Đồ án môn học: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Đại học Bách Khoa Hà Nội

Đồ án môn học thiết kế máy: Hệ dẫn động cơ khí. Tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành cơ khí, giúp nắm vững kiến thức và kỹ năng thiết kế.

• Tác giả: Bùi Văn Đạt
• Người hướng dẫn: Ts. Trương Văn Thuận
• Trường học: Trường Đại học Bách khoa Hà Nội
• Chuyên ngành: Cơ khí Động lực
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí
• Loại tài liệu: Đồ án môn học
• Năm xuất bản: 2020
• Địa điểm: Hà Nội

Mục lục chi tiết

• LỜI NÓI ĐẦU
• TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI THỰC HIỆN
• 1. CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
• 1.1. Chọn động cơ điện
• 1.1.1. Công suất tính toán trên trục máy công tác (công thức 2.
• 1.1.2. Hiệu suất truyền động (công thức 2.
• 1.1.3. Công suất cần thiết trên trục động cơ (công thức 2.
• 1.2. Xác định vòng quay sơ bộ
• 1.3. Phân phối tỷ số truyền
• 1.4. Tính toán thông số trên các trục
• 1.4.1. Tỉ số truyền
• 1.4.2. Tính vận tốc quay trên các trục
• 1.4.3. Tính công suất trên các trục
• 1.4.4. Tính momen xoắn trên các trục
• 1.5. Bảng thông số động học
• 2. CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
• 2.1. Chọn loại đai
• 2.2. Chọn tiết diện đai
• 2.3. Xác định các thông số của bộ truyền
• 2.3.1. Tính sơ bộ khoảng cách trục a
• 2.3.2. Xác định chiều dài đai l
• 2.3.3. Góc ôm ∝ 𝟏 trên bánh đai nhỏ
• 2.4. Xác định số đai
• 2.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• 3. CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
• 3.1. Chọn vật liệu
• 3.2. Xác định ứng suất cho phép
• 3.2.1. Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, bánh răng trụ răng nghiêng)
• 3.2.2. Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng thẳng)
• 3.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
• 3.3.1. Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, bánh răng trục răng nghiêng)
• 3.3.2. Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng thẳng)
• 3.4. Xác định các thông số ăn khớp
• 3.4.1. Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng nghiêng)
• 3.4.1.1. Góc nghiêng của răng
• 3.4.1.2. Xác định hệ số dịch chỉnh
• 3.4.2. Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng)
• 3.4.2.1. Góc nghiêng của răng
• 3.4.2.2. Xác định hệ số dịch chỉnh
• 3.5. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
• 3.5.1. Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng nghiêng)
• 3.5.1.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
• 3.5.1.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
• 3.5.2. Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng)
• 3.5.2.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
• 3.5.2.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
• 3.6. Một số thông số khác của bộ truyền bánh răng
• 3.6.1. Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng nghiêng)
• 3.6.2. Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng)
• 3.7. Sơ đồ kết cấu hai cặp bánh răng
• 3.7.1. Cặp bánh răng 1 (cặp bánh răng nghiêng)
• 3.7.2. Cặp bánh răng 2 (cặp bánh răng thẳng)
• 3.8. Bảng tổng hợp thông số của bộ truyền
• 3.8.1. Cặp bánh răng 1 (cặp bánh răng trụ răng nghiêng):
• 3.8.2. Cặp bánh răng 2 (cặp bánh răng trụ răng thẳng):
• 4. CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
• 4.1. Tính chọn khớp nối
• 4.1.1. Chọn khớp nối
• 4.1.2. Kiểm nghiệm khớp nối
• 4.2. Lực tác dụng lên trục
• 4.3. Tính sơ bộ trục
• 4.3.1. Chọn vật liệu chế tạo trục
• 4.4. Xác định sơ bộ đường kính trục
• 4.4.1. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ đặt lực chung)
• 4.5. Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các điểm đặt lực và gối đỡ
• 4.6. Tính toán thiết kế trục
• 4.6.1. Tính toán thiết kế trục I
• 4.6.1.1. Tính phản lực tại các gối đỡ
• 4.6.1.2. Vẽ biểu đồ mômen
• 4.6.1.3. Tính mômen tương đương
• 4.6.1.4. Tính đường kính các đoạn trục
• 4.6.1.5. Chọn và kiểm nghiệm then
• 4.6.1.6. Kiểm nghiệm trục
• 4.6.1.7. Sơ đồ kết cấu trục
• 4.6.2. Tính toán thiết kế trục II
• 4.6.2.1. Tính phản lực tại các gối đỡ
• 4.6.2.2. Vẽ biểu đồ mômen
• 4.6.2.3. Tính mômen tương đương
• 4.6.2.4. Tính đường kính các đoạn trục
• 4.6.2.5. Chọn và kiểm nghiệm then
• 4.6.2.6. Kiểm nghiệm trục
• 4.6.2.7. Sơ đồ kết cấu trục
• 4.6.3. Tính toán thiết kế trục III
• 4.6.3.1. Tính phản lực tại các gối đỡ
• 4.6.3.2. Vẽ biểu đồ mômen
• 4.6.3.3. Tính mômen tương đương
• 4.6.3.4. Tính đường kính các đoạn trục
• 4.6.3.5. Chọn và kiểm nghiệm then
• 4.6.3.6. Kiểm nghiệm trục
• 4.6.3.7. Sơ đồ kết cấu trục
• 5. CHƯƠNG V: CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN
• 5.1. Chọn và kiểm nghiểm ổ lăn cho trục 1
• 5.2. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2
• 5.3. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 3
• 6. CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP
• 6.1. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
• 6.2. Kết cấu vỏ hộp
• 6.3. Thiết kế vỏ hộp
• 6.4. Kết cấu các chi tiết
• 6.5. Bôi trơn hộp giảm tốc
• 6.6. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai
• TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tóm tắt

