Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong kỹ thuật cơ khí và công nghiệp chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò là cơ cấu trung gian thực hiện việc truyền tải công suất, biến đổi mômen xoắn và tốc độ quay từ nguồn động lực (động cơ điện) đến bộ phận công tác của máy móc sản xuất. Việc tính toán thiết kế chính xác một hệ thống truyền động cơ khí là nhiệm vụ kỹ thuật cơ bản, yêu cầu vận dụng đồng bộ các nguyên lý kỹ thuật nhằm đảm bảo khả năng làm việc liên tục, độ bền cơ học và tuổi thọ chi tiết máy trong các điều kiện tải trọng thực tế.
Đồ án môn học Thiết kế máy Đề số 4.7 với đề tài "Thiết kế dẫn động xích tải" do sinh viên Nguyễn Đăng Quang (MSSV: 20217763), Khoa Cơ khí Động lực, Nhóm chuyên môn Ô tô và Xe chuyên dụng thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Trần Trọng Đạt. Đồ án tập trung vào việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động băng tải/xích tải ứng dụng trong các thiết bị cơ khí chuyên dụng và công nghiệp.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định dựa trên bộ thông số cho trước như sau:
- Lực kéo xích tải: $F = 2150\text{ N}$.
- Vận tốc xích tải: $v = 2,31\text{ m/s}$.
- Số răng đĩa xích tải: $z = 14$.
- Bước xích tải: $P = 85\text{ mm}$.
- Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L_h = 13000\text{ giờ}$.
- Chế độ làm việc: 1 ca/ngày ($Soca = 01$).
- Góc nghiêng của đường nối tâm bộ truyền ngoài: $\alpha = 130^\circ$.
- Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đồ án là toàn bộ chuỗi động lực của hệ thống dẫn động xích tải, bao gồm động cơ điện, khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc trục vít - bánh vít một cấp (với hướng ren trục vít nghiêng trái) và bộ truyền xích dẫn động ra bộ phận công tác.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án dựa trên nền tảng lý thuyết Chi tiết máy, Nguyên lý máy và Sức bền vật liệu, sử dụng các tiêu chuẩn thiết kế truyền động cơ khí được hướng dẫn trong tài liệu chuyên ngành của PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí).
Phương pháp thực hiện trong đồ án là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí truyền thống, bao gồm các bước:
- Phương pháp phân tích động học và cân bằng năng lượng: Xác định công suất làm việc, tính toán hiệu suất chung của toàn bộ chuỗi truyền động, xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ, phân phối tỷ số truyền qua các cấp và tính toán thông số động học (công suất, mômen xoắn, số vòng quay) trên từng trục truyền động.
- Phương pháp tính toán sức bền và chỉ tiêu tiếp xúc: Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của răng bánh vít và đĩa xích; kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của kết cấu trục; kiểm tra ứng suất dập và cắt của then bằng; kiểm nghiệm khả năng tải động và tải tĩnh của ổ lăn.
- Phương pháp tra cứu bảng số liệu tiêu chuẩn: Tra chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha, bước xích tiêu chuẩn, kích thước hình học bánh vít - trục vít, kích thước vòng đệm đàn hồi, kích thước ổ lăn đũa côn và kích thước then bằng.
- Nguồn dữ liệu sử dụng: Bảng thông số kỹ thuật động cơ điện, bảng tra tiêu chuẩn bộ truyền xích, bảng thông số bộ truyền trục vít - bánh vít và các hệ số thực nghiệm từ giáo trình chuyên ngành cơ khí.
Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động
Sơ đồ nguyên lý hệ thống dẫn động xích tải được bố trí theo chuỗi nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít 1 cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích ngoài $\rightarrow$ Trục xích tải công tác.
| Cụm cơ cấu | Thông số kỹ thuật / Vật liệu | Đặc tính kết cấu |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Model 4A112M2Y3, $n_{đc} = 2922\text{ v/ph}$, $P_{đc} \ge 7,02\text{ kW}$ | Động cơ điện không đồng bộ 3 pha |
| Khớp nối trục | Khớp nối trục đàn hồi, $T_{cfkn} = 31,5\text{ N}\cdot\text{m}$, $d_{cfkn} = 16\text{ mm}$ | Gồm 4 chốt ($Z = 4$), đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 90\text{ mm}$ |
| Hộp giảm tốc | Trục vít - Bánh vít 1 cấp, tỷ số truyền thực tế $u_t = 13$, khoảng cách trục $a_w = 128\text{ mm}$ | Hướng ren nghiêng trái, trục vít Thép CT5 tôi, vành bánh vít đồng thanh БрОЦС 5-5-5 |
| Bộ truyền ngoài | Xích ống con lăn, bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,04$ | Đĩa xích Thép C45, số mắt xích $x = 118$, khoảng cách trục $a = 1260\text{ mm}$ |
| Gối đỡ trục I | Ổ đũa côn 7304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}, \alpha = 11,17^\circ$) | Ổ chịu tải trọng hướng tâm kết hợp tải trọng dọc trục lớn ($F_{at} = 1910,96\text{ N}$) |
Nội dung chính theo từng chương
CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chương này giải quyết bài toán xác định các thông số năng lượng và chuyển động cho toàn bộ hệ thống dẫn động từ tải trọng ngoài về đến động cơ.
-
Công suất làm việc trên trục công tác: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2150 \cdot 2,31}{1000} = 4,97\text{ kW}$$
-
Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động: Hiệu suất được tổng hợp từ hiệu suất các bộ truyền và cặp ổ lăn thành phần:
- Hiệu suất bộ truyền trục vít bánh vít: $\eta_{tv} = 0,8$ (với số mối ren $z_1 = 2$).
- Hiệu suất bộ truyền xích hở: $\eta_x = 0,92$.
- Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: $\eta_{ol} = 0,99$.
- Hiệu suất khớp nối đàn hồi: $\eta_{kn} = 0,99$. Hiệu suất toàn hệ thống: $\eta = \eta_{tv} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{kn} \approx 0,71$.
- Xác định công suất cần thiết và chọn động cơ:
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4,97}{0,71} = 7,02\text{ kW}$$
- Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = 116\text{ vòng/phút}$.
- Tỷ số truyền sơ bộ: $u_{sb} = u_x \cdot u_{tv} = 2 \cdot 12 = 24$, suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 2795\text{ vòng/phút}$.
- Động cơ được chọn: Động cơ 4A112M2Y3 có công suất $P_{đc} \ge 7,02\text{ kW}$ và tốc độ quay danh định $n_{đc} = 2922\text{ vòng/phút}$.
- Phân phối tỷ số truyền và tính thông số các trục:
- Tỷ số truyền chung: $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2922}{116} = 25,09$.
- Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc trục vít: $u_{tv} = 12$.
- Tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài: $u_{xich} = \frac{25,09}{12} = 2,09$.
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I (Trục vào HGT) | Trục II (Trục ra HGT) | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 7,02 | 6,40 | 5,07 | 4,97 |
| Tỷ số truyền $u$ | 1 | 1 | 12 | 2,09 |
| Số vòng quay $n$ (v/ph) | 2922 | 2922 | 243,5 | 116,47 |
| Mômen xoắn $T$ ($\text{N}\cdot\text{mm}$) | 20911,16 | 20911,16 | 198739,6 | 407510,2 |
CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Chương II tiến hành lựa chọn loại xích, tính toán bước xích, xác định kích thước hình học đĩa xích và kiểm nghiệm các chỉ tiêu sức bền của bộ truyền xích con lăn ngoài.
- Chọn loại xích và số răng đĩa xích:
- Do điều kiện làm việc có va đập nhẹ và yêu cầu hiệu suất cao, tác giả lựa chọn xích ống con lăn.
- Số răng đĩa xích nhỏ chọn $z_1 = 25$, số răng đĩa xích lớn tính toán: $z_2 = 51$.
