Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước, ngành cơ khí chế tạo máy giữ vai trò then chốt trong việc cung cấp máy móc, thiết bị và công cụ sản xuất cho toàn bộ nền kinh tế quốc dân. Việc nâng cao chất lượng đào tạo nguồn nhân lực kỹ thuật cơ khí đòi hỏi người học phải làm chủ kiến thức tính toán, thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí tự động hóa và dây chuyền sản xuất tiên tiến. Đồ án "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí: Đồ Án CDIO 2" do sinh viên Trần Công Quý và Nguyễn Phan Việt Hoàng thực hiện dưới sự hướng dẫn của Th.S Nguyễn Trọng Tuấn tại Đà Nẵng (hoàn thành ngày 16/12/2023) tập trung giải quyết bài toán thiết kế trọn vẹn một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ máy công tác.

Nhiệm vụ kỹ thuật trọng tâm của đồ án bao gồm các mục tiêu cụ thể:

  1. Xác định công suất cần thiết của động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống gồm hộp giảm tốc hai cấp đồng trục và bộ truyền xích ngoài.
  2. Tính toán động học, xác định số vòng quay, công suất và mômen xoắn trên tất cả các trục truyền động.
  3. Thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí bao gồm bộ truyền xích ống con lăn và các cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh, cấp chậm.
  4. Thiết kế kết cấu trục, then, tính toán phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của trục.
  5. Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các gối đỡ ổ lăn, chọn khớp nối trục đàn hồi.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, các chi tiết phụ định vị, bôi trơn, che kín và xác định hệ thống dung sai lắp ghép tiêu chuẩn.

Đối tượng nghiên cứu là hệ dẫn động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục kết hợp bộ truyền xích, làm việc trong điều kiện tải trọng va đập nhẹ, thời gian phục vụ 6,5 năm với chế độ làm việc 300 ngày/năm, 14 giờ/ngày.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết kỹ thuật cơ sở và chuyên ngành cơ khí chế tạo máy, bao gồm Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và lắp ghép, Công nghệ chế tạo phôi và Vẽ kỹ thuật. Phương pháp tính toán được thực hiện hoàn toàn theo các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (TCVN 1065-71) và tài liệu chuẩn ngành:

  • Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
  • Giáo trình "Thiết Kế Chi Tiết Máy" của Nguyễn Trọng Hiệp và Nguyễn Văn Lẫm.
  • Tài liệu "Dung sai và lắp ghép" của Ninh Đức Tốn.

Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp thiết kế tính toán kỹ thuật truyền thống kết hợp giải tích và tra cứu tiêu chuẩn công nghiệp:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định dòng truyền công suất, hiệu suất cơ học tổng thể và phân phối tỷ số truyền theo điều kiện đồng trục.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Ứng dụng lý thuyết mỏi tiếp xúc mặt răng (theo Hertz) và mỏi uốn chân răng có xét đến hệ số tập trung ứng suất, hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải không đều và chu kỳ làm việc thay đổi nhiều bậc.
  • Phương pháp vẽ biểu đồ nội lực và kiểm nghiệm sức bền trục: Thiết lập các phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng vuông góc ($yOz$ và $xOz$), tính phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn ($M_x$, $M_y$), mômen xoắn ($T$), từ đó tính toán mômen tương đương và hệ số an toàn mỏi uốn - xoắn kết hợp ($s$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm ổ lăn theo tuổi thọ mỏi: Tính toán tải trọng tương đương quy ước, kiểm tra khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q \le C_0$).

Thiết kế và triển khai hệ dẫn động

Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế với cấu trúc tổng thể gồm: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục (Trục I, Trục II, Trục III) $\rightarrow$ Bộ truyền xích ngoài $\rightarrow$ Trục công tác (Trục IV).

