Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò thiết yếu trong dây chuyền sản xuất công nghiệp nhằm truyền chuyển động và cơ năng từ động cơ đến máy công tác. Quá trình thiết kế một hệ dẫn động hoàn chỉnh đòi hỏi tính toán đồng bộ từ động học, động lực học, lựa chọn vật liệu, tính toán độ bền đến thiết kế kết cấu vỏ hộp và kiểm nghiệm chi tiết máy. Đồ án môn học Chi tiết máy với đầu đề "Thiết kế hệ dẫn động [xích tải]" (mã đề A1, học kỳ 20201) được thực hiện tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế máy và Rô bốt, Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Hải Sơn. Đề tài do hai sinh viên Trần Hồng Phương (MSSV 20187389) và Trần Tiến Anh (MSSV 20187358) thuộc lớp chuyên ngành ME-GU17A phối hợp thực hiện với tỷ lệ đóng góp phân công 50% khối lượng công việc cho mỗi thành viên.

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí dẫn động xích tải với các nhiệm vụ và nội dung cụ thể được xác định trong văn bản như sau:

  1. Tính toán động học: Lựa chọn động cơ điện phù hợp công suất và số vòng quay yêu cầu, phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống và xác định các thông số công suất, mô men xoắn, số vòng quay trên từng trục.
  2. Thiết kế các bộ truyền cơ khí: Tính toán, lựa chọn thông số hình học và kiểm nghiệm bộ truyền xích tải ngoài hộp và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bên trong hộp giảm tốc bằng phần mềm Autodesk Inventor.
  3. Thiết kế trục và ổ lăn: Tính chọn khớp nối đàn hồi, xác định đường kính trục sơ bộ, lập sơ đồ đặt lực, tính mô men tương đương, kiểm nghiệm then, kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh, lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho cụm trục I và cụm trục II.
  4. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ: Xác định kích thước các phần tử vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, thiết kế nắp ổ, bánh răng lớn, vòng móc, chốt định vị, cửa thăm dầu, hệ thống bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
  5. Xây dựng sản phẩm đồ án: Hoàn thành 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc, 01 bản vẽ chi tiết cụm trục II và 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động xích tải bao gồm: động cơ điện, khớp nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng, bộ truyền xích tải ngoài và trục công tác. Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào được khống chế theo đề bài gồm: lực kéo xích tải $F = 2730\text{ N}$, vận tốc di chuyển xích tải $v = 1{,}22\text{ m/s}$, số răng đĩa xích tải công tác $z = 21$, bước xích tải $p = 38\text{ mm}$ (văn bản có đoạn sử dụng giá trị tính toán $31{,}8\text{ mm}$), chế độ làm việc với thời hạn yêu cầu $L_h = 12000\text{ giờ}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Đồ án ứng dụng hệ thống công thức giải tích, tiêu chuẩn kỹ thuật và số liệu tra cứu từ các tài liệu kinh điển trong đào tạo cơ khí chế tạo máy tại Việt Nam:

  • Khung lý thuyết và tài liệu thiết kế: Bộ giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (được ký hiệu [1] và [2] trong thuyết minh); Tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996 về tính toán sức bền bánh răng trụ; Bảng tra cứu động cơ điện của Công ty Điện cơ Hà Nội (HEM); Tiêu chuẩn chọn xích ống con lăn ISO loại B.
  • Phương pháp tính toán và thiết kế:
    • Phương pháp giải tích động lực học: Cân bằng lực không gian, phân tích phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mô men uốn và xoắn, xác định ứng suất pháp và ứng suất tiếp để tính đường kính trục.
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi và bền tĩnh: Xác định hệ số an toàn mỏi $s_j$ qua giới hạn mỏi đối xứng ($\sigma_{-1}$, $\tau_{-1}$), hệ số tập trung ứng suất ($K_\sigma$, $K_\tau$), hệ số kích thước ($\varepsilon_\sigma$, $\varepsilon_\tau$) và chất lượng gia công bề mặt ($K_x$, $K_y$); kiểm nghiệm then theo độ bền dập và cắt; kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động quy ước $C_d$ và tải trọng tĩnh $Q_t$.
    • Phương pháp thiết kế có trợ giúp của máy tính (CAD): Ứng dụng mô-đun Design Accelerator trên phần mềm Autodesk Inventor để nhập thông số tải trọng, tự động tính toán kích thước đĩa xích, cặp bánh răng trụ răng thẳng và xuất mô hình 3D.
  • Nguồn dữ liệu: Dữ liệu tải trọng từ mã đề A1 kết hợp các bảng tra tiêu chuẩn về hiệu suất chi tiết máy, kích thước vòng đệm cao su, bulông nắp ổ, then bằng, dung sai lắp ghép và kích thước kết cấu vỏ hộp đúc.

