Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải - Cơ khí Bách Khoa TP.HCM

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải đề số 17: Tài liệu chi tiết, phân tích chuyên sâu về thiết kế, tính toán hệ thống dẫn động xích tải hiệu quả.

• Tác giả: Nguyễn Khoa Nam
• Người hướng dẫn: Nguyễn Hữu Lộc
• Trường học: Trường Đại Học Bách Khoa
• Chuyên ngành: Thiết Kế Máy (ME2011)
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải
• Loại tài liệu: Đồ án thiết kế
• Năm xuất bản: 2020-2021
• Địa điểm: Tp. Hồ Chí Minh

Mục lục chi tiết

• LỜI NÓI ĐẦU
• GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN
• 1. CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
• 1.1. Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
• 1.2. Xác định các thông số kỹ thuật
• 1.3. Bảng thông số kỹ thuật
• 2. CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
• 2.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
• 2.2. Xác định các thông số của bộ truyền
• 2.3. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• 2.4. Bảng thông số của bộ truyền đai
• 3. CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT - BÁNH VÍT
• 3.1. Chọn vật liệu
• 3.2. Tính toán thiết kế
• 3.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
• 3.4. Kiểm nghiệm độ bền uốn
• 3.5. Tính toán nhiệt
• 3.6. Lực tác dụng lên bộ truyền
• 3.7. Kiểm nghiệm độ cứng trục vít
• 3.8. Bảng thông số bộ truyền trục vít - bánh vít
• 4. CHƯƠNG IV: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
• 4.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
• 4.2. Tính toán thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng
• 4.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
• 4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
• 4.5. Bảng thông số của bộ truyền bánh răng
• 4.6. Bôi trơn hộp giảm tốc trục vít - bánh răng
• 5. CHƯƠNG V: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
• 5.1. Chọn vật liệu
• 5.2. Phân tích lực tác dụng lên trục
• 5.3. Tính toán trục
• 5.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
• 5.5. Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh
• 5.6. Kiểm nghiệm độ bền của then
• 6. CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN - TÍNH TOÁN NỐI TRỤC
• 6.1. Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 1
• 6.2. Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 2
• 6.3. Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 3
• 6.4. Tính toán nối trục
• 7. CHƯƠNG VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
• 7.1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
• 7.2. Các chi tiết khác
• 7.3. Dung sai lắp ghép
• 7.4. Bảng dung sai lắp ghép
• KẾT LUẬN
• TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tóm tắt

I. Toàn cảnh đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải số 17

Một hệ thống dẫn động xích tải hiệu quả là xương sống của nhiều dây chuyền sản xuất công nghiệp. Đồ án thiết kế số 17 tập trung vào việc xây dựng một hệ thống hoàn chỉnh, từ khâu lựa chọn động cơ đến thiết kế chi tiết các bộ phận cơ khí. Mục tiêu chính là chuyển đổi năng lượng từ động cơ điện có tốc độ quay cao thành chuyển động tịnh tiến của xích tải với lực kéo và vận tốc theo yêu cầu. Hệ thống này được thiết kế để hoạt động trong môi trường công nghiệp, với tải trọng va đập nhẹ và làm việc 8 giờ mỗi ca. Cấu trúc của hệ thống bao gồm các thành phần chính: động cơ điện 3 pha không đồng bộ, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc trục vít – bánh răng, nối trục đàn hồi và cơ cấu xích tải. Việc phân tích và thiết kế hệ thống dẫn động xích tải đòi hỏi sự kết hợp nhuần nhuyễn giữa lý thuyết cơ sở thiết kế máy và các tiêu chuẩn kỹ thuật thực tế. Đồ án này không chỉ là một bài toán học thuật mà còn là một mô phỏng quy trình kỹ thuật thực tiễn, giúp người học nắm vững cách tính toán, kiểm nghiệm độ bền, hiệu suất và tối ưu hóa từng chi tiết máy. Từ việc xác định công suất cần thiết, phân phối tỉ số truyền hợp lý, đến việc lựa chọn vật liệu và dung sai lắp ghép, mọi quyết định đều phải dựa trên cơ sở tính toán khoa học để đảm bảo hệ thống vận hành ổn định, an toàn và có tuổi thọ cao. Đồ án cũng nhấn mạnh tầm quan trọng của việc sử dụng các phần mềm thiết kế như AutoCAD để trực quan hóa bản vẽ và đảm bảo tính chính xác trong quá trình chế tạo, lắp ráp.

1.1. Mục tiêu và yêu cầu kỹ thuật của hệ thống dẫn động

Nhiệm vụ cốt lõi của đồ án là thiết kế một hệ thống dẫn động cho xích tải với các thông số kỹ thuật đầu vào cụ thể. Hệ thống phải đảm bảo lực kéo trên xích tải đạt F = 21500 N và vận tốc xích tải là v = 0.5 m/s. Các yêu cầu khác bao gồm chế độ làm việc một chiều, chịu tải va đập nhẹ, và hoạt động 8 giờ mỗi ca trong 290 ngày mỗi năm. Dựa trên các yêu cầu này, các thông số đầu ra cần được xác định chính xác, bao gồm công suất động cơ, tỉ số truyền chung, và các thông số chi tiết của từng bộ truyền. Theo tài liệu gốc, công suất trên trục công tác được tính toán để từ đó suy ra công suất cần thiết của động cơ, có tính đến hiệu suất của toàn hệ thống. Hiệu suất chung được xác định là sản phẩm của hiệu suất từng thành phần: bộ truyền đai, ổ lăn, bộ truyền trục vít - bánh vít, và khớp nối. Quá trình này đòi hỏi sự chính xác cao để lựa chọn động cơ vừa đủ công suất, tránh lãng phí năng lượng hoặc quá tải.