I. Hướng dẫn tổng quan đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Một đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nền tảng cốt lõi trong đào tạo kỹ sư cơ khí, giúp củng cố kiến thức và kỹ năng thực tiễn. Mục tiêu chính là xây dựng một hệ thống hoàn chỉnh, chuyển đổi năng lượng từ động cơ thành chuyển động và lực cần thiết cho máy công tác. Hệ thống này phải đạt được hiệu suất truyền động cao, hoạt động ổn định và có tuổi thọ bền bỉ. Một hệ dẫn động điển hình, như được phân tích trong đề tài của TS. Trương Văn Thuận, thường bao gồm các thành phần chính: động cơ điện, bộ truyền đai, hộp giảm tốc (thường là bộ truyền bánh răng trụ hai cấp), khớp nối và bộ truyền xích. Mỗi thành phần đóng một vai trò không thể thiếu trong chuỗi truyền lực. Động cơ cung cấp công suất ban đầu, bộ truyền đai giúp giảm tốc sơ bộ và bảo vệ hệ thống khỏi quá tải. Hộp giảm tốc là trái tim của hệ thống, thực hiện nhiệm vụ giảm tốc độ và tăng mô-men xoắn một cách hiệu quả nhất. Khớp nối dùng để liên kết các trục, bù sai lệch và giảm chấn. Cuối cùng, bộ truyền xích truyền công suất đến cơ cấu chấp hành cuối cùng. Quá trình thực hiện đồ án đòi hỏi sự kết hợp nhuần nhuyễn giữa lý thuyết từ các môn học như Chi tiết máy, Nguyên lý máy và kỹ năng thực hành trên các phần mềm CAD/CAM như SolidWorks hay Autodesk Inventor để tạo ra các bản vẽ chi tiết và lắp ráp chính xác. Việc hoàn thành một đồ án như vậy không chỉ là một bài tập kỹ thuật mà còn là minh chứng cho năng lực thiết kế toàn diện của một kỹ sư tương lai.

1.1. Mục tiêu cốt lõi khi thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Mục tiêu hàng đầu của một đồ án thiết kế hệ dẫn động là tạo ra một cơ cấu máy có khả năng truyền tải công suất và chuyển động theo đúng yêu cầu kỹ thuật đề ra. Điều này bao gồm việc xác định chính xác các thông số đầu vào như lực, vận tốc và chế độ tải trọng của máy công tác. Từ đó, người thiết kế phải lựa chọn động cơ phù hợp và phân phối tỷ số truyền hợp lý qua các bộ truyền trung gian như bộ truyền đai và hộp giảm tốc. Yếu tố hiệu suất truyền động luôn được đặt lên hàng đầu, vì nó ảnh hưởng trực tiếp đến tổn thất công suất và chi phí vận hành. Bên cạnh đó, độ bền và tuổi thọ của hệ thống là yếu tố quyết định. Điều này đòi hỏi phải thực hiện phân tích độ bền cho các chi tiết quan trọng như bánh răng, trục và chọn ổ lăn một cách cẩn thận. Cuối cùng, thiết kế phải đảm bảo tính công nghệ, tức là dễ dàng chế tạo, lắp ráp và bảo dưỡng, đồng thời tối ưu về chi phí vật liệu và sản xuất.

1.2. Các thành phần chính trong một hệ dẫn động cơ khí điển hình

Một hệ dẫn động cơ khí tiêu chuẩn thường được cấu thành từ nhiều cụm chi tiết máy khác nhau. Động cơ điện là nguồn cung cấp năng lượng. Bộ truyền đai, thường là đai thang, có ưu điểm làm việc êm, có thể truyền động giữa các trục xa nhau và bảo vệ động cơ khỏi quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn. Tiếp theo là hộp giảm tốc, bộ phận quan trọng nhất, chứa một hoặc nhiều cặp bánh răng ăn khớp để giảm tốc độ quay và tăng mô-men xoắn. Phổ biến nhất là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng hoặc răng nghiêng vì khả năng tải lớn và hiệu suất cao. Các trục trong hộp giảm tốc được đỡ bởi các ổ lăn. Để nối trục từ hộp giảm tốc ra máy công tác, người ta sử dụng khớp nối để bù sai lệch tâm và giảm va đập. Cuối cùng, bộ truyền xích thường được dùng để truyền chuyển động đến cơ cấu chấp hành cuối, với ưu điểm là tỷ số truyền không đổi và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với bộ truyền đai.

