Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành kỹ thuật cơ khí giữ vai trò nền tảng trong việc chế tạo máy móc, thiết bị và giải quyết các bài toán truyền động cơ sở. Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" do sinh viên Nguyễn Nhựt Trường thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Văn Hữu Thịnh tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh một hệ thống truyền động cơ khí từ nguồn động lực đến trục máy công tác. Đây là nhiệm vụ kỹ thuật tổng hợp đòi hỏi người thực hiện phải vận dụng các nguyên lý chi tiết máy, sức bền vật liệu, dung sai và công nghệ chế tạo nhằm xác định kết cấu hình học tối ưu và kiểm nghiệm độ bền làm việc thực tế của các cụm chi tiết máy.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu, tính toán cụ thể của đồ án được triển khai tuần tự theo 7 bước kỹ thuật:

  1. Tính chọn động cơ điện tiêu chuẩn đáp ứng đủ công suất và dải vận tốc quay của trục công tác.
  2. Xác định và phân phối tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống dẫn động, bao gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triển.
  3. Tính toán các thông số động học và động lực học (số vòng quay, công suất và mômen xoắn) phân bố trên từng trục truyền động.
  4. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang thường nhằm xác định kích thước hình học, số lượng đai và lực căng tác dụng lên trục.
  5. Thiết kế và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm, đồng thời kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc.
  6. Xác định sơ bộ đường kính trục, giải tích lực không gian, lập biểu đồ mômen uốn - xoắn để xác định kích thước các đoạn trục I, II, III và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục.
  7. Chọn kích thước then bằng và kiểm nghiệm độ bền dập, độ bền cắt cho các mối ghép then trên các đoạn trục.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng dẫn động đến trục công tác. Phạm vi nghiên cứu kỹ thuật được xác định theo các thông số vận hành: hệ thống làm việc với công suất trục công tác $P_{ct} = 3,92\text{ kW}$, chế độ làm việc 2 ca/ngày (mỗi ca 8 giờ), một năm làm việc 300 ngày, thời gian phục vụ thiết kế là 5 năm (tương ứng với tổng thời gian vận hành $24.000\text{ giờ}$), hệ thống quay một chiều và chịu tải trọng có dao động.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết tính toán của đồ án dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và giáo trình chuyên ngành đã được chuẩn hóa tại Việt Nam. Cơ sở lý thuyết chính được tác giả trích dẫn và sử dụng bao gồm: bộ giáo trình Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập I và Tập II) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển; giáo trình Chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp; cùng các tài liệu đào tạo lưu hành nội bộ của Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP. Hồ Chí Minh như Dung sai kỹ thuật đo, Vật liệu học và Sức bền vật liệu.

Phương pháp nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật được áp dụng trong đồ án bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động: Xác định hiệu suất tổng thể của hệ thống dựa trên tích hiệu suất của từng cụm truyền động ($\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_k \cdot \eta_{ol}^4$), cân bằng công suất và xác định mômen xoắn danh nghĩa trên các trục theo công thức cơ học truyền dẫn.
  • Phương pháp thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền chi tiết máy: Ứng dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz để tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ trên bề mặt răng, phương pháp kiểm nghiệm độ bền uốn theo ứng suất uốn chân răng $\sigma_F$, xác định các hệ số tải trọng động ($K_H, K_F$), hệ số phân bố không đều tải trọng ($K_{H\beta}, K_{H\alpha}$) và kiểm tra an toàn chống biến dạng dư/gãy giòn bề mặt khi chịu quá tải.
  • Phương pháp giải tích kết cấu trục trong không gian: Phân tích lực khớp nối, lực ăn khớp bánh răng và lực căng đai thành các thành phần lực hướng tâm ($F_r$), lực tiếp tuyến ($F_t$) và lực dọc trục ($F_a$). Tách hệ lực lên hai mặt phẳng trực giao $yOz$ và $xOz$, giải phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực liên kết tại các ổ lăn, xác định mômen uốn tổng hợp và mômen tương đương, từ đó tính toán hệ số an toàn bền mỏi ($s$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền tiếp xúc mối ghép then: Tính toán ứng suất dập ($\sigma_d$) và ứng suất cắt ($\tau_c$) dựa trên mômen xoắn truyền qua mối ghép và kích thước mặt cắt then tiêu chuẩn.