- Tỷ số truyền thực tế: $u_t = \frac{51}{25} = 2,04$. Sai lệch tỷ số truyền so với thiết kế: $\Delta u = \left|\frac{2,04 - 2,09}{2,09}\right| \cdot 100% = 2,39%$ (thỏa mãn phạm vi cho phép).
- Xác định bước xích và kích thước hình học:
- Tính công suất tính toán $P_t$ qua các hệ số điều kiện sử dụng ($k_z = 1; k_n = 1,64; k_0 = 1,25; k_a = 1; k_{đc} = 1,25; k_{bt} = 1,3; k_đ = 1,2; k_c = 1$).
- Tra bước xích tiêu chuẩn: $p = 31,75\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục sơ bộ chọn $a_{sb} = 40p = 1270\text{ mm}$, tính ra số mắt xích chọn chẵn $x = 118$ mắt. Chiều dài xích thực tế: $L = 3746,5\text{ mm}$, khoảng cách trục hiệu chỉnh $a = 1260\text{ mm}$.
- Số lần va đập của bản lề xích: $i = 3,43 < [i] = 25\text{ lần/s}$.
- Kiểm nghiệm sức bền và lực tác dụng:
- Tải trọng phá hỏng của xích: $Q = 88,5\text{ kN}$; khối lượng 1 mét xích: $q = 3,8\text{ kg/m}$.
- Vận tốc vòng của xích: $v = 3,22\text{ m/s}$. Lực vòng: $F_t = 1573,07\text{ N}$. Lực căng do lực ly tâm: $F_v = 39,43\text{ N}$. Lực căng do trọng lượng bản thân nhánh xích: $F_0 = 93,94\text{ N}$.
- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: $F_{xich} = k_x \cdot F_t = 1,05 \cdot 1573,07 = 1651,73\text{ N}$ (với $k_x = 1,05$ do góc nghiêng $\alpha = 130^\circ > 40^\circ$).
- Vật liệu chế tạo đĩa xích: Thép C45 tôi đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 500\text{ MPa}$.
- Kích thước đĩa xích:
- Đĩa xích nhỏ ($z_1 = 25$): Đường kính vòng chia $d_1 = 254,32\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 267,20\text{ mm}$, vòng chân $d_{f1} = 234,08\text{ mm}$.
- Đĩa xích lớn ($z_2 = 51$): Đường kính vòng chia $d_2 = 515,75\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 530,64\text{ mm}$, vòng chân $d_{f2} = 496,51\text{ mm}$. Bán kính đáy răng $r = 9,62\text{ mm}$.
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÁNH VÍT
Chương III thực hiện tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền giảm tốc trục vít - bánh vít một cấp, bao gồm tính toán ăn khớp, ứng suất, lực ăn khớp và kiểm nghiệm nhiệt.
- Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
- Vận tốc trượt sơ bộ: $v_{sb} = 7,67\text{ m/s}$. Do vận tốc nằm trong khoảng $5\text{ m/s} < v_{sb} < 12\text{ m/s}$, vật liệu vành bánh vít được chọn là đồng thanh thiếc kẽm chì БрОЦС 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại ($\sigma_b = 200\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 80\text{ MPa}$).
- Vật liệu trục vít: Thép tôi nhiệt luyện đạt độ rắn bề mặt $45\text{ HRC}$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 110,4\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_F] = 31,58\text{ MPa}$ ($[\sigma_{FO}] = 56,4\text{ MPa}, K_{FL} = 0,56$).
- Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải: $[\sigma_H]_{max} = 400\text{ MPa}$.
- Xác định thông số ăn khớp và kích thước hình học:
- Số mối ren trục vít $z_1 = 2$.
- Số răng bánh vít: $z_2 = 26$.
- Hệ số đường kính trục vít sơ bộ: $q = 10$.
