Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư các chuyên ngành kỹ thuật, đặc biệt là ngành Kỹ thuật Cơ khí và Kỹ thuật Cơ khí Động lực (Cơ khí Ô tô), đồ án môn học Thiết kế chi tiết máy giữ vai trò tích hợp kiến thức nền tảng về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền vật liệu, vẽ kỹ thuật và kỹ thuật đo - dung sai. Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ yêu cầu thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ sản xuất công nghiệp và nông nghiệp, đảm bảo tính làm việc tin cậy, vận hành êm, kết cấu nhỏ gọn, khả năng chịu tải trọng thay đổi và tuân thủ các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất cần thiết, chọn động cơ điện phù hợp với chế độ tải trọng biến thiên theo chu kỳ và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  2. Tính toán, thiết kế động học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn).
  3. Thiết kế hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/khai triển (cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng có dịch chỉnh).
  4. Thiết kế kết cấu các trục truyền động (trục I, II, III), tính toán khoảng cách gối đỡ, xác định lực tác dụng, kiểm nghiệm độ bền trục và độ bền mối ghép then.
  5. Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các cụm ổ lăn; thiết kế khớp nối trục đàn hồi giữa động cơ và trục sơ cấp.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc cùng các chi tiết phụ phục vụ lắp ráp, định vị, bôi trơn và kiểm tra mức dầu.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, khớp nối, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp và bộ truyền xích truyền lực tới cơ cấu công tác. Phạm vi tính toán được thực hiện theo chu kỳ tải trọng hai bậc với tổng thời gian phục vụ là 5 năm ($L_h = 24.000\text{ giờ}$ làm việc), thời gian thực hiện đồ án trong khung thời gian chuẩn 8 tuần (hoàn thành ngày 25 tháng 07 năm 2024 tại Thành phố Hồ Chí Minh).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết và quy chuẩn tính toán thiết kế máy truyền thống, đối chiếu trực tiếp với các tài liệu chuyên khảo và tiêu chuẩn kỹ thuật sau:

  • Khung lý thuyết và công thức tính toán: Dựa trên giáo trình “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” (Tập 1 và Tập 2) của PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển; kết hợp tài liệu “Cơ sở thiết kế máy” của PGS. TS. Nguyễn Hữu Lộc.
  • Tiêu chuẩn kỹ thuật: Sử dụng hệ thống Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN), tiêu biểu là TCVN 1065-71 về profin gốc của bánh răng thân khai, cùng các bảng tra cứu dung sai lắp ghép và tiêu chuẩn vật liệu thép chế tạo máy (Thép 40, Thép 45, Thép 50, Thép 40X, Thép 45X, Thép 35XM).
  • Phương pháp tính toán:
    • Phương pháp giải tích kết hợp phương pháp lặp kỹ thuật trong tính toán động học và động lực học máy.
    • Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền mỏi uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo lý thuyết ứng suất tiếp xúc Hertz và phân bố tải trọng thực tế.
    • Phương pháp dịch chỉnh góc và dịch chỉnh chiều cao bánh răng nhằm đạt khoảng cách trục chuẩn và tối ưu hóa biên dạng ăn khớp.
    • Phương pháp phân tích lực không gian, dựng biểu đồ mô-men xoắn và mô-men uốn để xác định đường kính trục nguy hiểm.

Dữ liệu đầu vào cho quá trình tính toán xuất phát từ sơ đồ tải trọng thay đổi: công suất tác dụng cực đại $P_1 = 9,2\text{ kW}$ trong thời gian $t_1 = 0,7t_{ck}$ và $P_2 = 0,8P_1 = 7,36\text{ kW}$ trong thời gian $t_2 = 0,3t_{ck}$, vận tốc trục công tác $n_{lv} = 47\text{ vòng/phút}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương 1 thực hiện xác định chế độ làm việc tương đương của động cơ điện dựa trên biểu đồ phụ tải hai bậc. Công suất tương đương được tính toán theo công thức tải trọng biến thiên: $$P_{tđ} = \sqrt{\frac{P_1^2 \cdot t_1 + P_2^2 \cdot t_2}{t_1 + t_2}} = \sqrt{\frac{9,2^2 \cdot 0,7 + 7,36^2 \cdot 0,3}{1}} = 8,6890\text{ kW}$$

