Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế trạm dẫn động xích tải" (Mã số đề: 02-78-TV, Đề số 2) được thực hiện bởi sinh viên Lục Văn Thọ dưới sự hướng dẫn của giảng viên Diệp Lâm Kha Tùng tại Viện Đào tạo Chất lượng cao, Trường Đại học Giao thông Vận tải TP. Hồ Chí Minh. Trong ngành kỹ thuật cơ khí và cơ khí tự động, trạm dẫn động xích tải là một cơ cấu truyền động cơ học phổ biến dùng để vận chuyển vật liệu hoặc hàng hóa liên tục trong quy trình sản xuất công nghiệp. Thiết kế trạm dẫn động đòi hỏi tính toán đồng bộ từ khâu chọn nguồn động lực, phân phối tỷ số truyền, thiết kế các bộ truyền hở và bộ truyền kín, cho đến kết cấu trục, ổ đỡ và vỏ hộp giảm tốc nhằm bảo đảm khả năng làm việc ổn định, an toàn và độ tin cậy cơ học theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).

Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế được quy định cụ thể theo các nội dung kỹ thuật sau:

  1. Xác định công suất và chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha phù hợp với yêu cầu làm việc của trạm dẫn động xích tải.
  2. Phân phối tỷ số truyền chung cho hệ thống dẫn động gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc hai cấp.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
  4. Tính toán thiết kế hai cặp bộ truyền bánh răng trụ trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng nghiêng và cấp chậm bánh răng thẳng).
  5. Tính toán thiết kế trục, then và kiểm nghiệm độ bền mỏi của hệ trục và mối ghép then.
  6. Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các cụm ổ lăn trên ba trục.
  7. Thiết kế khớp nối trục đàn hồi, kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang và các chi tiết phụ trợ bôi trơn, quan sát, nâng hạ.
  8. Tra cứu và xác định dung sai lắp ghép, cấp chính xác cho các bề mặt tiếp xúc và chi tiết tiêu chuẩn trong toàn bộ trạm dẫn động.

Đối tượng và phạm vi thiết kế:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động xích tải gồm động cơ điện không đồng bộ ba pha, bộ truyền đai thang thường, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, nối trục vòng đàn hồi và trục công tác của xích tải.
  • Phạm vi thông số làm việc: Công suất tính toán trên trục máy công tác $P_{ct} = 10,4\text{ kW}$ (chế độ tải thay đổi theo chu kỳ $t_1 = 0,7t_{ck}$ và $t_2 = 0,3t_{ck}$, cho công suất tương đương $P_{tđ} = 9,822\text{ kW}$); số vòng quay trục công tác $n_{lv} = 49\text{ vòng/phút}$.
  • Phạm vi thời gian và chế độ tải: Hệ thống làm việc 2 ca mỗi ngày (8 giờ/ca), 300 ngày/năm, thời hạn phục vụ 5 năm (tổng thời gian làm việc danh định $t_h = 24.000\text{ giờ}$); chế độ quay một chiều, tải trọng có va đập nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí được xây dựng dựa trên hệ thống cơ sở lý thuyết chi tiết máy, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và dung sai - kỹ thuật đo theo các giáo trình tiêu chuẩn chuyên ngành của Việt Nam.

Khung lý thuyết và mô hình tính toán áp dụng:

  • Lý thuyết truyền động cơ khí và phân phối tỷ số truyền: Sử dụng các quan hệ cân bằng công suất, hiệu suất cơ học và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển theo tiêu chuẩn tính toán thiết kế của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc và uốn bánh răng: Đánh giá độ bền mỏi tiếp xúc bề mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền mỏi uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo mô hình ứng suất tương đương phụ thuộc vào chu kỳ làm việc thay đổi $N_{HE}$ và $N_{FE}$.
  • Lý thuyết tính toán trục chịu tải phức tạp: Xác định đường kính trục theo điều kiện uốn xoắn đồng thời dựa trên mômen tương đương $M_{tđ} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0,75T^2}$, kết hợp kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi $s \ge [s]$.
  • Lý thuyết tính toán tuổi thọ ổ lăn: Xác định khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $Q_t$ theo thời gian làm việc tương đương triệu vòng quay $L$ và tuổi thọ yêu cầu $L_h$.

