Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung trọng tâm trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí tại Trường Cơ khí – Ô tô thuộc Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội. Đề tài "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Hộp giảm tốc trục vít – bánh vít" được thực hiện bởi nhóm sinh viên Đỗ Chí Dũng, Ngô Đắc Đại và Nguyễn Quốc Đạt dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Hồng Tiến (Hà Nội, 2025). Đồ án tập trung vào việc hệ thống hóa kiến thức cơ sở ngành để giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh một hệ dẫn động cơ khí phục vụ cơ cấu băng tải công nghiệp, đáp ứng các chỉ tiêu về khả năng làm việc, độ tin cậy, tuổi thọ và tính kinh tế trong chế tạo.
Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế được xác định cụ thể theo các thông số kỹ thuật đầu vào:
- Thiết kế hệ dẫn động băng tải cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài hộp, hộp giảm tốc trục vít – bánh vít một cấp, khớp nối đàn hồi và tang băng tải.
- Thỏa mãn các chỉ tiêu kỹ thuật tải trọng và vận hành:
- Lực kéo băng tải: $F = 12.000\text{ N}$
- Vận tốc kéo băng tải: $v = 0,42\text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn: $D = 130\text{ mm}$
- Tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u = 45 \div 60$
- Thời hạn phục vụ danh định: $l_h = 17.000\text{ giờ}$
- Chế độ làm việc: 2 ca/ngày; góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài là $60^\circ$
- Chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ $t_{ck} = 8\text{ giờ}$: $T_{mm} = 1,8 T_1$; $T_2 = 0,68 T_1$; với thời gian duy trì lần lượt là $t_1 = 2,5\text{ giờ}$ và $t_2 = 4,4\text{ giờ}$.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí băng tải, trọng tâm là hộp giảm tốc trục vít – bánh vít 1 cấp và bộ truyền đai thang. Phạm vi thiết kế bao gồm: tính toán động học và động lực học hệ thống; thiết kế bộ truyền đai ngoài; tính toán sức bền tiếp xúc, uốn và nhiệt của bộ truyền trục vít – bánh vít; thiết kế kết cấu trục, then, ổ lăn; tính toán kích thước vỏ hộp gang đúc và các chi tiết phụ trợ; xác định dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn kỹ thuật.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Khung lý thuyết của đồ án dựa trên các giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn ngành chế tạo máy tại Việt Nam: Hướng dẫn đồ án môn học chi tiết máy (Nguyễn Tuấn Linh, Nguyễn Hồng Tiến và cộng sự, NXB Thống kê, 2020), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 & Tập 2 (Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục, 2006), Giáo trình Chi tiết máy (Nguyễn Tuấn Linh, Nguyễn Anh Tú, NXB Khoa học và kỹ thuật, 2019) và Tập bản vẽ chi tiết máy (Nguyễn Bá Dương và cộng sự, NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp, 1978).
Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật được triển khai qua các bước:
- Phương pháp phân tích động học và cân bằng công suất: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ, hiệu suất chung của hệ thống truyền động và phân phối tỉ số truyền hợp lý giữa bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc.
- Phương pháp tính toán độ bền truyền động cơ khí:
- Tính toán bộ truyền đai theo chỉ tiêu ứng suất cho phép và khả năng kéo ma sát.
- Tính toán truyền động trục vít – bánh vít dựa trên độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H$), độ bền uốn chân răng ($\sigma_F$), kiểm nghiệm quá tải ($\sigma_{Hmax}, \sigma_{Fmax}$) và tính toán cân bằng nhiệt truyền động nhằm tránh dính ren hoặc quá nhiệt dầu bôi trơn.
- Phương pháp cơ học kết cấu và sức bền vật liệu: Xác định phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$); tính toán đường kính các đoạn trục theo mômen tương đương ($M_{td}$); kiểm nghiệm độ bền mỏi theo hệ số an toàn $s$ và độ bền tĩnh theo ứng suất tương đương ($\sigma_{td}$).
- Phương pháp chọn ổ lăn và khớp nối: Tra cứu và kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động ($C_d$), khả năng tải tĩnh ($C_0$) và tuổi thọ vòng quay ($L$); kiểm nghiệm chốt và vòng cao su của khớp nối đàn hồi theo ứng suất dập và ứng suất uốn.
- Phương pháp tiêu chuẩn hóa: Tra cứu dung sai, chọn kiểu lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn, moay-ơ bánh vít và khớp nối theo hệ thống lỗ cơ bản ($H7$) và hệ thống trục ($k6, D9, N9$).
Thiết kế và triển khai hệ dẫn động
Hệ thống dẫn động cơ khí được cấu trúc thành chuỗi truyền động nối tiếp: Động cơ điện xoay chiều 3 pha $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc trục vít – bánh vít một cấp $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Tang băng tải.
| Thành phần hệ thống | Giải pháp kết cấu & Thông số chính | Vật liệu chế tạo | Phương pháp gia công & Xử lý |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ không đồng bộ 3 pha 4A132M2Y3, công suất $7,5\text{ kW}$, tốc độ $2922\text{ v/ph}$ | Vỏ gang tiêu chuẩn | Đúc, quấn dây công nghiệp |
| Bộ truyền ngoài | Đai thang thường loại A, 4 dây đai, đường kính bánh $d_1 = 125\text{ mm}, d_2 = 500\text{ mm}$ | Cao su bọc vải sợi tổng hợp | Ép lưu hóa tiêu chuẩn |
| Trục vít | Trục vít liền trục, số mối ren $z_1 = 2$, hệ số đường kính $q = 8$, môđun $m = 10\text{ mm}$ | Thép C45 | Tiện ren, tôi bề mặt $\text{HRC} > 45$ |
| Bánh vít | Vành răng bánh vít ghép moay-ơ, số răng $z_2 = 24$, đường kính đỉnh $d_{aM2} = 305\text{ mm}$ | Vành: Đồng thanh $\text{БpAΨH10-4-4}$; Moay-ơ: Gang xám | Đúc ly tâm vành răng, đúc moay-ơ, tiện phay răng |
| Trục I & Trục II | Trục I bậc ($d = 35 \div 45\text{ mm}$); Trục II bậc ($d = 55 \div 65\text{ mm}$) | Thép 45 | Tiện thô, tiện tinh, tôi cải thiện ($\text{HB } 192 \div 240$) |
| Ổ lăn Trục I | 01 ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung (307) tại gối 0; 01 cặp ổ đũa côn tại gối 1 | Thép hợp kim ổ lăn | Nhiệt luyện đạt độ cứng cao |
| Ổ lăn Trục II | 01 cặp ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ rộng (ký hiệu 7514, $d=70\text{ mm}$) | Thép hợp kim ổ lăn | Gia công chính xác cấp 0/cấp 5 |
| Khớp nối | Nối trục vòng đàn hồi, đường kính trục $d=70\text{ mm}$, tải trọng phụ $F_{rKN} = 1106,1\text{ N}$ | Vỏ: Gang $\text{CЧ21-40}$; Chốt: Thép 45; Vòng: Cao su | Đúc, gia công cơ, đúc ép vòng đệm |
| Vỏ hộp giảm tốc | Vỏ hộp đúc 2 nửa (thân và nắp) phân chia theo mặt phẳng song song mặt đế qua tâm trục | Gang xám $\text{GX15-32}$ | Đúc cát, phay mặt bích ghép, doa lỗ đặt ổ |
Hệ thống bôi trơn kết hợp: Bộ truyền trục vít – bánh vít bôi trơn ngâm dầu (dầu ô tô máy kéo AK15) kết hợp vòng vung dầu trên trục vít; các ổ lăn được bôi trơn độc lập bằng mỡ chuyên dụng LGMT2 (hãng SKF) với lượng mỡ tra chiếm $1/2$ thể tích khoang chứa ổ. Cân bằng nhiệt được đảm bảo qua bề mặt tản nhiệt của thân hộp kết hợp quạt gió làm mát gắn trên trục vít.