1.2. Sơ đồ cấu trúc và nguyên lý hoạt động của xích tải

Hệ thống được cấu trúc theo một chuỗi truyền động logic. Nguồn động lực là động cơ điện 3 pha không đồng bộ. Mô-men xoắn từ động cơ được truyền đến hộp giảm tốc thông qua bộ truyền đai thang. Bộ truyền đai này không chỉ có vai trò truyền chuyển động mà còn giúp giảm chấn và bảo vệ động cơ khi có quá tải đột ngột. Bên trong hộp giảm tốc trục vít – bánh răng là hai cấp giảm tốc: cấp đầu là bộ truyền trục vít – bánh vít và cấp sau là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Sự kết hợp này cho phép đạt được tỉ số truyền lớn trong một không gian nhỏ gọn. Cuối cùng, chuyển động quay từ trục ra của hộp giảm tốc được truyền đến trục của đĩa xích tải thông qua một nối trục đàn hồi. Nối trục này có tác dụng bù sai lệch tâm giữa các trục và giảm va đập. Đĩa xích sẽ kéo xích tải chuyển động, hoàn thành nhiệm vụ vận chuyển vật liệu. Nguyên lý hoạt động này là một ví dụ điển hình trong ngành cơ khí chế tạo máy, thể hiện rõ quy trình biến đổi và truyền tải năng lượng cơ học.

II. Những thách thức khi thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tải không chỉ đơn thuần là các phép tính cơ học mà còn đối mặt với nhiều thách thức kỹ thuật phức tạp. Thách thức lớn nhất là làm sao để cân bằng giữa ba yếu tố: hiệu suất, độ bền và chi phí. Một thiết kế có độ bền cao thường đòi hỏi vật liệu tốt và kích thước lớn, làm tăng chi phí. Ngược lại, tối ưu hóa chi phí có thể ảnh hưởng đến tuổi thọ và độ tin cậy của hệ thống. Một vấn đề khác là việc phân phối tỉ số truyền giữa các bộ truyền. Cần phải lựa chọn tỉ số truyền cho bộ truyền đai, bộ truyền trục vít và bộ truyền bánh răng sao cho hợp lý. Lựa chọn này ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước, momen xoắn trên các trục và hiệu suất chung. Ví dụ, một bộ truyền trục vít – bánh vít có tỉ số truyền lớn nhưng hiệu suất lại thấp hơn so với bộ truyền bánh răng. Ngoài ra, việc tính toán và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các chi tiết quay như trục và độ bền tiếp xúc của các cặp bánh răng là cực kỳ quan trọng, đặc biệt khi hệ thống làm việc trong thời gian dài và chịu tải trọng thay đổi. Việc bỏ qua các yếu tố này có thể dẫn đến hỏng hóc sớm, gây gián đoạn sản xuất. Thêm vào đó, vấn đề tản nhiệt cho hộp giảm tốc, đặc biệt là bộ truyền trục vít, cũng là một thách thức cần được giải quyết để tránh quá nhiệt, làm giảm chất lượng dầu bôi trơn và gây mài mòn nhanh các chi tiết.

2.1. Phân tích bài toán tải trọng và hiệu suất toàn hệ thống

Xác định chính xác tải trọng và hiệu suất là bước đầu tiên và quan trọng nhất, quyết định đến sự thành công của toàn bộ thiết kế. Tải trọng trên xích tải không phải lúc nào cũng không đổi, mà có thể biến thiên (T > 0.4T1), đòi hỏi phải tính toán công suất đẳng trị để chọn động cơ phù hợp. Hiệu suất chung của hệ thống (η_chung) được tính bằng tích hiệu suất của các thành phần riêng lẻ: η_đai, η_ổ_lăn, η_trục_vít, η_bánh_răng, η_khớp_nối. Theo tài liệu, η_chung được tính toán sơ bộ là 0.738. Mỗi phần trăm hiệu suất bị mất đi đều chuyển hóa thành nhiệt năng và tổn thất công suất, ảnh hưởng đến chi phí vận hành lâu dài. Do đó, việc lựa chọn loại bộ truyền, vật liệu và phương pháp bôi trơn tối ưu để đạt hiệu suất cao nhất là một bài toán khó, cần cân nhắc kỹ lưỡng giữa các yếu tố kỹ thuật và kinh tế.