Phương pháp nghiên cứu và thiết kế thực tế:

  • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Áp dụng hệ thống công thức giải tích chuẩn để tính toán lực tác dụng, mômen xoắn, phản lực gối đỡ, mômen uốn trên các mặt phẳng tọa độ $xOz$ và $yOz$.
  • Phương pháp tra cứu sổ tay kỹ thuật và tiêu chuẩn hóa: Tra cứu các bảng thông số tiêu chuẩn cơ khí (động cơ điện 4A, đai thang loại B, then bằng, ổ bi đỡ - chặn, vật liệu Thép 45 tôi cải thiện và Gang xám GX 15-32, bảng dung sai TCVN).
  • Phương pháp kiểm nghiệm điều kiện bền giới hạn: So sánh trực tiếp giá trị ứng suất phát sinh thực tế với ứng suất cho phép trong trạng thái tải danh định và quá tải ngắn hạn.

Nguồn dữ liệu tính toán:

  • Số liệu kỹ thuật ban đầu từ phiếu giao nhiệm vụ đề tài số 02-78-TV.
  • Dữ liệu tra cứu từ các tài liệu chuẩn: Sách "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) và sổ tay thiết kế chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương này thực hiện việc xác định công suất cần thiết trên trục động cơ, lựa chọn mã hiệu động cơ và phân bổ tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống. Với hiệu suất chung của hệ thống $\eta \approx 0,885$ (gồm hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,96$, 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, 2 cặp bánh răng trụ $\eta_{br} = 0,98$ và khớp nối $\eta_k = 1$), công suất cần thiết trên động cơ được tính toán là $P_{ct} = 11,098\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ của động cơ xác định là $n_{sb} = 2900\text{ vòng/phút}$.

Động cơ được chọn là kiểu 4A160S2Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 15\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất định mức $88%$, tỷ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 1,4$ và tỷ số mômen quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Tỷ số truyền chung thực tế $u_t = 59,795$ được phân bổ cho bộ truyền đai $u_đ = 3,7$ và hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 16$ (cấp nhanh $u_1 = 5,23$, cấp chậm $u_2 = 3,06$).

Thông số kỹ thuật Trục động cơ Trục I (Đầu vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra HGT) Trục IV (Công tác)
Công suất $P$ (kW) 11,098 10,547 10,232 9,927 9,827
Tỷ số truyền $u$ - 3,70 5,23 3,06 1,00
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2930 792 151 49 49
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 36.172 127.176 647.123 1.934.752 1.915.262

Chương II. Tính toán bộ truyền đai

Nội dung chương tập trung thiết kế bộ truyền đai thang thường nhằm dẫn động sơ cấp từ động cơ điện vào trục I của hộp giảm tốc:

  • Chọn tiết diện đai thang loại B, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 250\text{ mm}$, vận tốc đai đạt $v = 10,36\text{ m/s} < [v]_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai lớn $d_2 = 855\text{ mm}$, khoảng cách trục thiết kế $a = 853\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $l = 3550\text{ mm}$, tần số vòng chạy $i = 2,9\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 139^\circ$, số đai tính toán thực tế $z = 2,3 \rightarrow$ chọn số đai $z = 3$ đai (bảng tổng hợp ghi nhận kích thước bề rộng bánh đai $B = 85\text{ mm}$).
  • Đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_{a1} = 261,4\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_{a2} = 866,4\text{ mm}$, lực căng ban đầu của đai $F_0 = 185\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1039\text{ N}$.

Chương III. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng ăn khớp kín trong hộp giảm tốc với thời gian làm việc $24.000\text{ giờ}$, sử dụng vật liệu Thép 45 tôi cải thiện (bánh chủ động có độ rắn HB 241-285, $\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$; bánh bị động có độ rắn HB 192-240, $\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$):

  1. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (trụ răng nghiêng):

    • Khoảng cách trục $a_{w1} = 200\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10^\circ 44' 5,11''$.
    • Số răng: $Z_1 = 21$, $Z_2 = 110$, tỷ số truyền thực $u_1 = 5,24$, chiều rộng vành răng $b_w = 63\text{ mm}$.
    • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 64,12\text{ mm}, d_2 = 335,87\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 70,12\text{ mm}, d_{a2} = 341,87\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 56,62\text{ mm}, d_{f2} = 328,37\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 446,7\text{ MPa} < [\sigma_H] = 518\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 90,39\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 278,53\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 81,35\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 237,35\text{ MPa}$; thỏa mãn điều kiện quá tải.

