Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành kỹ thuật cơ khí, việc thiết kế và phát triển các hệ thống truyền động đóng vai trò cốt lõi trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và tiến trình hiện đại hóa kỹ thuật. Hệ thống truyền động cơ khí chịu trách nhiệm tiếp nhận, truyền tải và biến đổi công suất, mô-men xoắn cũng như vận tốc góc từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (trục công tác). Trong các hệ thống dẫn động cơ khí thông dụng, hộp giảm tốc bánh răng kết hợp với bộ truyền ngoài là giải pháp cơ bản và phổ biến nhằm giảm tốc độ quay và tăng mô-men xoắn.

Đề tài "Đồ án Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí" được sinh viên Bùi Văn Quốc thực hiện tại Bộ môn Thiết kế Máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh (dưới sự hướng dẫn của cán bộ giảng dạy Phạm Minh Tuấn, học kỳ HK221, năm 2022). Đề tài giải quyết bài toán tính toán, thiết kế hoàn chỉnh một trạm dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp, hệ thống trục - then - ổ lăn, khớp nối đàn hồi và kết cấu vỏ hộp.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được văn bản xác định cụ thể qua các bước kỹ thuật:

  1. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
  3. Tính toán thiết kế động học, hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh và cấp chậm) cùng điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
  4. Thiết kế kết cấu hệ thống trục (trục I, trục II, trục III), chọn khớp nối đàn hồi, tính chọn và kiểm nghiệm mối ghép then, kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
  5. Lựa chọn loại và kích thước ổ lăn cho các trục, kiểm nghiệm khả năng tải động, khả năng tải tĩnh và tính toán tuổi thọ làm việc thực tế của ổ lăn.
  6. Xác định kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX 15-32, tính toán các kích thước hình học cơ bản của thân vỏ và xác định dung sai lắp ghép kỹ thuật cho các bề mặt tiếp xúc.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triển, nối trục đàn hồi và trục công tác.
  • Phạm vi kỹ thuật và thông số đầu vào: Công suất trên trục công tác $P_{lv} = 10,5\text{ kW}$, số vòng quay trên trục công tác $n_{lv} = 182\text{ vòng/phút}$, thời gian phục vụ $L_h = 10.880\text{ giờ}$, chế độ tải thay đổi, làm việc 2 ca, quay một chiều. Nghiên cứu thực hiện trong khuôn khổ học phần Đồ án Thiết kế Máy tại Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuẩn mực trong lĩnh vực Chi tiết máy và Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí dựa trên các giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn:

  • Khung lý thuyết tính toán:

    • Lý thuyết tính toán động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí: Xác định hiệu suất tổng, phân phối tỷ số truyền, tính toán công suất và mô-men xoắn trên từng trục.
    • Lý thuyết độ bền tiếp xúc mặt răng (theo công thức Hertz cải biên) và độ bền uốn chân răng (theo lý thuyết uốn dầm mút thừa kết hợp hệ số dạng răng).
    • Lý thuyết mỏi cơ học và sức bền vật liệu ứng dụng cho trục: Xác định tải trọng tương đương, lập phương trình cân bằng mô-men uốn và mô-men xoắn trong không gian ba chiều, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S$ tại các tiết diện nguy hiểm.
    • Tiêu chuẩn tính toán ổ lăn theo chỉ tiêu khả năng tải động $C$, tải tĩnh $C_0$ và phương trình đường cong mỏi xác định tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay.
    • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép và kết cấu vỏ hộp đúc theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và tiêu chuẩn cơ sở ngành cơ khí chế tạo.

