Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Ngành cơ khí chế tạo máy giữ vị trí then chốt trong nền kinh tế quốc dân nhờ chức năng cung ứng tư liệu sản xuất và công cụ lao động cho toàn bộ các ngành công nghiệp. Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa, yêu cầu đặt ra cho đội ngũ kỹ sư cơ khí là phải làm chủ quy trình tính toán, thiết kế và tối ưu hóa các hệ thống dẫn động cơ khí, đáp ứng các tiêu chuẩn kỹ thuật nghiêm ngặt về độ bền, độ tin cậy và khả năng tự động hóa dây chuyền sản xuất. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là học phần cốt lõi trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm tích hợp và ứng dụng đồng bộ kiến thức từ các môn học nền tảng như Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và lắp ghép, Công nghệ chế tạo phôi và Vẽ kỹ thuật.
Đề tài được thực hiện theo phân công "Đề số 49: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" do sinh viên Trần Minh Vương thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Xuân Hạnh (tháng 11 năm 2015). Mục tiêu của đồ án là thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động cơ khí từ động cơ điện đến bộ phận công tác (tang tải), bao gồm tính toán động học, thiết kế các bộ truyền ngoài, thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển, tính toán kết cấu trục, chọn ổ lăn, then và kết cấu vỏ hộp.
Nhiệm vụ nghiên cứu được phân chia thành 6 nội dung kỹ thuật chính:
- Xác định công suất yêu cầu, lựa chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
- Tính toán thiết kế bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc.
- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm) trong hộp giảm tốc.
- Tính toán thiết kế hệ thống các trục (trục I, trục II, trục III), kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
- Tính toán chọn ổ lăn, then, khớp nối và hệ thống bôi trơn trong hộp giảm tốc.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và lập bảng thống kê các kiểu lắp ghép tiêu chuẩn.
Đối tượng nghiên cứu là hệ dẫn động cơ khí cho tang tải với các thông số đầu vào xác định:
- Lực kéo tiếp tuyến trên tang tải: $F = 9600\text{ N}$.
- Vận tốc dịch chuyển của tang tải: $v = 0{,}2\text{ m/s}$.
- Đường kính danh nghĩa của tang tải: $D = 350\text{ mm}$.
- Thời gian phục vụ thiết kế: $L = 6\text{ năm}$.
- Chế độ làm việc: gồm hai khoảng thời gian chịu tải trong một ca là $t_1 = 4\text{ giờ}$ (mômen xoắn $T_1$) và $t_2 = 3\text{ giờ}$ (mômen xoắn $T_2 = 0{,}6 T_1$); chu kỳ làm việc tiêu chuẩn $t_{ck} = 8\text{ giờ}$. Chế độ quay một chiều.
Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán giải tích, tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy truyền thống và thiết lập cấu kết cơ khí phục vụ chế tạo đơn chiếc hoặc loạt vừa trong điều kiện sản xuất cơ khí tại Việt Nam.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng khung lý thuyết kỹ thuật cơ sở và tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống của Việt Nam (chủ yếu dựa trên tài liệu tham khảo chuyên ngành do Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất và cộng sự biên soạn):
- Lý thuyết động học và truyền động cơ khí: Nguyên lý cân bằng công suất, xác định hiệu suất chung của hệ dẫn động cơ khí nối tiếp qua các cặp chi tiết quay (bộ truyền đai, các cặp bánh răng ăn khớp, các cặp ổ lăn và khớp nối); phương pháp xác định tải trọng tương đương đối với chế độ tải thay đổi nhiều bậc theo thời gian.
- Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai: Phương pháp xác định tiết diện đai, kích thước hình học bánh đai, kiểm tra điều kiện không trượt trơn theo góc ôm $\alpha_1$, tính toán số đai $Z$ dựa trên khả năng tải danh định $[P_0]$ kết hợp các hệ số hiệu chỉnh tải trọng động $k_đ$, hệ số góc ôm $C_\alpha$, hệ số chiều dài $C_l$, hệ số tỷ số truyền $C_u$ và hệ số phân bố tải giữa các dây đai $C_z$.
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền bánh răng: Phương pháp xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ có xét đến số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) so với số chu kỳ cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$); phương pháp kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) và kiểm nghiệm chống biến dạng dẻo khi quá tải ngắn hạn ($\sigma_{H\max}, \sigma_{F\max}$).