  2. Bộ truyền bánh răng cấp chậm (trụ răng thẳng):

    • Khoảng cách trục $a_{w2} = 280\text{ mm}$, môđun $m = 3,5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
    • Số răng: $Z_1 = 39$, $Z_2 = 119$, tỷ số truyền thực $u_2 = 3,05$, chiều rộng vành răng $b_w = 84\text{ mm}$.
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,27; x_2 = 0,775$ nhằm dịch chuyển khoảng cách trục lý thuyết từ $276,5\text{ mm}$ lên $280\text{ mm}$, góc ăn khớp thực $\alpha_{tw} = 22,028^\circ$.
    • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 136,5\text{ mm}, d_2 = 416,5\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 145,075\text{ mm}, d_{a2} = 428,61\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 144,305\text{ mm}, d_{f2} = 422,537\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 29,74\text{ MPa} < [\sigma_H]$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 94,44\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 278,53\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 94,97\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 237,35\text{ MPa}$.

Chương IV: Tính toán trục then

Chương này giải quyết bài toán xác định khoảng cách gối đỡ, phân tích lực ăn khớp, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho hệ 3 trục cùng mối ghép then bằng (sử dụng Thép 45 tôi cải thiện):

  • Phân bố kích thước chiều dài trục: Khoảng cách giữa các gối đỡ trên cả 3 trục $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 220\text{ mm}$.
  • Xác định đường kính các tiết diện trục:
    • Trục I: Tiết diện lắp ổ $d_A = d_C = 30\text{ mm}$, lắp bánh răng nghiêng nhỏ $d_B = 38\text{ mm}$, lắp bánh đai $d_D = 32\text{ mm}$.
    • Trục II: Tiết diện lắp ổ $d_A = d_C = 55\text{ mm}$, lắp bánh răng nghiêng lớn và bánh răng thẳng nhỏ $d_B = d_D = 60\text{ mm}$.
    • Trục III: Tiết diện lắp ổ $d_A = d_B = 75\text{ mm}$, lắp bánh răng thẳng lớn $d_D = 100\text{ mm}$, ngõng trục ra lắp khớp nối $d_C = 100\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền mỏi và then: Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều có hệ số an toàn $s \ge [s] = 2,5$. Kiểm nghiệm then bằng tại các vị trí lắp đai, bánh răng và nối trục đều bảo đảm điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và bền cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 30\text{ MPa}$.

Chương V: Chọn ổ lăn

Dựa trên phân tích phản lực gối đỡ và lực dọc trục phát sinh từ bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh ($F_{a1} = F_{a2} = 757,71\text{ N}$), tác giả lựa chọn toàn bộ ổ lăn là ổ bi đỡ - chặn cỡ đặc biệt nhẹ:

  • Trục I: Chọn ổ 46106 ($d = 30\text{ mm}, D = 55\text{ mm}, B = 13\text{ mm}, C = 11,2\text{ kN}, C_0 = 8,03\text{ kN}$). Tải trọng động tính toán $C_d = 7,902\text{ kN} < C$, tải trọng tĩnh $Q_t = 0,801\text{ kN} < C_0$.
  • Trục II: Chọn ổ 46111 ($d = 55\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 18\text{ mm}, C = 25,2\text{ kN}, C_0 = 21,5\text{ kN}$). Tải trọng động tính toán $C_d = 16,0\text{ kN} < C$, tải trọng tĩnh $Q_t = 7,832\text{ kN} < C_0$.
  • Trục III: Chọn ổ 46115 ($d = 75\text{ mm}, D = 115\text{ mm}, B = 20\text{ mm}, C = 35,3\text{ kN}, C_0 = 32,3\text{ kN}$). Tải trọng động tính toán $C_d = 7,999\text{ kN} < C$, tải trọng tĩnh $Q_t = 7,999\text{ kN} < C_0$.

Chương VI: Tính toán nối trục đàn hồi, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết kết cấu vỏ hộp và các cụm phụ trợ:

  • Khớp nối trục vòng đàn hồi: Lựa chọn khớp nối tiêu chuẩn theo mômen tính toán $T_t = k \cdot T_3 = 1,5 \cdot 1934,752 = 2902,13\text{ Nm}$. Sau khi kiểm tra sức bền uốn chốt với số chốt ban đầu $Z = 8$ không thỏa mãn, tác giả đã tăng số lượng chốt lên $Z = 10$ chốt, đưa ứng suất uốn về mức $\sigma_u = 75,5\text{ MPa} \le [\sigma_u]$, bảo đảm độ bền dập cho vòng cao su.
  • Vỏ hộp giảm tốc đúc: Vật liệu Gang xám GX 15-32. Chiều dày thân hộp $\delta = 11,4\text{ mm}$, nắp hộp $\delta_1 = 10,26\text{ mm}$, gân tăng cường dày $10,26\text{ mm}$, chiều cao gân $55\text{ mm}$. Đường kính bu lông nền $d_1 = 25\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$), bu lông cạnh ổ $d_2 = 20\text{ mm}$, bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = 18\text{ mm}$. Trọng lượng ước tính của hộp giảm tốc $Q \approx 540\text{ kg}$.
  • Các chi tiết phụ và bôi trơn: Thiết kế chốt định vị hình côn $\varnothing 10 \times 80\text{ mm}$, nắp quan sát kích thước $100 \times 75\text{ mm}$, nút thông hơi M27x2, nút tháo dầu M20x2, que thăm dầu đặt nghiêng $55^\circ$, bulông vòng M20. Phương pháp bôi trơn bánh răng bằng ngâm dầu (dầu ô tô máy kéo AK-15 hoặc dầu công nghiệp 45), ổ lăn bôi trơn định kỳ bằng mỡ LGMT2 chiếm $1/2$ thể tích ổ.

Chương VII: Dung sai lắp ghép

Chương trình bày hệ thống dung sai và lắp ghép được lựa chọn theo TCVN cho toàn bộ trạm dẫn động:

  • Lắp bánh răng lên trục: Mối ghép trung gian $\varnothing 38\text{H7/k6}$ và $\varnothing 60\text{H7/k6}$ (chịu tải vừa, va đập nhẹ).
  • Lắp ổ lăn: Vòng trong lắp lên trục theo kiểu lắp dôi $\varnothing 30\text{k6}, \varnothing 55\text{k6}, \varnothing 75\text{k6}$; vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo kiểu $\varnothing 55\text{H7}, \varnothing 90\text{H7}, \varnothing 115\text{H7}$.
  • Mối ghép then: Kiểu lắp then trên rãnh trục là $\text{P9/h8}$, kiểu lắp then trên rãnh mayơ là $\text{Js9/h8}$.
  • Lắp chốt định vị vỏ hộp: Kiểu lắp chặt $\varnothing 10\text{P7/h6}$; vòng chắn dầu: $\text{H7/js6}$; bạc chắn và nắp quan sát: $\text{H8/h7}$.

Thiết kế và triển khai

Cấu trúc hệ thống truyền động cơ khí được mô tả theo sơ đồ nối tiếp: Động cơ điện 3 pha $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc hai cấp khai triển $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Trục công tác xích tải.

+------------------+     Bộ truyền đai B      +---------------------------+
|  Động cơ 3 pha   | -----------------------> | Hộp giảm tốc 2 cấp        |
|  4A160S2Y3       |   (u=3,7; d1=250 mm;     | bánh răng trụ khai triển  |
| (15 kW, 2930 rpm)|    d2=855 mm; 3 đai)     | (aw1=200 mm, aw2=280 mm)  |
+------------------+                          +---------------------------+
                                                            |
                                                            | Nối trục đàn hồi
                                                            | (Z = 10 chốt)
                                                            v
                                              +---------------------------+
                                              | Trục công tác xích tải    |
                                              | (P = 9,827 kW, n = 49 rpm)|
                                              +---------------------------+

Quy trình tính toán và kiểm nghiệm kỹ thuật được triển khai qua các bước:

  1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và uốn bánh răng: Đánh giá thông qua các hệ số phân bố tải trọng $K_{H\beta}, K_{H\alpha}, K_{Hv}$, hệ số dạng răng $Y_F$ và độ trùng khớp $\varepsilon_\alpha, \varepsilon_\beta$. Kết quả cho thấy toàn bộ hai cặp bánh răng đều có ứng suất làm việc nhỏ hơn giới hạn mỏi cho phép của vật liệu Thép 45 tôi cải thiện.
  2. Xây dựng biểu đồ mômen và tính mỏi trục: Xác lập phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$) để tính phản lực ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$, mômen xoắn $T$. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s$ tổng hợp từ ứng suất pháp $\sigma_a$ và ứng suất tiếp $\tau_a$, thỏa mãn điều kiện $s \ge [s] = 2,5$.
  3. Kiểm nghiệm ổ lăn và mối ghép then: Tính toán tuổi thọ tương đương qua $24.000\text{ giờ}$ làm việc, xác nhận khả năng chịu tải động $C_d < C$ và khả năng chịu tải tĩnh $Q_t < C_0$. Độ bền dập và cắt của then bằng đều đạt chuẩn cho phép ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}, [\tau_c] = 30\text{ MPa}$).