2.2. Khó khăn trong việc lựa chọn vật liệu và dung sai lắp ghép

Lựa chọn vật liệu là một quyết định quan trọng ảnh hưởng đến độ bền, khả năng chịu tải và giá thành. Ví dụ, với bộ truyền trục vít, trục vít thường làm bằng thép 45 tôi bề mặt để đạt độ cứng cao, trong khi bánh vít làm bằng đồng thanh BrAIFe9-4 để giảm ma sát và chống dính. Với bánh răng trụ răng nghiêng, việc chọn cặp vật liệu thép 45 tôi cải thiện cho cả bánh lớn và bánh nhỏ cũng cần cân nhắc đến độ rắn khác nhau để đảm bảo mòn đều. Thách thức không chỉ dừng lại ở việc chọn vật liệu mà còn ở việc xác định dung sai lắp ghép. Lắp ghép quá chặt có thể gây khó khăn khi lắp ráp và tạo ứng suất dư. Lắp ghép quá lỏng có thể gây rung động và mài mòn nhanh. Ví dụ, mối ghép giữa ổ lăn và trục thường dùng kiểu lắp trung gian (k6) để đảm bảo không trượt, trong khi lắp với vỏ hộp dùng kiểu lắp lỏng (H7) để cho phép giãn nở vì nhiệt. Việc quyết định đúng các kiểu lắp ghép này đòi hỏi kiến thức sâu về kỹ thuật đo và tiêu chuẩn hóa.

III. Phương pháp chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền tối ưu

Bước khởi đầu của mọi dự án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải là lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. Quá trình này quyết định các thông số đầu vào cho việc thiết kế các bộ phận tiếp theo. Đầu tiên, cần xác định công suất cần thiết trên trục công tác (trục lắp đĩa xích). Từ đó, dựa vào hiệu suất ước tính của toàn hệ thống, công suất yêu cầu của động cơ được tính toán. Trong đồ án này, công suất trên trục công tác là 6.45 kW. Sau khi tính toán tổn thất qua các bộ truyền, công suất cần thiết của động cơ là 8.74 kW. Việc lựa chọn động cơ không chỉ dựa vào công suất mà còn dựa vào tốc độ quay đồng bộ. Động cơ có tốc độ càng cao thì kích thước càng nhỏ gọn nhưng lại đòi hỏi hộp giảm tốc có tỉ số truyền lớn hơn. Đồ án đã xem xét nhiều phương án động cơ với các tốc độ quay khác nhau (2900, 1440, 960, 720 vg/ph) và cuối cùng chọn động cơ 3K160M6 có công suất 7.5 kW và tốc độ 960 vg/ph làm phương án khả thi. Sau khi chọn được động cơ, tỉ số truyền chung của hệ thống (uch) được xác định. Bước tiếp theo là phân phối tỉ số truyền này cho các bộ phận: bộ truyền đai (uđ) và hộp giảm tốc (uh). Việc phân phối này cần tuân theo các khoảng giá trị khuyến nghị để đảm bảo kích thước hợp lý và hiệu suất tốt cho từng bộ truyền.

3.1. Quy trình xác định công suất động cơ điện 3 pha cần thiết

Quy trình bắt đầu bằng việc tính công suất trên trục công tác (trục IV) theo công thức P_ct = (F * v) / 1000. Với F = 21500 N và v = 0.5 m/s, ta có P_ct = 10.75 kW (Lưu ý: có sự khác biệt giữa tính toán này và số liệu trong bảng tóm tắt của tài liệu, bài viết sẽ tuân theo quy trình logic của tài liệu gốc). Từ công suất này, công suất trên các trục trước đó (trục III, II, I, và trục động cơ) được tính ngược lại bằng cách chia cho hiệu suất của từng khâu truyền động. Cụ thể, P_III = P_ct / η_khớp_nối, P_II = P_III / (η_bánh_răng * η_ổ_lăn), và cứ thế tiếp tục. Tổng hợp lại, công suất yêu cầu trên trục động cơ là P_đc = P_ct / η_chung. Sau khi có công suất yêu cầu, động cơ được chọn từ catalog sao cho công suất định mức của động cơ lớn hơn hoặc bằng công suất yêu cầu. Đồ án đã chọn động cơ 3K160M6 với P_đm = 7.5 kW và n = 960 vg/ph, một lựa chọn cân bằng giữa công suất và tốc độ.

3.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang và thông số kỹ thuật

Bộ truyền đai thang được chọn để truyền công suất từ động cơ đến trục I của hộp giảm tốc. Ưu điểm của nó là khả năng làm việc êm, bảo vệ hệ thống khỏi quá tải và cho phép khoảng cách trục tương đối lớn. Quá trình thiết kế bắt đầu bằng việc chọn loại đai. Dựa trên công suất truyền P = 8.74 kW và số vòng quay n = 960 vg/ph, đai loại B được lựa chọn. Các thông số hình học của bộ truyền như đường kính bánh đai nhỏ (d1), bánh đai lớn (d2), khoảng cách trục (a) và chiều dài đai (L) được xác định. Trong đồ án, d1 = 160 mm và d2 = 224 mm. Sau đó, số đai cần thiết (z) được tính toán để đảm bảo khả năng tải, với kết quả là z = 4 đai. Cuối cùng, lực căng ban đầu (F0) và lực tác dụng lên trục (Fr) được xác định để phục vụ cho việc tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn sau này. Toàn bộ quá trình tính toán đều phải được kiểm nghiệm lại để đảm bảo các điều kiện về góc ôm, tuổi thọ đai và sai số tỉ số truyền.

IV. Bí quyết thiết kế hộp giảm tốc trục vít bánh răng chi tiết

Hộp giảm tốc là trái tim của hệ thống, thực hiện nhiệm vụ giảm tốc độ và tăng mô-men xoắn. Trong đồ án này, một hộp giảm tốc hai cấp được sử dụng, bao gồm bộ truyền trục vít – bánh vít và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Sự kết hợp này mang lại ưu điểm là tỉ số truyền lớn, khả năng tự hãm (của trục vít), và làm việc êm. Thiết kế bắt đầu với bộ truyền trục vít – bánh vít, là cấp giảm tốc nhanh. Việc chọn vật liệu là cực kỳ quan trọng: trục vít làm bằng thép 45 tôi cứng, còn bánh vít làm từ đồng thanh để giảm mài mòn. Các thông số chính như module (m), số mối ren trục vít (z1), số răng bánh vít (z2), và khoảng cách trục (aw) được tính toán dựa trên điều kiện bộ bền tiếp xúc. Sau đó, bộ truyền được kiểm nghiệm về độ bền uốn và tính toán nhiệt để đảm bảo không bị quá nhiệt khi hoạt động. Tiếp theo là thiết kế cấp giảm tốc chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Vật liệu thường được chọn là thép 45 tôi cải thiện. Các thông số hình học như module, số răng, góc nghiêng được xác định từ khoảng cách trục sơ bộ và tỉ số truyền yêu cầu. Tương tự, cặp bánh răng cũng phải được kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn để đảm bảo an toàn và tuổi thọ. Quá trình thiết kế chi tiết này đòi hỏi sự chính xác và tuân thủ các tiêu chuẩn kỹ thuật.

4.1. Phân tích và tính toán bộ truyền trục vít bánh vít

Bộ truyền này nhận công suất từ trục I (n1 = 666.67 vg/ph) và giảm tốc độ xuống trục II (n2 = 29.76 vg/ph), đạt tỉ số truyền u = 22.4. Do vận tốc trượt tương đối lớn, vấn đề mài mòn và sinh nhiệt là rất đáng kể. Vật liệu được chọn là cặp thép 45 cho trục vít và đồng thanh không thiếc BrAIFe9-4 cho bánh vít. Các tính toán thiết kế cốt lõi dựa trên phương trình độ bền tiếp xúc để xác định khoảng cách trục aw. Từ đó, module m và các kích thước hình học khác được chuẩn hóa. Đồ án đã tính toán và chọn aw = 275 mm và m = 10. Sau khi có các thông số, bộ truyền được kiểm nghiệm lại độ bền uốn của răng bánh vít và độ cứng của trục vít. Một phần quan trọng không thể thiếu là tính toán nhiệt, đảm bảo nhiệt độ dầu trong hộp không vượt quá giới hạn cho phép. Kết quả tính toán nhiệt cho thấy hệ thống hoạt động trong phạm vi an toàn.

4.2. Thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng và kiểm nghiệm bền

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng là cấp giảm tốc thứ hai, với tỉ số truyền u = 2. Chúng nhận mô-men xoắn lớn từ trục II và truyền ra trục III. Ưu điểm của răng nghiêng là ăn khớp êm và khả năng chịu tải cao hơn răng thẳng. Vật liệu cho cả hai bánh răng là thép 45 tôi cải thiện, với độ rắn HB khác nhau để tránh mòn dính. Quy trình thiết kế bắt đầu bằng việc xác định khoảng cách trục sơ bộ (aw = 400 mm) và từ đó tính toán module pháp (mn = 7). Số răng bánh dẫn (z1 = 36) và bánh bị dẫn (z2 = 72) được chọn để đảm bảo tỉ số truyền. Sau khi xác định các thông số hình học, các lực tác dụng lên bộ truyền (lực vòng, lực hướng tâm, lực dọc trục) được tính toán. Cuối cùng, cặp bánh răng được kiểm nghiệm cẩn thận về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn tại chân răng. Theo kết quả từ đồ án, ứng suất sinh ra trong quá trình làm việc đều nhỏ hơn đáng kể so với ứng suất cho phép, chứng tỏ bộ truyền đủ bền.

V. Hướng dẫn thiết kế trục chọn ổ lăn và các chi tiết máy phụ

Sau khi đã có thông số của các bộ truyền, bước tiếp theo là thiết kế trục để đỡ các chi tiết quay và truyền mô-men xoắn. Quá trình này bao gồm việc xác định đường kính tại các tiết diện khác nhau trên trục để đảm bảo đủ độ bền và độ cứng. Vật liệu chế tạo trục thường là thép C45. Thiết kế trục bắt đầu bằng việc tính toán sơ bộ đường kính dựa trên mô-men xoắn. Sau đó, một sơ đồ lực chi tiết tác dụng lên trục được xây dựng, bao gồm lực từ các bộ truyền (đai, bánh răng, bánh vít) và phản lực tại các gối đỡ (ổ lăn). Dựa trên sơ đồ này, biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn được vẽ ra. Đường kính tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán lại một cách chính xác. Trục sau đó phải được kiểm nghiệm về độ bền mỏi, yếu tố quyết định đến tuổi thọ của trục khi chịu tải trọng thay đổi theo chu kỳ. Cùng với việc thiết kế trục là lựa chọn ổ lăn. Ổ lăn được chọn dựa trên đường kính trục, loại tải trọng (hướng tâm, dọc trục) và tốc độ quay. Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ lăn được kiểm tra để đảm bảo chúng có thể làm việc tin cậy trong suốt vòng đời thiết kế. Cuối cùng, các chi tiết phụ như then, vỏ hộp, và các cơ cấu bôi trơn được thiết kế để hoàn thiện hệ thống.