  • Phương pháp nghiên cứu:

    • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Thiết lập hệ phương trình toán học để tính toán kích thước hình học, ứng suất sinh ra trong chi tiết máy và so sánh trực tiếp với giới hạn ứng suất cho phép.
    • Phương pháp tra cứu bảng chuẩn và đồ thị kỹ thuật: Sử dụng các bảng tra cứu thông số vật liệu (Thép C45, Gang GX 15-32), hệ số tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng, kích thước tiêu chuẩn của đai, mô-đun bánh răng, ổ lăn và dung sai lắp ghép.
    • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn nhiều cấp: Thực hiện kiểm nghiệm đồng thời điều kiện bền tĩnh, độ bền mỏi chu kỳ cao, khả năng chống quá tải đột ngột và điều kiện bôi trơn làm mát.

  • Nguồn dữ liệu:

    • Dữ liệu yêu cầu thiết kế ban đầu về tải trọng và tốc độ trục công tác.
    • Các tài liệu tham khảo chuyên ngành thiết kế máy (Tài liệu [1], [2] do Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và các tác giả thuộc bộ môn Thiết kế máy biên soạn).
    • Dữ liệu quy chuẩn kỹ thuật về vật liệu cơ khí, phụ tùng tiêu chuẩn hóa (ổ bi đỡ một dãy, nối trục đàn hồi, then bằng).

Thiết kế và triển khai kỹ thuật

Hệ thống truyền động được thiết kế và triển khai tính toán theo chuỗi liên kết cơ học từ nguồn động lực đến máy công tác:

Cụm thiết bị / Bộ phận Giải pháp thiết kế & Vật liệu Thông số kỹ thuật chính Kết quả kiểm nghiệm
Động cơ điện Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ $P_{dc} = 11,98\text{ kW}$, $n_{dc} = 2930\text{ vg/ph}$ Đạt công suất yêu cầu $P_{ct} = 11,81\text{ kW}$
Bộ truyền đai thang ngoài Đai thang loại YБ, bánh đai gang xám $z = 2\text{ dây}$, $d_1 = 200\text{ mm}$, $d_2 = 500\text{ mm}$, $L = 3350\text{ mm}$, $a = 1135\text{ mm}$ Góc ôm $\alpha_1 = 164,93^\circ \ge 120^\circ$, tuổi thọ $L_h = 967,27\text{ giờ}$
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh Bánh răng trụ, vật liệu Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1=245, HB_2=230$) $m = 2,5\text{ mm}$, $a_{w1} = 160\text{ mm}$, $z_1 = 34$, $z_2 = 94$, $b_w = 64\text{ mm}$ $\sigma_H \le [\sigma_H]$, $\sigma_{F1}=130,04\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2}=126,50\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$
Khớp nối trục ra Nối trục vòng đàn hồi, cao su chịu nén $d_{kn} = 50\text{ mm}$, mô-men xoắn $T = 561.620\text{ N}\cdot\text{mm}$ Đạt độ bền dập vòng cao su và độ bền uốn chốt
Hệ thống trục (I, II, III) Trục bậc, vật liệu Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$) Trục I ($d=25\div30\text{ mm}$), Trục II ($d=35\div40\text{ mm}$), Trục III ($d=42\div50\text{ mm}$) Hệ số an toàn mỏi $S \ge [s] = 1,5\div2,5$ tại mọi tiết diện
Mối ghép then Then bằng theo TCVN Trục 1 ($8\times7$), Trục 2 ($12\times11$), Trục 3 ($16\times14$ và $12\times11$) Đạt độ bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và bền cắt $\tau_c \le [\tau_c]$
Gối đỡ ổ lăn Ổ bi đỡ một dãy (Trục I: 106; Trục II: 307; Trục III: 310) Kích thước ngõng trục $d = 30, 35, 45\text{ mm}$ Tuổi thọ thực tế: $59.276\text{ h}$ (Trục I), $49.944\text{ h}$ (Trục II), $139.544\text{ h}$ (Trục III)
Vỏ hộp giảm tốc Kết cấu đúc hai nửa ghép bu-lông, vật liệu Gang GX 15-32 Khoảng cách trục $a = 200\text{ mm}$, chiều dày thân $\delta = 9\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 8,1\text{ mm}$ Đảm bảo độ cứng vững, đáy nghiêng $1^\circ\div2^\circ$ bôi trơn ngâm dầu