Thiết kế và tính toán hệ thống kỹ thuật

Kiến trúc hệ dẫn động được bố trí nối tiếp: nguồn động lực từ động cơ điện được truyền qua khớp nối vòng đàn hồi vào trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc, tiếp tục giảm tốc thông qua cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài đến trục ra (Trục II), sau đó thông qua bộ truyền xích dẫn động đĩa xích tải trên trục máy công tác.

Quy trình thiết kế kỹ thuật được triển khai qua các bước:

  1. Xác định công suất và vận tốc góc: Tính công suất trên trục công tác $P_{lv} = 3{,}33\text{ kW}$, hiệu suất toàn hệ thống $\eta \approx 0{,}917$, xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{yc} = 3{,}63\text{ kW}$.
  2. Lựa chọn nguồn động lực: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc mã hiệu 3K132M6 thỏa mãn các điều kiện $P_{đc} \ge P_{yc}$ và $n_{đb} \approx n_{sb}$.
  3. Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_c = 10{,}33$ được chia cho hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 1 ($u_{br} = 4$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2{,}58$).
  4. Thiết kế tự động hóa các bộ truyền bằng Inventor: Xác định các kích thước hình học, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn của bánh răng theo ISO 6336:1996 và tính toán khoảng cách trục chính xác của bộ truyền xích.
  5. Thiết kế kết cấu trục và gối đỡ: Xác định sơ bộ khoảng cách các gối đỡ và chi tiết quay, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực, tính toán tiết diện trục theo mô men tương đương, kiểm nghiệm mỏi tại các tiết diện nguy hiểm, chọn then và ổ lăn.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Chọn phương pháp đúc vỏ bằng gang xám GX15-32, xác định chiều dày thân, nắp, gân tăng cứng, bu lông nền và bố trí các chi tiết phụ trợ như cửa thăm, chốt định vị, vòng móc.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1: Tính toán động học (Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền)

Phần này tập trung xác định tải trọng và tốc độ làm việc của các trục trong hệ thống. Dựa trên lực kéo xích tải $F = 2730\text{ N}$ và vận tốc $v = 1{,}22\text{ m/s}$, công suất trên trục công tác được tính toán:

$$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2730 \cdot 1{,}22}{1000} = 3{,}33\text{ kW}$$

Hiệu suất chung của hệ thống xác định thông qua tích hiệu suất các bộ phận truyền động: 01 khớp nối ($\eta_{kn} = 1$), 02 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0{,}9925$), 01 cặp bánh răng trụ ($\eta_{br} = 0{,}97$) và 01 bộ truyền xích ($\eta_x = 0{,}96$), đạt giá trị tổng hợp $\eta \approx 0{,}917$. Công suất yêu cầu trên trục động cơ là $P_{yc} = 3{,}63\text{ kW}$. Số vòng quay trục công tác đạt $n_{lv} \approx 91{,}48\text{ vg/ph}$. Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = 10$, tốc độ sơ bộ cần có của động cơ là $n_{sb} \approx 1029{,}3\text{ vg/ph}$.

Tác giả lựa chọn động cơ điện 3K132M6 từ bảng phụ lục HEM của Điện cơ Hà Nội với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 4{,}0\text{ kW}$, tốc độ quay thực $n_{đc} = 945\text{ vg/ph}$, tỷ số mô men mở máy $M_{kđ}/M_{đm} = 2{,}0$, tỷ số mô men cực đại $M_{max}/M_{đm} = 2{,}2$, đường kính trục $32\text{ mm}$, khối lượng $69\text{ kg}$. Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống là $u_c = 945 / 91{,}48 \approx 10{,}33$. Tác giả chọn trước tỷ số truyền bánh răng trụ $u_{br} = 4$, từ đó xác định tỷ số truyền bộ truyền xích $u_x = 2{,}58$.