- Mô đun dọc tiêu chuẩn: $m = 8\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục tính lại: $a_w = 128\text{ mm}$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$ (đảm bảo $-0,7 \le x \le 0,7$, không bị cắt chân răng).
- Tỷ số truyền thực tế bộ truyền trục vít: $u_t = \frac{26}{2} = 13$ (sai lệch $8,33%$).
- Kích thước hình học bộ truyền:
- Trục vít: Đường kính vòng chia $d_1 = 80\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 96\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f1} = 60,8\text{ mm}$, chiều dài phần cắt ren $b_1 = 110\text{ mm}$.
- Bánh vít: Đường kính vòng chia $d_2 = 208\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 192\text{ mm}$, đường kính ngoài lớn nhất $d_{aM2} = 230\text{ mm}$, vòng đáy $d_{f2} = 188,8\text{ mm}$, chiều rộng vành răng bánh vít $b_2 = 72\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc, uốn và quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 96,21\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 110,4\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Ứng suất uốn thực tế tại chân răng: $\sigma_F = 13,78\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 31,58\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 97,34\text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 400\text{ MPa}$.
- Lực ăn khớp tác dụng và tính nhiệt:
- Lực dọc trục trên trục vít (bằng lực vòng trên bánh vít): $F_{a1} = F_{t2} = 1910,96\text{ N}$.
- Lực vòng trên trục vít (bằng lực dọc trục trên bánh vít): $F_{t1} = F_{a2} = 415,65\text{ N}$.
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 697,87\text{ N}$.
- Tính toán cân bằng nhiệt hộp giảm tốc: Nhiệt độ dầu làm việc giả định $t_d = 90^\circ\text{C}$, nhiệt độ môi trường $t_0 = 20^\circ\text{C}$, hệ số truyền nhiệt $K_t = 13\text{ W}/(\text{m}^2\cdot^\circ\text{C})$, hệ số tản nhiệt qua quạt $K_{tq} = 40$.
CHƯƠNG IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
Chương IV tập trung vào việc thiết kế khớp nối, kết cấu trục I và trục II, kiểm nghiệm then và chọn ổ lăn chịu tải.
- Chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục:
- Chọn loại khớp nối vòng đàn hồi để nối trục động cơ với trục I.
- Thông số danh định của khớp nối: Mômen xoắn cho phép $T_{cfkn} = 31,5\text{ N}\cdot\text{m}$, đường kính lỗ trục lớn nhất $d_{cfkn} = 16\text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 90\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 15\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 10\text{ mm}$.
- Lực khớp nối tác dụng lên trục: $F_{kn} = 102\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất dập cao su và ứng suất uốn chốt đều thỏa mãn điều kiện bền.
- Tính toán kết cấu trục và kiểm nghiệm bền:
- Vật liệu chế tạo trục: Thép CT5 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 500\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất cho phép $[\sigma] = 65\text{ MPa}$ (trục I) và $[\sigma] = 55\text{ MPa}$ (trục II).
- Kết cấu đường kính Trục I:
- Đoạn lắp ổ lăn: $d_{10} = d_{11} = 20\text{ mm}$.
- Đoạn lắp khớp nối: $d_{12} = 16\text{ mm}$ (lắp then $b = 4\text{ mm}, h = 4\text{ mm}, t_1 = 2,5\text{ mm}, l_t = 28\text{ mm}$).
- Đoạn ren trục vít: $d_{13} = 28\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn ($s_{j10} = 3,03 > [s]$; $s_{j12} = 2,07 > [s]$; $s_{j13} = 2,34 > [s]$ với $[s] = 1,5 \div 2,5$).
- Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_{td} = 74,1\text{ MPa} \le [\sigma]_{max} = 120\text{ MPa}$.
- Kết cấu đường kính Trục II:
- Các kích thước đường kính trục được chọn lần lượt: $d_{20} = 28\text{ mm}$ (lắp đĩa xích, then $b = 8, h = 7, t_1 = 4$), $d_{21} = d_{22} = 40\text{ mm}$ (đoạn lắp ổ lăn), $d_{23} = 45\text{ mm}$ (đoạn lắp bánh vít, then $b = 14, h = 12, t_1 = 7, l_t = 51\text{ mm}$).
- Kiểm nghiệm ứng suất dập và cắt của then thỏa mãn $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và $[\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
- Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục I:
- Lực hướng tâm tác dụng lên gối đỡ: $F_{r0} = 346\text{ N}$, $F_{r1} = 625\text{ N}$. Lực dọc trục ngoài: $F_{at} = 1910,96\text{ N}$.
- Do tỷ số $\frac{F_{at}}{\min(F_{r0}, F_{r1})} = \frac{1910,96}{346} = 5,52 \ge 1,5$, hệ thống bắt buộc sử dụng ổ đũa côn để tiếp nhận lực dọc trục lớn.
- Chọn loại ổ đũa côn 7304 cỡ trung: $d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}, \alpha = 11,17^\circ, C = 25\text{ kN}, C_0 = 16,6\text{ kN}$.
- Tải trọng động quy ước tính toán $Q = 4178\text{ N}$, thời hạn làm việc $L = 2279,16\text{ triệu vòng}$.
- Khả năng tải động tính toán $C_d = 45\text{ kN}$ và tải trọng tĩnh $Q_t = 29,88\text{ kN}$, đảm bảo ổ làm việc an toàn và bền bỉ trong suốt 13000 giờ.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật theo các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành, đưa ra thông số định lượng cụ thể:
| Hạng mục thiết kế | Kết quả tính toán nghiệm thu |
|---|---|
| Động cơ điện | 4A112M2Y3 ($P_{đc} = 7,02\text{ kW}, n_{đc} = 2922\text{ v/ph}$) |
| Bộ truyền ngoài | Xích con lăn 1 dãy: $p = 31,75\text{ mm}, z_1 = 25, z_2 = 51, x = 118, a = 1260\text{ mm}$ |
| Hộp giảm tốc | Trục vít - Bánh vít ($z_1 = 2, z_2 = 26, m = 8\text{ mm}, a_w = 128\text{ mm}, u_t = 13$) |
| Khớp nối | Khớp nối vòng đàn hồi $T_{cfkn} = 31,5\text{ N}\cdot\text{m}, Z = 4\text{ chốt}, d_c = 10\text{ mm}$ |
| Trục I | Thép CT5; các đoạn trục $d_{10} = d_{11} = 20\text{ mm}, d_{12} = 16\text{ mm}, d_{13} = 28\text{ mm}$ |
| Trục II | Thép CT5; các đoạn trục $d_{20} = 28\text{ mm}, d_{21} = d_{22} = 40\text{ mm}, d_{23} = 45\text{ mm}$ |
| Ổ lăn Trục I | Ổ đũa côn mã hiệu 7304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$) |
Đóng góp chính của tác giả là giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí chịu tải trọng va đập nhẹ, kết hợp hợp lý giữa tỷ số truyền của hộp giảm tốc trục vít ($u = 13$) và bộ truyền xích ngoài ($u = 2,04$) nhằm đảm bảo vận tốc công tác $v = 2,31\text{ m/s}$ và lực kéo $F = 2150\text{ N}$, đồng thời kiểm tra đầy đủ các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh và cân bằng nhiệt cho hệ thống.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế trong phạm vi tài liệu:
- Tài liệu tập trung chủ yếu vào phần tính toán động học, truyền động cơ khí, sức bền trục và chọn ổ lăn; chưa thể hiện chi tiết kết cấu vỏ hộp giảm tốc, hệ thống bôi trơn làm mát cưỡng bức và quy trình dung sai lắp ghép cụ thể.
- Việc kiểm nghiệm nhiệt hộp giảm tốc mới dừng ở các thông số lý thuyết sơ bộ, chưa mô phỏng trường nhiệt độ bằng phần mềm chuyên dụng.