II. Thách thức lớn trong tối ưu hóa thiết kế hệ dẫn động

Việc tối ưu hóa thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một bài toán phức tạp, đối mặt với nhiều thách thức kỹ thuật. Thách thức lớn nhất là cân bằng giữa hiệu suất và độ bền trong một giới hạn về chi phí và kích thước. Giảm thiểu tổn thất công suất là mục tiêu hàng đầu. Mỗi bộ phận, từ ổ lăn, bộ truyền bánh răng đến bộ truyền đai, đều có hiệu suất riêng. Hiệu suất tổng thể của hệ thống là tích của hiệu suất các thành phần, do đó một tổn thất nhỏ ở mỗi khâu cũng có thể cộng dồn thành một con số đáng kể. Ví dụ, theo tính toán trong tài liệu gốc, hiệu suất tổng của hệ thống chỉ đạt khoảng 0.74. Thách thức thứ hai là lựa chọn vật liệu chế tạo máy và chế độ nhiệt luyện phù hợp. Vật liệu phải đủ bền để chịu được ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn, nhưng cũng phải có tính công nghệ tốt và giá thành hợp lý. Việc lựa chọn sai vật liệu có thể dẫn đến phá hủy chi tiết khi làm việc. Thêm vào đó, việc xác định chính xác dung sai lắp ghép và độ chính xác chế tạo là cực kỳ quan trọng. Sai số trong gia công có thể gây ra tiếng ồn, rung động, làm giảm tuổi thọ của bộ truyền bánh răng và ổ lăn. Quá trình phân tích độ bền cũng đầy thách thức, đòi hỏi người thiết kế phải tính toán chính xác các loại tải trọng (tĩnh, động, va đập) và áp dụng các lý thuyết bền phù hợp để đảm bảo an toàn cho từng chi tiết.

2.1. Phân tích tổn thất công suất và hiệu suất truyền động

Hiệu suất là chỉ số quan trọng nhất đánh giá chất lượng của một hệ dẫn động. Tổn thất công suất xảy ra ở mọi giai đoạn truyền động do ma sát. Trong tài liệu tham khảo, hiệu suất của từng bộ phận được ước tính cụ thể: một cặp ổ lăn (ηol = 0,99), khớp nối (ηkn = 0,99), bộ truyền đai (ηđ = 0,95), cặp bộ truyền bánh răng (ηbr = 0,96), và bộ truyền xích (ηx = 0,9). Khi nhân chuỗi các hiệu suất này lại, hiệu suất toàn hệ thống giảm đi đáng kể. Việc phân tích và xác định nguyên nhân gây tổn thất là bước đầu tiên để tối ưu. Ma sát trong các ổ lăn, sự trượt của đai, sự va đập và ma sát khi các răng bánh răng ăn khớp là những nguyên nhân chính. Để cải thiện, cần lựa chọn phương pháp bôi trơn phù hợp, đảm bảo độ chính xác lắp ghép và tối ưu hóa hình học của các chi tiết truyền động.

2.2. Lựa chọn vật liệu chế tạo máy và dung sai lắp ghép phù hợp

Việc lựa chọn vật liệu chế tạo máy ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền, tuổi thọ và giá thành của hệ dẫn động. Trong thiết kế hộp giảm tốc, thép C45 thường được chọn cho cả bánh răng và trục do sự cân bằng giữa độ bền, độ cứng và khả năng gia công. Như trong đồ án mẫu, bánh răng nhỏ được nhiệt luyện để đạt độ rắn cao hơn (HB = 245) so với bánh răng lớn (HB = 230) nhằm đảm bảo mòn đều. Bên cạnh vật liệu, dung sai lắp ghép đóng vai trò then chốt trong việc đảm bảo hệ thống vận hành trơn tru. Các mối ghép giữa trục và ổ lăn, giữa trục và bánh răng phải được tính toán chính xác để đảm bảo vừa có độ dôi cần thiết để truyền mô-men, vừa không gây ứng suất phụ làm hỏng chi tiết. Việc quy định dung sai hợp lý giúp giảm chi phí gia công mà vẫn đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

III. Phương pháp tính toán động học và chọn bộ truyền tối ưu

Quy trình thiết kế một hệ dẫn động cơ khí luôn bắt đầu bằng bước tính toán động học. Đây là giai đoạn nền tảng để xác định các thông số cơ bản cho toàn bộ hệ thống. Bước đầu tiên là xác định công suất cần thiết trên trục máy công tác dựa vào các thông số đầu bài như lực vòng (F) và vận tốc (v) của xích tải. Từ đó, công suất cần thiết trên trục động cơ được tính toán bằng cách chia cho hiệu suất truyền động tổng thể của hệ thống. Dựa trên công suất và số vòng quay yêu cầu, một động cơ điện phù hợp sẽ được lựa chọn từ các danh mục tiêu chuẩn. Sau khi có động cơ, nhiệm vụ tiếp theo là phân phối tỷ số truyền chung (uc) cho các bộ truyền thành phần. Việc phân phối này cần tuân theo các khuyến nghị kỹ thuật để đảm bảo kết cấu nhỏ gọn và hợp lý. Ví dụ, bộ truyền đai thường có tỷ số truyền không quá lớn (uđ ≈ 2-4), trong khi hộp giảm tốc có thể đạt tỷ số truyền cao hơn. Trong một hộp giảm tốc hai cấp, tỷ số truyền cấp nhanh thường nhỏ hơn cấp chậm để tối ưu hóa kích thước. Sau khi phân phối, các thông số động học chi tiết như số vòng quay, công suất và mô-men xoắn trên từng trục sẽ được tính toán chính xác. Bảng tổng hợp thông số động học là kết quả cuối cùng của chương này và là dữ liệu đầu vào cho việc tính toán thiết kế chi tiết các bộ truyền.