Thông số động học Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_{kn} = 1$ $u_{br} = 4$ $u_x = 2{,}58$
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 945 945 236,25 91,48
Công suất ($P$, kW) 3,63 3,60 3,47 3,33
Mô men xoắn ($T$, N.mm) 36684,13 36380,95 140268,78 347629,60

Phần 2: Thiết kế các bộ truyền

Phần này chia thành hai nội dung tính toán thiết kế chi tiết:

  • Thiết kế bộ truyền xích tải: Sử dụng xích ống con lăn loại B theo ISO, số dãy xích $k_{max} = 1$, thời hạn làm việc $L_h = 12000\text{ giờ}$. Số răng đĩa xích dẫn tính theo công thức $z_1 = 29 - 2u = 23{,}84$, làm tròn về số nguyên lẻ $z_1 = 23$; số răng đĩa bị dẫn $z_2 = u \cdot z_1 = 59{,}34$, làm tròn số lẻ $z_2 = 59$. Số mắt xích tính được $x_c = 124$ mắt. Khi thiết kế bằng phần mềm Inventor, kết quả xác định: mã hiệu xích 12B-1-88, bước xích $p = 19{,}05\text{ mm}$, đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 139{,}902\text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 357{,}934\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác $a = 433{,}863\text{ mm}$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0%$, lực tác dụng lên trục $F_r = 2011{,}829\text{ N}$.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ: Áp dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng, tiêu chuẩn tính toán ISO 6336:1996, tỷ số truyền $u = 4$, công suất trục dẫn $P_1 = 3{,}6\text{ kW}$, tốc độ $n_1 = 945\text{ vg/ph}$, thời hạn làm việc $12000\text{ giờ}$, hệ số an toàn tiếp xúc yêu cầu $S_H = 1{,}10 - 1{,}15$, hệ số an toàn uốn $S_F \ge 1{,}75$. Kết quả thiết kế tối ưu bằng Inventor đạt được: khoảng cách trục $a_w = 190\text{ mm}$, mô đun pháp $m_n = 4\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$. Bánh nhỏ có số răng $z_1 = 19$, đường kính vòng lăn $d_{w1} = 76\text{ mm}$, đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 84\text{ mm}$, đường kính đáy răng $d_{f1} = 66\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 67\text{ mm}$. Bánh lớn có số răng $z_2 = 76$, $d_{w2} = 304\text{ mm}$, $d_{a2} = 312\text{ mm}$, $d_{f2} = 294\text{ mm}$, $b_2 = 62\text{ mm}$. Lực tác dụng lên bộ truyền gồm lực vòng $F_t = 957{,}323\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_r = 348{,}437\text{ N}$.

Phần 3: Thiết kế trục và ổ lăn

Nội dung phần 3 bao gồm các bước tính chọn và kiểm nghiệm chi tiết cho hệ thống đỡ:

  • Tính chọn khớp nối: Chọn khớp nối trục đàn hồi nối trục I với động cơ, mô men tính toán $T_t = k \cdot T_I = 1{,}5 \cdot 36380{,}95\text{ N.mm} = 54{,}571\text{ N.m}$. Kích thước danh nghĩa tra theo bảng 16-10a [2] đạt cấp mô men danh nghĩa $T = 63\text{ N.m}$, đường kính lỗ trục $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 100\text{ mm}$, chiều dài moay ơ $L = 104\text{ mm}$, số lượng chốt $Z = 6$.
  • Thiết kế cụm trục I: Chế tạo từ thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$). Đường kính sơ bộ xác định $d_1 \ge 22{,}97\text{ mm}$. Tác giả tiêu chuẩn hóa các đoạn trục: ngõng lắp then bánh răng $d_{br} = 35\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_{ol} = 30\text{ mm}$, ngõng lắp khớp nối $d_{kn} = 26\text{ mm}$.
    • Then bằng lắp bánh răng: kích thước tiết diện $b = 10\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 5\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 3\text{ mm}$, thỏa mãn ứng suất dập $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi: tại tiết diện lắp bánh răng đạt hệ số an toàn $s_j = 12{,}48 \ge [s] = 1{,}5 - 2{,}5$; tại tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_j = 12{,}87 \ge [s]$; tại tiết diện khớp nối đạt hệ số an toàn tiếp $s_{\tau j} = 18{,}05$.
    • Kiểm nghiệm tĩnh: ứng suất tương đương cực đại $\sigma_{td} = 12{,}79\text{ MPa} < [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
    • Chọn ổ lăn: Ổ bi đỡ một dãy số hiệu 206 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 16\text{ mm}, r = 1{,}5\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 15{,}3\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 10{,}2\text{ kN}$). Tuổi thọ đạt $L = 680{,}4\text{ triệu vòng}$; tải trọng động tính toán $C_d = 3{,}9\text{ kN} < C$; tải tĩnh quy ước $Q_t = 0{,}367\text{ kN} < C_0$.
  • Thiết kế cụm trục II: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 500\text{ MPa}$). Đường kính sơ bộ tính toán $d_2 \ge 27{,}56\text{ mm}$; chọn các đoạn trục: $d_1 = 40\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng $d_2 = 45\text{ mm}$, ngõng lắp đĩa xích $d_3 = 38\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_0 = 40\text{ mm}$.
    • Then bằng lắp bánh răng: $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, $t_1 = 5{,}5\text{ mm}, t_2 = 3{,}8\text{ mm}$; then lắp đĩa xích kiểm nghiệm với đường kính ngõng $40\text{ mm}$, ứng suất dập thỏa mãn ngưỡng $100\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi: tại tiết diện bánh răng $s_j = 9{,}48 \ge [s]$; tại ngõng ổ lăn $s_j = 5{,}93 \ge [s]$; tại vị trí lắp xích $s_{\tau j} = 18{,}19$.
    • Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_{td} = 14{,}38\text{ MPa} < [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
    • Chọn ổ lăn: Ổ bi đỡ một dãy số hiệu 208 ($d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}, r = 2\text{ mm}$, đường kính bi $12{,}7\text{ mm}$, tải động $C = 25{,}6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 18{,}1\text{ kN}$), kiểm nghiệm hoàn toàn thỏa mãn tuổi thọ 12000 giờ.

Phần 4: Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc có chức năng bảo đảm vị trí tương quan giữa các trục, tiếp nhận tải trọng từ các bộ truyền và chứa dầu bôi trơn. Tác giả chọn vật liệu chế tạo là gang xám GX15-32, bề mặt ghép phân đôi giữa nắp và thân hộp đi qua tâm các trục và song song với đáy hộp.

Kích thước cấu tạo vỏ hộp đúc được xác định:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0{,}03a + 3 = 8{,}1\text{ mm}$, chọn $\delta = 9\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày gân tăng cứng: $e = (0{,}8 - 1)\delta = 7{,}2 - 9\text{ mm}$, chọn $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h < 58\text{ mm}$, độ dốc khoảng $2^\circ$.
  • Bulông liên kết: bulông nền $d_1 > 0{,}04a + 10 = 17{,}6\text{ mm}$, chọn $d_1 = 18{,}2\text{ mm}$ với số lượng $Z = 4$ bu lông; bulông cạnh gối trục $d_2 = 14\text{ mm}$; bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ $K_2 = 44\text{ mm}$.
  • Nắp ổ: Nắp ổ Trục I dùng 4 vít M6, đường kính ngoài $D_3 = 90\text{ mm}$, $D_2 = 75\text{ mm}$, $D_4 = 52\text{ mm}$; nắp ổ Trục II dùng 6 vít M8, $D_3 = 125\text{ mm}$, $D_2 = 100\text{ mm}$, $D_4 = 75\text{ mm}$.
  • Bánh răng bị dẫn (bánh 2): đường kính trong moay ơ $d = 45\text{ mm}$, đường kính ngoài moay ơ $D = 75\text{ mm}$, chiều dài moay ơ $l = 60\text{ mm}$, chiều dày vành răng $\delta = 10\text{ mm}$, đường kính trong vành răng $D_v = 274\text{ mm}$, đường kính tâm lỗ khoét giảm khối lượng $D_0 = 174\text{ mm}$, đường kính lỗ khoét $d_0 = 15\text{ mm}$, chiều dày đĩa bánh răng $c = 15\text{ mm}$.
  • Chi tiết phụ: Vòng móc có chiều dày $S = 20\text{ mm}$; chốt định vị dạng côn có đường kính $d = 6\text{ mm}$, côn $c = 1\text{ mm}$, chiều dài $l = 40\text{ mm}$; cửa thăm đỉnh hộp có kích thước nắp $100 \times 85\text{ mm}$, kích thước lỗ $70 \times 55\text{ mm}$, lắp bằng 4 vít M8x25. Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và mỡ bôi trơn chuyên dụng cho ổ lăn.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải với các thông số kỹ thuật được xác lập rõ ràng và kiểm chứng độ bền:

Hạng mục chi tiết máy Quy cách kỹ thuật và kích thước Kết quả kiểm nghiệm
Động cơ điện HEM 3K132M6 ($P = 4{,}0\text{ kW}, n = 945\text{ vg/ph}$) Dư công suất yêu cầu ($P_{đc} > 3{,}63\text{ kW}$)
Khớp nối trục đàn hồi Mô men danh nghĩa $T = 63\text{ N.m}$, 6 chốt cao su Chịu mô men tính toán $T_t = 54{,}571\text{ N.m}$
Bộ truyền xích ngoài Xích 12B-1-88, $z_1 = 23, z_2 = 59, p = 19{,}05\text{ mm}$ Khoảng cách trục $a = 433{,}863\text{ mm}, \Delta u = 0%$
Bánh răng trụ răng thẳng $m_n = 4\text{ mm}, a_w = 190\text{ mm}, z_1 = 19, z_2 = 76$ $S_H \ge 1{,}10; S_F \ge 1{,}75$ (ISO 6336)
Trục I (Thép 45) Ngõng then $d = 35\text{ mm}$, ngõng ổ $d = 30\text{ mm}$ Hệ số mỏi $s_j \ge 12{,}48$; tĩnh $\sigma_{td} = 12{,}79\text{ MPa}$
Trục II (Thép 45) Ngõng then $d = 45\text{ mm}$, ngõng ổ $d = 40\text{ mm}$ Hệ số mỏi $s_j \ge 5{,}93$; tĩnh $\sigma_{td} = 14{,}38\text{ MPa}$
Ổ lăn Trục I Ổ bi đỡ một dãy số hiệu 206 Tải động $C_d = 3{,}9\text{ kN} < C = 15{,}3\text{ kN}$
Ổ lăn Trục II Ổ bi đỡ một dãy số hiệu 208 Thỏa mãn độ bền động và tĩnh trong 12000 giờ
Vỏ hộp giảm tốc Đúc gang xám GX15-32, thân $\delta = 9\text{ mm}, e = 8\text{ mm}$ Đảm bảo độ cứng vững và chứa dầu bôi trơn

Giải pháp tác giả đề xuất là kết hợp phương pháp giải tích truyền thống theo tài liệu Trịnh Chất - Lê Văn Uyển với công cụ thiết kế tự động hóa trên Autodesk Inventor, cho phép kiểm chứng chéo các thông số lực và hình học ăn khớp của bánh răng và xích. Đóng góp cụ thể của đồ án là cung cấp bộ hồ sơ kỹ thuật chi tiết phục vụ gia công chế tạo hộp giảm tốc 1 cấp tải xích gồm: 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết 49 trang, 01 bản vẽ lắp tổng thể hộp giảm tốc và 01 bản vẽ chi tiết các bộ phận thuộc cụm trục II.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Trong phần lời nói đầu, tác giả tự nhận định: do hạn chế về kinh nghiệm thực tế và kiến thức chuyên môn ban đầu, đồ án không thể tránh khỏi những thiếu sót nhất định trong quá trình tính toán và bố trí kết cấu, cần sự góp ý của giảng viên hướng dẫn để tiếp tục hiệu chỉnh.

Dựa trên phạm vi thiết kế được trình bày trong tài liệu, đề tài còn tồn tại một số giới hạn kỹ thuật:

  • Đồ án mới dừng lại ở việc tính toán cơ học và kiểm nghiệm độ bền tĩnh, bền mỏi cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, chưa tiến hành kiểm nghiệm cân bằng nhiệt cho vỏ hộp khi làm việc liên tục ở công suất cực đại.
  • Mô hình tính toán trục dựa trên tải trọng tĩnh quy ước và các hệ số thực nghiệm truyền thống; chưa thực hiện mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá tập trung ứng suất chính xác tại rãnh then và bán kính góc lượn trục.
  • Bộ truyền ngoài sử dụng xích ống con lăn đòi hỏi chế độ căng xích và bôi trơn định kỳ khắt khe, dễ gây rung động trong quá trình vận hành lâu dài so với các phương án truyền động đai hoặc bộ truyền kín.