Hiệu suất truyền động tổng thể của toàn hệ thống được tổng hợp từ hiệu suất các bộ phận thành phần: $\eta_{chung} = \eta_{xích} \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 = 0,93 \cdot 0,98^2 \cdot 1 \cdot 0,99^4 \approx 0,858$. Từ đó, công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định là $P_{ct} = \frac{8,6890}{0,858} \approx 10,127\text{ kW}$.

Với số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 2.914\text{ vòng/phút}$, đồ án đã chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A160S2Y3 có các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 15\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2.930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $\eta = 88%$, tỉ số mô-men khởi động $\frac{T_K}{T_{dn}} = 1,4$ và tỉ số mô-men cực đại $\frac{T_{max}}{T_{dn}} = 2,2$. Tỉ số truyền chung toàn hệ thống đạt $u_{chung} = 62,34$, được phân phối: bộ truyền bánh răng cấp nhanh $u_1 = 6,07$, cấp chậm $u_2 = 3,29$ và bộ truyền xích ngoài $u_{xích} = 3,12$.

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV (Công tác)
Công suất $P$ (kW) 10,127 10,02573 9,72696 9,43709 8,68872
Tỉ số truyền $u$ - 1,00 6,07 3,29 3,12
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2.930 2.930 483 147 47
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) 33.008 32.678 192.324 613.090 1.765.473

Chương 2: Tính toán bộ truyền xích

Bộ truyền xích được bố trí ở đầu ra từ trục III sang cơ cấu công tác, sử dụng xích ống con lăn một dãy, đặt theo phương ngang, bôi trơn định kỳ. Các thông số làm việc: công suất đầu vào $P = 9,43709\text{ kW}$, số vòng quay đĩa chủ động $n_1 = 147\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u = 3,12$.

Hệ số điều kiện sử dụng xích tổng hợp được xác định là $K = 2,25$ (tích của $K_0 = 1,0$; $K_a = 1,0$; $K_{đc} = 1,0$; $K_{bt} = 1,5$; $K_đ = 1,2$; $K_c = 1,25$). Công suất tính toán đạt $P_t = 32,40\text{ kW}$, thỏa mãn điều kiện $P_t \le [P] = 34,8\text{ kW}$ ứng với bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38,1\text{ mm}$ (thỏa mãn $p_c < p_{max} = 50,8\text{ mm}$). Số răng đĩa xích được chọn là $z_1 = 23$ răng và $z_2 = 72$ răng (nhỏ hơn giới hạn $z_{max} = 120$). Khoảng cách trục tính toán được điều chỉnh giảm bớt độ chùng $0,002a$ đạt $a = 1.521\text{ mm}$ với số mắt xích $X = 129$ mắt, chiều dài xích $L = 4.915\text{ mm}$. Số lần va đập của bản lề xích $i = 1,7\text{ lần/s} \le [i] = 20\text{ lần/s}$.

Hệ số an toàn tĩnh đạt $s = 21,95$, vượt xa giá trị cho phép $[s] = 8,5$ với lực kéo phá hỏng $Q = 127.000\text{ N}$. Ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích bánh nhỏ $\sigma_{H1} = 472\text{ MPa}$ và bánh lớn $\sigma_{H2} = 369\text{ MPa}$ đều nằm trong giới hạn cho phép $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ khi sử dụng vật liệu thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích được xác định là $F_r = 5.047,35\text{ N}$.