[Động cơ] ---> (Khớp nối) ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục] ---> (Bộ truyền xích) ---> [Trục công tác]
                                 Trục I -> Trục II -> Trục III

Các thông số thiết kế đầu vào chính:

  • Công suất trên trục công tác: $P_{tang} = 2,58\text{ kW}$.
  • Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = 58,9\text{ vòng/phút}$.
  • Thời gian làm việc: $L = 6,5\text{ năm}$ ($300\text{ ngày/năm}$, $14\text{ giờ/ngày}$), chế độ tải gồm hai bậc ($T_1 = T$, $t_1 = 15\text{ phút}$; $T_2 = 0,6T$, $t_2 = 15\text{ phút}$), hệ số quá tải $K_{qt} = 2,2$.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1: Xác định động cơ và phân phối tỷ số truyền

Dựa trên công suất công tác $P_{lv} = 2,58\text{ kW}$ và hiệu suất của các bộ phận ($\eta_{kn} = 1$; $\eta_x = 0,93$; $\eta_{br} = 0,97$; $\eta_{ol} = 0,99$), hiệu suất chung của hệ thống đạt $\eta = 0,84$. Công suất cần thiết của động cơ được tính toán là $P_{ct} = 3,07\text{ kW}$. Động cơ được chọn có tốc độ quay định danh $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$.

Tỷ số truyền chung toàn hệ thống là $u_t = 24,1$. Do sử dụng hộp giảm tốc đồng trục hai cấp nên tỷ số truyền được phân phối đều cho cấp nhanh và cấp chậm: $u_1 = u_2 = \sqrt{10} = 3,16$. Tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài là $u_x = 2,41$.

Trục Tỷ số truyền ($u$) Số vòng quay ($n$ - vg/ph) Công suất ($P$ - kW) Mômen xoắn ($T$ - Nmm)
Động cơ $u_{kn} = 1,00$ $1420,00$ $3,07$ $20646,83$
Trục I $u_1 = 3,16$ $1420,00$ $3,04$ $20455,07$
Trục II $u_2 = 3,16$ $449,37$ $2,92$ $62055,77$
Trục III $u_x = 2,41$ $142,21$ $2,80$ $188031,78$
Trục IV (Công tác) - $59,00$ $2,58$ $417610,17$

Sai số tốc độ trên trục công tác so với yêu cầu chỉ là $\delta% = 0,17%$, nằm trong giới hạn cho phép ($< 5%$).

Phần 2: Thiết kế các chi tiết máy (Bộ truyền xích và bánh răng)

A. Thiết kế bộ truyền xích

Bộ truyền xích đặt ngoài truyền công suất $P = 2,8\text{ kW}$ từ trục III sang trục công tác. Tác giả lựa chọn xích ống con lăn đơn dãy:

  • Số răng đĩa xích: $Z_1 = 25$ răng, $Z_2 = 61$ răng (tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,44$).
  • Bước xích tiêu chuẩn: $p = 25,4\text{ mm}$, số mắt xích $x = 124$, chiều dài xích $L = 3149,6\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục sau khi giảm trừ độ chùng: $a = 1015\text{ mm}$.
  • Đĩa xích chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện. Ứng suất tiếp xúc tính toán trên đĩa dẫn $\sigma_{H1} = 448,14\text{ MPa}$ và đĩa bị dẫn $\sigma_{H2} = 324,3\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc $[\sigma_H] = 800\text{--}900\text{ MPa}$.
  • Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây ra là $F_r = 2132,1\text{ N}$.

B. Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

Cả hai cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài, vật liệu thép 45 tôi cải thiện (bánh nhỏ đạt độ cứng $245\text{ HB}$, bánh lớn đạt $230\text{ HB}$):