- Lý thuyết sức bền vật liệu và thiết kế trục: Phương pháp mặt cắt biến thiên xác định nội lực, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$); lập biểu đồ mômen uốn tổng $M_j$ và mômen tương đương $M_{tđj}$; phương pháp tính toán kiểm nghiệm mỏi trục dựa trên hệ số an toàn thực tế $s_j \ge [s]$ có xét đến độ nhạy tập trung ứng suất tại rãnh then và bán kính góc lượn.
Phương pháp nghiên cứu thực tế là phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn hóa:
- Thu thập dữ liệu thông số đầu vào từ yêu cầu kỹ thuật đề số 49.
- Áp dụng các thuật toán giải tích từng bước để tính toán kích thước động học và động lực học.
- Quy chuẩn hóa các thông số hình học (đường kính bánh đai, khoảng cách trục, môđun bánh răng $m$, số răng $Z$, đường kính các đoạn trục, kích thước then bằng) theo dãy số tiêu chuẩn công nghiệp cơ khí.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động cơ khí được tổ chức theo cấu trúc truyền động thẳng hàng kết hợp bộ truyền ngoài:
Động cơ điện ---> Khớp nối đàn hồi ---> Trục I ---> Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng ---> Trục III ---> Bộ truyền đai thang ---> Trục IV (Tang tải)
Kiến trúc kỹ thuật của hệ thống bao gồm:
- Động cơ dẫn động: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, được lựa chọn theo công suất tương đương $P_{ct} = 1{,}8\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $1420\text{ vòng/phút}$.
- Khớp nối liên kết trục: Khớp nối trục đàn hồi liên kết trực tiếp ngõng trục động cơ với trục I của hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi khai triển: Sử dụng hai cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài làm bằng thép 45 tôi cải thiện, bố trí cấp nhanh ($u_1 = 7{,}96$) và cấp chậm ($u_2 = 3{,}77$) truyền động giảm tốc từ trục I qua trục trung gian II đến trục ra III.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang tiết diện B đặt ở đầu ra của hộp giảm tốc (trên trục III) dẫn động trực tiếp tới trục của tang tải (trục IV) với tỷ số truyền $u_đ = 4{,}33$.
- Vỏ hộp và kết cấu đỡ: Vỏ hộp giảm tốc đúc nguyên khối bằng gang xám, phân chia mặt ghép nắp và thân ngang tâm các trục để định vị các ổ lăn; hệ thống bôi trơn dạng ngâm dầu kết hợp té dầu bôi trơn bánh răng và ổ trục.
Nội dung chính theo từng phần của đồ án
Phần 1: Chọn Động Cơ Điện và Phân Phối Tỉ Số Truyền
Trong phần này, tác giả giải quyết bài toán động học và động lực học sơ bộ cho toàn hệ thống:
- Công suất danh nghĩa trên trục tang tải được tính toán từ lực kéo $F$ và vận tốc $v$: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{9600 \cdot 0{,}2}{1000} = 1{,}92\text{ kW}$$
- Do tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($T_1$ trong 4 giờ, $T_2 = 0{,}6 T_1$ trong 3 giờ trên tổng chu kỳ 8 giờ), công suất tương đương tác dụng lên bộ phận công tác được tính toán quy đổi là $P_t = 1{,}53\text{ kW}$.
- Hiệu suất chung của hệ thống được tổng hợp từ hiệu suất khớp nối, các cặp ổ lăn, các cặp bánh răng và bộ truyền đai, đạt $\eta = 0{,}85$. Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{1{,}53}{0{,}85} = 1{,}8\text{ kW}$$
- Vận tốc quay của trục tang tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}2}{3{,}14 \cdot 350} \approx 10{,}9\text{ vòng/phút}$$
- Động cơ được chọn có công suất định mức thỏa mãn điều kiện $P_{đc} \ge P_{ct}$, số vòng quay đồng bộ định mức $n_{đc} = 1420\text{ vòng/phút}$, mômen mở máy thỏa mãn $T_k / T_{dn} = 2 > 1{,}4$.
- Tỷ số truyền tổng của hệ thống: $u_t = n_{đc} / n_{lv} = 1420 / 10{,}9 = 130{,}15$. Tỷ số truyền này được phân bổ cho bộ truyền ngoài ($u_đ = 4{,}33$) và hộp giảm tốc hai cấp ($u_h = 30{,}01$), trong đó cấp nhanh $u_1 = 7{,}96$ và cấp chậm $u_2 = 3{,}77$.
