Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong lĩnh vực kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò then chốt trong việc truyền và biến đổi chuyển động, năng lượng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác (máy sản xuất, máy xây dựng). Đề tài "Thiết kế môn học Cơ sở thiết kế máy" do tác giả Bùi Quang Huy (lớp MXD 46) thực hiện tập trung vào việc tính toán, thiết kế hoàn chỉnh một hệ thống dẫn động cơ khí gồm bộ truyền đai thang ngoài hộp và hộp giảm tốc hai cấp kiểu trục vít – bánh răng thẳng.

Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ nhu cầu thiết kế các hệ thống truyền động có tỷ số truyền lớn, vận hành êm ái, kết cấu nhỏ gọn nhưng vẫn đảm bảo độ bền, độ cứng vững và độ tin cậy khi làm việc dưới chế độ tải trọng cho trước (công suất ra của hộp giảm tốc $P_r = 4{,}66\text{ kW}$ với chế độ tải thay đổi).

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu được xác định cụ thể qua các bước sau:

  1. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ và lựa chọn chủng loại động cơ điện phù hợp; phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
  2. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp (truyền động đai thang thường loại A), xác định kích thước hình học, số đai và lực tác dụng lên trục.
  3. Thiết kế động học và độ bền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc hai cấp: cấp nhanh là bộ truyền trục vít – bánh vít và cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
  4. Kiểm tra điều kiện ăn khớp, tránh va chạm giữa các chi tiết quay và xác định điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho cả hai cấp truyền động.
  5. Xác định các lực tác dụng trong ăn khớp; tính toán thiết kế ba trục truyền động theo độ bền tĩnh, độ bền mỏi và độ cứng uốn của trục vít; lựa chọn và kiểm nghiệm then, ổ lăn đỡ trục.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám và các chi tiết phụ trợ nhằm đảm bảo khả năng lắp ráp, bôi trơn, làm mát và bảo dưỡng hệ thống.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ dẫn động cơ khí gồm động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ, bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế động học, động lực học, độ bền chi tiết máy và cấu tạo cơ khí tĩnh/động theo các tiêu chuẩn kỹ thuật thiết kế máy hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực của chuyên ngành Cơ sở thiết kế máy và Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí:

  • Khung lý thuyết tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tương đương $P_{td}$, hiệu suất tổng $\eta_t$ của hệ thống dẫn động, phân bố tỷ số truyền chung $u_t$ thành tích các tỷ số truyền thành phần ($u_d$, $u_1$, $u_2$), tính toán mô-men xoắn và vận tốc góc trên từng trục.
  • Lý thuyết độ bền chi tiết máy: Đánh giá độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) để chống tróc rỗ bề mặt; độ bền uốn thân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) chống gãy răng khi chịu tải và khi quá tải đột ngột ($\sigma_{Hmax}$, $\sigma_{Fmax}$); tính toán độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S_i \ge [S]$; tính toán độ võng đàn hồi $f \le [f]$ kiểm tra độ cứng uốn của trục vít.
  • Tiêu chuẩn tính toán ổ lăn và mối ghép then: Phương pháp kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ lăn theo số triệu vòng quay làm việc; phương pháp kiểm tra độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d]$) và bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c]$) của mối ghép then bằng.
  • Phương pháp nghiên cứu: Phương pháp phân tích giải tích kết hợp tra cứu bảng thông số kỹ thuật tiêu chuẩn (tiêu chuẩn Liên Xô/GOST và tiêu chuẩn Việt Nam về vật liệu kim loại, động cơ điện, đai thang, ổ lăn, dung sai lắp ghép).
  • Nguồn dữ liệu: Các công thức, hệ số thực nghiệm và bảng tra cứu chuyên ngành trích từ giáo trình thiết kế chi tiết máy và tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển).

Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động

Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế với cấu trúc truyền động khép kín và liên tục. Động cơ truyền mô-men quay qua bộ truyền đai thang vào trục 1 của hộp giảm tốc; cấp nhanh trục vít – bánh vít giảm tốc độ và truyền sang trục 2; cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng tiếp tục giảm tốc độ và truyền chuyển động đến trục 3 (trục ra) để nối với máy công tác qua khớp nối trục đàn hồi.