  • Do yêu cầu đồng trục, khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau: $a_{w1} = a_{w2} = 130\text{ mm}$.
  • Môđun pháp tiêu chuẩn: $m = 2\text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 15^\circ$; góc profin gốc $\alpha = 20^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,39^\circ$.
  • Số răng các bánh: $Z_1 = Z_3 = 30$ răng; $Z_2 = Z_4 = 95$ răng; tỷ số truyền thực tế $u_m = 3,167$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 39\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = d_3 = 62,12\text{ mm}$; $d_2 = d_4 = 196,7\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Cấp nhanh đạt $\sigma_H = 246,34\text{ MPa} < [\sigma_H]{cx} = 470,68\text{ MPa}$; Cấp chậm đạt $\sigma_H = 399,7\text{ MPa} < [\sigma_H]{cx} = 470,68\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn chân răng: Cấp nhanh $\sigma_{F1} = 33,5\text{ MPa} \le 244\text{ MPa}$; Cấp chậm $\sigma_{F3} = 101,75\text{ MPa}$, $\sigma_{F4} = 97,16\text{ MPa} \le 236,57\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại đều nhỏ hơn giới hạn quá tải cho phép ($\sigma_{Hmax} \le 1260\text{ MPa}$, $\sigma_{Fmax} \le 360\text{--}464\text{ MPa}$).

Phần 3: Tính toán thiết kế trục và chọn then

Vật liệu trục sử dụng thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15\text{--}30\text{ MPa}$.

  1. Xác định đường kính sơ bộ: Trục I ($d_1 \ge 18,9\text{ mm} \rightarrow$ lấy $20\text{ mm}$); Trục II ($d_2 \ge 24,94\text{ mm} \rightarrow$ lấy $30\text{ mm}$); Trục III ($d_3 \ge 31,53\text{ mm} \rightarrow$ lấy $35\text{ mm}$).
  2. Kích thước các đoạn trục sau khi chuẩn hóa kết cấu:
    • Trục I: $d_{1D} = 18\text{ mm}$, $d_{1A} = 20\text{ mm}$, $d_{1B} = 25\text{ mm}$, $d_{1C} = 20\text{ mm}$.
    • Trục II: $d_{2D} = 25\text{ mm}$, $d_{2A} = 25\text{ mm}$, $d_{2B} = 30\text{ mm}$, $d_{2C} = 30\text{ mm}$.
    • Trục III: $d_{3D} = 30\text{ mm}$, $d_{3A} = 35\text{ mm}$, $d_{3B} = 40\text{ mm}$, $d_{3C} = 35\text{ mm}$.
  3. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và tĩnh:
    • Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện 1B ($s = 3,17$), Tiết diện 2B ($s = 4,35$), Tiết diện 2C ($s = 2,42$), Tiết diện 3B ($s = 4,56$). Tất cả đều thỏa mãn điều kiện an toàn $s \ge [s] = 1,5\text{--}2,5$.
    • Ứng suất tĩnh lớn nhất tại các trục đều nhỏ hơn giới hạn cho phép ($\sigma \le [\sigma]_{ch} = 272\text{ MPa}$).
  4. Tính chọn mối ghép then bằng đầu tròn:
    • Hầu hết các vị trí đều thỏa mãn điều kiện bền dập $[\sigma_d] \le 100\text{ MPa}$ và bền cắt $[\tau_c] \le 40\text{--}60\text{ MPa}$.
    • Riêng tại vị trí lắp khớp nối trên trục III (tiết diện 3D, $d = 30\text{ mm}$), ứng suất dập ban đầu tính được $\sigma_d = 103,2\text{ MPa} > 100\text{ MPa}$. Tác giả đã xử lý bằng giải pháp bố trí 2 then bằng đặt lệch nhau $180^\circ$, khi đó mỗi then chịu $75%$ mômen xoắn ($T'_3 = 141023,83\text{ Nmm}$), đưa ứng suất dập giảm xuống $\sigma_d = 77,4\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn.
Vị trí then Đường kính $d$ (mm) Kích thước $b \times h \times l_t$ (mm) $t_1$ (mm) $\sigma_d$ (MPa) $\tau_c$ (MPa)
Trục I (1D - Mayơ nối trục) $16$ $5 \times 5 \times 36$ $3,0$ $35,50$ $14,20$
Trục I (1B - Bánh răng 1) $20$ $6 \times 6 \times 36$ $3,5$ $22,73$ $9,47$
Trục II (2B - Bánh răng 2) $25$ $8 \times 7 \times 36$ $4,0$ $45,97$ $17,24$
Trục II (2C - Bánh răng 3) $30$ $8 \times 7 \times 36$ $4,0$ $38,30$ $14,36$
Trục III (3B - Bánh răng 4) $35$ $10 \times 8 \times 40$ $5,0$ $89,54$ $43,53$
Trục III (3D - Mayơ xích / nối) $30$ $2 \text{ then } (8 \times 7 \times 36)$ $5,0$ $77,40$ $23,20$

Phần 4: Tính toán và chọn ổ lăn

Do lực ăn khớp của bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra đồng thời lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$), toàn bộ các trục đều sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp:

  • Trục I: Chọn ổ bi đỡ chặn mã hiệu 46304 ($d = 20\text{ mm}$, $D = 52\text{ mm}$, $B = 15\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 14,0\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 9,17\text{ kN}$). Tải động tương đương tính toán $C_d = 4,4\text{ kN} < 14,0\text{ kN}$.
  • Trục II: Chọn ổ bi đỡ chặn mã hiệu 46305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, $C = 21,1\text{ kN}$, $C_0 = 14,9\text{ kN}$). Tải động tương đương $C_d = 18,2\text{ kN} < 21,1\text{ kN}$.
  • Trục III: Chọn ổ bi đỡ chặn mã hiệu 46307 ($d = 35\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$, $B = 21\text{ mm}$, $C = 33,4\text{ kN}$, $C_0 = 25,2\text{ kN}$). Tải động tương đương $C_d = 14,0\text{ kN} < 33,4\text{ kN}$.

Tất cả các ổ lăn đều thỏa mãn điều kiện làm việc về khả năng tải động và tải tĩnh.

Phần 5: Tính chọn khớp nối trục

Tại vị trí đầu vào nối trục động cơ với trục I của hộp giảm tốc, tác giả chọn khớp nối trục vòng đàn hồi theo mômen xoắn danh nghĩa với các thông số: đường kính trục $d = 16\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 71\text{ mm}$, đường kính mayơ $d_m = 28\text{ mm}$, chiều dài $L = 83\text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, số vòng quay cực đại $n_{max} = 7600\text{ vòng/phút}$.

Phần 6: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang, có mặt ghép giữa thân và nắp đi qua đường tâm các trục:

  • Chiều dày thành thân hộp $\delta = 28,4\text{ mm}$; chiều dày thành nắp $\delta_1 = 25,56\text{ mm}$.
  • Hệ thống bulông: Bulông nền $d_n = 48,54\text{ mm}$; bulông cạnh ổ $d_1 = 34\text{ mm}$; bulông ghép mặt bích thân và nắp $d_2 = 29\text{ mm}$; bulông nắp ổ $d_3 = 25\text{ mm}$; bulông nắp cửa thăm $d_4 = 20\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trợ: 02 chốt định vị hình trụ ($d = 12\text{ mm}$, $l = 50\text{ mm}$) để đảm bảo độ đồng tâm của lỗ ổ sau khi gia công và lắp ráp; cửa thăm có lắp nút thông hơi M27x2; nút tháo dầu M16x1,5 bố trí tại đáy hộp; 02 bulông vòng M16 phục vụ cẩu lắp và vận chuyển hộp (khối lượng định mức $Q = 540\text{ kG}$); ống lót ổ làm bằng gang GX15-32 dày $8\text{ mm}$.

Phần 7: Bôi trơn và che kín hộp giảm tốc

  • Bôi trơn bộ truyền bánh răng: Áp dụng phương pháp ngâm dầu trong thân hộp với lượng dầu từ $1,2\text{--}2,4\text{ lít}$ ($0,4\text{--}0,8\text{ lít/kW}$). Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao chân răng của bánh răng nhỏ nhất trong các bánh bị dẫn; mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3\text{--}1/6$ bán kính bánh răng lớn nhất. Độ nhớt dầu yêu cầu chọn loại dầu công nghiệp AK-20 ($\ge 70\text{ cSt}$ ở $50^\circ\text{C}$). Kiểm tra mức dầu bằng que thăm dầu.
  • Bôi trơn và che kín ổ lăn: Bộ phận ổ lăn được bôi trơn định kỳ bằng Mỡ M 13 (chiếm $2/3$ không gian ổ). Để ngăn dầu trong hộp tràn vào hòa lẫn với mỡ và ngăn bụi bẩn xâm nhập từ ngoài, kết cấu sử dụng vòng chắn mỡ (có 2-3 rãnh tam giác, cách mép thành hộp $1\text{--}2\text{ mm}$) kết hợp rãnh vòng lót kín động trực tiếp trên nắp ổ.

Phần 8: Lựa chọn kiểu dung sai và lắp ghép tiêu chuẩn

Toàn bộ các mối ghép trong hệ dẫn động được xác định theo hệ thống dung sai tiêu chuẩn:

  • Vòng trong ổ lăn: Lắp trên trục theo kiểu js6 (lắp có độ dôi nhẹ để chống trượt tương đối do chịu tải chu kỳ).
  • Vòng ngoài ổ lăn: Lắp vào thân vỏ hộp theo kiểu H7 (lắp có độ hở nhẹ để vòng ngoài có thể xê dịch tự lựa, phân bố mòn đều do chịu tải cục bộ).
  • Mối ghép then bằng: Then lắp trên rãnh trục theo kiểu N9/h9 (lắp chặt/độ dôi cố định); then lắp với rãnh mayơ bánh răng/khớp nối theo kiểu Js9/h9 (lắp có độ hở để bù trừ sai lệch gia công).
  • Mối ghép bánh răng cố định trên trục: Chọn kiểu lắp tiêu chuẩn H7/js6.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế kỹ thuật cho một hệ thống dẫn động cơ khí với các kết quả cụ thể:

  1. Xác lập bảng thông số động học chính xác trên 4 trục dẫn động với tổng tỷ số truyền $u_t = 24,1$, sai số vòng quay trục công tác thực tế chỉ $0,17%$.
  2. Hoàn thiện bộ thông số hình học và kiểm nghiệm bền cho bộ truyền xích ($p = 25,4\text{ mm}$, $Z_1 = 25$, $Z_2 = 61$) và hai cấp bánh răng nghiêng đồng trục ($a_w = 130\text{ mm}$, $m = 2\text{ mm}$, $\beta = 15^\circ$, $Z = 30/95$), đảm bảo vận hành không bị tróc mỏi tiếp xúc hay gãy uốn quá tải dưới hệ số tải động $K_{qt} = 2,2$.
  3. Giải quyết thành công bài toán phân bố ứng suất trên các trục truyền và mối ghép then, đặc biệt là phương án tối ưu sử dụng 2 then bằng bố trí lệch $180^\circ$ tại tiết diện 3D giúp triệt tiêu nguy cơ dập then do mômen xoắn lớn ($188031,78\text{ Nmm}$).
  4. Lựa chọn chính xác dãy ổ lăn đỡ chặn (46304, 46305, 46307) đáp ứng tải trọng dọc trục và hướng tâm phức hợp, cùng kết cấu vỏ hộp gang đúc, hệ thống bôi trơn kép (ngâm dầu AK-20 cho bánh răng, mỡ M 13 cho ổ lăn) và quy chuẩn dung sai lắp ghép công nghiệp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Về mặt hạn chế, đồ án tập trung hoàn toàn vào phương pháp tính toán giải tích bán thực nghiệm theo sách hướng dẫn truyền thống và tiêu chuẩn TCVN, chưa kết hợp mô phỏng động lực học hoặc kiểm nghiệm trường ứng suất - biến dạng bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) trên mô hình 3D. Hướng nghiên cứu tiếp theo có thể mở rộng ứng dụng phần mềm CAD/CAE (như SolidWorks, ANSYS hoặc Inventor) để mô phỏng ứng suất tiếp xúc động trên răng nghiêng, phân tích dao động cưỡng bức của hệ trục và tối ưu hóa hình học thành vỏ hộp nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo thực tế đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án CDIO hoặc Khóa luận tốt nghiệp về trạm dẫn động cơ khí.
  • Các kỹ sư thiết kế máy công nghiệp cần một mẫu tính toán đầy đủ các bước từ động cơ, phân phối tỷ số truyền, kiểm nghiệm tiếp xúc/uốn bánh răng nghiêng đồng trục, tính trục theo độ bền mỏi uốn xoắn kết hợp đến tra cứu kích thước vỏ hộp và chỉ định dung sai chế tạo.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao khoảng cách trục của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc lại bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 130\text{ mm}$)?
Do đề tài yêu cầu thiết kế hộp giảm tốc đồng trục (trục đầu vào và trục đầu ra nằm trên cùng một đường tâm hình học), nên khoảng cách trục giữa trục I - trục II (cấp nhanh) bắt buộc phải bằng khoảng cách trục giữa trục II - trục III (cấp chậm). Tác giả đã tính toán sơ bộ và chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn thống nhất là $130\text{ mm}$.

2. Tác giả đã xử lý vấn đề quá tải ứng suất dập của mối ghép then trên trục III như thế nào?
Tại tiết diện 3D trên trục III, do chịu mômen xoắn lớn ($188031,78\text{ Nmm}$), ứng suất dập tính toán với 1 then đạt $\sigma_d = 103,2\text{ MPa}$, vượt quá giới hạn bền dập cho phép ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$). Tác giả đã xử lý bằng giải pháp sử dụng 2 then bằng đặt cách nhau $180^\circ$, quy ước mỗi then chịu $75%$ mômen xoắn ($T'_3 = 141023,83\text{ Nmm}$), qua đó hạ ứng suất dập xuống còn $77,4\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, đảm bảo điều kiện bền.

3. Vì sao toàn bộ các trục trong hộp giảm tốc đều sử dụng ổ bi đỡ chặn thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do cả hai cấp giảm tốc đều sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (với góc nghiêng $\beta = 15^\circ$), quá trình ăn khớp sinh ra đồng thời lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$). Lực dọc trục tương đối lớn (ví dụ trên trục I là $F_{a1} = 533\text{ N}$), do đó bắt buộc phải sử dụng ổ bi đỡ chặn (các mã hiệu 46304, 46305, 46307) để tiếp nhận đồng thời cả hai thành phần lực này.

4. Hệ thống bôi trơn và che kín trong hộp giảm tốc được thiết kế phân lập như thế nào?
Hệ thống sử dụng giải pháp bôi trơn phân lập: Bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu công nghiệp AK-20 chứa trong đáy hộp (dung lượng $1,2\text{--}2,4\text{ lít}$); trong khi các cụm ổ lăn được bôi trơn độc lập bằng mỡ M 13. Để mỡ trong ổ không bị dầu rửa trôi và ngăn dầu tràn vào ổ, tại mỗi vị trí gối đỡ đều bố trí vòng chắn mỡ có 2-3 rãnh tam giác kết hợp rãnh vòng lót kín động trực tiếp trên nắp ổ.

Kết luận

Đồ án CDIO 2 "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của sinh viên Trần Công Quý và Nguyễn Phan Việt Hoàng là một công trình tính toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn mực và có độ tin cậy cao. Toàn bộ các cấu kiện từ động cơ, bộ truyền xích, bánh răng nghiêng hai cấp đồng trục, trục, then, ổ lăn đến vỏ hộp gang đúc đều được tính toán giải tích chi tiết, kiểm nghiệm nghiêm ngặt theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Đồ án thể hiện sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết cơ sở kỹ thuật và bài toán thiết kế cơ khí thực tiễn, đóng vai trò là tài liệu tham khảo học thuật hữu ích cho sinh viên khối ngành kỹ thuật chế tạo máy.