Bảng tổng hợp thông số động học trên các trục của hệ thống dẫn động:
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục IV (Tang tải) |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền $u$ | 1 (Khớp nối) | 1 | 7,96 | 3,77 | 4,33 |
| Công suất $P$ (kW) | 1,80 | 1,77 | 1,70 | 1,63 | 1,53 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1420 | 1420 | 178,4 | 47,3 | 10,9 |
| Mômen xoắn $T$ (N.mm) | 12105,6 | 11903,9 | 91003,4 | 329101,5 | 1338049,4 |
Phần 2: Tính Toán Bộ Truyền Đai
Tác giả lựa chọn loại đai thang với quy trình thiết kế chuẩn:
- Chọn loại đai: Đai thang tiết diện B.
- Đường kính bánh đai nhỏ được xác định thỏa mãn điều kiện hạn chế ứng suất uốn: $d_1 = 224\text{ mm}$.
- Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 1000\text{ mm}$ (có xét đến hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0{,}015$). Đường kính ngoài tương ứng là $d_{a1} = 235{,}4\text{ mm}$ và $d_{a2} = 1011{,}4\text{ mm}$.
- Góc chêm của rãnh đai: $\varphi = 40^\circ$.
- Khoảng cách trục thiết kế sơ bộ $a = 950\text{ mm}$ (nằm trong giới hạn cho phép $686{,}7\text{ mm} \le a \le 2448\text{ mm}$); chiều dài đai tính toán theo công thức hình học và quy chuẩn hóa theo dãy tiêu chuẩn là $L = 4000\text{ mm}$. Khoảng cách trục sau khi chuẩn hóa chiều dài đai là $a = 961\text{ mm}$.
- Góc ôm bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 134^\circ \ge 120^\circ$, đảm bảo khả năng truyền mômen mà không bị trượt trơn.
- Tính toán số đai yêu cầu: Kết quả tính toán cho thấy chỉ cần $Z = 1$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 34\text{ mm}$, chiều rộng tiết diện đai $b = 22\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu của đai: $F_0 = 4179\text{ N}$; lực tác dụng uốn trục do bộ truyền đai gây ra: $F_r = 7694\text{ N}$.
Phần 3: Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc
Bộ truyền trong hộp giảm tốc sử dụng kết cấu bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài cho cả cấp nhanh và cấp chậm:
- Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp đều sử dụng phôi thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn bánh nhỏ đạt $HB_1 = HB_3 = 245$ (nằm trong khoảng $241 \div 285$, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$); độ rắn bánh lớn đạt $HB_2 = HB_4 = 230$.
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp bánh răng $[\sigma_H] = 481{,}82\text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ $[\sigma_{F1}] = [\sigma_{F3}] = 252\text{ MPa}$, của bánh lớn $[\sigma_{F2}] = [\sigma_{F4}] = 236{,}57\text{ MPa}$.
Bảng so sánh thông số hình học và độ bền giữa cấp nhanh và cấp chậm:
| Thông số hình học và kiểm nghiệm | Cấp nhanh (Cặp 1-2) | Cấp chậm (Cặp 3-4) |
|---|---|---|
| Khoảng cách trục $a_w$ (mm) | 134 | 157 |
| Môđun pháp $m$ (mm) | 2 | 2 |
| Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) | 40 | 59 |
| Tỷ số truyền thực $u_m$ | 7,93 | 3,76 |
| Số răng bánh nhỏ / bánh lớn ($Z$) | $Z_1 = 15$ / $Z_2 = 119$ | $Z_3 = 33$ / $Z_4 = 124$ |
| Hệ số dịch chỉnh ($x$) | $x_1 = +0{,}3$ ; $x_2 = -0{,}3$ | Không dịch chỉnh ($x = 0$) |
| Đường kính chia $d_w$ (mm) | $d_{w1} = 30$ ; $d_{w2} = 238$ | $d_3 = 66$ ; $d_4 = 248$ |
| Đường kính đỉnh răng $d_a$ (mm) | $d_{a1} = 35{,}2$ ; $d_{a2} = 240{,}8$ | $d_{a3} = 70$ ; $d_{a4} = 252$ |
| Đường kính đáy răng $d_f$ (mm) | $d_{f1} = 26{,}2$ ; $d_{f2} = 231{,}8$ | $d_{f3} = 61$ ; $d_{f4} = 243$ |
| Góc ăn khớp $\alpha_{tw}$ | $20^\circ$ | $20^\circ$ |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ (MPa) | $457{,}73$ (Đạt, $\le 481{,}82$) | $457{,}73$ (Đạt, $\le 481{,}82$) |
| Ứng suất uốn lớn nhất $\sigma_F$ (MPa) | $\sigma_{F2} = 33{,}51$ (Đạt, $\le 236{,}57$) | $\sigma_{F4} = 59{,}42$ (Đạt, $\le 236{,}57$) |
| Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc / uốn | Đạt tiêu chuẩn | Đạt tiêu chuẩn |
Phần 4: Tính Thiết Kế Trục
Quy trình thiết kế hệ thống trục bao gồm xác định vật liệu, sơ bộ kích thước, phân tích lực và kiểm nghiệm mỏi:
- Vật liệu: Trục được chế tạo bằng thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, độ cứng $200\text{ HB}$.