3.1. Quy trình chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền hệ thống

Chọn động cơ là bước khởi đầu quan trọng. Công suất cần thiết trên trục động cơ (Pct) được tính từ công suất trên trục máy công tác (Plv) và hiệu suất chung (η) theo công thức Pct = Plv / η. Số vòng quay sơ bộ của động cơ (nsb) được xác định dựa trên số vòng quay của máy công tác và tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống. Động cơ được chọn phải có công suất lớn hơn Pct và số vòng quay đồng bộ gần với nsb. Sau khi chọn động cơ, tỷ số truyền chung thực tế được xác định lại. Tỷ số truyền này sau đó được phân phối cho các bộ truyền. Theo kinh nghiệm thiết kế, bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc thường nhận một tỷ số truyền nhỏ để giảm vận tốc đầu vào cho hộp giảm tốc. Bên trong hộp giảm tốc hai cấp, u_nhanh thường được chọn nhỏ hơn u_chậm (u1 < u2) để momen xoắn trên trục cấp chậm lớn hơn, dẫn đến kích thước bánh răng cấp chậm lớn hơn, từ đó tối ưu hóa việc bố trí và ngâm dầu bôi trơn.

3.2. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai và bộ truyền xích

Thiết kế bộ truyền đai bao gồm việc chọn loại đai (thường là đai thang), xác định tiết diện đai dựa vào công suất và số vòng quay. Các thông số hình học như đường kính bánh đai nhỏ và lớn, khoảng cách trục, chiều dài đai và góc ôm được tính toán để đảm bảo khả năng truyền tải. Số lượng đai cần thiết được xác định để công suất truyền tải không vượt quá công suất cho phép của một đai. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục cũng được tính toán để phục vụ cho việc thiết kế trục và chọn ổ lăn. Tương tự, bộ truyền xích cũng yêu cầu các bước tính toán về chọn loại xích, xác định số răng đĩa xích, bước xích và kiểm nghiệm độ bền của xích, đảm bảo hệ thống làm việc ổn định và an toàn.

IV. Bí quyết thiết kế bộ truyền bánh răng và trục chịu lực

Thiết kế bộ truyền bánh răng và trục là phần phức tạp và quan trọng nhất trong đồ án hộp giảm tốc. Quá trình này đòi hỏi sự chính xác cao để đảm bảo hệ thống hoạt động bền bỉ và hiệu quả. Đối với bộ truyền bánh răng, việc đầu tiên là lựa chọn vật liệu chế tạo máy, thường là thép C45 tôi cải thiện, và xác định ứng suất cho phép dựa trên độ rắn bề mặt (HB). Tiếp theo là tính toán sơ bộ khoảng cách trục (aw) dựa trên mô-men xoắn và tỷ số truyền. Từ đó, các thông số ăn khớp cơ bản như mô-đun (m) và số răng (z) được xác định. Sau khi có các thông số sơ bộ, bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền. Bánh răng phải được kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc để chống tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm về độ bền uốn để chống gãy răng. Các tính toán này rất phức tạp, có xét đến nhiều hệ số ảnh hưởng như tải trọng động, sự phân bố tải trọng, hình dạng răng. Đối với việc thiết kế trục, công việc bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên mô-men xoắn. Sau đó, một sơ đồ kết cấu trục được phác thảo, xác định vị trí các gối đỡ (ổ lăn) và điểm đặt lực từ bánh răng, bánh đai. Các phản lực tại gối đỡ và biểu đồ mô-men uốn, xoắn được xây dựng. Cuối cùng, đường kính tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán và kiểm nghiệm bền, đảm bảo trục đủ cứng vững và không bị phá hủy.

4.1. Tối ưu hóa thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nghiêng

Việc tối ưu hóa thiết kế bộ truyền bánh răng tập trung vào việc xác định các thông số hình học sao cho khả năng tải là lớn nhất với kích thước nhỏ gọn. Bánh răng nghiêng thường được ưu tiên cho cấp nhanh vì làm việc êm hơn và khả năng tải cao hơn răng thẳng. Bánh răng thẳng đơn giản hơn trong chế tạo và không sinh lực dọc trục, phù hợp cho cấp chậm. Quá trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc (σH) và độ bền uốn (σF) là bắt buộc. Các công thức tính toán này, như σH = ZM.ZH.Zε.√(2.T1.KH(u+1))/(bw.ut.dw1²) trong tài liệu tham khảo, cho thấy sự phụ thuộc vào rất nhiều yếu tố. Việc điều chỉnh các thông số như góc nghiêng răng (β), hệ số dịch chỉnh (x), và chiều rộng vành răng (bw) có thể cải thiện đáng kể khả năng làm việc của bộ truyền.

4.2. Các bước thiết kế trục và chọn ổ lăn chịu tải chính xác

Quy trình thiết kế trục là một chuỗi các bước logic. Sau khi tính sơ bộ đường kính, cần xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Lực từ các bộ truyền (lực vòng, hướng tâm, dọc trục) được tính toán và đặt lên sơ đồ trục. Bước tiếp theo là tính toán phản lực tại các ổ lăn và vẽ biểu đồ mô-men uốn và xoắn. Tại các tiết diện nguy hiểm (thường là nơi lắp bánh răng hoặc ổ lăn), mô-men tương đương được xác định. Đường kính trục tại các tiết diện này được tính toán theo thuyết bền dẻo (Thuyết bền 3 hoặc 4). Sau khi xác định kích thước hình học, cần chọn ổ lăn phù hợp với đường kính ngõng trục và loại tải trọng tác dụng. Cuối cùng, ổ lăn được kiểm nghiệm về khả năng tải động và tải tĩnh để đảm bảo tuổi thọ yêu cầu.