Hướng phát triển tiếp theo có thể mở rộng khảo sát phương án thay thế cặp bánh răng trụ răng thẳng bằng bánh răng trụ răng nghiêng để tăng độ êm và khả năng chịu tải, bổ sung tính toán truyền nhiệt làm mát vỏ hộp và tối ưu hóa khối lượng đúc của hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo thực tế cho sinh viên các chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy và Kỹ thuật Ô tô tại các trường đại học kỹ thuật khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Các nội dung có giá trị tham khảo chuyên sâu bao gồm:

  1. Bảng số liệu phân phối tỷ số truyền mẫu và các bước tính công suất động học đồng bộ từ tải trọng đầu vào.
  2. Quy trình kết hợp phần mềm Autodesk Inventor (Design Accelerator) với bảng tra cứu tiêu chuẩn cơ khí Việt Nam trong thiết kế bánh răng và đĩa xích.
  3. Trình tự từng bước kiểm nghiệm độ bền mỏi phức hợp theo ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện lắp ghép có độ dôi và rãnh then.
  4. Bảng tổng hợp công thức thực nghiệm xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 và các chi tiết phụ trợ chuẩn hóa.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động xích tải mang số hiệu gì và có các thông số cơ bản nào?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha 3K132M6 của Công ty Điện cơ Hà Nội (HEM). Động cơ có công suất định mức $4{,}0\text{ kW}$, số vòng quay thực $945\text{ vg/ph}$, tỷ số mô men cực đại $M_{max}/M_{đm} = 2{,}2$, tỷ số mô men khởi động $M_{kđ}/M_{đm} = 2{,}0$, đường kính trục động cơ $32\text{ mm}$ và khối lượng $69\text{ kg}$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể ra sao giữa các cấp truyền động?
Tỷ số truyền thực tế chung toàn hệ thống là $u_c \approx 10{,}33$. Tác giả phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp là $u_{br} = 4$ và tỷ số truyền cho bộ truyền xích tải ngoài hộp là $u_x = 2{,}58$.

3. Các thông số hình học chính của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Bộ truyền bánh răng trụ có khoảng cách trục $a_w = 190\text{ mm}$, mô đun pháp $m_n = 4\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$. Bánh dẫn (bánh 1) có số răng $z_1 = 19$, đường kính vòng chia $d_{w1} = 76\text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a1} = 84\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_1 = 67\text{ mm}$. Bánh bị dẫn (bánh 2) có $z_2 = 76$, $d_{w2} = 304\text{ mm}$, $d_{a2} = 312\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_2 = 62\text{ mm}$.

4. Ổ lăn được chọn cho Trục I và Trục II thuộc loại nào và kết quả kiểm nghiệm tải trọng đạt được là gì?
Cả hai trục đều sử dụng loại ổ bi đỡ một dãy. Cụm trục I lắp ổ bi số hiệu 206 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 16\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 15{,}3\text{ kN}$), tải trọng động tương đương tính được là $C_d = 3{,}9\text{ kN} < C$. Cụm trục II lắp ổ bi số hiệu 208 ($d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25{,}6\text{ kN}$). Cả hai loại ổ đều đảm bảo tuổi thọ làm việc $12000\text{ giờ}$ theo yêu cầu.

5. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và có kích thước cơ bản như thế nào?
Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng phương pháp đúc với vật liệu gang xám GX15-32. Kích thước cơ bản gồm: chiều dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, bu lông nền dùng 4 bu lông có đường kính thân $d_1 = 18{,}2\text{ mm}$, chiều cao mặt đế $h = 40\text{ mm}$ và bề mặt phân đôi đi qua tâm các trục song song với mặt đáy hộp.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy mã đề A1 đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp. Các tính toán động học, sức bền các bộ truyền, độ bền mỏi của trục, khả năng chịu tải của ổ lăn và kết cấu vỏ hộp đúc đều đạt chỉ tiêu an toàn theo các giáo trình và tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp bộ hồ sơ thuyết minh và bản vẽ kỹ thuật đồng bộ, có tính thực tiễn và giá trị tham khảo trực tiếp cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí.