu suất chung toàn hệ thống được xác định: $$\eta_{ch} = \eta_{kn} \cdot \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_{ol}^3 = 0.98 \times 0.95 \times 0.97 \times 0.8 \times 0.99^3 \approx 0.6997$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta_{ch}} = \frac{7.69001}{0.6997} \approx 13.55 \text{ kW}$$

Số vòng quay làm việc của trục công tác tính theo số răng đĩa xích $z = 11$ và bước xích $p_{xt} = 110 \text{ mm}$ là $n_{lv} = 24.79339 \text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn động cơ điện ba pha YE3-160L-4 có công suất danh định $15 \text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ sơ bộ $1465 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0.88$ và hiệu suất $\eta = 91.2%$.

Tỷ số truyền chung toàn hệ thống đạt $u_{ch} = 1465 / 24.79339 = 59.088$. Tác giả thực hiện phân phối tỷ số truyền: bộ truyền đai thang ngoài hộp $u_d = 1.9688$; hộp giảm tốc hai cấp có tỷ số truyền $u_{tv-br} \approx 30.012$, trong đó cấp trục vít – bánh vít chọn $u_1 = 10$, cấp bánh răng trụ chọn $u_2 = 3.05714$.

Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

Tác giả thiết kế bộ truyền đai thang vải cao su với khối lượng riêng $\rho = 920 \text{ kg/m}^3$. Tiết diện đai lựa chọn là loại đai B ($b_p = 14 \text{ mm}, b_0 = 17 \text{ mm}, h = 10.5 \text{ mm}, y_0 = 4 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138 \text{ mm}^2$).

  • Bánh đai nhỏ có đường kính $d_1 = 160 \text{ mm}$; với hệ số trượt tương đối $\xi = 0.02$, đường kính bánh đai lớn tính toán và chuẩn hóa là $d_2 = 315 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ ban đầu $a = 378 \text{ mm}$; chiều dài tính toán đai là $1518 \text{ mm}$, tác giả chọn chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1800 \text{ mm}$. Khoảng cách trục được hiệu chỉnh lại là $a = 521 \text{ mm}$.
  • Vận tốc đai đạt $v_1 = 12.27316 \text{ m/s}$; số vòng chạy đai trong một giây $i = 6.81842 \text{ s}^{-1} \le 10 \text{ s}^{-1}$, thỏa mãn độ bền mỏi.
  • Góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 163.05^\circ > 120^\circ$, đảm bảo khả năng bám ma sát.
  • Số dây đai tính toán ra $z = 6$ sợi đai. Chiều rộng bánh đai tương ứng là $B = 120 \text{ mm}$.
  • Lực căng ban đầu của bộ đai $F_0 = 1424 \text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 1104.2 \text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 2456.87 \text{ N}$.
  • Ứng suất lớn nhất trong đai $\sigma_{\max} = 7.31742 \text{ MPa}$; tuổi thọ tính toán của bộ đai đạt $L_h = 1066.82 \text{ giờ}$ (tương đương xấp xỉ 67 ngày làm việc liên tục).

Chương 3: Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

Bộ truyền trục vít – bánh vít làm việc với mômen xoắn trục II là $T_{II} = 1308648.91 \text{ Nmm}$, số vòng quay trục vít $n_I = 744.11 \text{ vòng/phút}$, tỷ số truyền $u_{tv} = 10$.

  • Chọn vật liệu: Trục vít chế tạo từ thép hợp kim 40CrNi tôi đạt độ rắn bề mặt $> 45 \text{ HRC}$, ren được mài bóng; bánh vít sử dụng đồng thanh nhôm sắt BCuAl9Fe4 đúc trong khuôn cát có $\sigma_b = 390 \text{ MPa}$, độ cứng 110 HB. Vận tốc trượt kiểm nghiệm đạt $v_s = 4.06739 \text{ m/s}$, ứng với cấp chính xác chế tạo 8.
  • Thông số hình học: Chọn số mối ren trục vít $z_1 = 3$, số răng bánh vít $z_2 = 30$; hệ số đường kính $q = 10$; môđun tiêu chuẩn $m = 10 \text{ mm}$; khoảng cách trục $a = 200 \text{ mm}$.
  • Kích thước chế tạo: Đường kính vòng chia trục vít $d_1 = 100 \text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 120 \text{ mm}$, chiều dài cắt ren $b_1 = 128 \text{ mm}$, góc nâng ren $\gamma = 16.69924^\circ$. Bánh vít có đường kính vòng chia $d_2 = 300 \text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a2} = 320 \text{ mm}$, đường kính lớn nhất $d_{aM2} = 332 \text{ mm}$, chiều rộng bánh vít $b_2 = 75 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 190 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 198.32 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_F = 34.33 \text{ MPa} \le [\sigma_F] = 80 \text{ MPa}$.
  • Lực ăn khớp: Lực tiếp tuyến trên trục vít $F_{t1} = 2896 \text{ N}$ (bằng lực dọc trục bánh vít $F_{a2}$); lực dọc trục trên trục vít $F_{a1} = 8725 \text{ N}$ (bằng lực tiếp tuyến bánh vít $F_{t2}$); lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 3176 \text{ N}$.
  • Kiểm tra nhiệt và độ cứng: Nhiệt độ dầu bôi trơn cân bằng đạt $t_{dau} = 77.8^\circ\text{C} < 95^\circ\text{C}$ (không cần lắp thêm cánh tản nhiệt hay quạt làm mát); độ võng trục vít dưới tác dụng lực đạt $y = 0.045 \text{ mm} \le [y] = 0.05 \text{ mm}$.

Chương 4: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Cấp thứ hai của hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng kín bôi trơn ngâm dầu, thiết kế theo độ bền mỏi tiếp xúc để chống tróc rỗ mặt răng:

  • Vật liệu: Thép 40CrNi tôi cải thiện cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn. Độ cứng bánh nhỏ đạt $HB_1 = 300 \text{ HB}$, bánh lớn đạt $HB_2 = 270 \text{ HB}$.
  • Xác định ứng suất cho phép: Giới hạn mỏi tiếp xúc $[\sigma_H] = 499.1 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép xét hệ số quay hai chiều là $[\sigma_{F1}] = 231.43 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 208.6 \text{ MPa}$.
  • Thông số cơ bản: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 355 \text{ mm}$; môđun pháp $m = 5 \text{ mm}$; tổng số răng $z_1 + z_2 = 142$ răng. Tác giả chọn $z_1 = 35$ răng, $z_2 = 107$ răng, tỷ số truyền thực tế $u_{br} = 3.05714$ (sai lệch $0.02%$).
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia bánh dẫn $d_1 = 175 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 535 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 185 \text{ mm}, d_{a2} = 545 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng bánh dẫn $b_1 = 147 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 142 \text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp: Lực tiếp tuyến $F_{t3} = F_{t4} = 14956 \text{ N}$; lực hướng tâm với góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$ là $F_{r3} = F_{r4} = 5444 \text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 469.43 \text{ MPa} \le 499.1 \text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán bánh răng lớn $\sigma_{F2} = 65.65 \text{ MPa} \le 208.6 \text{ MPa}$.
  • Điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Mức dầu ngập thỏa mãn khoảng cách từ tâm trục đến mức dầu nằm trong khoảng $91 \text{ mm} \le h \le 238 \text{ mm}$.

Chương 5: Thiết kế trục và tính toán chọn then, ổ lăn

Hệ thống gồm 3 trục công tác được chế tạo từ thép carbon kết cấu C45 thường hóa có $\sigma_b = 736 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 490 \text{ MPa}, \sigma_{-1} = 353 \text{ MPa}, \tau_{-1} = 216 \text{ MPa}$, độ cứng 210 HB.

  • Đường kính trục sơ bộ: Trục I lắp bánh đai $d_{sb1} = 35 \text{ mm}$; Trục II lắp bánh vít $d_{sb2} = 70 \text{ mm}$; Trục III lắp khớp nối $d_{sb3} = 100 \text{ mm}$.
  • Tính toán kích thước chi tiết và kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: Mômen tương đương tại tiết diện chân ren trục vít $M_{td1} = 588037 \text{ Nmm}$, đường kính tính toán $d_1 = 45 \text{ mm}$ trong khi đường kính thân trục vít thực tế là $100 \text{ mm}$ (thỏa mãn dư bền).
    • Trục II: Mômen tương đương lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng $M_{td2} = 1851354 \text{ Nmm}$, đường kính tính toán yêu cầu $d_2 = 66 \text{ mm}$, chọn thực tế $d_2 = 70 \text{ mm}$.
    • Trục III: Mômen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng lớn $M_{td3} = 3657059 \text{ Nmm}$, đường kính tính toán $d_3 = 83 \text{ mm}$, chọn thực tế $d_3 = 100 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng tiêu chuẩn, kiểm nghiệm ứng suất dập trên trục I đạt $\sigma_d = 26.68 \text{ MPa} \le [\sigma_d] = 130 \text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$ tại mọi tiết diện khảo sát đều lớn hơn giá trị cho phép $[s] = 3$.
  • Chọn ổ lăn theo danh mục NSK:
    • Trục I: Chịu lực dọc trục lớn $F_{a1} = 8725 \text{ N}$ nên tại gối A sử dụng cặp ổ đũa côn NSK HR30308J ($d = 40 \text{ mm}, D = 90 \text{ mm}, T = 25.25 \text{ mm}, C_r = 90.5 \text{ kN}, C_{0r} = 101 \text{ kN}$), tuổi thọ đạt $15343 \text{ giờ}$; gối C đỡ tải hướng tâm dùng ổ bi đỡ NSK 6308 ($d = 40 \text{ mm}, D = 90 \text{ mm}, B = 23 \text{ mm}, C_r = 43 \text{ kN}$), tuổi thọ đạt $71495 \text{ giờ}$.
    • Trục II: Lắp hai ổ bi đỡ NSK 6313 ($d = 65 \text{ mm}, D = 140 \text{ mm}, B = 33 \text{ mm}, C_r = 97.5 \text{ kN}, C_{0r} = 60 \text{ kN}$), tuổi thọ đạt $86750 \text{ giờ}$.
    • Trục III: Lắp hai ổ bi đỡ kích thước $d = 90 \text{ mm}, D = 190 \text{ mm}, B = 43 \text{ mm}$ ($C_r = 150 \text{ kN}, C_{0r} = 107 \text{ kN}$), tuổi thọ tính toán đạt $4651543 \text{ giờ}$.

Chương 6: Thiết kế và lựa chọn các chi tiết khác

Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0.03a + 3 = 14 \text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 12 \text{ mm}$.
  • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 10 \text{ mm}$, chiều cao $h = 45 \text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
  • Hệ thống bulông liên kết: Bulông nền $d_1 = 24 \text{ mm}$ (số lượng 6 bulông); bulông cạnh ổ $d_2 = 18 \text{ mm}$; bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = 16 \text{ mm}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = 12 \text{ mm}$; vít nắp cửa thăm $d_5 = 10 \text{ mm}$.
  • Khe hở giữa các chi tiết: Khoảng cách giữa bánh răng với thành trong hộp là $15 \text{ mm}$; khoảng cách từ đỉnh bánh răng lớn đến đáy hộp là $42 \text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ: Nắp ổ bằng gang GX15-32 bắt vít giữ vòng ngoài ổ lăn; vòng móc đúc liền vỏ thân có chiều dày $S = 28 \text{ mm}$, đường kính lỗ $d = 42 \text{ mm}$; nút thông hơi bố trí trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong hộp khi vận hành nóng; nút tháo dầu ren côn đặt tại đáy nghiêng của đáy hộp; mắt kiểm tra mức dầu đặt ở thành bên.

Kết quả và thông số kỹ thuật chính

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xích tải. Toàn bộ các thông số động học, động lực học và kích thước hình học chính được tổng hợp trong các bảng sau:

Bảng đặc tính động lực học các trục

Đại lượng Động cơ điện Trục I (Trục vít) Trục II (Bánh vít - BR dẫn) Trục III (BR bị dẫn) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 13.55 12.87 10.41 9.79 9.50
Tỷ số truyền $u$ - 1.97 (Đai) 10.00 (Trục vít) 3.06 (Bánh răng) 1.00 (Khớp)
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1465.00 744.11 74.41 24.79 24.79
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 88390.87 165234.00 1308648.91 3771642.00 3771642.00

Bảng thông số kỹ thuật các bộ truyền chính

Thông số kỹ thuật Bộ truyền đai thang Bộ truyền trục vít – bánh vít Bộ truyền bánh răng trụ
Loại bộ truyền Đai thường loại B Trục vít trụ - Bánh vít lõm Trụ răng thẳng ăn khớp ngoài
Vật liệu chế tạo Cao su bố vải Trục: 40CrNi / Vít: BCuAl9Fe4 Thép 40CrNi tôi cải thiện
Khoảng cách trục (mm) 521.00 200.00 355.00
Môđun / Tiết diện B ($17 \times 10.5 \text{ mm}$) $m = 10 \text{ mm}, q = 10$ $m = 5 \text{ mm}$
Số răng / Số mối ren 6 sợi đai $z_1 = 3, z_2 = 30$ $z_1 = 35, z_2 = 107$
Đường kính chia (mm) $d_1=160, d_2=315$ $d_1 = 100, d_2 = 300$ $d_1 = 175, d_2 = 535$
Chiều rộng bộ truyền (mm) 120.00 $b_1 = 128, b_2 = 75$ $b_1 = 147, b_2 = 142$
Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_{\max} = 7.32 \text{ MPa}$ $\sigma_H = 190.00 \text{ MPa}$ $\sigma_H = 469.43 \text{ MPa}$
Ứng suất tiếp xúc cho phép - $[\sigma_H] = 198.32 \text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 499.10 \text{ MPa}$
Phương thức bôi trơn Vận hành khô Ngâm dầu trục vít đáy Ngâm dầu chân răng lớn

Các giải pháp kỹ thuật nổi bật được tác giả triển khai bao gồm:

  • Sử dụng cặp ổ đũa côn NSK HR30308J lắp chữ "O" tại gối trục I để triệt tiêu tải trọng dọc trục cực lớn ($F_{a1} = 8725 \text{ N}$) sinh ra từ góc xoắn ren trục vít.
  • Phương pháp bôi trơn ngâm dầu tự nhiên với việc kiểm toán nhiệt độ dầu dừng ở mức $77.8^\circ\text{C}$, vừa giải quyết yêu cầu bôi trơn vừa đáp ứng điều kiện làm mát không cần thiết bị phụ trợ.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Từ phạm vi thực hiện của một đồ án môn học Thiết kế kỹ thuật cơ khí, công trình tồn tại các điểm hạn chế đã được chỉ ra:

  • Chưa xét đến yếu tố dao động xoắn và động lực học phi tuyến của chuỗi xích tải khi làm việc dưới tải trọng va đập, mô hình lực mới dừng ở tải tĩnh phân bậc quy đổi.
  • Việc tính toán sức bền trục và kiểm nghiệm ổ lăn mới áp dụng phương pháp giải tích truyền thống theo cẩm nang thiết kế; chưa sử dụng các công cụ mô phỏng số như phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất cục bộ tại các vị trí tập trung ứng suất quanh rãnh then và bán kính lượn gối trục.
  • Bộ truyền đai thang ngoài hộp có tuổi thọ tính toán đạt $1066.82 \text{ giờ}$ (khoảng 67 ngày làm việc liên tục), ngắn hơn nhiều so với niên hạn hộp giảm tốc (10 năm), đòi hỏi phải có quy trình căng đai và thay thế định kỳ trong thực tế vận hành.

Hướng phát triển tiếp theo của đề tài:

  • Xây dựng mô hình 3D hoàn chỉnh trên phần mềm CAD/CAE chuyên dụng (SolidWorks/Inventor) để xuất bản vẽ gia công chế tạo đạt chuẩn công nghiệp.
  • Ứng dụng phần mềm mô phỏng động lực học để phân tích hiện tượng dão xích và va đập giữa con lăn xích với răng đĩa xích dẫn.
  • Nghiên cứu phương án tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp giảm tốc thông qua giải thuật topology optimization nhằm tiết kiệm vật liệu đúc gang GX15-32.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án mang giá trị ứng dụng thực tiễn và học thuật cho các đối tượng sau:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu hoàn chỉnh về quy trình tính toán hệ dẫn động hai cấp kết hợp trục vít – bánh răng, đặc biệt là cách tính công suất tương đương cho đồ thị phụ tải biến thiên ba bậc.
  • Kỹ sư thiết kế máy: Tham khảo phương pháp tra cứu, tính toán lựa chọn quy cách vòng bi công nghiệp hãng NSK chịu tải dọc trục lớn và các kích thước chuẩn hóa vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
  • Cụm nội dung đáng lưu ý: Quy trình kiểm toán nhiệt cân bằng cho hộp giảm tốc trục vít và phương pháp bố trí mức dầu bôi trơn ngâm đồng thời trục vít và vành bánh răng trụ.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lại chọn động cơ điện YE3-160L-4 công suất 15 kW trong khi công suất tính toán tương đương trên trục công tác chỉ là 7.69 kW?
Công suất trên trục công tác danh định là $9.5 \text{ kW}$, qua chu kỳ tải biến thiên bậc quy về $P_{td} = 7.69 \text{ kW}$. Tuy nhiên, do hộp giảm tốc có cấp trục vít hiệu suất thấp ($\eta_{tv} = 0.8$) cộng với các tổn hao ma sát qua bộ truyền đai ($\eta_d = 0.95$), bánh răng ($\eta_{br} = 0.97$), khớp nối và ba cặp ổ lăn, hiệu suất chung toàn hệ thống chỉ đạt $69.97%$. Do đó, công suất cần thiết trên trục động cơ là $13.55 \text{ kW}$. Theo dãy công suất tiêu chuẩn động cơ YE3, công suất danh định $15 \text{ kW}$ là cấp công suất phù hợp gần nhất lớn hơn $13.55 \text{ kW}$.