V. Cách mô phỏng hệ thống cơ khí bằng phần mềm CAD CAM

Trong bối cảnh công nghệ 4.0, việc ứng dụng các phần mềm CAD/CAM và CAE đã trở thành một phần không thể thiếu trong quá trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Các phần mềm này giúp chuyển hóa các tính toán lý thuyết thành mô hình số 3D trực quan, cho phép kiểm tra, mô phỏng hệ thống cơ khí và tối ưu hóa thiết kế trước khi chế tạo. Phần mềm SolidWorks và Autodesk Inventor là những công cụ mạnh mẽ để dựng mô hình 3D cho từng chi tiết như bánh răng, trục, vỏ hộp và sau đó lắp ráp chúng thành một hộp giảm tốc hoàn chỉnh. Quá trình mô hình hóa giúp kiểm tra sự phù hợp của dung sai lắp ghép, phát hiện các va chạm giữa các chi tiết và đảm bảo tính khả thi của việc lắp ráp. Từ mô hình 3D, các bản vẽ chi tiết và bản vẽ lắp có thể được xuất ra một cách nhanh chóng và chính xác theo đúng tiêu chuẩn kỹ thuật. Hơn nữa, việc mô phỏng không chỉ dừng lại ở mặt hình học. Các công cụ CAE (Computer-Aided Engineering) tích hợp như Ansys hoặc các module mô phỏng trong SolidWorks cho phép thực hiện phân tích độ bền bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA). Kỹ sư có thể đặt các điều kiện biên, tải trọng và phân tích sự phân bố ứng suất, biến dạng trên các chi tiết quan trọng như răng bánh răng hay trục, từ đó xác thực lại các kết quả tính toán bằng tay và tìm ra các điểm yếu trong thiết kế để cải tiến.

5.1. Vai trò của SolidWorks và Autodesk Inventor trong dựng mô hình 3D

Các phần mềm CAD/CAM như SolidWorks và Autodesk Inventor đóng vai trò là công cụ trực quan hóa thiết kế. Chúng cho phép kỹ sư xây dựng mô hình 3D chính xác của từng chi tiết máy, từ những con bu lông đơn giản đến các bộ truyền bánh răng phức tạp. Các thư viện chi tiết tiêu chuẩn (Toolbox) tích hợp sẵn giúp đẩy nhanh quá trình thiết kế bằng cách cung cấp các mô hình ổ lăn, then, bu lông theo tiêu chuẩn quốc tế. Quan trọng hơn, tính năng lắp ráp (Assembly) cho phép ghép nối các chi tiết lại với nhau, kiểm tra các mối ghép, phát hiện xung đột và mô phỏng chuyển động cơ bản của hệ thống. Điều này giúp đảm bảo tất cả các bộ phận hoạt động hài hòa trước khi đưa vào sản xuất, giảm thiểu sai sót và chi phí sửa chữa.

5.2. Ứng dụng Ansys trong phân tích độ bền và mô phỏng hệ thống

Trong khi CAD tập trung vào hình học, các phần mềm CAE như Ansys tập trung vào việc phân tích hiệu suất và độ bền. Bằng cách nhập mô hình 3D từ SolidWorks vào Ansys, kỹ sư có thể thực hiện các bài toán phân tích độ bền phức tạp. Ví dụ, có thể mô phỏng sự ăn khớp của hai bánh răng, phân tích ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng và ứng suất uốn tại chân răng dưới tác động của mô-men xoắn. Kết quả phân tích được thể hiện bằng các biểu đồ màu sắc trực quan, chỉ ra những vùng có ứng suất cao và nguy cơ phá hủy. Việc mô phỏng hệ thống cơ khí này giúp xác thực lại các công thức lý thuyết, cho phép tối ưu hóa thiết kế bằng cách thay đổi hình dạng, vật liệu để giảm ứng suất và tăng tuổi thọ sản phẩm một cách khoa học và đáng tin cậy.

VI. Hoàn thiện thuyết minh đồ án và bản vẽ kỹ thuật chuẩn

Giai đoạn cuối cùng của một đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí là hoàn thiện bộ hồ sơ kỹ thuật, bao gồm bản thuyết minh đồ án và bộ bản vẽ. Đây là sản phẩm tổng hợp toàn bộ quá trình nghiên cứu, tính toán và thiết kế. Bản thuyết minh đồ án không chỉ là một tài liệu diễn giải các bước tính toán mà còn là một báo cáo khoa học hoàn chỉnh. Nó cần được trình bày một cách logic, rõ ràng, bắt đầu từ việc phân tích yêu cầu, chọn phương án, tính toán động học, thiết kế chi tiết các bộ truyền, trục, ổ lăn, vỏ hộp, và cuối cùng là các hướng dẫn lắp đặt, vận hành. Mỗi bước tính toán cần được trình bày chi tiết, kèm theo các công thức, trích dẫn tài liệu tham khảo và các bảng tổng hợp kết quả. Song song với thuyết minh là việc hoàn thiện bộ bản vẽ kỹ thuật. Bộ bản vẽ này thường bao gồm một bản vẽ lắp tổng thể của hộp giảm tốc trên khổ giấy A0, thể hiện kết cấu chung, vị trí tương đối của các chi tiết. Ngoài ra, cần có các bản vẽ chi tiết của các bộ phận quan trọng cần gia công như trục, bánh răng. Các bản vẽ này phải tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn về trình bày, ghi kích thước, yêu cầu kỹ thuật, dung sai lắp ghép và độ nhám bề mặt. Việc hoàn thiện tốt hai hạng mục này thể hiện năng lực tổng hợp và sự chuyên nghiệp của người thiết kế.