5.1. Các bước tính toán và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục

Việc tính toán trục được thực hiện cho cả ba trục trong hệ thống. Lấy ví dụ trục II, trục này chịu lực từ cả bánh vít và bánh răng trụ dẫn. Đầu tiên, các lực tác dụng được phân tích theo hai phương vuông góc (x và y). Phản lực tại các gối đỡ được xác định bằng các phương trình cân bằng tĩnh học. Sau đó, biểu đồ mô-men uốn (Mx, My) và mô-men xoắn (T) được dựng lên. Mô-men tương đương tại các tiết diện nguy hiểm (thường là nơi lắp bánh răng hoặc có rãnh then) được tính toán. Dựa vào mô-men tương đương và ứng suất cho phép, đường kính trục được xác định. Bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền mỏi. Hệ số an toàn mỏi (s) được tính toán dựa trên giới hạn mỏi, các hệ số ảnh hưởng đến độ bền mỏi (kích thước, chất lượng bề mặt, tập trung ứng suất). Theo đồ án, tất cả các tiết diện trên các trục đều có hệ số an toàn lớn hơn giá trị yêu cầu [s] = 3, do đó các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.

5.2. Lựa chọn ổ lăn phù hợp và tính toán nối trục đàn hồi

Ổ lăn được chọn cho các gối đỡ của cả ba trục. Do sự tồn tại của lực dọc trục (từ bộ truyền trục vít và bánh răng nghiêng), đồ án ưu tiên sử dụng ổ đũa côn. Loại ổ này có khả năng chịu tải hướng tâm và tải dọc trục đồng thời. Quá trình lựa chọn bắt đầu bằng việc xác định đường kính ngõng trục tại vị trí lắp ổ. Dựa vào đường kính này và các lực tác dụng đã tính ở phần thiết kế trục, ổ lăn được chọn từ catalog. Sau đó, khả năng tải của ổ được kiểm nghiệm. Tuổi thọ tính toán của ổ (tính bằng triệu vòng hoặc giờ làm việc) phải lớn hơn tuổi thọ yêu cầu của hệ thống. Đối với nối trục đàn hồi, nó được chọn để nối trục ra của hộp giảm tốc với trục xích tải. Mô-men xoắn tính toán được xác định, có kể đến hệ số chế độ làm việc. Dựa trên mô-men này và đường kính trục, một khớp nối phù hợp được chọn từ tiêu chuẩn, sau đó kiểm tra độ bền dập của vòng đàn hồi và độ bền cắt của chốt.

5.3. Tối ưu hóa thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn hệ thống

Vỏ hộp giảm tốc không chỉ có chức năng bao che, bảo vệ các chi tiết bên trong mà còn là khung định vị chính xác vị trí tương đối giữa các trục. Thiết kế vỏ hộp bao gồm việc xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng và các kích thước lắp ghép khác. Các kích thước này được chọn theo kinh nghiệm và các công thức thực nghiệm để đảm bảo độ cứng vững và khả năng tản nhiệt tốt. Đồ án cũng đề cập chi tiết đến các bộ phận phụ như cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu và que thăm dầu. Về bôi trơn hệ thống, do vận tốc vòng của bánh răng và trục vít không quá lớn, phương pháp bôi trơn ngâm dầu được lựa chọn. Đây là phương pháp đơn giản và hiệu quả. Mức dầu trong hộp được tính toán cẩn thận để đảm bảo các bộ phận ăn khớp được bôi trơn đầy đủ nhưng không gây tổn thất công suất quá lớn do khuấy dầu. Mức dầu cao nhất và thấp nhất được xác định để người vận hành dễ dàng kiểm tra.

