I. Tổng quan thiết kế bộ truyền đai thang và bánh răng côn
Việc thiết kế bộ truyền đai thang và bánh răng côn là một bài toán kỹ thuật nền tảng, thường xuất hiện trong các đồ án chi tiết máy và các hệ thống truyền động công nghiệp. Hệ thống này kết hợp ưu điểm của hai loại bộ truyền: bộ truyền đai thang cho phép truyền động giữa các trục xa nhau, hoạt động êm và bảo vệ động cơ khỏi quá tải; trong khi bộ truyền bánh răng côn thay đổi phương truyền động giữa hai trục cắt nhau một góc 90 độ với độ chính xác và khả năng chịu tải cao. Mục tiêu của quá trình thiết kế là lựa chọn công suất động cơ phù hợp, phân phối tỷ số truyền hợp lý và tính toán các thông số hình học để hệ thống hoạt động bền bỉ, hiệu quả và an toàn. Một sơ đồ hệ thống dẫn động điển hình sẽ bao gồm động cơ, bộ truyền đai (bộ truyền ngoài) và hộp giảm tốc bánh răng côn (bộ truyền trong). Mỗi thành phần đều phải được tính toán và kiểm nghiệm theo các tiêu chuẩn TCVN thiết kế cơ khí để đảm bảo độ tin cậy. Quá trình này đòi hỏi sự chính xác từ khâu phân tích lực, chọn vật liệu, đến kiểm nghiệm bền cho từng chi tiết như trục, then và ổ lăn. Toàn bộ quá trình tính toán và lựa chọn sẽ được ghi lại trong bản thuyết minh đồ án thiết kế, kèm theo các bản vẽ hộp giảm tốc chi tiết.
1.1. Vai trò của hệ thống dẫn động cơ khí trong công nghiệp
Hệ thống dẫn động cơ khí là trái tim của hầu hết máy móc sản xuất, có nhiệm vụ truyền và biến đổi chuyển động từ nguồn (động cơ) đến bộ phận công tác. Cụ thể, hệ thống này điều chỉnh tốc độ quay và tăng mô men xoắn trên trục để phù hợp với yêu cầu công nghệ. Sự kết hợp giữa bộ truyền đai và bánh răng côn cho phép tạo ra các hệ thống linh hoạt, vừa có khả năng truyền động đi xa, vừa thay đổi được phương chuyển động. Ví dụ, trong một hệ thống băng tải, động cơ và bộ truyền đai có thể được đặt ở vị trí thuận lợi, trong khi hộp giảm tốc bánh răng côn sẽ nhận chuyển động và truyền vuông góc ra trục băng tải. Việc tính toán bộ truyền động cơ khí chính xác giúp tối ưu hóa hiệu suất, giảm tổn thất năng lượng và kéo dài tuổi thọ thiết bị. Đây là kiến thức cốt lõi mà bất kỳ kỹ sư cơ khí nào cũng cần nắm vững.
1.2. Phân tích thông số ban đầu và chọn công suất động cơ
Bước đầu tiên và quan trọng nhất trong mọi bài toán thiết kế là xác định rõ các thông số đầu vào. Dựa trên tài liệu gốc, hệ thống yêu cầu công suất trên trục công tác là P_ct = 1.7kW. Để bù cho tổn thất năng lượng trong quá trình truyền động, cần tính toán công suất cần thiết của động cơ. Hiệu suất của toàn hệ thống (η_td) được xác định bằng tích hiệu suất của các bộ truyền thành phần: η_đai = 0.95, η_brc = 0.94 (bánh răng côn), η_brt = 0.95 (bánh răng trụ). Công suất yêu cầu của động cơ được tính theo công thức: P_yc = P_ct / η_td. Giả sử η_td ≈ 0.85, công suất yêu cầu sẽ là P_yc ≈ 1.7 / 0.85 = 2kW. Từ giá trị này, tiến hành chọn động cơ điện tiêu chuẩn có công suất gần nhất và lớn hơn, ví dụ, chọn động cơ 2.2kW với số vòng quay đồng bộ là 1000 vòng/phút. Việc lựa chọn động cơ chính xác đảm bảo hệ thống có đủ năng lượng để vận hành ổn định dưới tải định mức.
II. Hướng dẫn thiết kế bộ truyền đai thang chi tiết nhất
Sau khi đã chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền bộ truyền đai, bước tiếp theo là tiến hành thiết kế bộ truyền đai thang. Quá trình này bao gồm việc lựa chọn loại đai, xác định đường kính bánh đai, tính toán khoảng cách trục và chiều dài đai, sau đó kiểm nghiệm các thông số để đảm bảo độ bền và tuổi thọ. Dựa trên công suất truyền P1 = 2kW và số vòng quay n1 = 1000 vg/ph, biểu đồ tiêu chuẩn cho phép chọn loại đai thang A. Từ loại đai A, các thông số tiết diện như bp, h, A được tra cứu. Đường kính bánh đai nhỏ (d1) được chọn sơ bộ dựa trên đường kính tối thiểu cho phép (d_min) và sau đó được chuẩn hóa. Đường kính bánh đai lớn (d2) được tính toán dựa trên d1 và tỷ số truyền, có xét đến hệ số trượt tương đối ε. Các công thức tính đai thang chuẩn được áp dụng để xác định chiều dài đai (L) và khoảng cách trục (a), sau đó các giá trị này được làm tròn theo tiêu chuẩn. Cuối cùng, các hệ số ảnh hưởng như góc ôm, vận tốc, chế độ tải trọng được sử dụng để xác định số dây đai (z) cần thiết, đảm bảo bộ truyền không bị trượt và truyền đủ công suất yêu cầu.