6.1. Cấu trúc một bản thuyết minh đồ án và bản vẽ chi tiết

Một bản thuyết minh đồ án chuẩn thường có cấu trúc rõ ràng: Lời nói đầu, Tổng quan về đề tài, Chương 1: Tính toán động học (chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền), Chương 2, 3: Tính toán thiết kế các bộ truyền (đai, xích, bánh răng), Chương 4: Thiết kế trục và then, Chương 5: Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, Chương 6: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ, và cuối cùng là Kết luận và Tài liệu tham khảo. Về phần bản vẽ, bản vẽ lắp phải thể hiện đầy đủ các hình cắt cần thiết để thấy rõ kết cấu bên trong, có bảng kê chi tiết. Các bản vẽ chi tiết phải có đủ hình chiếu, kích thước, dung sai, độ nhám và các yêu cầu về vật liệu, nhiệt luyện, đảm bảo người thợ có thể gia công chính xác chi tiết đó.

6.2. Xu hướng tương lai trong thiết kế hệ dẫn động cơ khí hiệu quả

Ngành thiết kế cơ khí đang không ngừng phát triển. Các xu hướng mới tập trung vào việc nâng cao hiệu suất, giảm khối lượng và tăng cường độ tin cậy. Việc sử dụng các loại vật liệu chế tạo máy mới như composite hay hợp kim nhẹ giúp giảm trọng lượng hệ thống. Các phương pháp tối ưu hóa thiết kế topo (Topology Optimization) trên các phần mềm CAD/CAM cho phép tạo ra các kết cấu có độ bền tối đa với lượng vật liệu tối thiểu. Ngoài ra, xu hướng tích hợp các cảm biến thông minh để giám sát tình trạng hoạt động của hệ thống (như nhiệt độ ổ lăn, độ rung của hộp giảm tốc) đang ngày càng phổ biến, cho phép bảo trì dự đoán và giảm thiểu thời gian dừng máy. Thiết kế hướng đến hiệu quả năng lượng và phát triển bền vững cũng là một yêu cầu quan trọng trong tương lai.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 1. Chọn động cơ điện - Công suất mở máy ứng với tải lớn nhất (công thức 2. Công suất tính toán trên trục máy công tác (công thức 2. Hiệu suất truyền động (công thức 2.3 trang 19-[1], ta chọn được: Hiệu suất một cặp ổ lăn: 𝜂𝑜𝑙 = 0,99 Hiệu suất khớp nối: 𝜂𝑘𝑛 = 0,99 Hiệu suất bộ truyền đai: 𝜂đ = 0,95 Hiệu suất cặp bánh răng: 𝜂𝑏𝑟 = 0,96 Do bộ truyền xích làm việc ở chế độ hở nên: 𝜂𝑥 = 0,9 11 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS.

Trương Văn Thuận Hiệu suất truyền động là: 𝜂 = 0,995 ∗ 0,99 ∗ 0,962 ∗ 0,95 ∗ 0,9 = 0,74 1. Công suất cần thiết trên trục động cơ (công thức 2. Xác định vòng quay sơ bộ 𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣. 𝑢𝑠𝑏 Trong đó: - 𝑛𝑙𝑣 là số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút) - 𝑢𝑠𝑏 là tỷ số truyền sơ bộ • Theo công thức 2.25,4 Trong đó: - v là vận tốc xích tải - z là số răng đĩa xích tải - z1 là số răng đĩa xích dẫn - ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích (chọn 𝑢𝑥 = 2) - p là bước xích • Theo bảng 2.4 trang 21-[1] ta có: Tỷ số truyền đai thang: chọn 𝑢đ = 2 Tỷ số truyền 2 cặp bánh răng: chọn 𝑢𝑏𝑟 = 8,3 Tỷ số truyền bộ truyền xích: chọn 𝑢𝑥 = 2 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢đ .2 = 33,2 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ (công thức 2.

Chọn động cơ 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 5,95 (𝑘𝑊 ) Chọn động cơ thỏa mãn: { (công thức 2.19 trang 22-[1]) 𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏 ≈ 1452,32 (𝑣/𝑝) 12 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận Tra danh mục động cơ điện ta chọn động cơ thỏa mãn các số liệu tính toán trên: Tra bảng P1. Phân phối tỷ số truyền 𝑛đ𝑐 1500 Tỷ số truyền của hệ dẫn động: 𝑢𝑐 = = = 34,29 𝑛𝑙𝑣 43,74 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: 𝑢đ = 2; 𝑢𝑥 = 2 𝑢𝑐 34,29 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: 𝑢𝑏𝑟 = = = 8,57 𝑢đ .2 Để đảm bảo yêu cầu hộp giảm tốc nhỏ nhất và khoảng cách trục nhỏ nhất (u1<u2) nên tỷ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm sẽ được tính như sau ( công thức 3. Tính toán thông số trên các trục 3.