Động cơ điện (4A100L2Y3) 
  --> Bộ truyền đai thang (loại A, u_d = 1,8) 
  --> Hộp giảm tốc hai cấp:
        + Trục 1 (Trục vít) --[Cấp nhanh: Trục vít - Bánh vít, u_1 = 8]--> Trục 2
        + Trục 2 (Bánh răng nghiêng/thẳng) --[Cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng, u_2 = 4]--> Trục 3
  --> Nối trục ra (Khớp nối trục đàn hồi D = 204 mm)

Thông số động học và động lực học cơ sở trên các trục được xác định qua bảng tổng hợp sau:

Thông số Trục động cơ Trục 1 (Vào HGT) Trục 2 (Trung gian) Trục 3 (Ra HGT)
Công suất $P$ (kW) $5{,}46$ $5{,}215$ $4{,}77$ $4{,}65$
Tỷ số truyền $u$ — $u_d = 1{,}8$ $u_1 = 8$ $u_2 = 4$
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) $2880$ $1600$ $200$ $50$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) — $31.127$ $227.958{,}5$ $889.105$

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Chọn động cơ dẫn động hệ thống, tính toán động học và thiết kế truyền động đai thang

Nội dung phần 1 giải quyết việc phân tích chọn kiểu động cơ, tính toán công suất cần thiết và xác định các thông số hình học của bộ truyền ngoài hộp:

  • Lựa chọn động cơ điện: Tác giả phân tích ưu nhược điểm của các loại động cơ điện (động cơ một chiều, xoay chiều một pha, xoay chiều ba pha đồng bộ và không đồng bộ). Lựa chọn tối ưu là động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch vì kết cấu đơn giản, giá thành hạ và độ tin cậy cao.
  • Tính toán công suất và thông số làm việc:
    • Công suất tương đương: $P_{td} = 4{,}66\text{ kW}$.
    • Hiệu suất tổng của hệ thống: $\eta_t = \eta_d \cdot \eta_h = 0{,}96 \cdot 0{,}888 = 0{,}852$ (với $\eta_d = 0{,}96$; $\eta_h = \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_{brt} = 0{,}995^3 \cdot 0{,}92 \cdot 0{,}98 = 0{,}888$).
    • Công suất cần thiết: $P_{ct} = P_{td} / \eta_t = 5{,}46\text{ kW}$.
    • Động cơ được chọn: Động cơ 4A100L2Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 5{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{dc} = 2880\text{ v/p}$, hiệu suất $\eta% = 87{,}5%$, hệ số $\cos\varphi = 0{,}91$, $I_{max}/I_{dn} = 2{,}2$, $T_k/T_{dn} = 2{,}0$.
  • Phân phối tỷ số truyền:
    • Tỷ số truyền tổng: $u_t = n_{dc} / n_r = 2880 / 50 = 57{,}6$.
    • Phân chia: Tỷ số truyền đai $u_d = 1{,}8$; Tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_h = 32$ (gồm cấp nhanh $u_1 = 8$ và cấp chậm $u_2 = 4$).
  • Thiết kế bộ truyền đai thang:
    • Lựa chọn loại đai thang thường ký hiệu A với kích thước tiết diện: $b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2{,}8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$.
    • Đường kính bánh đai: Bánh nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 24{,}11\text{ m/s}$; bánh lớn $d_2 = 280\text{ mm}$. Sai số tỷ số truyền thực tế $\Delta u = 1{,}8% < 3%$.
    • Chiều dài đai chuẩn: Chọn $l = 2500\text{ mm}$ (sau khi kiểm nghiệm số lần uốn $i = 9{,}64 < [i_{max}] = 10$). Khoảng cách trục tính lại $a = 902\text{ mm}$; góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 172{,}4^\circ > 120^\circ$.
    • Số dây đai: Xác định được $Z = 2$ đai ($Z_{tính} = 1{,}7$).
    • Bề rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$; lực căng ban đầu trên 1 đai $F_0 = 196{,}14\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 782{,}8\text{ N}$.

Phần 2: Thiết kế các bộ truyền động trong hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh răng

Phần này tính toán chi tiết kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và kiểm tra điều kiện bôi trơn, ăn khớp cho hai cấp truyền động:

1. Cấp nhanh: Bộ truyền trục vít – bánh vít

  • Chỉ tiêu thiết kế và vật liệu: Thiết kế theo độ bền tiếp xúc chống dính và tróc rỗ, sau đó nghiệm bền uốn. Trục vít làm bằng thép tôi có độ cứng $\text{HB} < 350$. Bánh vít ban đầu tính toán chọn đồng thanh nhôm sắt niken $\text{БpA ЖH 10-4-4}$, sau đó định lại dùng đồng thanh thiếc đúc ly tâm có giới hạn bền $\sigma_b = 290\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 170\text{ MPa}$.
  • Thông số cơ bản:
    • Số đầu mối ren trục vít $Z_1 = 4$; Số răng bánh vít $Z_2 = 32$.
    • Hệ số đường kính trục vít $q = 11{,}2$; Mô-đun dọc $m = 6{,}3\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục $a_{\omega1} = 140\text{ mm}$; Hệ số dịch chỉnh $x = 0{,}622$.
  • Kích thước hình học chính:
    • Trục vít: Đường kính vòng chia $d_1 = 70{,}56\text{ mm}$, đỉnh ren $d_{a1} = 83{,}16\text{ mm}$, đáy ren $d_{f1} = 55{,}44\text{ mm}$.
    • Bánh vít: Đường kính vòng chia $d_2 = 201{,}6\text{ mm}$, đỉnh răng $d_{a2} = 222{,}0\text{ mm}$, đáy răng $d_{f2} = 63{,}28\text{ mm}$, đường kính ngoài lớn nhất $d_{aM2} = 228\text{ mm}$, chiều rộng bánh vít $b_2 = 55\text{ mm}$, góc ôm $\delta = 43{,}4^\circ$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 135{,}9\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 195{,}75\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn bánh vít: $\sigma_{F2}$ thỏa mãn điều kiện bền uốn.
    • Quá tải: $\sigma_{Hmax} = 179\text{ MPa} < [\sigma_{Hmax}] = 680\text{ MPa}$; $\sigma_{Fmax} = 13{,}36\text{ MPa} < [\sigma_{Fmax}] = 136\text{ MPa}$.

2. Cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

  • Vật liệu chế tạo: Bánh nhỏ bằng Thép 45 tôi cải thiện ($230\text{ HB}$, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$); Bánh lớn bằng Thép 45 thường hóa ($215\text{ HB}$, $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$).
  • Thông số ăn khớp: Mô-đun $m = 4\text{ mm}$; Khoảng cách trục $a_{\omega2} = 240\text{ mm}$; Số răng bánh nhỏ $Z_1 = 24$, bánh lớn $Z_2 = 96$; Không dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$).
  • Kích thước: Đường kính chia $d_{21} = 96\text{ mm}$, $d_{22} = 384\text{ mm}$; Đường kính đỉnh $d_{a21} = 104\text{ mm}$, $d_{a22} = 392\text{ mm}$; Đường kính đáy $d_{f21} = 86\text{ mm}$, $d_{f22} = 374\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b_\omega = 95\text{ mm}$ (bánh nhỏ lấy rộng hơn $b_{\omega1} = 104{,}5\text{ mm}$).
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 355{,}76\text{ MPa} \le [\sigma_H]' = 369\text{ MPa}$ (đạt yêu cầu, độ thừa bền $3{,}6%$).
    • Ứng suất uốn: Bánh nhỏ $\sigma_{F1} = 60{,}4\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]' = 232{,}8\text{ MPa}$; Bánh lớn $\sigma_{F2} = 55{,}09\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]' = 217{,}6\text{ MPa}$.
    • Quá tải: $\sigma_{Hmax} = 450\text{ MPa} < [\sigma_{Hmax}] = 952\text{ MPa}$; $\sigma_{Fmax1} = 88{,}144\text{ MPa} < 272\text{ MPa}$.

3. Kiểm tra va chạm, bôi trơn và lực ăn khớp

  • Kiểm tra va chạm: Khoảng cách từ đỉnh bánh vít đến trục 3 đạt $x = a_{\omega2} - (d_{aM2}/2 + d_3/2) = 240 - (228/2 + 60/2) = 96\text{ mm} \ge 15\text{ mm}$ (tránh va chạm).
  • Điều kiện bôi trơn: Áp dụng phương pháp ngâm dầu. Mức dầu ngập thỏa mãn đồng thời cho trục vít cấp nhanh và bánh răng lớn cấp chậm. Loại dầu được chọn: dầu ô tô máy kéo AK-15 (độ nhớt $\ge 135\text{ cSt}$ ở 50°C).
  • Lực tác dụng trong bộ truyền:
    • Cấp nhanh: Lực vòng bánh vít $F_{t12} = F_{a11} = 2261{,}5\text{ N}$; Lực vòng trục vít $F_{t11} = F_{a21} = 807{,}5\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r11} = F_{r12} = 874\text{ N}$.
    • Cấp chậm: Lực tiếp tuyến $F_{t21} = F_{t22} = 4749{,}14\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r21} = F_{r22} = 1728{,}54\text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a21} = F_{a22} = 0$.

Phần 3: Tính toán thiết kế các trục trong hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh vít

Phần này trình bày trình tự thiết kế 3 trục truyền động, chọn then, kiểm nghiệm mỏi, kiểm tra độ cứng uốn trục vít và chọn ổ lăn:

  • Vật liệu trục: Chọn thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau_x] = 25 - 30\text{ MPa}$.
  • Đường kính sơ bộ: Trục 1 lấy $d_{sb1} = 18\text{ mm}$ (chọn ngõng trục $20\text{ mm}$); Trục 2 lấy $d_{sb2} = 34\text{ mm}$ (chọn $40\text{ mm}$); Trục 3 lấy $d_{sb3} = 55\text{ mm}$ (chọn $60\text{ mm}$).
  • Xác định phản lực gối đỡ và nội lực: Xác định chiều dài các đoạn trục theo khoảng cách gối đỡ và chiều rộng may-ơ các chi tiết quay ($l_{m12} = 35\text{ mm}$, $l_{m22} = 60\text{ mm}$, $l_{m23} = 104{,}5\text{ mm}$, $l_{m32} = 95\text{ mm}$). Vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_X, M_Y$, mô-men uốn tổng $M$ và mô-men tương đương $M_{td}$.

Bảng tổng hợp tính toán then và kiểm nghiệm độ bền mối ghép then:

Vị trí lắp then Đường kính trục $d$ (mm) Kích thước then $b \times h$ (mm) Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) Chiều dài then $l_t$ (mm) Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa) Kết luận
Bánh đai (Trục 1) $20$ $6 \times 6$ $2{,}5$ $28$ $44 < 100$ $18{,}6 < 40$ Đủ bền
Bánh răng nhỏ (Trục 2) $40$ $12 \times 8$ $5{,}0$ $90$ $42 < 100$ $10{,}6 < 40$ Đủ bền
Bánh vít (Trục 2) $40$ $12 \times 8$ $5{,}0$ $50$ $42 < 100$ $10{,}6 < 40$ Đủ bền
Bánh răng lớn (Trục 3) $60$ $18 \times 11$ $7{,}0$ $80$ $92{,}6 < 100$ $20{,}6 < 40$ Đủ bền
  • Kiểm nghiệm mỏi trục và độ cứng uốn trục vít:
    • Hệ số an toàn mỏi tổng hợp trên các tiết diện nguy hiểm của trục 1 đạt $S = 5{,}8$ và $6{,}5 > [S] = 2{,}5 - 3{,}0$ (đủ bền mỏi).
    • Độ cứng uốn trục vít: Độ võng tính toán $f = 0{,}022\text{ mm} \le [f] = (0{,}005 \div 0{,}01)m = 0{,}0315 \div 0{,}063\text{ mm}$ (trục vít đủ độ cứng uốn, đảm bảo ăn khớp chính xác).
  • Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
    • Trục 1: Gối 0 chọn 01 ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7605 ($d=25\text{ mm}$, $D=62\text{ mm}$, $B=24\text{ mm}$, $C=45{,}5\text{ kN}$, $C_0=36{,}6\text{ kN}$); Gối 1 chọn ổ bi đỡ một dãy 2205 làm ổ tùy động cho phép giãn nở nhiệt tự do ($d=25\text{ mm}$, $D=52\text{ mm}$, $B=15\text{ mm}$, $C=13{,}4\text{ kN}$).
    • Trục 2: Chọn cặp ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp ký hiệu 66407 góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ ($d=35\text{ mm}$, $D=100\text{ mm}$, $B=25\text{ mm}$, $C=45{,}4\text{ kN}$, $C_0=33{,}7\text{ kN}$, $C_d = 40{,}6\text{ kN} < C$).
    • Trục 3: Chọn cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 46307 ($d=55\text{ mm}$, $D=120\text{ mm}$, $B=29\text{ mm}$, $C=56\text{ kN}$, $C_0=42{,}6\text{ kN}$, $C_d = 53{,}85\text{ kN} < C$).

Phần 4: Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

Phần này xác định các thông số kích thước cấu tạo vỏ hộp đúc và các chi tiết phụ trợ:

  • Vật liệu và cấu tạo vỏ hộp: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32, bề mặt ghép nắp và thân nằm ngang song song mặt đế.
  • Kích thước cơ bản của vỏ hộp:
    • Chiều dày thân hộp $\delta = 10\text{ mm}$; nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
    • Bu lông nền: $d_1 = 20\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$).
    • Bu lông cạnh ổ $d_2 = 16\text{ mm}$; Bu lông nắp và thân $d_3 = 13\text{ mm}$; Vít ghép nắp ổ $d_4 = 10\text{ mm}$; Vít cửa thăm $d_s = 8\text{ mm}$.
    • Chiều dày bích thân $S_3 = 20\text{ mm}$, bích nắp $S_4 = 20\text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 45\text{ mm}$.
    • Chiều dày đế hộp không lồi $S_1 = 26\text{ mm}$ (khi lồi $S_1 = 28\text{ mm}$, $S_2 = 20\text{ mm}$), bề rộng mặt đế $K_1 = 60\text{ mm}$.
    • Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp $\Delta = 8\text{ mm}$; khoảng cách giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 30\text{ mm}$; khe hở giữa các bánh răng $\Delta = 10\text{ mm}$.
  • Ống lót, nắp ổ và lót kín:
    • Ống lót bằng gang xám GX 15-32 dùng cho trục 1 để điều chỉnh ăn khớp trục vít.
    • Lót kín: Trục 1 dùng lót kín động trực tiếp; Trục 3 dùng vòng phớt điều chỉnh khe hở (trục $55\text{ mm}$, $D=74\text{ mm}$, $S_0=12\text{ mm}$).
  • Bôi trơn bộ phận ổ: Ổ lăn trục 1 bôi trơn bằng dầu ngâm trong hộp; Ổ lăn trục 2 bôi trơn bằng mỡ T (chứa 2/3 không gian ổ); Ổ lăn trục 3 bôi trơn bằng mỡ M (chứa 2/3 không gian ổ).
  • Các chi tiết phụ trợ:
    • Bu lông vòng: Chọn kích thước ren M12 (khả năng nâng $350\text{ kg}$) phù hợp trọng lượng hộp giảm tốc $Q = 350\text{ kg}$.
    • Chốt định vị: 2 chốt côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, chiều dài $l = 40\text{ mm}$.
    • Cửa thăm: Kích thước khoét lỗ $100 \times 75\text{ mm}$, kích thước nắp $150 \times 100\text{ mm}$, cố định bằng 4 vít M8.
    • Nút thông hơi: Bố trí trên nắp cửa thăm để giải tỏa áp suất nhiệt bên trong vỏ hộp.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã tính toán và thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động cơ khí hai cấp với các kết quả cụ thể:

  • Xác lập chuỗi thông số đồng bộ: Đã lựa chọn thành công động cơ điện 4A100L2Y3 ($5{,}5\text{ kW}$, $2880\text{ v/p}$) và phân phối tỷ số truyền tối ưu ($u_t = 57{,}6$, $u_d = 1{,}8$, $u_1 = 8$, $u_2 = 4$) giúp hệ thống đạt vận tốc ra $50\text{ v/p}$ với mô-men xoắn trục ra lớn ($889.105\text{ N.mm}$).
  • Hoàn thành thiết kế kỹ thuật các bộ truyền:
    • Bộ truyền đai thang A gồm 2 sợi, vận tốc $24{,}11\text{ m/s}$, góc ôm $172{,}4^\circ$.
    • Cấp nhanh trục vít ($Z_1=4, q=11{,}2, m=6{,}3$) – bánh vít ($Z_2=32$, đồng thanh thiếc), khoảng cách trục $a_{\omega1} = 140\text{ mm}$, $\sigma_H = 135{,}9\text{ MPa} < 195{,}75\text{ MPa}$.
    • Cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng Thép 45 ($Z_1=24, Z_2=96, m=4$), khoảng cách trục $a_{\omega2} = 240\text{ mm}$, $\sigma_H = 355{,}76\text{ MPa} \le 369\text{ MPa}$.
  • Giải pháp kết cấu hoàn chỉnh:
    • Bố trí ổ lăn phân hóa hợp lý: trục 1 kết hợp 1 ổ đũa côn 7605 và 1 ổ bi đỡ tùy động 2205 để triệt tiêu biến dạng nhiệt; trục 2 dùng cặp ổ bi đỡ chặn 66407; trục 3 dùng cặp ổ bi đỡ 46307.
    • Kiểm tra an toàn chống va chạm giữa bánh vít và trục 3 đạt khe hở an toàn $96\text{ mm} > 15\text{ mm}$.
    • Kết cấu vỏ hộp gang xám GX 15-32 có gân tăng cứng, nắp cửa thăm, nút thông hơi, que thăm dầu và bu lông vòng M12 nâng tải $350\text{ kg}$.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Toàn bộ tính toán dựa trên các bảng tra tiêu chuẩn và công thức giải tích tĩnh/mỏi truyền thống, chưa có mô phỏng số kiểm chứng ứng suất tập trung và phân bố nhiệt độ bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM).
    • Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng, khả năng chịu tải êm và giảm tiếng ồn ở tốc độ cao còn hạn chế so với bánh răng trụ răng nghiêng.
  • Hướng phát triển:
    • Nghiên cứu thay thế cấp chậm bằng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng để tăng hệ số trùng khớp và độ êm khi ăn khớp.
    • Ứng dụng phần mềm CAD/CAE chuyên dụng (AutoCAD Mechanical, Autodesk Inventor, SolidWorks) để xây dựng mô hình 3D và mô phỏng động lực học nhiều vật thể, phân tích ứng suất và trường nhiệt của vỏ hộp khi vận hành liên tục.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Máy xây dựng, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học "Chi tiết máy" hoặc "Cơ sở thiết kế máy".
  • Kỹ sư thiết kế máy làm việc trong lĩnh vực tính toán, thiết kế hộp giảm tốc công nghiệp, máy nâng chuyển và các hệ thống truyền động cơ khí.
  • Phần đáng tham khảo nhất: Trình tự tính toán kiểm nghiệm cấp truyền động trục vít – bánh vít (đổi vật liệu và tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép), giải pháp bố trí ổ tùy động giãn nở nhiệt trên trục vít, và phương pháp tính toán hệ số an toàn mỏi trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao ở gối đỡ số 1 của trục 1 (trục vít) lại chọn ổ bi đỡ một dãy 2205 thay vì dùng cả hai gối đều là ổ đũa côn?
Khi làm việc, bộ truyền trục vít sinh nhiệt lượng rất lớn dẫn đến hiện tượng giãn nở nhiệt dọc trục. Việc bố trí một đầu là ổ đũa côn 7605 (chịu lực hướng tâm và lực dọc trục) và đầu còn lại là ổ bi đỡ một dãy 2205 đóng vai trò làm ổ tùy động cho phép trục tự do co giãn nhiệt, tránh kẹt ổ và giảm tải phụ hướng trục.