2.1. Lựa chọn loại đai và xác định thông số hình học cơ bản
Việc lựa chọn loại đai là quyết định ban đầu quan trọng. Dựa trên biểu đồ quan hệ giữa công suất và số vòng quay, loại đai A được chọn cho bài toán P1=2kW và n1=1000 vg/ph. Theo tiêu chuẩn, đai loại A có các thông số: bp = 11mm, h = 8mm, diện tích tiết diện A = 81 mm². Đường kính bánh đai nhỏ được chọn là d1 = 112mm (theo tiêu chuẩn, sau khi tính sơ bộ 1.2 x d_min). Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức: d2 = u * d1 * (1 - ε), với u=2 và ε=0.01, cho ra d2 ≈ 221.76mm. Giá trị này được làm tròn theo tiêu chuẩn thành d2 = 224mm. Tỷ số truyền thực tế sẽ được tính lại dựa trên đường kính chuẩn hóa để kiểm tra sai lệch, đảm bảo nằm trong giới hạn cho phép (thường < 4%).
2.2. Tính toán khoảng cách trục chiều dài và số lượng đai
Khoảng cách trục (a) và chiều dài đai (L) là hai thông số phụ thuộc lẫn nhau. Đầu tiên, chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo điều kiện kinh nghiệm, ví dụ a ≈ 1.2 * d2 = 268.8mm. Từ đó, chiều dài đai L được tính toán và làm tròn theo dãy tiêu chuẩn, ví dụ chọn L = 1120mm. Sau khi có L tiêu chuẩn, khoảng cách trục (a) được tính lại chính xác theo công thức. Kết quả a = 301.3mm thỏa mãn điều kiện giới hạn. Tiếp theo, số dây đai (z) được xác định để đảm bảo truyền đủ công suất. Công thức tính z dựa trên công suất yêu cầu (P1) và công suất cho phép trên một sợi đai [P0], có hiệu chỉnh bởi các hệ số: góc ôm (Cα), vận tốc (Cv), tỷ số truyền (Cu), chiều dài (CL),... Theo tài liệu, với các hệ số đã tính, số đai cần thiết là z > 1.92. Do đó, ta chọn ổ lăn z = 2 đai. Chiều rộng bánh đai (B) cũng được xác định dựa trên số đai z.
III. Phương pháp thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
Phần cốt lõi của hộp giảm tốc bánh răng côn là cặp bánh răng truyền động. Quá trình thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bắt đầu bằng việc chọn vật liệu bánh răng. Vật liệu cho bánh răng nhỏ và lớn thường được chọn là thép C45, qua tôi cải thiện để đạt độ rắn HB khác nhau (ví dụ HB1=265, HB2=250) nhằm tăng khả năng chống mài mòn. Bước tiếp theo là xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép, [σH] và [σF], dựa trên giới hạn mỏi và các hệ số an toàn. Thiết kế thường được tiến hành theo độ bền tiếp xúc để tránh tróc rỗ bề mặt. Từ mô men xoắn trên trục T2, ứng suất cho phép, và các hệ số tải trọng, đường kính vòng chia ngoài của bánh nhỏ (de1) được tính toán sơ bộ. Dựa vào de1 và tỷ số truyền, module (me) và số răng (z1, z2) được chọn theo tiêu chuẩn. Sau khi có các thông số cơ bản, toàn bộ thông số hình học bánh răng côn khác như chiều dài côn, chiều rộng vành răng, góc côn chia được xác định. Cuối cùng, bộ truyền phải được kiểm nghiệm lại độ bền tiếp xúc và độ bền uốn với các thông số chính xác để đảm bảo an toàn.
3.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép σH σF
Vật liệu là yếu tố quyết định đến khả năng chịu tải của bánh răng. Thép C45 tôi cải thiện là lựa chọn phổ biến do cân bằng được độ bền và chi phí. Bánh chủ động (nhỏ) thường có độ rắn cao hơn bánh bị động (lớn) khoảng 10-15 HB để đảm bảo mòn đều. Ví dụ, chọn HB1 = 265 và HB2 = 250. Từ độ rắn HB, các giới hạn mỏi tiếp xúc (σHlim) và mỏi uốn (σFlim) được xác định. Ứng suất cho phép được tính bằng cách chia giới hạn mỏi cho hệ số an toàn (SH, SF) và nhân với các hệ số hiệu chỉnh khác như tuổi thọ (KHL). Theo tài liệu gốc, ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là [σH] = 466.36 MPa và ứng suất uốn cho phép là [σF1] = 272.57 MPa và [σF2] = 257.14 MPa. Các giá trị này là cơ sở để tính toán bộ truyền động cơ khí ở các bước sau.
3.2. Tính toán thông số hình học và kiểm nghiệm bền cho răng
Từ mô men xoắn T2 = 36290 N.mm và ứng suất cho phép [σH], đường kính vòng chia ngoài de1 được tính sơ bộ là 44.88mm. Dựa vào đó, chọn số răng bánh nhỏ z1 = 32. Do đó, số răng bánh lớn là z2 = u * z1 = 2.5 * 32 = 80 răng. Module vòng chia ngoài được tính me = de1 / z1 và chọn theo tiêu chuẩn là me = 3mm. Từ đây, các kích thước hình học khác được xác định: đường kính vòng chia ngoài (de1=96mm, de2=240mm), chiều dài côn ngoài (Re=129.24mm), chiều rộng vành răng (b=36.84mm). Sau khi có thông số chính xác, cần tiến hành kiểm nghiệm lại. Ứng suất tiếp xúc thực tế (σH) được tính và so sánh với [σH]. Tương tự, ứng suất uốn thực tế (σF) được tính cho cả hai bánh răng và phải nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép [σF]. Việc kiểm nghiệm bền cho trục và bánh răng là bắt buộc để đảm bảo bộ truyền bánh răng côn thẳng không bị phá hủy khi làm việc.
IV. Ứng dụng tính toán trục then và lựa chọn ổ lăn phù hợp
Sau khi đã hoàn tất thiết kế bộ truyền đai thang và bánh răng côn, các lực tác dụng lên trục đã được xác định. Bước tiếp theo là sử dụng các lực này để tính toán và thiết kế trục, then và chọn ổ lăn. Trục phải được thiết kế để chịu đồng thời cả mô men uốn và mô men xoắn. Quá trình bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên ứng suất xoắn cho phép. Sau đó, dựa trên sơ đồ lắp ráp, các phản lực tại gối đỡ (ổ lăn) được tính toán. Biểu đồ mô men uốn và mô men xoắn được vẽ để xác định các tiết diện nguy hiểm. Tại các tiết diện này, đường kính trục được tính toán lại theo thuyết bền, thường là thuyết bền thứ ba hoặc thứ tư. Việc tính toán then cũng rất quan trọng, then phải được kiểm nghiệm bền dập và bền cắt để đảm bảo truyền được mô men xoắn mà không bị phá hủy. Cuối cùng, dựa trên đường kính ngõng trục và các phản lực đã tính, ổ lăn phù hợp được chọn từ catalog, đảm bảo tuổi thọ làm việc theo yêu cầu.
4.1. Sơ bộ xác định đường kính và kiểm nghiệm bền cho trục
Đối với trục 2 (trục vào hộp giảm tốc), mô men xoắn T2 = 36290 N.mm. Đường kính trục được tính sơ bộ theo công thức d ≥ ³√(16T / (π[τ])), với ứng suất xoắn cho phép [τ] ≈ 22 MPa, cho ra d_sb ≈ 20.33mm. Sau khi phân tích lực và vẽ biểu đồ mô men, các tiết diện nguy hiểm được xác định. Đường kính tại các tiết diện này được tính lại chính xác hơn bằng cách sử dụng mô men tương đương. Ví dụ, tại ngõng trục lắp ổ lăn, d ≈ 20.67mm, chọn theo tiêu chuẩn là d = 25mm. Sau khi có kích thước, trục phải được kiểm nghiệm bền mỏi. Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán và phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép (thường là [s] = 1.5 - 2.5). Quá trình này đảm bảo trục không bị gãy do mỏi sau một thời gian dài làm việc.
4.2. Lựa chọn ổ lăn dựa trên lực hướng tâm và lực dọc trục
Việc chọn ổ lăn (vòng bi) dựa trên hai yếu tố chính: đường kính ngõng trục và các lực tác dụng lên ổ. Đối với trục 2, các phản lực tại gối đỡ B và C đã được tính: FRB = 1686.05 N, FRC = 1186.74 N, và lực dọc trục Fa = 119.17 N. Dựa trên tỷ số Fa / FR, ta có thể chọn loại ổ lăn phù hợp. Trong trường hợp này, vì tỷ số nhỏ, ổ bi đỡ một dãy là lựa chọn hợp lý. Với đường kính ngõng trục d = 25mm, ta chọn sơ bộ ổ bi cỡ trung 305. Tải trọng quy ước (Q) được tính toán, có xét đến các hệ số tải trọng động và nhiệt độ. Từ tải trọng quy ước và số vòng quay, tuổi thọ của ổ lăn được tính theo triệu vòng quay hoặc theo giờ. Tuổi thọ tính toán phải lớn hơn hoặc bằng tuổi thọ yêu cầu của máy. Nếu không, phải chọn loại ổ lăn có khả năng chịu tải cao hơn.