Nội dung chính theo từng chương
Phân tích lựa chọn phương án và xây dựng sơ đồ hệ thống dẫn động
Phần mở đầu thiết lập cơ sở kỹ thuật và kinh tế cho việc thiết kế chi tiết máy: đảm bảo khả năng làm việc ổn định, kết cấu nhỏ gọn, chi phí chế tạo và bảo dưỡng thấp. Dựa trên vận tốc băng tải thấp ($v = 0,42\text{ m/s}$) và tỉ số truyền tổng thể lớn ($u = 45 \div 60$), phương án sử dụng hộp giảm tốc trục vít – bánh vít 1 cấp phối hợp bộ truyền đai thang được lựa chọn nhờ ưu điểm truyền động êm, không gây ồn, kích thước cụm nhỏ gọn và khả năng tạo tỉ số truyền cao trong một cấp ($u_h = 10 \div 40$).
Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương 1 tính toán cân bằng công suất và xác định động học hệ dẫn động:
- Công suất làm việc trên trục tang băng tải: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{12000 \cdot 0,42}{1000} = 5,04\text{ kW}$ (hiệu chỉnh công suất tính toán trên trục làm việc $P_t = 5,25\text{ kW}$).
- Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta = \eta_k \cdot \eta_d \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_o^3 = 1 \cdot 0,95 \cdot 0,82 \cdot (0,99)^3 = 0,76$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{5,25}{0,76} = 6,94\text{ kW}$.
- Số vòng quay trên trục tang làm việc: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0,42}{\pi \cdot 130} = 61,72\text{ v/ph}$.
- Động cơ được chọn: Kiểu 4A132M2Y3, công suất định mức $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922\text{ v/ph}$, hệ số $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, khả năng quá tải $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2 \ge \frac{T_{mm}}{T_1} = 1,8$.
- Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung $u_t = \frac{2922}{61,73} = 47,34$; chọn tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_d = 4$; tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít $u_h = \frac{47,34}{4} = 11,835$.
| Thông số trục | Trục Động cơ | Trục I (Trục vít) | Trục II (Bánh vít) | Trục Làm việc (Tang) |
|---|---|---|---|---|
| Tỉ số truyền ($u$) | — | $4$ | $11,835$ | $1$ |
| Số vòng quay ($n$, v/ph) | $2922$ | $730,5$ | $61,72$ | $61,72$ |
| Công suất ($P$, kW) | $6,94$ | $6,53$ | $5,30$ | $5,25$ |
| Mômen xoắn ($T$, Nmm) | $22.682,1$ | $85.368,24$ | $820.074,5$ | $812.337,0$ |
Chương 2: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Nội dung chương 2 giải quyết việc tính toán bộ truyền đai thang loại A:
- Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 125\text{ mm}$; vận tốc đai $v = 19,11\text{ m/s} < [v] = 25\text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 500\text{ mm}$, sai lệch tỉ số truyền thực tế $\Delta u = 1%$ (nằm trong giới hạn cho phép $3 \div 4%$).
- Khoảng cách trục: $a = 475\text{ mm}$; chiều dài dây đai tiêu chuẩn: $L = 2000\text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 134,7^\circ \ge 120^\circ$.
- Số lượng dây đai tính toán: $z = 4$ đai; chiều rộng bánh đai: $B = 65\text{ mm}$.
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1103,91\text{ N}$.
Chương 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Chương 3 thực hiện tính toán thiết kế truyền động trục vít – bánh vít:
- Vận tốc trượt sơ bộ: $v_s = 3,23\text{ m/s} < 5\text{ m/s}$, cấp chính xác bộ truyền chọn cấp 8.