2. Động cơ điện được chọn cho hệ thống là loại nào và có thỏa mãn các điều kiện kỹ thuật không?
Hệ thống sử dụng động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch kiểu 4A100L2Y3 có công suất định mức $5{,}5\text{ kW}$ và vận tốc quay $2880\text{ v/p}$. Động cơ thỏa mãn đầy đủ các điều kiện: $P_{dc} = 5{,}5\text{ kW} > P_{ct} = 5{,}46\text{ kW}$; $n_{dc} = 2880\text{ v/p} = n_{sb}$; hệ số quá tải khi mở máy $T_{mm}/T = 1{,}6 < T_k/T_{dn} = 2{,}0$.

3. Tại sao tác giả phải đổi vật liệu bánh vít từ đồng thanh không thiếc sang đồng thanh thiếc đúc ly tâm?
Ban đầu tác giả chọn đồng thanh $\text{БpA ЖH 10-4-4}$ tính toán theo độ bền dính tĩnh. Tuy nhiên, sau khi tính chính xác lại vận tốc trượt $v_s = 6{,}3\text{ m/s} > 5\text{ m/s}$, dạng hỏng chủ yếu chuyển sang mòn và dính theo chu kỳ tiếp xúc mỏi, do đó bắt buộc phải chuyển sang dùng đồng thanh thiếc đúc ly tâm ($\sigma_b = 290\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 170\text{ MPa}$) để tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ theo độ bền mỏi.

4. Điều kiện an toàn chống va chạm giữa bánh vít và trục 3 trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?
Khoảng cách thực tế giữa đường kính ngoài cùng bánh vít ($d_{aM2} = 228\text{ mm}$) và ngõng trục 3 ($d_3 = 60\text{ mm}$) được tính qua công thức: $x = a_{\omega2} - (d_{aM2}/2 + d_3/2) = 240 - (114 + 30) = 96\text{ mm}$. Giá trị này lớn hơn rất nhiều so với yêu cầu tối thiểu $x \ge 15\text{ mm}$, đảm bảo bánh vít quay tự do không bị va chạm vào trục ra của hộp giảm tốc.

5. Phương pháp bôi trơn cho các bộ truyền và bộ phận ổ trong hộp giảm tốc được quy định ra sao?
Các bộ truyền ăn khớp trong hộp được bôi trơn ngâm dầu chung bằng dầu ô tô máy kéo AK-15; mức dầu ngập chân ren trục vít đồng thời ngập chân răng bánh răng lớn cấp chậm. Về ổ lăn: ổ lăn trục 1 được bôi trơn trực tiếp bằng dầu trong hộp; ổ lăn trục 2 và trục 3 được che chắn và bôi trơn riêng biệt bằng mỡ chuyên dụng (mỡ T cho trục 2 và mỡ M cho trục 3, điền đầy 2/3 khoảng trống ổ).

Kết luận

Bản đồ án môn học "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Bùi Quang Huy đã hoàn thành đầy đủ và chặt chẽ toàn bộ quy trình tính toán, thiết kế một hệ dẫn động cơ khí gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng. Mọi thông số động học, kích thước hình học, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và kết cấu vỏ hộp đều được nghiệm chứng chính xác theo các chỉ tiêu kỹ thuật tiêu chuẩn. Đồ án là tài liệu thiết kế cơ khí mẫu mực, mang tính ứng dụng thực tế cao và là nguồn tham khảo hữu ích cho công tác học tập, nghiên cứu trong ngành kỹ thuật chế tạo máy.