VI. Kết luận từ đồ án và hướng phát triển hệ thống dẫn động

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải số 17 đã hoàn thành xuất sắc nhiệm vụ đặt ra, cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế chi tiết và toàn diện. Từ việc phân tích yêu cầu, lựa chọn phương án, đến tính toán kiểm nghiệm từng chi tiết, đồ án đã thể hiện một quy trình làm việc khoa học và bài bản. Kết quả cuối cùng là một hệ thống dẫn động cơ khí có các thông số kỹ thuật đáp ứng yêu cầu, đảm bảo độ bền, hiệu suất và khả năng làm việc ổn định. Các bộ phận chính như bộ truyền đai, hộp giảm tốc trục vít - bánh răng, trục, ổ lăn và các chi tiết phụ đều được tính toán và lựa chọn cẩn thận. Việc kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục và độ bền tiếp xúc cho bánh răng cho thấy các chi tiết đều có đủ dự trữ bền, đảm bảo tuổi thọ lâu dài trong điều kiện vận hành thực tế. Đồ án không chỉ là một bài tập ứng dụng kiến thức mà còn là tài liệu tham khảo giá trị cho các kỹ sư và sinh viên ngành cơ khí. Nó cung cấp một cái nhìn tổng quan về quá trình từ ý tưởng đến thiết kế hoàn chỉnh một hệ thống cơ khí phức tạp. Tuy nhiên, luôn có những hướng để cải tiến và phát triển trong tương lai, nhằm nâng cao hơn nữa chất lượng và hiệu quả của các hệ thống tương tự.

6.1. Đánh giá ưu nhược điểm của phương án thiết kế đã chọn

Phương án thiết kế sử dụng hộp giảm tốc trục vít - bánh răng trụ răng nghiêng có nhiều ưu điểm nổi bật. Ưu điểm lớn nhất là khả năng tạo ra tỉ số truyền rất lớn trong một kết cấu nhỏ gọn. Bộ truyền trục vít còn có đặc tính làm việc êm, ít tiếng ồn và khả năng tự hãm, tăng tính an toàn cho hệ thống. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp sau giúp cải thiện khả năng chịu tải và độ êm dịu so với răng thẳng. Tuy nhiên, phương án này cũng có nhược điểm. Hiệu suất của bộ truyền trục vít tương đối thấp, dẫn đến tổn thất năng lượng và sinh nhiệt nhiều, đòi hỏi hệ thống tản nhiệt và bôi trơn tốt. Lực dọc trục sinh ra bởi cả hai bộ truyền cũng khá lớn, đặt ra yêu cầu cao hơn cho việc lựa chọn và lắp đặt ổ lăn. Về chi phí, việc chế tạo bánh vít bằng đồng và yêu cầu độ chính xác cao cho bộ truyền trục vít cũng có thể làm tăng giá thành sản phẩm.

6.2. Triển vọng ứng dụng và cải tiến công nghệ dẫn động cơ khí

Các hệ thống dẫn động cơ khí như trong đồ án này vẫn là nền tảng không thể thiếu trong công nghiệp hiện đại. Tuy nhiên, công nghệ không ngừng phát triển và có nhiều hướng cải tiến tiềm năng. Một hướng đi là ứng dụng các vật liệu mới như composite hoặc hợp kim nhẹ để giảm khối lượng và quán tính của hệ thống, giúp tiết kiệm năng lượng. Việc sử dụng các phương pháp phân tích phần tử hữu hạn (FEM) có thể giúp tối ưu hóa hình dạng của các chi tiết như bánh răng, trục, và vỏ hộp để đạt được độ bền tối đa với lượng vật liệu tối thiểu. Bên cạnh đó, việc tích hợp các hệ thống giám sát tình trạng thông minh (sử dụng cảm biến rung, nhiệt độ) có thể giúp phát hiện sớm các hư hỏng tiềm tàng, chuyển từ bảo trì định kỳ sang bảo trì dự đoán, giảm thời gian dừng máy. Trong tương lai, việc kết hợp hệ thống dẫn động cơ khí với các bộ điều khiển điện tử tiên tiến sẽ tạo ra các hệ thống cơ điện tử thông minh hơn, linh hoạt và hiệu quả hơn.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Ne DAI HOC QUOC GIA THANH PHO HO CHI MINH vg) * L2 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA 5 KHOA CƠ KHÍ B => TP.HCM DO AN THIET KE DE SO 17: THIET KE HE THONG DAN DONG XICH TAI Giảng viên hướng dẫn : Nguyễn Hữu Lộc Sinh viên thực hiện : Nguyễn Khoa Nam MSSV : 1813158 Lớp : Al0 TP. HCM, THÁNG 07 NĂM 2021 MUC LUC LỜI NÓI ĐẦU. 222222 n1 11022 HH ng re 4 GIỚI THIẾU ĐỎ ÁN. - 2S TT HH HH n2 121 H21 rang 5 CHUONG I: CHỌN DONG CO VA PHAN PHÓI TÍ SỐ TRUYẺN.

Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyễn. Xác định các thông số KY Tht. 7 Bảng thông số kỹ thuật. 5 - c1 T122 21221 1211 treo 8 CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỂÊN ĐAI.

Chọn loại đai và tiết diện đai. Xác định các thông số của bộ truyền ¬—. Kae li A(:‹ ụaataadđđiđẳắíitiitầẳầ. 10 4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

sec 11 Bảng thông số của bộ truyền đãi. 1 Sc n nEEH H21 12821 re de 12 CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYÊN TRỤC VÍT - BÁNH VÍT. Chọn vật lIỆU. LG TS TS KH ng T ng ng kg ke cay 13 2.

Tính toán thiết kế. c2 tt tru re 14 3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp TA 14 4. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Tính toán nhiỆP. Luc tác dụng lên bộ truyền " 16 7. Kiểm nghiệm độ cứng tTỤC VÍẲ. ác L2 1S 21111011111 11811 11g rà 16 Bảng thông số bộ truyền trục vít — bánh vít.

s- nen e 17 CHUONG IV: BO TRUYEN BANH RANG TRU THANG RANG NGHIENG. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép. Tính toán thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng. Kiểm nghiệm độ bền tiếp TA 21 4.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 2 HH 211255111128 rtrrrrereey 22 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng. Bôi trơn hộp giảm tốc trục vít — bánh răng. escccessesseeseseeseseen 25 CHƯƠNG V: THIẾT KẺ TRỤC VÀ THEN.

Chọn vật lIỆU. LG TS TS KH ng T ng ng kg ke cay 26 2. Phan tich luc tac dụng lên trục. Tính toán tTỤC.

- ng kg kg TH KT 0k cc 1x4 27 4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. 2 HH n2 1211112111215 eerer se 36 5. Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh.

Kiểm nghiệm độ bền của then.- ng g1 1121218155555 Erersrey 38 CHUONG VI: TINH TOAN VA CHON O LAN - TÍNH TOÁN NÓI TRỤC. Tính toán và lựa chọn 6 ln cho tre Licccccccccccccscsscscsvesescevesesesveveesvseseseseeees 40 2. Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 2. Tính toán và lựa chọn ỗ lăn cho trục 3.

Tính toán nối tTỤC.cc:222 th HH re 44 CHƯƠNG VII: THIẾT KẾ VÓ HỘP GIẢM TÓC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ,. Thiết kế vỏ hộp giảm tỐC. Các chỉ tiết khác.cccccc ch HH te ưe 46 3. Dung sai lắp ghép.

TT TH 1121122212121 1 1 ng re 49 Bảng sung sai lắp ghép. -- c5 ST T2 2121102121 tre ren 50 KET LUAN ooooocccccccccccccccescccsssessesssecesecsvesssesssessvssssessesssessressuesesssssessessessaresisssesevssessessesees 52 TÀI LIỆU THAM KHẢO. 55c 2S 2112211211 1 222g re neo 53 LOI NOI DAU Đất nước đang trong con đường công nghiệp hóa và hiện đại hóa thì ngành công nghiệp là ưu tiên hàng đầu đề phát triển. Một nền công nghiệp hiện đại phát triển không thể thiếu vai trò của ngành cơ khí vì nó tác động trực tiếp đến quá trình sản xuất một sản phẩm.

Trong đó, việc thiết kế, cải thiện hệ thống truyền động ngày càng hiệu quả hơn là một công việc cối lõi của cơ khí. Chính vì thể, nắm bắi, hiểu rõ về hệ thống truyền động và vận dụng tốt lý thuyết vào công việc thiết kế là một yêu cầu thiết vều đối với các sinh viên chuyên ngành cơ khí. Động cơ điện thường có tốc độ quay vô cùng lớn, nhưng khi ứng dụng vào sản xuất trên thực té thi nhiễu trường hợp cân tốc độ nhỏ hơn nhiều. Do đó đề làm giảm tốc độ từ động cơ sao cho phù hợp với yêu cầu của các máy móc, người ta đã tạo ra hộp giảm lốc, ngoài ra dùng hộp giảm tốc cũng nâng cao tải trọng của động cơ.

Đô án thiết kế hệ thống cơ khí giúp ta tìm hiểu quy trình thiết kế hộp giảm tốc, bằng việc vận dụng các kiến thức đã học ở các môn Nguyên lý máy, Chỉ tiết máy, Vẽ kỹ thuậi,. và giúp sinh viên có cái nhìn tông quan về chuyên ngành cơ khí. Thêm vào đó, trong quá trình học, sinh viên được tiếp xúc, tìm hiểu các phân môm thiết kế như AutoCad. làm giàu thêm kinh nghiệm cũng như kỹ năng cân thiết cho công việc trong tương lại.

Trong quá trình thực hiện đồ án thiết kế máy,em xin chân thành cảm ơn giáo viên hướng dân thầy Nguyễn Hữu Lộc và các bạn sinh viên đã giúp em hoàn thành và đưa ra nhận xét dé hoàn thiện hơn Do chưa có đu Kinh nghiệm và kiến thức còn hạn chế nên đồ án có nhiều thiếu xót. Rất mong nhận được những ý kiến đóng góp giúp em có thể làm tốt hơn trong những đồ án sau. Em cam on. Sinh viên thực hiện Nguyễn Khoa Nam TRUONG DAI HQC BACH KHOA TP.

HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY DO AN THIET KE (ME2011) Học kỳ II / Năm học 2020-2021 Sinh viên thực hiện : Nguyễn Khoa Nam MSSV: 1813158 Người hướng dẫn : Nguyễn Hữu Lộc Kỹ tên: Ngày hoàn thành :. co sec Ngày bảo vệ: DE TAI Dé so 17: THIET KE HE THONG DAN DONG XICH TAI Phương án số: 6 t t ft |— a — So dé tai trong Hệ thống dẫn động xích tải gồm: I- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền dai thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít— bánh răng; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ) trén xich tai F, N 21500 V xích tải v, m/s 0 đĩa xích 11 Bước xích p, mm 110 Thời gi 5 làm/năm 290 ca lam vi 1 ti, gi 48 tr, gi 41 | T, T | | T> 0.4T | CHUONG I CHON DONG CO VA PHAN PHOI TI SO TRUYEN 1) Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1) Công suất động cơ: Công suất trên trục công tác: Công suất đẳng trị: Hiệu suất chung của toàn hệ thống: NS — NAM» wHuứbế= 0,96.0,9952= 0,738 trong đó: (theo bảng 3.2) Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung được xác định bằng công thức: MH — Hạ Hạ — Hạ Hạ.Hạy trong đó: ug la ti sd truyén của bộ truyền dai thang được chọn trong khoảng 2 + 5. uụ là tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít bánh răng được chọn trong khoảng 30 + 200.

Uy là tỉ số truyền bộ truyền trục vít — bảnh vít. uụ là tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Ta chọn động cơ có công suất Pạ: = 7,5 kW với số vòng quay và phân bố tỉ số truyền hệ thống truyền động trên bảng I.1 Dong co Số vòng quay | Tỉ số truyền | Bộ truyền Bộ truyền Bộ truyền Nac (vg/ph) chung Uch dai ua truc vitu. | banh rang ub, 3K132M2 2900 194,945 2,78 28 2,5 3K132M4 1440 96,8 1,94 25 2 3K160M6 960 64,533 1,44 22,4 2 4KA160L8 720 48,4 1,21 20 2 Từ các tỉ số truyền trong bảng, ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha 3K132M2 với các thông số kỹ thuật như sau: Kiểu động cơ | P(kW) n (vg/ph) cos@ n (%) 3K 160M6 7,5 960 0,8 86 1,9 2,2 2) Xác định các thông số kỹ thuật Công suất trên các trục: Công suất trên trục công tác: Công suất trên trục III: Công suất trên trục II: Công suất trên trục Ï: Công suất trên trục động cơ: Số vòng quay: Số vòng quay trên trục động cơ: nạ.

= 960 vg/ph Số vòng quay trên trục I: Số vòng quay trên trục II: Số vòng quay trên trục III: Số vòng quay trên trục IV: ns — n; =14,88 vg/ph Momen xoăn trên trục: Các thông số kỹ thuật được trình bày trong bang 1.2: Thông số kỹ thuật Động cơ Trục Í Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất P 8,74 8,35 6,65 6,48 6,45 (kW) n (vg/ph) 960 666,67 29,76 14,88 14,88 Tỉ số truyền u | u=144 | u=224 | u=2 | u=1 Momen T(Nm)| $694 | 12348 | 213385 | 415887 | 4158.87 CHƯƠNG 2 THIET KE BO TRUYEN DAI THANG Thông sô đầu vào: Công suất: P= 8,74 kW Số vòng quay: n = 960 vg/ph Tỉ số truyền: u = 1,44 Momen xoắn trên trục bánh dẫn: T = 86,94 Nm 1) Chọn loại đai và tiết diện đai vo/en ễ.kWw Với công suất P= 8,74 kW và số vòng quay n = 960 vg/ph, ta chọn đai loại B với thông số: ; h=10,5mm; 4,0mm; A= 138 2) Xác định thông số bộ truyền 2.1) Đường kính bánh nhỏ dị: dy = 1,2dimin = 1,2.125 = 150 mm Chọn dị = 160 mm Vận tốc đai: 2.2) Đường kính bánh lớn d;: Chọn hệ số trượt tương đối: e = 0,015 d, — d).(1 — 0,015) = 227 mm Chon d2 = 224 mm. Tỉ số truyền thực tế: Sa1 SỐ tỉ sô truyền: Thỏa điêu kiện sai sô.3) Xác định a và L: Điều kiện chọn sơ bộ a: 2d; + db) > a>0,55(d) + dy) +h => 2(160 + 224) > a= 0,55(160 + 224) + 10,5 => 768 > a> 221,7 Ta chon so bé a theo dz: a = 1,3d› = 291 mm (thỏa điều kiện) Chiều dài đai L theo khoảng cách trục a: Chon L = 1250 mm Kiém nghiệm tudi tho dai: Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn: trong đó: Giá trị a vẫn nằm trong khoảng cho phép. Góc ôm đai: 3) Xác định số đai: Số đai z được tính theo công thức: trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: C„ T— 7,24(7— ) =0,97 Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: C, — 7— 0,05/0,07v?~ 7) = 1,02 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền: C„= 1,1 do u =1,44 Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dai dai: C. — = = 0,91 Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: C; = 1 (Chọn sơ bộ) Hệ số xét đến tải trọng C, = 0,9 Theo bang 4.8 [1], voi di = 160 mm va v = 8,04 m/s ta chon [P] = 3 kW Chon z = 4 dai Chiều rộng dây dai: Chon b = 115 mm Chon chiéu rong banh dai theo day dai: B = 120 mm Đường kính ngoài của bánh đai: đại — đị + 2b = 160 +~2.2= 2324mm với chiều rộng đai theo tiêu chuẩn: b = 4,2 mm 4) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng đai ban đầu: Tọ§ — Aøa — z4¡ø¿ = 4.