Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Lý do chọn đề tài và bối cảnh thực tiễn

Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và dây chuyền vận chuyển vật liệu liên tục, hệ thống dẫn động xích tải đóng vai trò cốt lõi trong việc truyền chuyển động và mô-men xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (đĩa xích dẫn). Việc tính toán, thiết kế một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh đòi hỏi phải giải quyết đồng bộ các bài toán về động học, động lực học, độ bền mỏi của các chi tiết máy, cũng như đảm bảo tính công nghệ và khả năng bôi trơn, lắp ráp thực tế. Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" (Đề số 02, Phương án số 24) dưới sự hướng dẫn của ThS. Lê Quang Vinh tập trung xây dựng phương án tính toán cơ khí chi tiết cho hệ dẫn động cơ khí bao gồm bộ truyền đai thang ngoài hộp và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng khai triển.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu

Đồ án hướng tới mục tiêu xác định đầy đủ các thông số kết cấu, động học, động lực học và lựa chọn vật liệu, tiêu chuẩn hóa toàn bộ các cụm chi tiết máy trong trạm dẫn động. Nhiệm vụ nghiên cứu được cụ thể hóa theo các bước tính toán:

  1. Tính chọn động cơ điện phù hợp với công suất tương đương của tải trọng thay đổi và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế bộ truyền đai thang thường đặt ngoài hộp giảm tốc và tính chọn khớp nối trục đàn hồi nối trục ra với bộ phận công tác.
  3. Tính toán thiết kế hai cấp truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh và cấp chậm) đặt trong hộp giảm tốc kín, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  4. Thiết kế kết cấu các trục truyền động (Trục I, Trục II, Trục III), tính then, phân tích lực tác dụng không gian và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ các trục; thiết kế kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc, chọn phương pháp bôi trơn, làm mát và xác định dung sai lắp ghép cơ khí.

Thông số kỹ thuật đầu vào và phạm vi nghiên cứu

  • Lực vòng trên xích tải ($F$): $5500\text{ N}$
  • Vận tốc xích tải ($v$): $1,2\text{ m/s}$
  • Số răng đĩa xích dẫn ($z$): $9\text{ răng}$
  • Bước xích ($P$): $110\text{ mm}$
  • Thời gian phục vụ ($L$): $3\text{ năm}$ ($180\text{ ngày/năm}$, $3\text{ ca/ngày}$, $8\text{ giờ/ca}$)
  • Chế độ tải trọng trong 1 chu kỳ làm việc ($97\text{ giây}$):
    • Giai đoạn 1: $t_1 = 15\text{ s}$, mô-men xoắn $T_1 = T$
    • Giai đoạn 2: $t_2 = 45\text{ s}$, mô-men xoắn $T_2 = 0,5T$
    • Giai đoạn 3: $t_3 = 37\text{ s}$, mô-men xoắn $T_3 = 0,4T$
    • Chiều quay: Một chiều, tải trọng dao động nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Đồ án được triển khai dựa trên nền tảng lý thuyết Chi tiết máy, Sức bền vật liệu và Nguyên lý máy theo hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo máy Việt Nam (TCVN), cụ thể:

  • Lý thuyết mỏi cơ học: Tính toán độ bền mỏi tiếp xúc ($\sigma_H$) và mỏi uốn ($\sigma_F$) của bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn ISO/TCVN 1065-71; tính toán hệ số an toàn mỏi cho trục chịu chu trình ứng suất uốn đối xứng và ứng suất xoắn mạch động.
  • Lý thuyết truyền động ma sát và ăn khớp: Phương pháp xác định khả năng kéo của đai thang, góc ôm đai, phân bố tải trọng trên các nhánh đai và quan hệ hình học ăn khớp bánh răng nghiêng.
  • Tài liệu tham khảo chuyên ngành: Sổ tay "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển làm chuẩn dữ liệu tra cứu hệ số tải trọng, ứng suất cho phép và kích thước tiêu chuẩn.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán

  • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Áp dụng hệ thống công thức giải tích chuẩn để tính toán cân bằng tĩnh, phân tích lực tác dụng ba chiều ($F_t, F_r, F_a$) lên các trục và xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$).
  • Phương pháp lặp và hiệu chỉnh kết cấu: Thực hiện kiểm nghiệm điều kiện bền; trường hợp ứng suất thực tế vượt quá ứng suất cho phép (như khoảng cách trục sơ bộ của cấp nhanh), tiến hành tăng khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w$ và tính lặp lại toàn bộ thông số hình học và lực tác dụng.
  • Phương pháp chuẩn hóa: Quy chuẩn các kích thước tính toán (đường kính trục, mô-đun răng, bề rộng vành răng, chiều dài đai, then, vòng đệm đàn hồi) về các dãy số tiêu chuẩn công nghiệp.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Chọn động cơ và tỉ số truyền