Nguồn dữ liệu tính toán bao gồm các số liệu thiết kế ban đầu về công suất trục công tác ($3,92\text{ kW}$), vận tốc quay yêu cầu, kết hợp các bảng tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật về cơ tính vật liệu chế tạo (thép C45 tôi cải thiện), dãy kích thước đai tiêu chuẩn, dãy đường kính danh nghĩa của bánh đai và trục cơ khí.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số truyền

Phần này giải quyết bài toán động học ban đầu nhằm xác định nguồn dẫn động và phân bổ tỉ số truyền cho toàn hệ thống thông qua ba chương:

  • Chương 1: Chọn động cơ điện: Tác giả xác định công suất trên trục công tác $P_{ct} = 3,92\text{ kW}$. Dựa trên các giá trị hiệu suất thành phần gồm bộ truyền đai để hở $\eta_đ = 0,96$, một cặp bánh răng trụ che kín $\eta_{br} = 0,96$, nối trục đàn hồi $\eta_k = 1$ và một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, hiệu suất chung của hệ thống được tính toán. Từ đó, công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định là $P_{ct} = 3,53\text{ kW}$. Sau khi chọn sơ bộ tỉ số truyền đai $u_đ = 2,8$ và hộp giảm tốc $u_h = 10$ ($u_{sb} = 28$), tác giả chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là $n_{đb} = 3000\text{ vòng/phút}$. Động cơ điện được chọn có công suất danh định $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$ và tốc độ quay định mức $n_{đc} = 2890\text{ vòng/phút}$, đáp ứng điều kiện chọn $P_{ct} \le P_{đc}$.

  • Chương 2: Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung thực tế của hệ thống là $u = 34,06$. Tác giả chọn tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_đ = 2,8$ theo dãy đường kính bánh đai tiêu chuẩn nhằm đảm bảo tính nhỏ gọn. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp là $u_h = 12,16$. Căn cứ vào yêu cầu bôi trơn ngâm dầu cho các cặp bánh răng, tác giả chọn tỉ số truyền cấp nhanh theo quan hệ thực nghiệm $u_1 = 1,3 u_2$, dẫn đến $u_1 = 3,97$ và $u_2 = 3,06$. Sai số tỉ số truyền của toàn hệ thống được kiểm tra là $\Delta u = 0,15%$, thỏa mãn điều kiện sai lệch cho phép ($\Delta u < 3%$).

  • Chương 3: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí: Tác giả tính toán chi tiết số vòng quay, công suất và mômen xoắn truyền trên từng trục (từ trục động cơ đến trục IV - trục công tác). Các giá trị được đồng bộ hóa thành cơ sở tải trọng cho các bước thiết kế chi tiết máy tiếp theo.

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV (Công tác)
Tỉ số truyền ($u$) - $u_đ = 2,8$ $u_1 = 3,97$ $u_2 = 3,06$ $u_k = 1$
Vòng quay ($n$, vg/ph) 2890 1032,1 260 85 85
Công suất ($P$, kW) 4,62 4,39 4,17 3,96 3,92
Mômen xoắn ($T$, N.mm) 15267 40621 153168 444917 440423

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai thang

Từ điều kiện làm việc (công suất trục dẫn $P_1 = 4,62\text{ kW}$, số vòng quay $n_1 = 2890\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_đ = 2,8$, chế độ làm việc 2 ca/ngày), tác giả lựa chọn loại đai hình thang thường có tiết diện loại A. Quá trình tính toán đạt được các thông số kỹ thuật:

  • Đường kính bánh đai nhỏ được chọn là $d_1 = 125\text{ mm}$, vận tốc đai tương ứng đạt $v = 18,91\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện vận tốc đai thang $v < 25\text{ m/s}$).
  • Đường kính bánh đai lớn tính toán sơ bộ qua hệ số trượt $\varepsilon = 0,01$ là $353,5\text{ mm}$, quy chuẩn theo tiêu chuẩn thành $d_2 = 355\text{ mm}$. Tỉ số truyền thực của bộ truyền đai là $u_đ = 2,87$ với sai lệch tỉ số truyền $\Delta u = 2,5% < 3%$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ được chọn $a = 700\text{ mm}$, sau đó tính chính xác lại là $a = 703\text{ mm}$. Chiều dài đai tính toán được quy chuẩn theo tiêu chuẩn là $l = 2240\text{ mm}$ (bảng tổng hợp thông số ghi nhận kèm giá trị đai tiêu chuẩn 1700 mm). Tần số uốn của đai trong một giây đạt $i = 8,4\text{ lần/s} < [i]_{max} = 10\text{ lần/s}$, đảm bảo yêu cầu về tuổi thọ mỏi.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 161^\circ \ge 120^\circ$. Số lượng dây đai được tính toán là $z = 2$ đai với chiều rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$. Đường kính đỉnh ngoài của bánh dẫn là $d_{a1} = 131,6\text{ mm}$ và bánh bị dẫn là $d_{a2} = 361,6\text{ mm}$.
  • Tác giả xác định lực căng sinh ra do lực ly tâm $F_v = 37,55\text{ N}$, lực căng ban đầu của đai $F_0 = 120,36\text{ N}$ và lực tác dụng lên trục mang đai là $F_r = 474,84\text{ N}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

Phần này thực hiện thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm với vật liệu thống nhất là thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 250$ (giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 235$ (giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$). Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ đạt $[\sigma_H] = 504,5\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép đạt $[\sigma_{F1}] = 257,1\text{ MPa}$ và $[\sigma_{F2}] = 241,7\text{ MPa}$.

  • Thiết kế bánh răng cấp nhanh: Khoảng cách trục tiêu chuẩn được xác định là $a_{w1} = 120\text{ mm}$; mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$; góc nghiêng của răng $\beta = 18^\circ 19'$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 23$ răng, bánh lớn $z_2 = 91$ răng, tương ứng tỉ số truyền thực $u = 3,95$. Chiều rộng vành răng là $b_w = 36\text{ mm}$. Đường kính vòng chia lần lượt là $d_1 = 49\text{ mm}$ và $d_2 = 192\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng là $d_{a1} = 53\text{ mm}$ và $d_{a2} = 196\text{ mm}$; đường kính đáy răng là $d_{f1} = 44\text{ mm}$ và $d_{f2} = 187\text{ mm}$. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đạt $\sigma_H = 456,5\text{ MPa} < [\sigma_H] = 479,3\text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc cực đại $\sigma_{Hmax} = 456,5\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$ và quá tải uốn $\sigma{F1max} = 83,2\text{ MPa} \le [\sigma_F]_{max} = 360\text{ MPa}$.

  • Chương 2 (Phần III): Thiết kế bánh răng cấp chậm: Khoảng cách trục được xác định là $a_{w2} = 145\text{ mm}$; mô đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$; góc nghiêng của răng $\beta = 18,56^\circ$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 27$ răng, bánh lớn $z_2 = 82$ răng (theo bảng thông số tổng hợp), tỉ số truyền thực $u = 3,07$. Chiều rộng vành răng là $b_w = 58\text{ mm}$. Đường kính vòng chia là $d_1 = 71,2\text{ mm}$ và $d_2 = 218,9\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng là $d_{a1} = 76,2\text{ mm}$ và $d_{a2} = 223,9\text{ mm}$; đường kính đáy răng là $d_{f1} = 65\text{ mm}$ và $d_{f2} = 213\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm tiếp xúc cho thấy $\sigma_H = 429,88\text{ MPa} < [\sigma_H] = 479,3\text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $\sigma_{Hmax} = 429,8\text{ MPa} \le 1260\text{ MPa}$ và quá tải uốn $\sigma_{F1max} = 91,4\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$.