Nội dung chính theo từng phần

Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền

Phần này tính toán hiệu suất tổng của hệ thống dẫn động thông qua các hiệu suất thành phần: hiệu suất nối trục đàn hồi $\eta_{kn} = 0,99$, hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, hiệu suất bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0,96$, hiệu suất bộ truyền đai $\eta_d = 0,94$. Dựa trên công suất trên trục công tác $P_{lv} = 10,5\text{ kW}$, công suất cần thiết được xác định là $P_{ct} = 11,81\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính từ tỷ số truyền sơ bộ và số vòng quay trục công tác $n_{lv} = 182\text{ vg/ph}$.

Tác giả chọn động cơ điện có công suất định mức $P_{dc} = 11,98\text{ kW}$ và tốc độ quay $n_{dc} = 2930\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống $u_{ch} = 15,97 \div 16,1$ được phân phối thành: tỷ số truyền bộ truyền đai $u_d = 2,66$, tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh $u_1 = 2,73$, tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chậm $u_2 = 2,20$. Kết quả phân phối công suất, mô-men xoắn và số vòng quay trên các trục được tổng hợp thành bảng đặc tính động học:

Đại lượng / Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 11,98 11,86 11,27 10,71 10,50
Tỷ số truyền $u$ - 2,66 2,73 2,20 1,00
Mô-men xoắn $T$ (N·m) 39,05 102,83 266,75 557,69 628,62
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 2930 1101,05 403,48 183,40 183,40

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Tác giả lựa chọn loại đai hình thang tiết diện YБ với các kích thước hình học: chiều rộng lớp trung hòa $b_t = 14\text{ mm}$, chiều rộng lưng $b = 17\text{ mm}$, chiều cao $h = 10,5\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$. Đường kính bánh đai nhỏ được chọn $d_1 = 200\text{ mm}$, vận tốc đai đạt $v_1 = 30,68\text{ m/s}$. Đường kính bánh đai lớn tính toán qua tỷ số truyền và hệ số trượt $\varepsilon = 0,01$ cho ra giá trị tiêu chuẩn $d_2 = 500\text{ mm}$ (tỷ số truyền thực tế sau hiệu chỉnh là 2,29 đến 2,66 với sai lệch dưới 1%).

Khoảng cách trục tính toán $a = 1135\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 3350\text{ mm}$. Tần số vòng chạy của đai trong một giây đạt $i = 9,1\text{ s}^{-1} < 10\text{ s}^{-1}$, thỏa mãn điều kiện mỏi uốn. Góc ôm bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 164,93^\circ$ ($2,89\text{ rad}$). Số dây đai cần thiết là $z = 2$ dây. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh dẫn $d_{a1} = 208\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 508\text{ mm}$. Lực căng ban đầu của bộ truyền $F_0 = 414\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 390,48\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 820,85\text{ N}$, và tuổi thọ tính toán của đai đạt $L_h = 967,27\text{ giờ}$.

Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

Phần này tập trung tính toán cặp bánh răng trụ ăn khớp. Vật liệu chế tạo bánh răng được thống nhất chọn Thép C45 tôi cải thiện cho cả bánh chủ động và bị động:

  • Bánh chủ động: Giới hạn bền $[\sigma_b] = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $[\sigma_{ch}] = 580\text{ MPa}$, độ rắn $HB_1 = 245$.
  • Bánh bị động: Giới hạn bền $[\sigma_b] = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $[\sigma_{ch}] = 450\text{ MPa}$, độ rắn $HB_2 = 230$.

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định $[\sigma_{H1}] = 509\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}]$, và ứng suất quá tải $[\sigma_H]{max} = 2,8\sigma{ch} = 1260\text{ MPa}$, $[\sigma_F]{max} = 0,8\sigma{ch} = 360\text{ MPa}$.

Tính toán bộ truyền cấp nhanh cho kết quả:

  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w1} = 160\text{ mm}$.
  • Mô-đun pháp $m_n = m = 2,5\text{ mm}$.
  • Số răng bánh dẫn $z_1 = 34$, bánh bị dẫn $z_2 = 94$ (tỷ số truyền thực tế $u_m = 2,76$, sai số $1%$).
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 85\text{ mm}$, $d_{w2} = 235\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 90\text{ mm}$, $d_{a2} = 240\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 59,17\text{ mm}$, $d_{f2} = 208,32\text{ mm}$; chiều rộng vành răng bánh bị dẫn $b_2 = 64\text{ mm}$, bánh dẫn $b_1 = 69\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ nhỏ hơn giá trị cho phép; ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 130,042\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; ứng suất uốn bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 126,50\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$; ứng suất quá tải tiếp xúc $\sigma_{H1max} = 690,55\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; ứng suất quá tải uốn $\sigma_{F2max} = 278,3\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
  • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 1245,6\text{ N}$ (và mở rộng tính tải trọng tĩnh $2491,2\text{ N}$), lực hướng tâm $F_{r1} = 639,84\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Chiều cao ngập dầu của bánh răng lớn đạt $h_2 = 2,25m = 5,625\text{ mm}$, thỏa mãn bất đẳng thức kiểm tra mức dầu tối thiểu và tối đa trong hộp.

Phần 4: Thiết kế trục

Vật liệu chế tạo hệ thống trục là Thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20\div25\text{ MPa}$ đối với trục vào/ra và $[\tau] = 10\div15\text{ MPa}$ đối với trục trung gian.

Tác giả chọn nối trục vòng đàn hồi cho đầu trục ra với mô-men xoắn danh nghĩa $T = 561.620\text{ N}\cdot\text{mm}$, đường kính trục nối $d_{kn} = 50\text{ mm}$, thực hiện kiểm nghiệm bền dập của cao su đạt $\sigma_d = 2,28\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 3\text{ MPa}$ và kiểm nghiệm bền uốn của chốt nối trục.

Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực được xác định thông qua chiều rộng ổ lăn ($b_{01} = 13\text{ mm}$, $b_{02} = 21\text{ mm}$, $b_{03} = 27\text{ mm}$), chiều dài mayơ và các khoảng hở kết cấu $k_1 = k_2 = k_3 = 10\text{ mm}$, $h_n = 20\text{ mm}$. Tác giả thiết lập phương trình cân bằng mô-men trong hai mặt phẳng $yOz$ và $xOz$ để tìm phản lực gối tựa và mô-men tương đương $M_{td}$, từ đó xác định đường kính các đoạn trục:

  • Trục 1: Tiết diện lắp bánh đai $d = 25\text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ $d = 30\text{ mm}$.
  • Trục 2: Ngõng trục lắp ổ $d = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d = 40\text{ mm}$.
  • Trục 3: Ngõng trục lắp ổ $d = 45\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng lớn $d = 50\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d = 42\text{ mm}$.

Kiểm nghiệm mối ghép then bằng về độ bền dập $\sigma_d$ và bền cắt $\tau_c$:

Trục Tiết diện / Vị trí Kích thước then $b \times h$ (mm) Chiều dài $l_t$ (mm) $\sigma_d$ (MPa) $\tau_c$ (MPa) Đánh giá
Trục 1 Tiết diện A (lắp đai) $8 \times 7$ 25 83,04 31,14 Thỏa mãn
Trục 2 Tiết diện B (lắp bánh răng) $12 \times 11$ 36 61,64 28,25 Thỏa mãn
Trục 2 Tiết diện C (lắp bánh răng) $12 \times 11$ 36 61,64 28,25 Thỏa mãn
Trục 3 Tiết diện B (lắp bánh răng) $16 \times 14$ 45 99,83 31,20 Thỏa mãn
Trục 3 Tiết diện C (lắp khớp nối) $12 \times 11$ 40 97,25 29,50 Thỏa mãn

Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho thấy hệ số an toàn tổng hợp $S$ tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện $S \ge [s] = 1,5 \div 2,5$: Trục 1 đạt $S_A = 2,60$, $S_C = 2,97$; Trục 2 đạt $S_B = 4,50$, $S_C = 4,50$; Trục 3 đạt $S_B = 4,39$, $S_D = 2,57$.

Phần 5: Chọn ổ lăn

Dựa trên đường kính ngõng trục, số vòng quay và tải trọng tác dụng, tác giả tính chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho toàn bộ 3 trục:

Trục Ký hiệu ổ Kích thước $d \times D \times B$ (mm) Khả năng tải động $C$ (kN) Khả năng tải tĩnh $C_0$ (kN) Tải trọng quy ước $Q$ (N) Khả năng tải tính toán $C_d$ (kN) Tuổi thọ tính toán $L_h$ (giờ)
Trục 1 106 $30 \times 55 \times 13$ 10,40 7,02 830,80 6,25 59.276,78
Trục 2 307 $35 \times 80 \times 21$ 26,20 17,90 3152,39 16,59 49.944,16
Trục 3 310 $45 \times 100 \times 25$ 37,80 26,70 3321,34 12,19 139.544,75

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy tải trọng động tính toán $C_d$ trên tất cả các trục đều nhỏ hơn khả năng tải động danh định $C$, tải trọng tĩnh quy ước $Q_0$ nhỏ hơn khả năng tải tĩnh danh định $C_0$, và tuổi thọ thực tế của cả ba bộ ổ đều vượt xa thời gian yêu cầu ban đầu ($10.880\text{ giờ}$).

Phần 6: Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế đúc bằng Gang xám GX 15-32 với mặt phân cách ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục để thuận tiện cho việc lắp ráp. Mặt đáy bên trong có độ dốc $1^\circ \div 2^\circ$ hướng về phía lỗ tháo dầu.

Với khoảng cách trục lớn nhất $a = 200\text{ mm}$, các kích thước kết cấu chính của vỏ hộp được xác định:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \times 200 + 3 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9\delta = 0,9 \times 9 = 8,1\text{ mm}$.
  • Chiều cao gân tăng cứng: $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
  • Đường kính bu-lông nền: $d_1 > 0,04a + 10 = 0,04 \times 200 + 10 = 18\text{ mm}$.

Phần cuối quy định các chỉ tiêu dung sai và lắp ghép cơ khí: Dung sai lắp ghép then với rãnh trục, dung sai lắp bánh răng lên trục, dung sai lắp ghép vòng trong/vòng ngoài ổ lăn, dung sai vòng chắn dầu, bạc chặn, nắp ổ và chốt định vị vỏ hộp.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả kỹ thuật đạt được:

    • Hoàn thiện bộ thông số động học và động lực học của hệ thống dẫn động cơ khí công suất $10,5\text{ kW}$ tại trục ra.
    • Thiết kế thành công bộ truyền đai thang ngoài gồm 2 dây đai YБ chiều dài $3350\text{ mm}$, đường kính bánh đai $200\text{ mm}$ và $500\text{ mm}$.
    • Xác lập thông số hình học chi tiết của cặp bánh răng cấp nhanh khoảng cách trục $160\text{ mm}$, mô-đun $2,5\text{ mm}$, số răng $34/94$, kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và chịu quá tải $2,2\text{ lần}$.
    • Thiết kế hoàn chỉnh 3 trục truyền động đảm bảo điều kiện bền mỏi ($S = 2,57 \div 4,50$) và kiểm nghiệm mối ghép then an toàn.
    • Lựa chọn 3 cụm ổ lăn tiêu chuẩn (106, 307, 310) có tuổi thọ phục vụ từ $49.944\text{ giờ}$ đến $139.544\text{ giờ}$, vượt yêu cầu thiết kế $10.880\text{ giờ}$.
    • Xác định kích thước vỏ hộp gang đúc GX 15-32 với chiều dày thân $9\text{ mm}$, bu-lông nền $\text{M18}$.

  • Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất:

    • Sử dụng đồng nhất vật liệu Thép C45 tôi cải thiện cho cả hai bánh răng và hệ thống trục nhằm tối ưu hóa quy trình công nghệ chế tạo và nhiệt luyện.
    • Chọn nối trục đàn hồi có chốt cao su giúp giảm va đập, bù trừ sai lệch trục và bảo vệ hệ thống khi mô-men xoắn tăng đột ngột.
    • Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc có mặt phân cách đi qua tâm các trục, bố trí gân tăng cứng $50\text{ mm}$ và đáy nghiêng $1^\circ \div 2^\circ$ hỗ trợ tháo dầu bôi trơn.

  • Đóng góp chuyên môn:

    • Cung cấp tài liệu thiết kế tính toán chi tiết máy hoàn chỉnh, kết nối chặt chẽ giữa lý thuyết giải tích và các tiêu chuẩn chế tạo máy thực tế.
    • Thiết lập chuỗi dữ liệu tính toán nhất quán từ công suất động cơ, động học bánh răng, phản lực gối đỡ, sức bền trục đến tuổi thọ ổ lăn và dung sai lắp ghép.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế được ghi nhận từ phạm vi nghiên cứu:

    • Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên phương pháp giải tích truyền thống và bảng tra lý thuyết, chưa thực hiện mô phỏng số (CAE/FEA) để phân tích trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của trục và dao động riêng của vỏ hộp.
    • Tuổi thọ tính toán của bộ truyền đai ngoài tương đối ngắn ($967,27\text{ giờ}$) so với tuổi thọ của ổ lăn và bánh răng trong hộp giảm tốc ($> 10.880\text{ giờ}$), đòi hỏi phải có kế hoạch thay thế đai định kỳ trong quá trình vận hành thực tế.
    • Văn bản tập trung chi tiết vào tính toán kiểm nghiệm cấp nhanh, phần số liệu kiểm nghiệm chi tiết cho cặp bánh răng cấp chậm chưa được trình bày đầy đủ trong bản báo cáo.

  • Hướng phát triển tiếp theo:

    • Ứng dụng phần mềm CAD 3D chuyên ngành để mô hình hóa toàn bộ kết cấu hộp giảm tốc và xuất bản vẽ chế tạo cơ khí.
    • Phân tích động lực học hệ thống và kiểm nghiệm phần tử hữu hạn (FEA) đối với vỏ hộp giảm tốc nhằm tối ưu hóa khối lượng và độ cứng vững.
    • Nghiên cứu phương án thay thế bộ truyền đai bằng bộ truyền đai răng hoặc bộ truyền xích để tăng hiệu suất truyền động và kéo dài tuổi thọ của bộ truyền ngoài.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng sử dụng:

    • Sinh viên đại học và cao đẳng thuộc các chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí hoặc Đồ án Tốt nghiệp.
    • Kỹ sư thiết kế máy cơ sở cần tài liệu tham khảo nhanh về quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tiêu chuẩn.

  • Nội dung có giá trị tham khảo nổi bật:

    • Quy trình phân phối tỷ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động nhiều cấp.
    • Phương pháp lập phương trình cân bằng mô-men không gian để tính phản lực ổ trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S$.
    • Bảng tổng hợp kiểm nghiệm mối ghép then và quy trình tính chọn ổ bi đỡ một dãy theo tuổi thọ làm việc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện và tỷ số truyền tổng của hệ thống được tính toán và lựa chọn như thế nào?
Hệ thống yêu cầu công suất trên trục công tác $10,5\text{ kW}$ ở số vòng quay $182\text{ vg/ph}$. Sau khi tính toán hiệu suất tổng qua các bộ truyền và ổ lăn, công suất cần thiết được xác định là $P_{ct} = 11,81\text{ kW}$. Tác giả chọn động cơ điện có công suất $P_{dc} = 11,98\text{ kW}$ và tốc độ quay $2930\text{ vg/ph}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 15,97 \div 16,1$, được phân phối cho bộ truyền đai ngoài $u_d = 2,66$, cặp bánh răng cấp nhanh $u_1 = 2,73$ và cặp bánh răng cấp chậm $u_2 = 2,20$.

2. Bộ truyền đai ngoài sử dụng thông số kỹ thuật nào và tuổi thọ đạt bao nhiêu?
Bộ truyền đai sử dụng $z = 2$ dây đai hình thang loại YБ (tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$, chiều rộng lưng $17\text{ mm}$, chiều cao $10,5\text{ mm}$). Bánh đai nhỏ có đường kính $d_1 = 200\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 500\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1135\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 3350\text{ mm}$, vận tốc đai $v_1 = 30,68\text{ m/s}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 164,93^\circ$, và tuổi thọ tính toán đạt $L_h = 967,27\text{ giờ}$.

3. Bánh răng cấp nhanh trong hộp giảm tốc có các thông số kích thước và độ bền ra sao?
Cặp bánh răng cấp nhanh được chế tạo từ Thép C45 tôi cải thiện với khoảng cách trục $a_{w1} = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 34$, bánh lớn $z_2 = 94$ (tỷ số truyền thực $u_m = 2,76$). Chiều rộng vành răng $b_w = 64\text{ mm}$. Kiểm nghiệm độ bền cho thấy ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 130,042\text{ MPa}$ và bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 126,50\text{ MPa}$ đều nằm trong giới hạn cho phép, đồng thời chịu được quá tải tiếp xúc $\sigma_{H1max} = 690,55\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$.

4. Hệ số an toàn mỏi của các trục có đáp ứng tiêu chuẩn thiết kế không?
Tất cả các trục (vật liệu Thép C45) đều đáp ứng yêu cầu an toàn về độ bền mỏi với hệ số an toàn tính toán $S$ lớn hơn khoảng cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$. Cụ thể: Trục 1 đạt $S_A = 2,60$ và $S_C = 2,97$; Trục 2 đạt $S_B = 4,50$ và $S_C = 4,50$; Trục 3 đạt $S_B = 4,39$ và $S_D = 2,57$. Các mối ghép then bằng trên 3 trục cũng đạt đầy đủ chỉ tiêu bền dập và bền cắt.

5. Các loại ổ lăn được chọn cho 3 trục có đảm bảo tuổi thọ phục vụ không?
Cả 3 trục đều sử dụng ổ bi đỡ một dãy tiêu chuẩn: Trục 1 dùng ổ 106 ($d=30\text{ mm}$), Trục 2 dùng ổ 307 ($d=35\text{ mm}$), Trục 3 dùng ổ 310 ($d=45\text{ mm}$). Khả năng tải động tính toán $C_d$ lần lượt là $6,25\text{ kN}$, $16,59\text{ kN}$, $12,19\text{ kN}$ (nhỏ hơn khả năng tải động danh định $C$). Tuổi thọ thực tế đạt $59.276,78\text{ giờ}$ (Trục 1), $49.944,16\text{ giờ}$ (Trục 2), và $139.544,75\text{ giờ}$ (Trục 3), đều vượt xa thời gian yêu cầu $10.880\text{ giờ}$.

Kết luận

Đồ án đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán tính toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí công suất $10,5\text{ kW}$ với cấu trúc gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp. Các thông số động học, kích thước hình học của bộ truyền đai, cặp bánh răng, hệ thống trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp gang đúc GX 15-32 đều được xác định rõ ràng qua phương pháp giải tích và bảng tra kỹ thuật tiêu chuẩn. Toàn bộ các kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và tuổi thọ ổ lăn đều thỏa mãn điều kiện làm việc ổn định, an toàn trong thời gian phục vụ quy định. Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật điển hình, hữu ích cho sinh viên và kỹ sư trong quá trình học tập và thực hành thiết kế máy cơ khí.