- Vật liệu bánh vít: Đồng thanh $\text{БpAΨH10-4-4}$ đúc ly tâm ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$), ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 217\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F] = 144,42\text{ MPa}$. Vật liệu trục vít: Thép C45 tôi đạt $\text{HRC} > 45$.
- Thông số hình học bộ truyền: Số mối ren trục vít $z_1 = 2$; số răng bánh vít $z_2 = 24$; hệ số đường kính trục vít $q = 8$; khoảng cách trục $a_w = 145\text{ mm}$; môđun $m = 10\text{ mm}$; hệ số dịch chỉnh $x = 0$; góc vít lăn $\gamma_w = 14^\circ$; đường kính đỉnh bánh vít $d_{aM2} = 305\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ tại chân răng bánh vít thỏa mãn điều kiện bền danh định và điều kiện quá tải đột ngột.
- Tính toán nhiệt truyền động: Hệ số tỏa nhiệt hộp giảm tốc đảm bảo nhiệt độ dầu $t_d \le 90^\circ\text{C}$ ở nhiệt độ môi trường $t_0 = 20^\circ\text{C}$ với góc ma sát $\varphi = 2,58^\circ$.
Chương 4: Thiết kế trục
Chương 4 thực hiện phân tích lực, tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền hệ thống trục:
- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền trục vít – bánh vít:
- Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{t2} = 6554,65\text{ N}$
- Lực tiếp tuyến: $F_{t1} = F_{a2} = 1951,53\text{ N}$
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 2412,80\text{ N}$
- Lực khớp nối đàn hồi: Mômen tính toán $T_t = 1,4 T_2$, lực hướng tâm khớp nối $F_{rKN} = 1106,1\text{ N}$.
- Kích thước trục tiêu chuẩn sau khi tính toán mômen tương đương:
- Trục I: $d_{12} = 35\text{ mm}$ (lắp đai), $d_{10} = 40\text{ mm}$ (gối ổ 0), $d_{13} = 45\text{ mm}$ (trục vít), $d_{11} = 40\text{ mm}$ (gối ổ 1).
- Trục II: $d_{21} = 60\text{ mm}$ (gối ổ), $d_{22} = 65\text{ mm}$ (lắp bánh vít), $d_{20} = 65\text{ mm}$ (gối ổ), $d_{23} = 55\text{ mm}$ (lắp khớp nối).
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn tổng hợp $s$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2$ (Trục I: $s_0 = 15,8$; $s_{\text{đai}} = 51,7$; $s_{\text{vít}} = 4,66$; Trục II: $s_{\text{ổ}} = 12,1$; $s_{\text{bánh vít}} = 8,96$; $s_{\text{khớp nối}} = 7$).
- Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương cực đại $\sigma_{td1} = 39,23\text{ MPa}$ và $\sigma_{td2} = 30,78\text{ MPa}$, đều nhỏ hơn giới hạn $[\sigma] = 360\text{ MPa}$.
- Then bằng trên Trục I ($b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$) và Trục II ($b \times h = 18 \times 11\text{ mm}$ và $20 \times 12\text{ mm}$) thỏa mãn điều kiện bền dập $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và bền cắt $[\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
Chương 5: Tính chọn ổ trục
Chương 5 xác định cấu kết và kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn:
- Trục I: Do vận tốc trượt cao, giãn nở nhiệt lớn và lực dọc trục lớn ($F_{at} = 6554,65\text{ N}$), gối 0 dùng 01 ổ bi đỡ một dãy cỡ trung (ký hiệu 307, kích thước $\varnothing 40 \times \varnothing 80 \times 21\text{ mm}$, $C = 14,29\text{ kN}, C_0 = 17,9\text{ kN}$); gối 1 dùng cặp ổ đũa côn đỡ chặn. Khả năng tải động tính toán $C_d = 79,89\text{ kN} < C = 80\text{ kN}$.
- Trục II: Sử dụng cặp ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ rộng (ký hiệu 7514, kích thước $\varnothing 70 \times \varnothing 125 \times 32\text{ mm}$, tải trọng động $C = 110\text{ kN}$, tải trọng tĩnh $C_0 = 101\text{ kN}$). Tải động tính toán yêu cầu $C_d = 20,266\text{ kN} < C = 110\text{ kN}$.
- Khớp nối đàn hồi: Kiểm nghiệm vòng cao su đạt ứng suất dập $\sigma_d = 18,12\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_d$ và chốt thép thỏa mãn ứng suất uốn $[\sigma]_u$.
Chương 6: Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp, các chi tiết khác
Chương 6 thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 và các chi tiết phụ:
- Kích thước cơ bản vỏ hộp: Chiều dày thân hộp $\delta = 10\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 10\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 10\text{ mm}$, cao $h = 50\text{ mm}$.
- Hệ thống bulông liên kết:
- Bulông nền: $d_1 = \text{M}20$ (số lượng $Z = 4$)
- Bulông cạnh gối ổ: $d_2 = \text{M}16$
- Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = \text{M}14$
- Vít ghép nắp cửa thăm: $d_4 = \text{M}8$
- Chi tiết cấu tạo phụ: 02 chốt côn định vị; cửa thăm dầu kích thước $100 \times 75\text{ mm}$; nút thông hơi ren M27x2; nút tháo dầu ren M20x2; que thăm dầu có vỏ bọc; vòng chắn dầu 3 rãnh tam giác góc $60^\circ$, bước rãnh 3 mm; cốc lót đỡ ổ bằng gang GX15-32.
- Dung sai lắp ghép: Thiết lập bảng dung sai tiêu chuẩn cho toàn bộ hệ thống trục:
| Vị trí lắp ghép | Kích thước danh nghĩa | Kiểu lắp | Dung sai trục / lỗ |
|---|---|---|---|
| Bánh vít lên Trục II | $\varnothing 65\text{ mm}$ | $H7/k6$ | $Ei = 0, Es = +30\text{ }\mu\text{m} \text{ / } ei = +2, es = +10\text{ }\mu\text{m}$ |
| Vòng trong ổ đũa côn lên Trục II | $\varnothing 60\text{ mm}$ | $k6$ | $ei = +2, es = +10\text{ }\mu\text{m}$ |
| Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp (Trục II) | $\varnothing 110\text{ mm}$ | $H7$ | $Ei = 0, Es = +35\text{ }\mu\text{m}$ |
| Khớp nối lên Trục II | $\varnothing 55\text{ mm}$ | $H7/k6$ | $Ei = 0, Es = +30\text{ }\mu\text{m} \text{ / } ei = +2, es = +9\text{ }\mu\text{m}$ |
| Vòng trong ổ bi lên Trục I | $\varnothing 40\text{ mm}$ | $k6$ | $ei = +2, es = +9\text{ }\mu\text{m}$ |
| Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp (Trục I) | $\varnothing 90\text{ mm}$ | $H7$ | $Ei = 0, Es = +35\text{ }\mu\text{m}$ |
| Bánh đai lên Trục I | $\varnothing 35\text{ mm}$ | $H7/k6$ | $Ei = 0, Es = +25\text{ }\mu\text{m} \text{ / } ei = +2, es = +9\text{ }\mu\text{m}$ |
Kết quả và đóng góp
Kết quả kỹ thuật chính
Đồ án hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán cơ khí với các chỉ số kỹ thuật cụ thể:
- Hiệu suất và phân phối động học: Hệ thống đạt hiệu suất tổng thể $\eta = 0,76$, chuyển đổi tốc độ động cơ $2922\text{ v/ph}$ xuống tốc độ trục làm việc $61,72\text{ v/ph}$ qua tỉ số truyền tổng $u_t = 47,34$ ($u_d = 4; u_h = 11,835$).
- Kích thước hình học bộ truyền: Bộ truyền đai thang 4 sợi tiết diện A ($a = 475\text{ mm}, L = 2000\text{ mm}$); bộ truyền trục vít bánh vít có khoảng cách trục $a_w = 145\text{ mm}$, môđun $m = 10\text{ mm}$, số răng $z_1 = 2, z_2 = 24$.
- Chỉ tiêu an toàn và độ bền:
- Hệ số an toàn mỏi trục thấp nhất: $s_{min} = 4,66$ (tại tiết diện trục vít trên Trục I, vượt yêu cầu $[s] = 2$).
- Ứng suất tương đương tĩnh cực đại: $39,23\text{ MPa} \ll [\sigma] = 360\text{ MPa}$.
- Khả năng tải động của ổ lăn: Ổ trục I đạt $C_d = 79,89\text{ kN} \le C = 80\text{ kN}$; Ổ trục II đạt $C_d = 20,266\text{ kN} \le C = 110\text{ kN}$.
Giải pháp và đóng góp của đề tài
- Đề xuất sơ đồ gối đỡ tối ưu cho trục vít: Bố trí 01 ổ bi đỡ một dãy tùy động tại gối đỡ tự do nhằm giải phóng giãn nở nhiệt dọc trục, kết hợp 01 cụm cặp ổ đũa côn đối xứng tại gối đỡ cố định để triệt tiêu lực dọc trục lớn ($6554,65\text{ N}$).
- Giải quyết bài toán cân bằng nhiệt và bôi trơn cho hộp giảm tốc trục vít bằng giải pháp ngâm dầu kết hợp cánh tản nhiệt đúc trên vỏ hộp và vòng vung dầu trên trục vít, hạn chế mài mòn và nguy cơ dính ren.
- Thiết lập hệ thống bảng tra kích thước vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép chi tiết theo tiêu chuẩn TCVN, tạo cơ sở đồng bộ để xuất bản vẽ kỹ thuật 2D/3D phục vụ chế tạo thực tế.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Quá trình tính toán động học và sức bền dựa trên các công thức bán thực nghiệm truyền thống và hệ số tải trọng giả định tĩnh/bán tĩnh, chưa xét đến dao động xoắn phi tuyến khi tải trọng băng tải thay đổi đột ngột.
- Chưa áp dụng các phương pháp mô phỏng số (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại rãnh then và vùng chân ren trục vít hoặc mô phỏng dòng nhiệt truyền qua vỏ hộp.
- Trọng lượng vỏ hộp gang đúc chưa được tối ưu hóa theo phương pháp thiết kế cấu trúc nhẹ.
- Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp:
- Ứng dụng phần mềm mô phỏng (ANSYS/SolidWorks Simulation) để kiểm nghiệm lại trường ứng suất và biến dạng của trục vít, bánh vít và vỏ hộp giảm tốc dưới điều kiện tải trọng làm việc thực tế.
- Tối ưu hóa kích thước kết cấu gân tăng cứng và thành vỏ hộp giảm tốc nhằm giảm khối lượng vật liệu đúc mà vẫn bảo đảm độ cứng vững.
- Nghiên cứu giải pháp bổ sung cảm biến giám sát nhiệt độ dầu và độ rung ổ trục phục vụ bảo trì dự đoán trong dây chuyền tự động hóa.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Chế tạo máy: Sử dụng làm tài liệu mẫu cho đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành thiết kế máy.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí và cán bộ kỹ thuật: Tham khảo phương pháp tính toán đồng bộ, quy trình chọn ổ lăn chịu tải trọng dọc trục lớn, thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc trục vít bánh vít và tra cứu dung sai lắp ghép tiêu chuẩn.
- Các phần nội dung đáng tham khảo nhất:
- Quy trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và cân bằng nhiệt truyền động trục vít – bánh vít (Chương 3).
- Phương pháp phân tích lực không gian, lập biểu đồ mômen và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s$ của hệ trục (Chương 4).
- Bảng tổng hợp kích thước kết cấu vỏ hộp đúc và hệ thống dung sai lắp ghép (Chương 6).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động có thông số kỹ thuật gì và tại sao đạt yêu cầu?
Động cơ được chọn là loại không đồng bộ 3 pha 4A132M2Y3 với công suất định mức $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922\text{ v/ph}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$. Động cơ thỏa mãn điều kiện công suất ($P_{dc} = 7,5\text{ kW} > P_{ct} = 6,94\text{ kW}$) và điều kiện mở máy chống quá tải ($\frac{T_k}{T_{dn}} = 2 \ge \frac{T_{mm}}{T_1} = 1,8$).
2. Tại sao trên Trục I lại sử dụng kết hợp giữa ổ bi đỡ một dãy và cặp ổ đũa côn?
Truyền động trục vít – bánh vít sinh nhiệt lớn do vận tốc trượt cao, làm trục vít bị giãn nở dài trong quá trình làm việc, đồng thời phát sinh lực dọc trục rất lớn ($F_{a1} = 6554,65\text{ N}$). Việc bố trí ổ bi đỡ 1 dãy (ký hiệu 307) tại vị trí 0 đóng vai trò gối tùy động cho phép trục co giãn nhiệt tự do, trong khi cặp ổ đũa côn tại vị trí 1 cố định trục và tiếp nhận toàn bộ lực dọc trục và lực hướng tâm.
3. Vật liệu và các thông số hình học then chốt của bộ truyền trục vít – bánh vít là gì?
Trục vít làm bằng thép C45 tôi bề mặt đạt độ rắn $\text{HRC} > 45$; vành bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc $\text{БpAΨH10-4-4}$ đúc ly tâm ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$). Các thông số then chốt gồm: khoảng cách trục $a_w = 145\text{ mm}$, môđun $m = 10\text{ mm}$, số mối ren trục vít $z_1 = 2$, số răng bánh vít $z_2 = 24$, hệ số đường kính trục vít $q = 8$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$, góc vít lăn $\gamma_w = 14^\circ$.
4. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bulông liên kết được xác định như thế nào?
Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32 có chiều dày thân và nắp $\delta = \delta_1 = 10\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 10\text{ mm}$, cao $h = 50\text{ mm}$. Hệ thống liên kết gồm 4 bulông nền M20, bulông cạnh ổ M16, bulông ghép bích nắp – thân M14, vít nắp cửa thăm M8. Vỏ hộp tích hợp 2 chốt định vị hình côn, cửa thăm $100 \times 75\text{ mm}$, nút thông hơi M27x2 và nút tháo dầu M20x2.
5. Bộ truyền và các gối đỡ ổ lăn được bôi trơn bằng phương pháp nào?
Bộ truyền trục vít – bánh vít được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu ngập ren trục vít (dầu AK15) kết hợp vòng vung dầu bắn dầu bôi trơn vùng ăn khớp. Các gối ổ lăn được cách ly bằng vòng chắn dầu 3 rãnh tam giác và bôi trơn độc lập bằng mỡ LGMT2 (hãng SKF), lượng mỡ tra chiếm $1/2$ thể tích không gian ổ.
Kết luận
Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Hộp giảm tốc trục vít – bánh vít" đã hoàn thành toàn diện việc thiết kế hệ thống dẫn động băng tải đáp ứng lực kéo $12.000\text{ N}$ và vận tốc $0,42\text{ m/s}$. Toàn bộ các cụm chi tiết chính từ động cơ 4A132M2Y3 ($7,5\text{ kW}$), bộ truyền đai thang loại A, hộp giảm tốc trục vít ($u_h = 11,835$) đến hệ thống trục, ổ lăn và vỏ hộp gang đúc đều được tính toán kiểm nghiệm thỏa mãn nghiêm ngặt các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và cân bằng nhiệt. Kết quả nghiên cứu cung cấp một tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có độ tin cậy kỹ thuật cao và bám sát các tiêu chuẩn chế tạo máy hiện hành.