Tỉ số truyền Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I: 𝑢đ𝑐→𝐼 = 𝑢đ = 2 Tỉ số truyền từ trục I sang trục II: 𝑢𝐼→𝐼𝐼 = 𝑢𝑏𝑟1 = 2,924 Tỉ số truyền từ trục II sang trục III: 𝑢𝐼𝐼→𝐼𝐼𝐼 = 𝑢𝑏𝑟2 = 2,932 Tỉ số truyền từ trục III sang trục làm việc: 𝑢𝐼𝐼𝐼→𝑙𝑣 = 𝑢𝑘. Tính vận tốc quay trên các trục Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛đ𝑐 = 1500 (vòng/phút) 13 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận 𝑛𝑑𝑐 1500 Số vòng quay trên trục I: 𝑛𝐼 = = = 750 (vòng/phút) 𝑢𝑑𝑐→𝐼 2 𝑛𝐼 750 Số vòng quay trên trục II: 𝑛𝐼𝐼 = = 2,924 = 256,51 (vòng/phút) 𝑢𝐼→𝐼𝐼 𝑛𝐼𝐼 256,51 Số vòng quay trên trục III: 𝑛𝐼𝐼𝐼 = = 2,932 = 87,49 (vòng/phút) 𝑢𝐼𝐼→𝐼𝐼𝐼 Số vòng quay trên trục công tác: 𝑛𝐼𝐼𝐼 87,49 𝑛𝑐𝑡 = = = 43,74 (vòng/phút) 𝑢𝐼𝐼𝐼→𝑙𝑣 2 3. Tính công suất trên các trục Công suất trên trục làm việc: 𝑃𝑙𝑣 = 𝑃𝑡đ = 4,42 (kW) 𝑃𝑙𝑣 4,42 Công suất trên trục III: 𝑃III = = = 4,51 (kW) 𝜂𝑘𝑛 ∗𝜂ô𝑙 0,99 ∗0,99 𝑃𝐼𝐼𝐼 4,51 Công suất trên trục II: 𝑃II = = = 4,74 (kW) 𝜂𝑏𝑟 ∗𝜂ô𝑙 0,99∗0,96 𝑃𝐼𝐼 4,74 Công suất trên trục I: 𝑃I = = = 4,99 (kW) 𝜂𝑏𝑟 ∗𝜂ô𝑙 0,99∗0,96 𝑃𝐼 4,99 Công suất thực tế trên trục động cơ: 𝑃tt = = = 5,31 (kW) 𝜂đ ∗𝜂ô𝑙 0,99∗0,95 3.

Tính momen xoắn trên các trục 9,55.𝑃𝑖 Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức sau: 𝑇𝑖 = 𝑛𝑖 Mômen xoắn trên trục động cơ: 9,55.mm) 𝑛đ𝑐 1500 Môme xoắn trên trục I: 9,55.mm) 𝑛𝐼 750 Mômen xoắn trên trục II: 9,55.mm) 𝑛𝐼𝐼 256,51 14 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận Mômen xoắn trên trục III: 9,55.mm) 𝑛𝐼𝐼𝐼 87,49 Mômen xoắn trên trục công tác: 9,55. Bảng thông số động học Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Công tác Thông số Tỷ số truyền 2 2,924 2,932 2 Số vòng quay (v/p) 1500 750 256,51 87,49 43,74 Công suất (kW) 5,31 4,99 4,74 4,51 4,42 Mômen (N.mm) 33778,26 63536,91 176558,89 491978,88 964377 CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Thông số đầu vào Bảng 2.1 Đặc tính yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền đai Thông số Đơn vị Giá trị Tỷ số truyền 𝑢 - 2 Số vòng quay trục dẫn 𝑛1 vòng/phút 1500 Công suất trục dẫn 𝑃1 kW 5,31 Số dây đai tối đa 𝑧𝑚𝑎𝑥 - ≤6 Mô men xoắn trên trục chủ động 𝑇1 N. Chọn loại đai Chọn đai thang thường 2.

Chọn tiết diện đai 15 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận Dựa vào giá trị của P1 và n1 tính được ở trên, tra đồ thị hình 4.1 trang 59-[1] ta chọn tiết diện đai: A Loại đai Ký Kích thước tiết hiệu diện Diện tích Đường kính Chiều dài giới mm tiết diện bánh đai nhỏ hạn l, mm bt b h y0 mm2 d1, mm A 11 13 8 2,8 81 100-200 560-4000 3. Xác định các thông số của bộ truyền 3. Đường kính (d1-d2) - Theo tiêu chuẩn đường kính bánh đai trong bảng 4.21 trang 63-[1] ta chọn: + Đường kính bánh đai nhỏ: 𝑑1 = 125 mm + Hệ số trượt tương đối: 𝜀 = 0,02 Xác định vận tốc đai: 𝜋𝑑1 𝑛1 𝜋.1500 𝑣= = = 9,81 (m/s) < 𝑣𝑚𝑎𝑥 = 25 (𝑚/𝑠) 60000 60000 Đường kính bánh đai lớn (công thức 4.125 𝑑2 = = = 255,1 (mm) 1−𝜀 1−0,02 Trong đó: - 𝑑1 là đường kính bánh đai nhỏ (mm) 16 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS.