  • Kiểm tra điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc: Tác giả kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu dựa trên mối quan hệ giữa mức dầu ngập bánh răng cấp nhanh và cấp chậm. Kết quả kiểm tra biểu thức so sánh đường kính đỉnh răng $d_{a2}/2 - 10 > (2/3) \cdot (d_{a4}/2)$ đạt $88 > 74,6$ (thỏa mãn). Mức dầu thấp nhất ngập $(0,75 \div 2)$ chiều cao răng $h_2 = 4,5\text{ mm}$ (đạt $3,4 \div 9\text{ mm}$). Mức dầu cao nhất thỏa mãn bất đẳng thức $78 > 74,6$, khẳng định lượng dầu bôi trơn đáp ứng việc bôi trơn ngâm dầu an toàn cho cả hai cấp truyền mà không làm tổn hao công suất do khuấy dầu quá mức.

Phần IV: Thiết kế trục và tính then

Phần này tiến hành thiết kế kết cấu hình học và kiểm nghiệm cơ học hoàn chỉnh cho ba trục truyền động của hộp giảm tốc:

  • Vật liệu chế tạo trục được chọn là thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 18\text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ ban đầu xác định được là $d_1 = 25\text{ mm}$, $d_2 = 40\text{ mm}$, $d_3 = 50\text{ mm}$. Dựa trên các đường kính này, tác giả tra cứu chiều rộng ổ lăn tương ứng ($b_{01} = 17\text{ mm}$, $b_{02} = 23\text{ mm}$, $b_{03} = 27\text{ mm}$) và bố trí khoảng cách giữa các gối đỡ, thành trong hộp, nắp ổ ($k_1 = k_2 = k_3 = 10\text{ mm}$, $h_n = 15\text{ mm}$).
  • Lực từ các chi tiết quay tác dụng lên từng trục được giải tích chi tiết:
    • Trục I: Chịu lực căng đai $F_đ = 474,84\text{ N}$ và lực ăn khớp cấp nhanh ($F_{t1} = 1658\text{ N}$, $F_{r1} = 670\text{ N}$, $F_{a1} = 636,4\text{ N}$).
    • Trục II: Chịu lực ăn khớp bánh răng cấp nhanh ($F_{t2} = 1658\text{ N}$, $F_{r2} = 670\text{ N}$, $F_{a2} = 636,4\text{ N}$) và cấp chậm ($F_{t3} = 4302,5\text{ N}$, $F_{r3} = 1742,2\text{ N}$, $F_{a3} = 1444,6\text{ N}$).
    • Trục III: Chịu lực ăn khớp cấp chậm ($F_{t4} = 4302,5\text{ N}$, $F_{r4} = 1742,2\text{ N}$, $F_{a4} = 1444,6\text{ N}$) và lực hướng tâm từ khớp nối $F_{nt} = 1614\text{ N}$.
  • Tác giả lập phương trình cân bằng mômen trên hai mặt phẳng $yOz$ và $xOz$, tính phản lực gối đỡ, mômen tương đương và chuẩn hóa đường kính các đoạn trục:
    • Trục I: Ngõng trục lắp ổ lăn $d = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh đai $d = 21\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d = 32\text{ mm}$.
    • Trục II: Ngõng trục lắp ổ lăn $d = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d = 40\text{ mm}$.
    • Trục III: Ngõng trục lắp ổ lăn $d = 45\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d = 50\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d = 45\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Tính toán hệ số an toàn $s$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm dựa trên chu kỳ đối xứng của ứng suất uốn ($\sigma_m = 0, \sigma_a = \sigma$) và chu kỳ mạch động của ứng suất xoắn ($\tau_m = \tau_a = \tau/2$). Tất cả các hệ số an toàn thực tế đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập ($\sigma_d$) và độ bền cắt ($\tau_c$) cho toàn bộ mối ghép then trên các đoạn trục với các thông số cụ thể:
Vị trí trục / Kích thước ($d$, mm) Tiết diện then ($b \times h$, mm) Chiều dài then ($l$, mm) Mômen xoắn ($T$, N.mm) Ứng suất dập ($\sigma_d$, MPa) Ứng suất cắt ($\tau_c$, MPa)
Trục I ($d = 21$) $6 \times 6$ 28 40621 54,6 22,7
Trục I ($d = 32$) $10 \times 8$ 36 40621 19,6 5,9
Trục II ($d = 40$) $12 \times 8$ 36 153168 47,3 11,8
Trục II ($d = 40$) $12 \times 8$ 54 153168 47,3 11,8
Trục III ($d = 50$) $14 \times 9$ 58 444917 75,3 18,8
Trục III ($d = 45$) $14 \times 9$ 36 444917 92,9 23,2

Tất cả các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập và độ bền cắt theo giới hạn cho phép.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn bộ chuỗi tính toán kỹ thuật cho một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, đưa ra các bộ thông số kích thước và thông số tải trọng cụ thể được kiểm chứng qua các tiêu chuẩn bền cơ học:

Cụm chi tiết Thông số thiết kế chính Giá trị tính toán thực tế Điều kiện kiểm nghiệm / Tiêu chuẩn
Động cơ điện Công suất danh định ($P_{đc}$)
Vận tốc quay ($n_{đc}$)		 $5,5\text{ kW}$
$2890\text{ vg/ph}$		 $P_{ct} = 3,53\text{ kW} \le P_{đc}$
$n_{đb} = 3000\text{ vg/ph}$
Tỉ số truyền chung $u$ toàn hệ thống $34,01$ (thực tế) Sai số $\Delta u = 0,15% < 3%$
Bộ truyền đai thang Loại đai - Số đai ($z$)
Đường kính bánh đai ($d_1 / d_2$)
Khoảng cách trục ($a$)
Lực tác dụng lên trục ($F_r$)		 Đai thang loại A - $2\text{ đai}$
$125\text{ mm} / 355\text{ mm}$
$703\text{ mm}$
$474,84\text{ N}$		 Vận tốc $v = 18,91\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$
Góc ôm $\alpha_1 = 161^\circ \ge 120^\circ$
Tần số uốn $i = 8,4 < 10\text{ s}^{-1}$
Bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục ($a_{w1}$)
Mô đun pháp ($m$) - Góc $\beta$
Số răng ($z_1 / z_2$)
Ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$)		 $120\text{ mm}$
$2\text{ mm} - 18^\circ 19'$
$23 / 91$
$456,5\text{ MPa}$		 $[\sigma_H] = 479,3\text{ MPa}$ (Thỏa mãn)
Quá tải: $\sigma_{Hmax} = 456,5 \le 1260\text{ MPa}$
$\sigma_{F1max} = 83,2 \le 360\text{ MPa}$
Bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục ($a_{w2}$)
Mô đun pháp ($m$) - Góc $\beta$
Số răng ($z_1 / z_2$)
Ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$)		 $145\text{ mm}$
$2,5\text{ mm} - 18,56^\circ$
$27 / 82$
$429,88\text{ MPa}$		 $[\sigma_H] = 479,3\text{ MPa}$ (Thỏa mãn)
Quá tải: $\sigma_{Hmax} = 429,8 \le 1260\text{ MPa}$
$\sigma_{F1max} = 91,4 \le 360\text{ MPa}$
Hệ thống bôi trơn Mức dầu bôi trơn ngâm dầu $h_2 = 4,5\text{ mm}$ ($3,4 \div 9\text{ mm}$) $88 > 74,6$ và $78 > 74,6$ (Thỏa mãn)
Kết cấu trục Đường kính các đoạn trục Trục I: $21, 25, 32\text{ mm}$
Trục II: $35, 40\text{ mm}$
Trục III: $45, 50\text{ mm}$		 Hệ số an toàn bền mỏi $s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$
Mối ghép then Tiết diện then trên 3 trục Từ $6 \times 6$ đến $14 \times 9\text{ mm}$ Đạt độ bền dập và bền cắt

Về mặt đóng góp kỹ thuật, đồ án đã giải quyết bài toán tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc hai cấp khai triển thông qua việc phân phối tỉ số truyền thỏa mãn đồng thời hai tiêu chí: sai số tỉ số truyền chung rất nhỏ ($0,15%$) và chênh lệch bán kính các bánh răng lớn giữa cấp nhanh và cấp chậm thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu chung một bể dầu bôi trơn. Toàn bộ các kiểm nghiệm bền tiếp xúc mặt răng, bền uốn chân răng, kiểm tra quá tải động học, an toàn mỏi trục và bền dập mối ghép then đều nằm trong phạm vi cho phép của tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản thuyết minh đồ án phản ánh một số giới hạn kỹ thuật gắn liền với phạm vi tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống:

  • Hạn chế trong nội dung văn bản: Thuyết minh tập trung vào các bước giải tích động học, động lực học và kiểm nghiệm bền của đai, bánh răng, trục và then. Phần trích dẫn văn bản chưa thể hiện các chương tính toán lựa chọn chi tiết cụ thể cho ổ lăn (tuổi thọ và khả năng tải động/tĩnh của ổ), tính chọn khớp nối đàn hồi trục ra, tính toán thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc (độ dày thành hộp, gân tăng cứng, bu lông liên kết), và các trang thiết bị phụ của hộp giảm tốc (que thăm dầu, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu).
  • Hướng mở rộng và hoàn thiện: Cần triển khai tính toán hoàn chỉnh cụm ổ lăn đỡ các trục và khớp nối trục III; xây dựng bản vẽ lắp ráp tổng thể dạng 2D và mô hình không gian 3D của hộp giảm tốc; ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để mô phỏng sự phân bố ứng suất và biến dạng thực tế trên trục và vỏ hộp khi chịu tải trọng động thay đổi theo chu kỳ; nghiên cứu tối ưu hóa trọng lượng vật liệu vỏ hộp và nâng cao hiệu suất bôi trơn làm mát.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Giảng viên và kỹ sư thiết kế cơ khí cần một mẫu tính toán chuẩn mực về phương pháp phân phối tỉ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển kết hợp bộ truyền đai ngoài.
  • Các phần đáng tham khảo đặc biệt trong tài liệu gồm:
    • Phương pháp giải tích phân phối tỉ số truyền dựa trên ràng buộc bôi trơn ngâm dầu ($u_1 = 1,3 u_2$) và các bước kiểm nghiệm sai số tỉ số truyền.
    • Quy trình kiểm nghiệm chi tiết độ bền tiếp xúc và uốn bánh răng nghiêng theo tiêu chuẩn Việt Nam, bao gồm đầy đủ các hệ số tải trọng động, hệ số trùng khớp và kiểm nghiệm quá tải.
    • Phương pháp phân tích phản lực liên kết trên trục trong không gian 3 chiều và bảng lập hệ số an toàn bền mỏi chi tiết tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được tác giả lựa chọn dựa trên những điều kiện và thông số kỹ thuật nào?
Động cơ điện được chọn phải thỏa mãn điều kiện công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct} = 3,53\text{ kW} \le P_{đc}$ và số vòng quay đồng bộ sơ bộ $n_{đb} = 3000\text{ vòng/phút}$. Tác giả đã tra bảng chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn có công suất danh định $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$ và vận tốc quay định mức $n_{đc} = 2890\text{ vòng/phút}$.

2. Vì sao tác giả chọn tỉ số truyền cấp nhanh $u_1 = 1,3 u_2$ trong hộp giảm tốc hai cấp?
Tác giả áp dụng công thức thực nghiệm $u_1 = (1,2 \div 1,3) u_2$ và chọn hệ số $1,3$ nhằm đáp ứng yêu cầu bôi trơn hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu. Cách phân phối này đảm bảo đường kính đỉnh của bánh răng lớn cấp nhanh ($d_{a2} = 196\text{ mm}$) và cấp chậm ($d_{a4} = 223,9\text{ mm}$) không quá chênh lệch, cho phép cả hai bánh bị dẫn đều nhúng vào dầu bôi trơn ở mức ngập hợp lý mà không cần dùng hệ thống bơm dầu cưỡng bức.

3. Vật liệu và độ rắn bề mặt của hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng được quy định như thế nào?
Cả hai cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ (bánh dẫn) được tôi đạt độ rắn $HB_1 = 250$ (thuộc dải $241 \div 285\text{ HB}$, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$). Bánh răng lớn (bị dẫn) được tôi đạt độ rắn $HB_2 = 235$ (thuộc dải $192 \div 240\text{ HB}$, $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$). Sự chênh lệch độ rắn từ 10 đến 15 HB giữa bánh nhỏ và bánh lớn đảm bảo quy luật mòn đều trong quá trình ăn khớp.

4. Kết quả kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc đạt được những số liệu cụ thể nào?
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn đồng thời hai bất đẳng thức kiểm tra: điều kiện ngập dầu giữa hai cấp bánh răng đạt $88 > 74,6$ và mức dầu cao nhất ngập không quá $1/3$ bán kính bánh răng cấp chậm đạt $78 > 74,6$. Chiều cao răng bánh lớn cấp nhanh là $h_2 = 4,5\text{ mm} < 10\text{ mm}$; mức dầu thấp nhất ngập $(0,75 \div 2)h_2$ tương ứng dải $3,4 \div 9\text{ mm}$; khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất duy trì trong khoảng $10 \div 15\text{ mm}$.

5. Kết cấu các đoạn trục I, II, III được định kích thước đường kính tiêu chuẩn là bao nhiêu sau khi kiểm nghiệm mỏi?
Sau khi tính đường kính sơ bộ, giải biểu đồ mômen uốn - xoắn và kiểm nghiệm bền mỏi theo hệ số an toàn $s$, các đoạn trục được quy chuẩn: Trục I có ngõng lắp ổ lăn $25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh đai $21\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $32\text{ mm}$; Trục II có ngõng lắp ổ lăn $35\text{ mm}$, hai đoạn lắp bánh răng $40\text{ mm}$; Trục III có ngõng lắp ổ lăn $45\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $50\text{ mm}$ và đoạn nối trục ra $45\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Nguyễn Nhựt Trường cung cấp một giải pháp thiết kế hoàn chỉnh, chặt chẽ về mặt cơ học cho hệ thống truyền động cơ khí gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng dẫn động trục công tác $3,92\text{ kW}$. Toàn bộ các tính toán từ chọn công suất động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, tính toán kích thước hình học đến kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, bền mỏi trục và độ bền mối ghép then đều tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn cơ khí hiện hành và thỏa mãn các điều kiện biên kỹ thuật. Đây là tài liệu thuyết minh đồ án chi tiết máy có độ tin cậy dữ liệu cao, cấu trúc mạch lạc và có giá trị tham khảo học thuật thực tiễn cho sinh viên và kỹ sư thuộc khối ngành kỹ thuật cơ khí chế tạo máy.