Thông số bộ truyền xích Ký hiệu Giá trị tính toán Đơn vị
Loại xích - Xích ống con lăn -
Số răng đĩa xích nhỏ / lớn $z_1 / z_2$ 23 / 72 răng
Bước xích $p_c$ 38,1 mm
Khoảng cách trục $a$ 1.521 mm
Số mắt xích / Chiều dài xích $X / L$ 129 / 4.915 mắt / mm
Đường kính vòng chia đĩa nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ 280 / 873 mm
Đường kính đỉnh đĩa nhỏ / lớn $d_{a1} / d_{a2}$ 296 / 892 mm
Đường kính đáy đĩa nhỏ / lớn $d_{f1} / d_{f2}$ 258 / 851 mm
Lực tác dụng lên trục $F_r$ 5.047,35 N
Vận tốc trung bình của xích $v$ 2,15 m/s

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng

Chương 3 trình bày chi tiết quá trình thiết kế hai cặp bánh răng làm việc trong thời gian $L_h = 24.000\text{ giờ}$.

1. Cặp bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):

  • Vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 200 ($\sigma_b = 700\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 400\text{ MPa}$); Bánh lớn dùng Thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 185 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$).
  • Quá trình lặp tính toán: Ban đầu chọn khoảng cách trục sơ bộ $a_{w1} = 150\text{ mm}$, mô đun $m = 1,6\text{ mm}$, tính ra ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 419\text{ MPa} > [\sigma_H] = 401\text{ MPa}$ (không đạt điều kiện bền). Tác giả đã tiến hành tăng khoảng cách trục lên $a_{w1} = 160\text{ mm}$ và tăng mô đun $m = 2\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm sau điều chỉnh: Góc nghiêng răng $\beta = 12^\circ 50'18.85''$, số răng $z_1 = 22$, $z_2 = 134$ ($u_m = 6,09$), chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 396\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 401\text{ MPa}$ (đạt yêu cầu). Ứng suất uốn tại chân răng $\sigma_{F1} = 70,6\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 212,241\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 65,169\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 196,341\text{ MPa}$. Độ bền quá tải tiếp xúc $\sigma_{Hmax} = 396\text{ MPa} \le 1.120\text{ MPa}$ và uốn $\sigma_{F1max} = 74,474\text{ MPa} \le 320\text{ MPa}$.

2. Cặp bánh răng cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):

  • Vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 40X tôi cải thiện đạt HB 230 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 550\text{ MPa}$); Bánh lớn dùng Thép 50 thường hóa đạt HB 215 ($\sigma_b = 640\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 350\text{ MPa}$). Ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 360\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 230,685\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 218,537\text{ MPa}$.
  • Thiết kế dịch chỉnh: Mô đun chọn $m = 4,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 24$, $z_2 = 79$ ($u_m = 3,29$). Khoảng cách trục chia là $231,75\text{ mm}$, được dịch chỉnh tăng lên khoảng cách trục chuẩn $a_{w2} = 250\text{ mm}$ với hệ số dịch tâm $y = 4$, hệ số giảm đỉnh $\Delta y = 0,97$, tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 4,97$, phân bố cho hai bánh là $x_1 = 1,4$ và $x_2 = 3,57$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 29,41^\circ$. Chiều rộng vành răng $b_w = 75\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 296\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 360\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 34,15\text{ MPa} \le 230,685\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 38,14\text{ MPa} \le 218,537\text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải đạt $\sigma_{Hmax} = 296\text{ MPa} \le 1.540\text{ MPa}$ và $\sigma_{Fmax} = 38,14\text{ MPa} \le 280\text{ MPa}$.
Thông số hình học và động học Cặp cấp nhanh (Răng nghiêng) Cặp cấp chậm (Răng thẳng) Đơn vị
Khoảng cách trục ($a_w$) 160 250 mm
Mô đun ($m$) 2,0 4,5 mm
Tỉ số truyền thực ($u_m$) 6,09 3,29 -
Số răng bánh nhỏ / lớn ($z_1 / z_2$) 22 / 134 24 / 79 răng
Góc nghiêng răng ($\beta$) $12^\circ 50'18.85''$ $0^\circ$ -
Hệ số dịch chỉnh ($x_1 / x_2$) 0 / 0 1,40 / 3,57 -
Chiều rộng vành răng ($b_w$) 48 75 mm
Đường kính chia ($d_1 / d_2$) 45,13 / 274,87 108,00 / 355,50 mm
Đường kính lăn ($d_{w1} / d_{w2}$) 45,13 / 274,87 116,55 / 383,45 mm
Đường kính đỉnh răng ($d_{a1} / d_{a2}$) 49,13 / 278,87 120,87 / 387,90 mm
Đường kính đáy răng ($d_{f1} / d_{f2}$) 40,13 / 269,87 109,35 / 376,78 mm
Vận tốc vòng ($v$) 7,00 2,95 m/s