Hướng hoàn thiện tiếp theo:
- Triển khai xây dựng bản vẽ lắp cụm hộp giảm tốc và bản vẽ chi tiết các trục, đĩa xích, bánh vít trên phần mềm thiết kế cơ khí 2D/3D (như AutoCAD).
- Tính toán tối ưu hóa hình học hộp giảm tốc nhằm tăng diện tích tản nhiệt tự nhiên mà không cần quạt gió phụ trợ.
Giá trị tham khảo
Đồ án có giá trị tham khảo kỹ thuật cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Ô tô và Cơ điện tử đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế máy.
- Tài liệu tham khảo về quy trình tính toán từng bước cho hệ thống truyền động kết hợp hộp giảm tốc trục vít - bánh vít và bộ truyền xích ngoài tải trọng lớn.
- Bảng tổng hợp công thức, cách tra cứu hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và phương pháp kiểm nghiệm độ bền ổ lăn đũa côn.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án là loại nào và có thông số ra sao? Động cơ điện được chọn là loại không đồng bộ 3 pha mã hiệu 4A112M2Y3, có công suất danh định $P_{đc} \ge 7,02\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{đc} = 2922\text{ vòng/phút}$.
2. Tại sao vành bánh vít trong đồ án lại được chọn làm bằng vật liệu đồng thanh БрОЦС 5-5-5? Vật liệu БрОЦС 5-5-5 (đồng thanh thiếc kẽm chì) đúc khuôn kim loại được chọn vì vận tốc trượt tính toán của bộ truyền trục vít là $v_{sb} = 7,67\text{ m/s}$, nằm trong dải vận tốc trung bình $5\text{ m/s} < v_{sb} < 12\text{ m/s}$, nhằm giảm ma sát và chống dính bề mặt răng.
3. Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền xích và sai lệch so với tính toán ban đầu là bao nhiêu? Bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ $z_1 = 25$, số răng đĩa lớn $z_2 = 51$, cho tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,04$. Mức sai lệch so với tỷ số truyền thiết kế ($u_{xich} = 2,09$) là $\Delta u = 2,39%$, nằm trong giới hạn cho phép.
4. Vì sao trục I của hộp giảm tốc bắt buộc phải dùng ổ đũa côn thay vì ổ bi đỡ thông thường? Trục I chịu lực dọc trục rất lớn phát sinh từ ren trục vít nghiêng ($F_{at} = 1910,96\text{ N}$), dẫn đến tỷ số $\frac{F_{at}}{\min(F_r)} = 5,52 \ge 1,5$. Tỷ số này vượt quá giới hạn làm việc của ổ bi đỡ, do đó phải sử dụng ổ đũa côn (chọn ổ 7304) để chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục.
5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn về độ bền mỏi trên các tiết diện của Trục I là bao nhiêu? Hệ số an toàn độ bền mỏi tính toán tại các tiết diện nguy hiểm gồm: Tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_j = 3,03$; tiết diện lắp khớp nối đạt $s_j = 2,07$; tiết diện đoạn ren trục vít đạt $s_j = 2,34$. Tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế dẫn động xích tải" của sinh viên Nguyễn Đăng Quang đã hoàn thành xuất sắc việc tính toán thiết kế một hệ thống dẫn động hoàn chỉnh với công suất công tác $4,97\text{ kW}$ và lực kéo $2150\text{ N}$. Bản thiết kế xác lập đầy đủ thông số động học, hình học và độ bền cho động cơ 4A112M2Y3, bộ truyền xích bước $31,75\text{ mm}$, hộp giảm tốc trục vít bánh vít tỷ số truyền $u = 13$ cùng kết cấu trục và gối đỡ ổ đũa côn 7304. Toàn bộ các kết quả tính toán đều thỏa mãn nghiêm ngặt các chỉ tiêu về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc, độ bền mỏi và cân bằng nhiệt theo tiêu chuẩn ngành cơ khí chế tạo máy.