Chương này thực hiện xác định công suất làm việc trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{5500 \cdot 1,2}{1000} = 6,6\text{ kW}$$

Do tải trọng thay đổi theo 3 bậc, công suất tương đương được tính theo biểu thức: $$P_{tđ} = P_{lv} \cdot \sqrt{\frac{\sum (T_i/T)^2 \cdot t_i}{\sum t_i}} = 6,6 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 15 + 0,5^2 \cdot 45 + 0,4^2 \cdot 37}{15 + 45 + 37}} = 3,8\text{ kW}$$

Hiệu suất chung của hệ thống với hai cặp bánh răng trụ ($\eta_{br} = 0,96$), bộ truyền đai thang ($\eta_đ = 0,94$), bốn cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$) và khớp nối trục ($\eta_{kn} = 1$) đạt $\eta_{ch} = 0,83$. Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta_{ch}} = \frac{3,8}{0,83} = 4,57\text{ kW}$$

Số vòng quay của trục máy công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot P} = \frac{60000 \cdot 1,2}{9 \cdot 110} = 72,72\text{ vg/ph}$$

Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A100L2Y3 có các thông số kỹ thuật danh định:

  • Công suất định mức: $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$
  • Vận tốc quay định mức: $n_{đc} = 2880\text{ vg/ph}$
  • Hệ số công suất: $\cos\varphi = 0,91$; Hiệu suất: $\eta% = 87,5%$
  • Khả năng quá tải: $T_{max}/T_{dn} = 2,2$; $T_k/T_{dn} = 2,0$

Tỉ số truyền chung $u_{ch} = 2880 / 72,72 = 39,6$ được phân phối thành tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_đ = 3,96$ và tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp $u_h = 10$ ($u_1 = 3,83$ cho cấp nhanh; $u_2 = 2,61$ cho cấp chậm).

Đại lượng Trục ĐC Trục I Trục II Trục III Trục CT
Công suất (kW) 4,57 4,2495 4,0387 3,8384 3,80
Tỉ số truyền ($u$) 3,96 3,83 2,61 1,00 -
Số vòng quay (vg/ph) 2880 727,0 189,9 72,75 72,75
Mô-men xoắn (Nmm) 18.238 55.822 203.105 503.526 599.499

Chương II: Thiết kế bộ truyền đai thang bên ngoài hộp giảm tốc & Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi

  1. Thiết kế đai thang:

    • Chọn loại đai thang thường tiết diện A ($b_t = 11\text{ mm}, b = 13\text{ mm}, h = 8\text{ mm}, y_0 = 2,8\text{ mm}, A = 81\text{ mm}^2$).
    • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 125\text{ mm}$; vận tốc đai $v_1 = 18,85\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
    • Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 500\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\xi = 0,01$), tỉ số truyền thực tế $u = 4,04$ (sai lệch $2% \le 3%$).
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a = 600\text{ mm}$; chiều dài tính toán đai: $L = 2240\text{ mm}$.
    • Tần số chạy của đai: $i = 8,41\text{ s}^{-1} \le [i] = 10\text{ s}^{-1}$; góc ôm bánh dẫn $\alpha_1 = 144^\circ \ge 120^\circ$.
    • Số đai tính toán: $z \ge 1,906 \Rightarrow$ chọn $z = 2\text{ đai}$ (bề rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$).
    • Lực căng đai ban đầu $F_0 = 243\text{ N}$; lực vòng có ích $F_t = 242,5\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 462\text{ N}$.
    • Ứng suất lớn nhất trong dây đai: $\sigma_{max} = 7,0838\text{ MPa}$; tuổi thọ đai tính toán $L_h = 1121\text{ giờ}$.

  2. Tính chọn nối trục vòng đàn hồi:

    • Dựa trên mô-men xoắn trục III ($T_3 = 503,526\text{ Nm}$) và hệ số chế độ làm việc $k = 1,2$, mô-men tính toán $T_t = 604,23\text{ Nm}$.
    • Khớp nối tiêu chuẩn được chọn có các kích thước chính: $D = 170\text{ mm}, d_m = 95\text{ mm}, L = 80\text{ mm}, l = 175\text{ mm}, d_1 = 90\text{ mm}, D_0 = 130\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, chốt $d_c = 16\text{ mm}, l_3 = 32\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm điều kiện bền dập vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$ và bền uốn của chốt $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$ đều thỏa mãn. Lực phụ tác dụng lên trục do khớp nối: $F_{kn} = 1549,3\text{ N}$.

Chương III: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ hai cấp khai triển bên trong hộp giảm tốc (nghiêng)

Vật liệu chế tạo bánh răng cả hai cấp là thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ rắn $HB_1 = 245\text{ HB}$, bánh bị động cấp nhanh $HB_2 = 230\text{ HB}$, cấp chậm $HB_2 = 192\text{ HB}$.

  1. Cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):

    • Tính toán ban đầu: Khoảng cách trục sơ bộ $a_w = 125\text{ mm}$, mô-đun $m_n = 2\text{ mm}$, $z_1 = 25, z_2 = 96, \beta = 14,53^\circ$. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cho kết quả $\sigma_H = 486,9\text{ MPa} > [\sigma_H] = 470,6\text{ MPa}$ (không đạt).
    • Hiệu chỉnh: Tác giả tăng khoảng cách trục lên $a_w = 130\text{ mm}$, tính lại số răng $z_1 = 26, z_2 = 100$, góc nghiêng răng $\beta = 14,53^\circ$, tỉ số truyền thực $u_m = 3,84$.
    • Kích thước hình học: $d_{w1} = 53,7\text{ mm}, d_{w2} = 206,6\text{ mm}, d_{a1} = 57,7\text{ mm}, d_{a2} = 210,6\text{ mm}, d_{f1} = 48,7\text{ mm}, d_{f2} = 201,46\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_1 = 45\text{ mm}, b_2 = 39\text{ mm}$.
    • Ứng suất tiếp xúc sau hiệu chỉnh: $\sigma_H = 465,75\text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,6\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 95,2\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 90,2\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 360\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 649\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 190,4\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 180,4\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 2079\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 782\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 539\text{ N}$.

  2. Cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):

    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun $m_n = 2\text{ mm}$, $z_1 = 43, z_2 = 112$, góc nghiêng răng $\beta = 14,36^\circ$, tỉ số truyền thực $u_m = 2,6046$.
    • Kích thước hình học: $d_{w1} = 88,77\text{ mm}, d_{w2} = 231,22\text{ mm}, d_{a1} = 92,77\text{ mm}, d_{a2} = 235,22\text{ mm}, d_{f1} = 83,77\text{ mm}, d_{f2} = 226,22\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_1 = 70\text{ mm}, b_2 = 64\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 423,7\text{ MPa} < [\sigma_H] = 432,6\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 120\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 113,7\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 203,8\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 599,2\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 240\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 227,4\text{ MPa}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t2} = 4576\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 1719\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a2} = 1172\text{ N}$.

Chương IV: Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.

  1. Tính toán và kết cấu Trục I:

    • Phân tích phản lực gối đỡ từ sơ đồ lực không gian: Mặt phẳng $yOz$ có $F_{ly14} = 167,2\text{ N}, F_{ly11} = 1076,8\text{ N}$; Mặt phẳng $xOz$ có $F_{lx14} = 652,9\text{ N}, F_{lx11} = 1426,1\text{ N}$.
    • Xác định mô-men uốn tổng hợp và mô-men tương đương $M_{tđ}$, quy chuẩn đường kính các đoạn trục:
      • Đoạn lắp bánh đai (tiết diện 10): $d_{10} = 24\text{ mm}$.
      • Đoạn lắp ổ lăn (tiết diện 11, 14): $d_{11} = d_{14} = 25\text{ mm}$.
      • Đoạn lắp bánh răng cấp nhanh (tiết diện 12): $d_{12} = 30\text{ mm}$.
    • Chọn then bằng và kiểm nghiệm bền:
      • Tiết diện 10: Then $8 \times 7\text{ mm}$, chiều dài $l_t = 32,4\text{ mm}$, $t_1 = 4\text{ mm}$, $\sigma_d = 47,86\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 17,95\text{ MPa} \le [\tau_c]$.
      • Tiết diện 12: Then $8 \times 7\text{ mm}$, chiều dài $l_t = 40,5\text{ mm}$, $t_1 = 4\text{ mm}$, $\sigma_d = 30,63\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 11,49\text{ MPa} \le [\tau_c]$.
    • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện then bánh đai $s_{10} = 7,17$, tại bánh răng $s_{12} = 2,82 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.

  2. Tính toán và kết cấu Trục II:

    • Phản lực gối đỡ: $F_{lx21} = 2863,18\text{ N}, F_{lx24} = 3791,82\text{ N}$.
    • Đường kính các đoạn trục: Tiết diện lắp bánh răng bị dẫn cấp nhanh $d_{22} = 42\text{ mm}$ (then $12 \times 8\text{ mm}, t_1 = 5\text{ mm}$); Tiết diện lắp bánh răng dẫn cấp chậm $d_{23} = 45\text{ mm}$ (then $14 \times 9\text{ mm}, t_1 = 5,5\text{ mm}$).
    • Tất cả các tiết diện đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi và độ bền dập, cắt của mối ghép then.

Chương V & Chương VI: Tính chọn ổ lăn, Thân máy, Bôi trơn và Dung sai lắp ghép

  • Ổ lăn (Chương V): Tính toán lựa chọn các ổ lăn đỡ chặn/ổ bi đỡ phù hợp với phản lực tổng hợp và lực dọc trục phát sinh từ các cặp bánh răng nghiêng.
  • Thân vỏ hộp giảm tốc (Chương VI): Chọn vỏ hộp đúc bằng gang xám, mặt ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục để thuận tiện lắp ráp. Xác định kích thước các phần tử: chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bu-lông nền, bu-lông ghép nắp và thân, bu-lông nắp ổ.
  • Chi tiết phụ: Bố trí chốt định vị hình côn để cố định vị trí tương quan nắp và thân hộp; lắp mắt chỉ dầu (que thăm dầu) kiểm tra mức dầu; nút thông hơi trên nắp hộp để cân bằng áp suất nhiệt độ; nút tháo dầu ở đáy hộp.
  • Bôi trơn và dung sai: Bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp; bôi trơn mỡ cho các bộ ổ lăn. Bảng dung sai quy định kiểu lắp có độ dôi $k6$ cho then và vị trí lắp bánh răng/ổ lăn trên trục, kiểu lắp $H7/k6$ cho các mối ghép then và vỏ hộp.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán chính của hệ thống

Bộ phận / Cụm chi tiết Thông số đặc trưng Giá trị xác lập Đơn vị
Động cơ điện Kiểu động cơ 4A100L2Y3 -
Công suất danh định ($P_{đc}$) 5,5 kW
Tốc độ quay ($n_{đc}$) 2880 vg/ph
Bộ truyền đai ngoài Tiết diện đai / Số đai Loại A / $z = 2$ đai
Đường kính bánh đai ($d_1 / d_2$) 125 / 500 mm
Khoảng cách trục ($a$) 600 mm
Cấp nhanh bánh răng Khoảng cách trục ($a_w$) 130 mm
Mô-đun ($m_n$) / Góc nghiêng ($\beta$) 2,0 / 14,53 mm / độ
Số răng ($z_1 / z_2$) 26 / 100 răng
Chiều rộng vành răng ($b_1 / b_2$) 45 / 39 mm
Cấp chậm bánh răng Khoảng cách trục ($a_w$) 160 mm
Mô-đun ($m_n$) / Góc nghiêng ($\beta$) 2,0 / 14,36 mm / độ
Số răng ($z_1 / z_2$) 43 / 112 răng
Chiều rộng vành răng ($b_1 / b_2$) 70 / 64 mm
Đường kính trục I Ngõng lắp đai / Ổ lăn / Bánh răng 24 / 25 / 30 mm
Đường kính trục II Vị trí lắp bánh răng cấp nhanh / chậm 42 / 45 mm

Đóng góp kỹ thuật của đồ án

  • Xây dựng quy trình tính toán hệ thống dẫn động xích tải với chu trình tải trọng thay đổi 3 bậc, đưa ra phương án chọn công suất tương đương chính xác, tránh việc dư thừa công suất động cơ.
  • Đưa ra giải pháp xử lý kỹ thuật thực tế khi kiểm nghiệm tiếp xúc bánh răng cấp nhanh không đạt: tăng khoảng cách trục $a_w$ từ $125\text{ mm}$ lên $130\text{ mm}$ để đưa ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ từ $486,9\text{ MPa}$ về $465,75\text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,6\text{ MPa}$, đảm bảo khả năng làm việc lâu dài của bộ truyền.
  • Chuẩn hóa toàn bộ hệ thống kích thước trục, then và khớp nối theo đúng tiêu chuẩn thực tế chế tạo cơ khí.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế trong phạm vi tài liệu

  • Đồ án giải quyết bài toán theo phương pháp tính toán giải tích và tra bảng hệ số bán thực nghiệm theo tài liệu hướng dẫn cổ điển, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng số.
  • Các điều kiện tải trọng làm việc được giả định lý tưởng hóa thành 3 bậc tĩnh cố định trong chu kỳ $97\text{ giây}$, chưa xét đến hiện tượng dao động xoắn và xung lực đột ngột khi khởi động xích tải mang tải đầy.