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

Chương 4 xác định đường kính sơ bộ, chọn vật liệu và tính toán kết cấu không gian định vị cho 3 trục của hộp giảm tốc:

  • Lựa chọn vật liệu trục: Trục I dùng thép hợp kim 35XM tôi cải thiện (HB 241, $\sigma_b = 900\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 800\text{ MPa}$); Trục II dùng thép 45X tôi cải thiện (HB 230÷280, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 650\text{ MPa}$); Trục III dùng thép 40X tôi cải thiện (HB 230÷260, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 550\text{ MPa}$).
  • Đường kính sơ bộ và chọn ổ lăn:
    • Trục I ($T_1 = 32.678\text{ N.mm}$): $d_{sb1} \ge 17,59 \div 22,17\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_1 = 30\text{ mm}$, chiều rộng ổ $b_{01} = 19\text{ mm}$.
    • Trục II ($T_2 = 192.324\text{ N.mm}$): $d_{sb2} \ge 31,77 \div 40,02\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_2 = 50\text{ mm}$, chiều rộng ổ $b_{02} = 27\text{ mm}$.
    • Trục III ($T_3 = 613.090\text{ N.mm}$): $d_{sb3} \ge 46,75 \div 58,90\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_3 = 65\text{ mm}$, chiều rộng ổ $b_{03} = 33\text{ mm}$.
  • Xác định kích thước kết cấu và khoảng cách đặt lực:
    • Các khe hở tiêu chuẩn: khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong hộp $k_1 = 10\text{ mm}$; từ mặt mút ổ đến thành trong $k_2 = 8\text{ mm}$; từ chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 12\text{ mm}$; chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông $h_n = 18\text{ mm}$.
    • Chiều dài mayơ các chi tiết: nửa khớp nối $l_{m11} = 50\text{ mm}$; bánh răng nghiêng nhỏ $l_{m12} = 45\text{ mm}$; bánh răng nghiêng lớn $l_{m22} = 60\text{ mm}$; bánh răng thẳng nhỏ $l_{m23} = 75\text{ mm}$; bánh răng thẳng lớn $l_{m32} = 80\text{ mm}$; đĩa xích $l_{m33} = 90\text{ mm}$.
    • Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực: Trục I có khoảng công-xôn khớp nối $l_{c12} = 64,5\text{ mm}$, nhịp ổ $l_{11} = 208\text{ mm}$, vị trí bánh răng $l_{12} = 61,5\text{ mm}$. Trục II có nhịp ổ $l_{21} = 208\text{ mm}$, vị trí bánh răng nghiêng $l_{22} = 61,5\text{ mm}$, vị trí bánh răng thẳng $l_{23} = 139\text{ mm}$. Trục III có nhịp ổ $l_{31} = 208\text{ mm}$, vị trí bánh răng thẳng $l_{32} = 139\text{ mm}$, khoảng vươn đĩa xích $l_{c33} = 91,5\text{ mm}$ ($l_{33} = 299,5\text{ mm}$).