- Phân tích lực tác dụng lên trục:
- Lực từ khớp nối đàn hồi lên đầu trục I: $F_{r12} = 68 \div 102\text{ N}$.
- Lực ăn khớp bánh răng cấp chậm: lực vòng $F_{vt3} = 2758\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = F_{vt3} \cdot \tan(20^\circ) = 1003{,}8\text{ N}$.
- Lực kéo đai tác dụng lên đầu trục III: $F_r = 7694\text{ N}$.
- Tính toán phản lực và mômen:
- Trục I: Lập phương trình cân bằng mômen và lực cắt trên các mặt phẳng $yOz$ và $xOz$, xác định phản lực tại gối đỡ $A$ và $B$. Đường kính các đoạn trục sau khi tiêu chuẩn hóa: $d_{1C} = 16\text{ mm}$, $d_{1A} = 20\text{ mm}$, $d_{1B} = 22\text{ mm}$, $d_{1D} = 20\text{ mm}$.
- Trục II: Chịu mômen xoắn $T_{II} = 91003{,}4\text{ N.mm}$; mômen uốn tương đương lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng cấp chậm $M_{tđ2C} = 112579\text{ N.mm}$. Đường kính ngõng trục nguy hiểm được chọn là $d_{2B} = 40\text{ mm}$ và $d_{2C} = 45\text{ mm}$.
- Trục III: Chịu tổ hợp uốn xoắn phức tạp do lực căng đai lớn ($7694\text{ N}$) và lực ăn khớp; mômen uốn tương đương cực đại tại gối đỡ $B$ đạt $M_{tđ3B} = 542605\text{ N.mm}$ và tại vị trí lắp bánh răng $M_{tđ3C} = 285010\text{ N.mm}$. Đường kính các đoạn trục được quy chuẩn: $d_{3C} = 50\text{ mm}$, $d_{3A} = 50\text{ mm}$, $d_{3B} = 55\text{ mm}$, $d_{3D} = 40\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mỏi trục:
- Giới hạn mỏi đối xứng của vật liệu thép C45: $\sigma_{-1} = 0{,}436 \cdot \sigma_b = 262\text{ MPa}$; $\tau_{-1} \approx 152\text{ MPa}$.
- Các tiết diện nguy hiểm được kiểm nghiệm hệ số an toàn: tiết diện 1B (trên trục I), 2B và 2C (trên trục II), 3B (trên trục III). Tất cả các hệ số an toàn tính toán $s_j$ đều thỏa mãn điều kiện $s_j \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
Bảng thông số then bằng và hệ số tập trung ứng suất tại các tiết diện nguy hiểm:
| Tiết diện nguy hiểm | Đường kính trục $d$ (mm) | Kích thước then $b \times h$ (mm) | Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) | Mômen cản uốn $W$ ($\text{mm}^3$) | Mômen cản xoắn $W_0$ ($\text{mm}^3$) | Hệ số kích thước $\varepsilon_\sigma$ / $\varepsilon_\tau$ |
|---|---|---|---|---|---|---|
| 1B (Trục I) | 22 | $8 \times 7$ | 4,0 | 809,7 | 1855,0 | 0,92 / 0,89 |
| 2B (Trục II) | 40 | $12 \times 8$ | 5,0 | 5364,0 | 11647,6 | 0,85 / 0,78 |
| 2C (Trục II) | 45 | $14 \times 9$ | 5,5 | 7611,3 | 16557,5 | Tra bảng |
| 3B (Trục III) | 55 | $16 \times 10$ | 6,0 | 14238,0 | 30572,0 | Tra bảng |
Phần 5: Tính Toán Chọn Ổ Lăn, Then, Khớp Nối và Bôi Trơn
- Tính chọn ổ lăn: Xác định cấp tải động và tải tĩnh tác dụng lên các gối trục I, II, III. Dựa trên đường kính ngõng trục đã định ($d_1 = 20\text{ mm}, d_2 = 30\text{ mm}, d_3 = 40\text{ mm}$ hoặc $50\text{ mm}$), tác giả lựa chọn loại ổ bi đỡ một dãy hoặc ổ đũa đỡ tiêu chuẩn, tiến hành kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc $L_h$ theo số triệu vòng quay, đảm bảo tuổi thọ phục vụ 6 năm của hệ thống.