Hướng phát triển

  • Ứng dụng phần mềm CAD (như SolidWorks, Autodesk Inventor) để mô hình hóa hình học không gian 3D toàn bộ trạm dẫn động và xuất bản vẽ lắp, bản vẽ chế tạo chi tiết.
  • Tiến hành mô phỏng số bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất cục bộ trên then, trục và phân tích động lực học kết cấu vỏ hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng sử dụng: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp kỹ thuật.
  • Nội dung giá trị:
    • Trình tự phân phối tỉ số truyền và lập bảng đặc tính kỹ thuật nhiều trục chuẩn xác.
    • Các bước tính toán lặp và hiệu chỉnh kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng khi không thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc.
    • Kỹ thuật phân tích lực không gian, lập phương trình cân bằng mô-men trên hai mặt phẳng và tính toán hệ số an toàn mỏi cho trục chịu tải phức tạp.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả phải hiệu chỉnh khoảng cách trục cấp nhanh từ 125 mm lên 130 mm?

Trong bước tính toán sơ bộ với $a_w = 125\text{ mm}$ ($z_1 = 25, z_2 = 96$), ứng suất tiếp xúc tính toán của cặp bánh răng cấp nhanh là $\sigma_H = 486,9\text{ MPa}$, vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 470,6\text{ MPa}$. Tác giả đã tăng khoảng cách trục lên $a_w = 130\text{ mm}$ ($z_1 = 26, z_2 = 100$) để giảm ứng suất tiếp xúc xuống còn $\sigma_H = 465,75\text{ MPa} \le [\sigma_H]$, thỏa mãn điều kiện bền.

2. Động cơ điện được chọn theo tiêu chí nào và có thông số ra sao?

Động cơ được chọn dựa trên công suất cần thiết $P_{ct} = 4,57\text{ kW}$ (xác định từ công suất tương đương $P_{tđ} = 3,8\text{ kW}$ qua hiệu suất hệ thống $\eta_{ch} = 0,83$) và số vòng quay sơ bộ. Động cơ được chọn là 4A100L2Y3 với công suất danh định $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay $2880\text{ vg/ph}$, hiệu suất $87,5%$, hệ số quá tải mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.

3. Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được phân phối như thế nào?

Tổng tỉ số truyền $u_{ch} = 39,6$ được phân phối thành hai phần: bộ truyền đai thang bên ngoài hộp có tỉ số truyền $u_đ = 3,96$; hộp giảm tốc hai cấp khai triển có tổng tỉ số truyền $u_h = 10$, trong đó cấp nhanh răng nghiêng có $u_1 = 3,83$ (thực tế $u_m = 3,84$) và cấp chậm răng nghiêng có $u_2 = 2,61$ (thực tế $u_m = 2,6046$).

4. Kết cấu và thông số then trên các trục I và II được xác định như thế nào?

  • Trục I: Tiết diện lắp bánh đai ($d = 24\text{ mm}$) dùng then bằng $8 \times 7\text{ mm}$, dài $32,4\text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng cấp nhanh ($d = 30\text{ mm}$) dùng then bằng $8 \times 7\text{ mm}$, dài $40,5\text{ mm}$.
  • Trục II: Tiết diện lắp bánh răng bị dẫn cấp nhanh ($d = 42\text{ mm}$) dùng then $12 \times 8\text{ mm}$; tiết diện lắp bánh răng dẫn cấp chậm ($d = 45\text{ mm}$) dùng then $14 \times 9\text{ mm}$. Tất cả các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập ($\sigma_d$) và độ bền cắt ($\tau_c$).

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành toàn diện việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xích tải công nghiệp với đầy đủ các căn cứ lý thuyết, công thức giải tích và tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Các thông số động học, kích thước hình học của bộ truyền đai, hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng, kết cấu trục, then, khớp nối và vỏ hộp giảm tốc đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi. Kết quả nghiên cứu là tài liệu tham khảo hoàn chỉnh, chuẩn mực về phương pháp luận và số liệu cho sinh viên kỹ thuật cơ khí trong việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí tương đương.