Kết quả và đóng góp

Bảng tổng hợp các thông số kỹ thuật cốt lõi của trạm dẫn động xích tải:

Hạng mục cụm chi tiết Thông số thiết kế chính Giá trị xác lập
Nguồn động lực Động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A160S2Y3 ($15\text{ kW}, 2930\text{ vg/ph}$)
Bộ truyền đai ngoài Loại đai thang / Số đai / Khoảng cách trục Tiết diện B / $z = 3$ đai / $a = 853\text{ mm}$
Bánh răng cấp nhanh Cặp bánh răng trụ răng nghiêng $a_{w1} = 200\text{ mm}; m = 3\text{ mm}; Z_1 = 21, Z_2 = 110; \beta = 10^\circ 44' 5,11''$
Bánh răng cấp chậm Cặp bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh $a_{w2} = 280\text{ mm}; m = 3,5\text{ mm}; Z_1 = 39, Z_2 = 119; x_1 = 0,27, x_2 = 0,775$
Hệ thống trục Đường kính các đoạn trục (I, II, III) Trục I: $\varnothing 30, \varnothing 32, \varnothing 38\text{ mm}$; Trục II: $\varnothing 55, \varnothing 60\text{ mm}$; Trục III: $\varnothing 75, \varnothing 100\text{ mm}$
Cụm ổ lăn Ổ bi đỡ - chặn 3 trục Trục I: 46106; Trục II: 46111; Trục III: 46115
Khớp nối đầu ra Nối trục vòng đàn hồi Đã điều chỉnh số lượng chốt $Z = 10$ chốt
Vỏ hộp giảm tốc Vật liệu / Chiều dày thân, nắp / Bulông nền Gang xám GX 15-32 / $\delta = 11,4\text{ mm}, \delta_1 = 10,26\text{ mm}$ / Bulông $4 \times \text{M25}$

Đóng góp kỹ thuật và giải pháp đề xuất của đồ án:

  • Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh bánh răng: Tác giả đã tính toán hệ số dịch chỉnh góc ($x_1 = 0,27; x_2 = 0,775$) cho cặp bánh răng cấp chậm, giúp tăng khoảng cách trục từ $276,5\text{ mm}$ lên khoảng cách tiêu chuẩn $a_{w2} = 280\text{ mm}$, đồng thời nâng cao độ bền uốn chân răng.
  • Khắc phục sức bền khớp nối trục: Nhận diện trường hợp chốt nối trục không đủ bền uốn khi sử dụng số lượng chốt danh định ($Z = 8$), tác giả đã kịp thời đề xuất giải pháp kỹ thuật tăng số chốt lên $Z = 10$, bảo đảm ứng suất uốn thực tế $\sigma_u = 75,5\text{ MPa}$ không vượt quá ứng suất cho phép.
  • Xác lập hệ thống dung sai đồng bộ: Cung cấp bảng tra cứu dung sai lắp ghép toàn diện theo tiêu chuẩn Việt Nam cho các vị trí lắp then, lắp ổ lăn, lắp bánh răng và chốt định vị.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Kết quả tính toán thiết kế giới hạn trong điều kiện vận hành xác định của đề bài: Tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều, chế độ làm việc 2 ca/ngày với tổng thời gian phục vụ $24.000\text{ giờ}$.
  • Thiết kế chủ yếu dựa trên phương pháp giải tích truyền thống và tra bảng sổ tay kỹ thuật, chưa tích hợp mô phỏng số 3D hoặc phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với ứng suất trên vỏ hộp và động lực học trục.

Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp:

  • Kiểm nghiệm độ bền động và phân tích ứng suất, biến dạng của hệ trục và vỏ hộp giảm tốc bằng các phần mềm mô phỏng kỹ thuật chuyên dụng (như ANSYS, Inventor hoặc SolidWorks Simulation).
  • Tính toán mô phỏng nhiệt và dòng chảy chất bôi trơn trong hộp giảm tốc đối với các chế độ tải trọng khắc nghiệt hơn.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Tự động, Chế tạo máy: Sử dụng làm tài liệu mẫu hoàn chỉnh về quy trình tính toán, lập thuyết minh thiết kế và tra cứu tiêu chuẩn khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Cán bộ kỹ thuật và người làm đề tài thiết kế trạm dẫn động: Tham khảo các bảng thông số động học, phương pháp phân phối tỷ số truyền, quy trình tính toán dịch chỉnh bánh răng trụ và bảng tra cứu dung sai lắp ghép chi tiết theo TCVN.
  • Các phần nội dung có giá trị tham khảo cao: Quy trình kiểm nghiệm bền mỏi trục chi tiết tại từng tiết diện nguy hiểm, phương pháp lựa chọn ổ bi đỡ - chặn chịu lực dọc trục và bảng kích thước kết cấu chi tiết vỏ hộp giảm tốc đúc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho trạm dẫn động xích tải là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ điện được chọn là loại không đồng bộ ba pha 4A160S2Y3 có công suất định mức $15\text{ kW}$, tốc độ quay $2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $88%$, khả năng quá tải mômen $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và $T_k/T_{dn} = 1,4$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào?
Tỷ số truyền thực của toàn hệ thống là $u_t = 59,795$, được phân bổ cho bộ truyền đai thang ngoài $u_đ = 3,7$ và hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 16$. Trong hộp giảm tốc, tỷ số truyền cấp nhanh là $u_1 = 5,23$ (thực tế bánh răng là $5,24$) và cấp chậm là $u_2 = 3,06$ (thực tế bánh răng là $3,05$).

3. Tại sao cặp bánh răng cấp chậm phải áp dụng phương pháp dịch chỉnh và thông số là bao nhiêu?
Khoảng cách trục tính toán sơ bộ theo số răng ($Z_1 = 39, Z_2 = 119, m = 3,5\text{ mm}$) là $a_{w2} = 276,5\text{ mm}$. Để nâng khoảng cách trục lên giá trị tiêu chuẩn $a_{w2} = 280\text{ mm}$, tác giả đã áp dụng phương pháp dịch chỉnh đều/dịch chỉnh góc với hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,27$ và $x_2 = 0,775$, đưa góc ăn khớp thực về $\alpha_{tw} = 22,028^\circ$.

4. Vì sao tác giả phải tăng số chốt của nối trục vòng đàn hồi từ 8 lên 10 chốt?
Khi tính toán kiểm nghiệm sức bền chốt đàn hồi với số lượng tiêu chuẩn ban đầu là $Z = 8$ chốt, ứng suất uốn tác dụng lên chốt vượt quá giới hạn bền cho phép. Tác giả đã tăng số chốt lên $Z = 10$, đưa ứng suất uốn thực tế giảm xuống $\sigma_u = 75,5\text{ MPa} \le [\sigma_u]$, bảo đảm an toàn chịu tải uốn và dập.

5. Các ổ lăn trên ba trục của hộp giảm tốc được lựa chọn thuộc chủng loại nào?
Toàn bộ ổ lăn trên ba trục đều là ổ bi đỡ - chặn cỡ đặc biệt nhẹ, gồm: Trục I dùng ổ 46106 ($d = 30\text{ mm}, D = 55\text{ mm}, B = 13\text{ mm}$); Trục II dùng ổ 46111 ($d = 55\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$); Trục III dùng ổ 46115 ($d = 75\text{ mm}, D = 115\text{ mm}, B = 20\text{ mm}$).

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của tác giả Lục Văn Thọ đã hoàn thành đầy đủ quy trình tính toán thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động xích tải công suất tương đương $9,822\text{ kW}$ với tuổi thọ phục vụ $24.000\text{ giờ}$. Hệ thống truyền động được xác lập hoàn chỉnh từ khâu chọn động cơ 4A160S2Y3, thiết kế bộ truyền đai thang B, hai cặp bánh răng trụ ăn khớp trong hộp giảm tốc, hệ thống 3 trục đỡ trên các ổ bi đỡ - chặn cho đến khớp nối trục đàn hồi và kết cấu vỏ hộp bằng gang xám GX 15-32. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi trục, tuổi thọ ổ lăn và dung sai lắp ghép đều thỏa mãn nghiêm ngặt các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành của Việt Nam.