Chương 5: Tính toán thiết kế ổ lăn và khớp nối

Chương 5 bao quát các nội dung tính toán kiểm nghiệm cụm đỡ trục và cụm liên kết đầu vào:

  • Xác định tổng hợp lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên từng ổ lăn trên các trục I, II, III từ lực ăn khớp bánh răng ($F_t, F_r, F_a$) và lực căng từ khớp nối, đĩa xích.
  • Lựa chọn chủng loại ổ lăn (ổ bi đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ một dãy tùy thuộc vào độ lớn của lực dọc trục $F_a$).
  • Kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d$) và tải tĩnh ($C_0$) của các ổ lăn đã chọn theo thời gian phục vụ thiết kế $24.000\text{ giờ}$.
  • Thiết kế khớp nối trục đàn hồi nối trục động cơ với trục sơ cấp (trục I): xác định kích thước danh nghĩa, tính toán kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng cao su đàn hồi và điều kiện bền uốn/cắt của chốt nối.

Chương 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ

Chương 6 hoàn thiện kết cấu hình học và các chi tiết phụ trợ của vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám:

  • Xác định bề mặt ghép nắp và thân hộp đi qua tâm các trục nhằm thuận tiện cho việc gia công và lắp ráp ổ lăn.
  • Tính toán chiều dày thành thân hộp $\delta$, chiều dày thành nắp hộp $\delta_1$, kích thước gân tăng cứng, chiều dày mặt bích và đường kính hệ thống bu-lông (bu-lông nền, bu-lông cạnh ổ, bu-lông ghép bích).
  • Bố trí các chi tiết phụ: bu-lông vòng/vòng móc phục vụ nâng hạ; chốt định vị hình côn đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ sau khi tháo lắp; que thăm dầu kết hợp lỗ thông hơi phục vụ kiểm tra mức dầu bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và mỡ bôi trơn cho ổ lăn.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật cho một trạm dẫn động cơ khí công nghiệp với các kết quả cụ thể:

  1. Xác lập bảng thông số động học và động lực học đồng bộ từ động cơ 15 kW đến trục công tác 47 vòng/phút, triệt tiêu sự mất cân bằng về ứng suất qua giải pháp điều chỉnh khoảng cách trục cấp nhanh từ $150\text{ mm}$ lên $160\text{ mm}$ và áp dụng hệ số dịch chỉnh góc cho cấp chậm với $x_t = 4,97$.
  2. Kiểm nghiệm thành công toàn bộ các điều kiện bền mỏi tiếp xúc, mỏi uốn và quá tải của bộ truyền xích ($s = 21,95 > 8,5$), cặp bánh răng nghiêng ($\sigma_H = 396\text{ MPa} \le 401\text{ MPa}$) và cặp bánh răng thẳng ($\sigma_H = 296\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$).
  3. Tính toán chính xác kích thước hình học không gian, khoảng cách các gối đỡ trên trục I, II, III với chiều dài nhịp gối tiêu chuẩn $208\text{ mm}$, tạo tiền đề cho việc dựng biểu đồ nội lực và chọn then, chọn ổ lăn chính xác theo tiêu chuẩn TCVN.

Về mặt đóng góp kỹ thuật, đồ án đã thể hiện quy trình tính toán có sự phản biện và hiệu chỉnh số liệu thực tế (thay vì áp đặt các thông số giả định lý thuyết), chứng minh rõ tính tất yếu của việc lặp bước tính khi thông số tiếp xúc không thỏa mãn điều kiện bền ban đầu.