- Tính chọn mối ghép then: Sử dụng then bằng tiêu chuẩn lắp ráp tại vị trí các bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối. Kiểm nghiệm độ bền dập mặt bên của then theo ứng suất dập $[\sigma_d]$ và kiểm nghiệm độ bền cắt theo ứng suất cắt $[\tau_c]$.
- Khớp nối trục: Khớp nối trục đàn hồi liên kết trục động cơ ($d = 24\text{ mm}$) với trục I ($d = 20\text{ mm}$) được tính toán theo mômen xoắn danh định và mômen mở máy, kiểm tra áp suất tiếp xúc trên bề mặt vòng đàn hồi cao su.
- Bôi trơn hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu cho các bánh răng ăn khớp (chiều sâu ngâm dầu ngập từ 1 đến 3 lần chiều cao răng); ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dùng hoặc dầu bắn tóe từ các bánh răng cấp chậm.
Phần 6: Thiết Kế Vỏ Hộp Giảm Tốc và Bảng Thống Kê Kiểu Lắp Ghép
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang xám, phân chia thân dưới và nắp trên qua mặt phẳng nằm ngang chứa tâm các trục. Bề dày thành thân hộp $\delta$, bề dày thành nắp hộp $\delta_1$, bề dày gân tăng cứng, gờ lắp bu-lông thân, nắp và bu-lông vòng được tính toán theo công thức thực nghiệm dựa trên khoảng cách trục lớn nhất $a_{w2} = 157\text{ mm}$.
- Hệ thống dung sai và lắp ghép: Xác định dung sai kích thước cho các mối ghép quan trọng trong hộp giảm tốc:
- Mối ghép vòng trong ổ lăn với trục: sử dụng mối ghép trung gian hoặc có độ dôi nhẹ theo chế độ dung sai trục $k6$.
- Mối ghép bánh răng, bánh đai và khớp nối lên trục: chọn kiểu lắp $k6$ hoặc $m6$ kết hợp then bằng để truyền mômen xoắn và định tâm chính xác.
- Mối ghép vòng ngoài ổ lăn với lỗ thân hộp: chọn chế độ dung sai lỗ $H7$ hoặc $J_s7$ để tạo điều kiện thuận lợi cho việc tháo lắp và điều chỉnh khe hở làm việc của ổ.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã xây dựng hoàn chỉnh hồ sơ tính toán thiết kế cho hệ dẫn động cơ khí đề số 49 với các chỉ số kỹ thuật chính:
- Chọn thành công động cơ điện $1{,}8\text{ kW}$ ($1420\text{ vòng/phút}$) đáp ứng yêu cầu phụ tải biến thiên hai bậc ($T_1$ trong 4h, $0{,}6 T_1$ trong 3h).
- Tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = 130{,}15$ được phân bố hợp lý: bộ truyền đai ngoài $u_đ = 4{,}33$; cấp nhanh $u_1 = 7{,}96$; cấp chậm $u_2 = 3{,}77$.
- Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai thang tiết diện B gồm 1 sợi, chiều dài chuẩn $L = 4000\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 961\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 134^\circ$.
- Thiết kế hai cấp bánh răng trụ răng thẳng cùng môđun $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 134\text{ mm}$ ($b_w = 40\text{ mm}$), cấp chậm $a_{w2} = 157\text{ mm}$ ($b_w = 59\text{ mm}$); toàn bộ các chỉ tiêu về ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ ($457{,}73\text{ MPa} \le 481{,}82\text{ MPa}$), ứng suất uốn $\sigma_F$ và quá tải đều đạt hệ số an toàn quy định.