2. Vì sao bộ truyền trục vít sử dụng vật liệu bánh vít là đồng thanh BCuAl9Fe4 còn trục vít là thép 40CrNi tôi cứng?
Đặc thù của truyền động trục vít – bánh vít là vận tốc trượt dọc răng rất cao ($v_s = 4.067 \text{ m/s}$). Để giảm thiểu ma sát, chống hiện tượng dính ren và mài mòn khốc liệt, nguyên tắc bắt buộc là ghép cặp vật liệu có tính giảm ma sát tốt. Trục vít làm bằng thép hợp kim 40CrNi tôi cứng bề mặt ren ($> 45 \text{ HRC}$) mài bóng để chịu tải uốn và chống mòn, kết hợp với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc BCuAl9Fe4 đúc khuôn cát có tính trượt êm và hệ số ma sát nhỏ.

3. Gối đỡ trục I được bố trí các loại ổ lăn nào để xử lý lực dọc trục sinh ra từ trục vít?
Bộ truyền trục vít tạo ra lực dọc trục rất lớn trên trục I ($F_{a1} = 8725 \text{ N}$). Do đó, tại vị trí gối A tác giả sử dụng cặp ổ đũa côn NSK HR30308J lắp theo sơ đồ chữ "O" để vừa đỡ tải hướng tâm $1846 \text{ N}$ vừa tiếp nhận toàn bộ lực dọc trục $8725 \text{ N}$. Tại vị trí gối C, lực dọc trục bằng không nên chỉ cần lắp ổ bi đỡ NSK 6308 để chịu tải hướng tâm $3802 \text{ N}$, cho phép trục co giãn vì nhiệt dọc trục tự do.

4. Kết quả kiểm tra nhiệt truyền động trục vít có đòi hỏi phải lắp thêm cánh tản nhiệt hay quạt gió cưỡng bức không?
Kết quả tính toán nhiệt độ dầu theo công thức cân bằng nhiệt tỏa ra qua vỏ hộp và bệ máy cho giá trị $t_{dau} = 77.8^\circ\text{C}$ (với nhiệt độ môi trường $t_0 = 30^\circ\text{C}$, hệ số tỏa nhiệt $K_T = 17$, hệ số thoát nhiệt bệ máy $\psi = 0.3$). Do nhiệt độ này nhỏ hơn nhiệt độ cho phép tối đa của dầu công nghiệp trong hộp giảm tốc ($[t] = 95^\circ\text{C}$), hệ thống đảm bảo cân bằng nhiệt tự nhiên qua bề mặt vỏ gang mà không cần quạt làm mát hay cánh tản nhiệt phụ.

5. Mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc được khống chế theo các thông số giới hạn nào?
Vỏ hộp sử dụng phương pháp ngâm dầu bôi trơn chung cho cả hai cấp truyền động. Để đảm bảo bôi trơn răng bánh răng trụ cấp 2 mà không gây tổn hao khuấy dầu quá lớn, chiều sâu ngâm dầu của vành răng không được thấp hơn chiều cao chân răng ($10 \text{ mm}$) và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn, tương đương khoảng cách từ tâm trục đến mức dầu từ $91 \text{ mm}$ đến $261 \text{ mm}$. Đồng thời, để bôi trơn cấp 1, mức dầu tối thiểu phải ngập chiều cao chân ren trục vít (đặt ở đáy hộp), tương đương khoảng cách từ tâm trục bánh vít đến mức dầu phải nhỏ hơn $238 \text{ mm}$. Khoảng khống chế mức dầu hợp lệ của hộp là từ $91 \text{ mm}$ đến $238 \text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế kỹ thuật của sinh viên Trần Quốc Trọng đã giải quyết trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xích tải công suất $9.5 \text{ kW}$ theo Đề số 4 - Phương án số 5. Toàn bộ các cụm chi tiết cơ khí từ động cơ YE3-160L-4, bộ truyền đai thang loại B (6 sợi), hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng trụ răng thẳng, hệ thống ba trục truyền thép C45, cụm then bằng đến hệ thống ổ lăn NSK đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và nhiệt độ làm việc cho phép. Bản thuyết minh cung cấp một quy trình tính toán hệ dẫn động cơ khí logic, số liệu nhất quán và minh bạch, đóng vai trò là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích trong đào tạo và nghiên cứu thiết kế máy.