Hạn chế và phạm vi áp dụng

  • Đồ án được xây dựng dựa trên chế độ tải trọng hai bậc cố định trong khung thời gian thiết kế 8 tuần, chưa khảo sát các chế độ quá tải xung kích phức tạp hoặc tải trọng ngẫu nhiên trong điều kiện vận hành thực tế của ô tô và máy công trình.
  • Toàn bộ phương pháp tính toán dừng lại ở mức tính toán giải tích bán thực nghiệm theo cẩm nang thiết kế cơ khí truyền thống, chưa tích hợp mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất cục bộ tại các góc lượn trục và chân răng.
  • Phạm vi áp dụng của kết quả thiết kế này phù hợp cho các hệ thống băng tải, xích tải hoặc cơ cấu truyền động công nghiệp vận hành liên tục 2 ca/ngày với công suất động cơ dưới 15 kW.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn dữ liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ kỹ thuật, Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp kỹ sư.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí cần tra cứu trình tự tính toán dịch chỉnh bánh răng thân khai, phân bố tỉ số truyền tối ưu và phương pháp bố trí kết cấu trục - gối đỡ theo tiêu chuẩn Việt Nam.
  • Phần đáng tham khảo nhất là Chương 3 (bước xử lý lặp khoảng cách trục và tính toán chi tiết hệ số dịch chỉnh bánh răng thẳng) và Chương 4 (phương pháp xác định kích thước mayơ và chiều dài nhịp trục).

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao trong tính toán cặp bánh răng cấp nhanh phải tăng khoảng cách trục từ 150 mm lên 160 mm?
Ở lần tính sơ bộ với $a_{w1} = 150\text{ mm}$ và mô đun $m = 1,6\text{ mm}$, ứng suất tiếp xúc phát sinh trên mặt răng đạt $\sigma_H = 419\text{ MPa}$, vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 401\text{ MPa}$. Việc tăng $a_{w1}$ lên $160\text{ mm}$ và chọn $m = 2\text{ mm}$ giúp hạ ứng suất tiếp xúc xuống còn $396\text{ MPa}$, đảm bảo điều kiện bền mỏi tiếp xúc.

2. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha 4A160S2Y3 với công suất định mức $15\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $2.930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $88%$, tỉ số mô-men $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và $T_K/T_{dn} = 1,4$.

3. Tại sao cặp bánh răng cấp chậm lại cần sử dụng hệ số dịch chỉnh bánh răng?
Khoảng cách trục tính toán sơ bộ theo số răng nguyên ($z_1 = 24, z_2 = 79, m = 4,5\text{ mm}$) là $a_{w2} = 231,75\text{ mm}$. Để nâng khoảng cách trục lên kích thước tiêu chuẩn $a_{w2} = 250\text{ mm}$ nhằm đảm bảo kết cấu hộp và bố trí gối đỡ, tác giả đã áp dụng phương pháp dịch chỉnh với tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 4,97$ ($x_1 = 1,4$ và $x_2 = 3,57$).

4. Bộ truyền xích ống con lăn sử dụng bước xích bao nhiêu và hệ số an toàn đạt bao nhiêu?
Bộ truyền xích sử dụng bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38,1\text{ mm}$ với số răng đĩa nhỏ $z_1 = 23$, đĩa lớn $z_2 = 72$. Hệ số an toàn tính toán đạt $s = 21,95$, thỏa mãn điều kiện bền mỏi và chịu tải khi so sánh với giá trị cho phép $[s] = 8,5$.

5. Vật liệu chế tạo các trục I, II, III được quy định cụ thể như thế nào?
Trục I sử dụng thép hợp kim 35XM tôi cải thiện (đạt độ cứng HB 241, $\sigma_b = 900\text{ MPa}$); Trục II sử dụng thép 45X tôi cải thiện (độ cứng HB 230÷280, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$); Trục III sử dụng thép 40X tôi cải thiện (độ cứng HB 230÷260, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$).

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành toàn diện việc tính toán, thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài từ nguồn động lực 15 kW. Mọi quy trình tính toán động học, kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền mỏi uốn và bố trí kết cấu trục đều tuân thủ chặt chẽ các công thức chuẩn mực trong tài liệu chuyên khảo kỹ thuật cơ khí. Các giải pháp kỹ thuật như lặp tăng khoảng cách trục và dịch chỉnh góc ăn khớp đã xử lý triệt để các xung đột về ứng suất, đảm bảo tính khả thi trong chế tạo và lắp ráp thực tế.