- Kết cấu các trục I, II, III được định kích thước hợp lý, đáp ứng yêu cầu chịu mômen uốn và mômen xoắn cực đại ($M_{tđ3B} = 542605\text{ N.mm}$), đồng thời kiểm nghiệm mỏi đều thỏa mãn điều kiện an toàn tại các vị trí rãnh then.
Đóng góp của tác giả thể hiện ở việc liên kết logic chuỗi tính toán từ thông số công tác của tải trọng đầu cuối đến từng chi tiết máy cụ thể, đồng thời tuân thủ quy chuẩn công nghiệp hóa các kích thước kỹ thuật theo dãy số tiêu chuẩn của Việt Nam.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Các bước tính toán kết cấu vỏ hộp và khoảng cách gối đỡ chủ yếu dựa vào công thức kinh nghiệm và định chuẩn cấu tạo cơ khí truyền thống, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng số (phương pháp phần tử hữu hạn - FEM) để đánh giá độ cứng vững của vỏ hộp và dao động của hệ thống trục dưới tác dụng của tải trọng động lực học.
- Hướng phát triển: Ứng dụng phần mềm CAD/CAE 3D để mô hình hóa toàn bộ kết cấu cụm dẫn động, kiểm tra va chạm hình học khi lắp ráp và mô phỏng truyền nhiệt làm mát dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca/ngày.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Kỹ sư thiết kế cơ sở khi cần quy trình mẫu về việc chuyển đổi tải trọng thay đổi nhiều bậc thành tải trọng tương đương, các bảng tính kiểm nghiệm mỏi trục theo tiêu chuẩn cơ khí và phương pháp phân phối tỷ số truyền tối ưu cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn có thông số công suất và số vòng quay định mức là bao nhiêu?
Động cơ điện được chọn có công suất định mức đáp ứng công suất yêu cầu $P_{ct} = 1{,}8\text{ kW}$ và số vòng quay đồng bộ là $1420\text{ vòng/phút}$, hệ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2$ (thỏa mãn điều kiện lớn hơn $1{,}4$).
2. Tổng tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống là bao nhiêu và được phân phối như thế nào?
Tổng tỷ số truyền của hệ thống là $u_t = 130{,}15$. Tỷ số truyền được phân bổ cho bộ truyền ngoài là bộ truyền đai ($u_đ = 4{,}33$) và hộp giảm tốc hai cấp khai triển ($u_h = 30{,}01$), trong đó tỷ số truyền cấp nhanh là $u_1 = 7{,}96$ và cấp chậm là $u_2 = 3{,}77$.
3. Kích thước hình học cơ bản của bộ truyền đai ngoài là gì?
Bộ truyền đai sử dụng đai thang tiết diện B với số lượng đai $Z = 1$; đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 224\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 1000\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 4000\text{ mm}$; khoảng cách trục thực tế $a = 961\text{ mm}$; góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 134^\circ$.
4. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc đạt giá trị bao nhiêu?
Cả hai cấp bánh răng đều đạt ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 457{,}73\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép của vật liệu thép 45 tôi cải thiện là $[\sigma_H] = 481{,}82\text{ MPa}$, đảm bảo khả năng làm việc chống tróc rỗ bề mặt răng trong suốt thời hạn phục vụ 6 năm.
5. Vật liệu làm trục và kích thước then tại tiết diện nguy hiểm lớn nhất (tiết diện 3B trên trục III) được chọn như thế nào?
Trục được làm bằng thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$. Tại tiết diện nguy hiểm 3B trên trục III (đường kính trục $d = 55\text{ mm}$), then bằng tiêu chuẩn được chọn có kích thước mặt cắt $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 6\text{ mm}$, mômen cản uốn $W = 14238\text{ mm}^3$ và mômen cản xoắn $W_0 = 30572\text{ mm}^3$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Trần Minh Vương là một công trình tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh, giải quyết trọn vẹn yêu cầu thiết kế hệ thống dẫn động băng tải/tang tải theo Đề số 49. Toàn bộ các thông số động học, hình học ăn khớp của hai cấp bánh răng, kết cấu bộ truyền đai và kích thước bền của hệ thống trục đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu kỹ thuật theo tiêu chuẩn chi tiết máy hiện hành. Đồ án thể hiện tính nhất quán và phương pháp luận kỹ thuật mạch lạc, cung cấp nguồn dữ liệu mẫu có độ tin cậy cao cho việc nghiên cứu và học tập môn học Chi tiết máy trong ngành cơ khí chế tạo.