Trương Văn Thuận - 𝑢 là tỷ số truyền đai - 𝜀 là hệ số trượt tương đối Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63-[1] ta chọn đường kính bánh đai lớn: 𝑑2 = 250 mm Ta có tỷ số truyền đai thực: 𝑑2 .(1−0,02) 𝑢𝑡𝑡 = = = 1,96 𝑑1 125 Sai lệch so với tỷ số truyền: 𝑢𝑡𝑡 − 𝑢 1,96 − 2 ∆𝑢 = | |. Tính sơ bộ khoảng cách trục a - Với 𝑢𝑡𝑡 vừa tính được tra bảng 4.14 trang 60-[1] ta có: 𝑎/𝑑2 = 1,2 Từ đó ta sẽ tính được khoảng cách trục: 𝑎 = 1,2. Xác định chiều dài đai l - Tính chiều dài đai l (công thức 4.300 Theo dãy tiểu chuẩn bảng 4.13 trang 59-[1] ta chọn chiều dài đai: 𝑙 = 1250 mm - Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: 𝑣 9,81 𝑖= = = 7,85 (m/s) < 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 (m/s) → thỏa mãn 𝑙 1,25 - Tính lại khoảng cách trục (công thức 4.6 trang 54-[1]): 𝜆 + √𝜆2 − 8∆2 𝑎= 4 𝜋(𝑑1 +𝑑2 ) 𝜋(125+250) Trong đó: 𝜆 = 𝑙 − = 1250 − = 661,25 2 2 𝑑2 −𝑑1 250−125 ∆= = = 62,5 2 2 17 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận Từ đó ta tính được khoảng cách trục chính xác: 661,25+√661,252 −8.

Góc ôm ∝𝟏 trên bánh đai nhỏ Theo công thức 4. Xác định số đai 𝑃1. 𝐶𝑧 Trong đó: - 𝑃1 : Công suất trên bánh chủ động, 𝑃1 = 5,31 (kW) - [𝑃0 ] : Công suất cho phép.19 trang 62-[1] theo tiết diện đai A, 𝑑1 = 125 (mm) và 𝑣 = 9,81 (m/s), ta được: + [𝑃0 ] = 2 (kW) + 𝑙0 = 1700 (mm) - 𝐾đ : Hệ số tải trọng động.7 trang 55-[1] ta được 𝐾đ = 1,25. Do động cơ làm việc 2 ca.

Nên 𝐾đ = 1,25 + 0,1 = 1,35 - 𝐶∝ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼1 Tra bảng 4.15 trang 61-[1] với 𝛼1 = 158,08∘ ta được: 𝐶∝ = 0,95 - 𝐶𝑙 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.16 trang 61-[1] với = = 0,74 ta được: 𝐶𝑙 = 0,95 𝑙0 1700 - 𝐶𝑢 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.17 trang 61-[1] với 𝑢𝑡𝑡 = 1,96 ta được 𝐶𝑢 = 1,12 - 𝐶𝑧 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai. [𝑃𝑜] 2 Từ đó có 𝐶𝑧 = 0,95 18 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận Vậy: 𝑃1 .0,95 Lấy 𝑧 = 4 Tra bảng 4.10 = 65 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai: 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 780.𝐾đ Lực căng ban đầu: 𝐹0 = +𝐹𝑣 (công thức 4.𝑧 Bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng: 𝐹𝑣 = 0 780.4 Lực tác dụng lên trục: (công thức 4.

sin ( ) = 1176,75 (N) 2 2 19 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận 6. Bảng thông số bộ truyền đai Thông số Ký hiệu Giá trị Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑1 (mm) 125 Đường kính bánh đai lớn 𝑑2 (mm) 250 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 𝑑𝑎1 (mm) 132 Đường kính đỉnh bánh đai lớn 𝑑𝑎2 (mm) 257 Đường kính chân bánh đai nhỏ 𝑑𝑓1 (mm) 120 Đường kính chân bánh đai lớn 𝑑𝑓2 (mm) 245 Góc chêm rãnh đai 𝜑𝑜 36o Số đai 𝑧 4 Chiều rộng đai 𝐵 (mm) 65 Chiều dài đai 𝐿 (mm) 1250 Khoảng cách trục 𝑎 (mm) 325 Góc ôm bánh đai nhỏ 𝛼1 (o) 158,08o Lực căng ban đầu 𝐹0 (N) 149,83 Lực tác dụng lên trục 𝐹𝑟 (N) 1176,75 20 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ 1.

Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau và cho cả hai cặp bánh răng thẳng và nghiêng.1 trang 92-[1] ta chọn: Vật liệu nhóm I • Vật liệu bánh răng lớn: - Nhãn hiệu thép: C45 - Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện - Độ rắn: 𝐻𝐵 = 192 ÷ 240, chọn 𝐻𝐵2 = 230 - Giới hạn bền: 𝜎𝑏2 = 750 𝑀𝑃𝑎 - Giới hạn chảy: 𝜎𝑐2 = 450 𝑀𝑃𝑎 • Vật liệu bánh răng nhỏ: - Nhãn hiệu thép: C45 - Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện - Độ rắn: 𝐻𝐵 = 241 ÷ 285, chọn 𝐻𝐵1 = 245 - Giới hạn bền: 𝜎𝑏1 = 850 𝑀𝑃𝑎 - Giới hạn chảy: 𝜎𝑐1 = 580 𝑀𝑃𝑎 2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 6. 𝑍𝑅 𝑍𝑣 𝐾𝑥𝐻 𝐾𝐻𝐿 𝑆𝐻 Ứng suất uốn cho phép (công thức 6. 𝐾𝐹𝐿 𝑆𝐹 Trong đó: 𝑆𝐻 ; 𝑆𝐹 là hệ số an toàn khí tính khi tính ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Lấy sơ bộ 𝑍𝑅.

𝐾𝑥𝐹 𝐾𝐹𝐶 = 1, ta được: 21 TIEU LUAN MOI download : [e-mail] GVHD: TS. Trương Văn Thuận 0 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐻𝐿 [𝜎𝐻 ] = 𝑆𝐻 0 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐹𝐿 [𝜎𝐹 ] = 𝑆𝐹 Tra bảng 6.