Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí tại Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, học phần Đồ án Thiết kế (mã học phần ME3139) thuộc Bộ môn Thiết kế máy đóng vai trò tổng hợp và ứng dụng kiến thức cốt lõi về cơ sở thiết kế máy, nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai và công nghệ chế tạo máy. Đề tài được giao là Đề số 17 (Phương án số 01): Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, do sinh viên Kiều Trung Tín (MSSV: 1910610) thực hiện dưới sự hướng dẫn của GS.TS Nguyễn Thanh Nam, hoàn thành vào tháng 10 năm 2021.

Hệ thống dẫn động xích tải là một cơ cấu truyền động cơ khí hoàn chỉnh, có nhiệm vụ tiếp nhận công năng từ động cơ điện và biến đổi vận tốc, mômen xoắn để dẫn động cơ cấu chấp hành là xích tải phục vụ vận chuyển vật liệu trong công nghiệp.

Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế

Nhiệm vụ của đồ án bao gồm việc tính toán toàn diện các bộ phận từ động học, động lực học đến độ bền cơ học và kết cấu chi tiết:

  1. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang hẹp loại SPA).
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền trục vít – bánh vít và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng).
  4. Tính toán thiết kế hệ trục, kiểm nghiệm then, tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, chọn nối trục đàn hồi.
  5. Xác định kích thước thân máy (vỏ hộp giảm tốc), bu-lông và các chi tiết phụ; tính toán bôi trơn và cân bằng nhiệt.
  6. Xác định dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn, bánh răng và vòng chắn dầu.
  7. Xây dựng hồ sơ thiết kế kỹ thuật gồm: 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và 01 bản vẽ chế tạo chi tiết.

Thông số kỹ thuật đầu vào và phạm vi làm việc

  • Cơ cấu công tác: Xích tải có lực vòng $F = 27000\text{ N}$; vận tốc chuyển động của xích tải $v = 0,45\text{ m/s}$; số răng đĩa xích dẫn $z = 9$ răng; bước xích $p = 110\text{ mm}$.
  • Chế độ làm việc: Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày (8 giờ/ca), số ngày làm việc trong năm $K_{ng} = 220\text{ ngày}$, thời gian phục vụ $L = 6\text{ năm}$ (tương đương tổng thời gian vận hành $l_h = 21120\text{ giờ}$).
  • Đặc tính tải trọng: Tải va đập nhẹ; chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ gồm 2 giai đoạn:
    • Giai đoạn 1: Mức tải $T_1 = T$, thời gian tác dụng $t_1 = 60\text{ giây}$.
    • Giai đoạn 2: Mức tải $T_2 = 0,6T$, thời gian tác dụng $t_2 = 35\text{ giây}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Đồ án xây dựng dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN) và tiêu chuẩn quốc tế liên quan:

  • Lý thuyết tiếp xúc và độ bền uốn: Phương pháp kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) và ứng suất uốn ($\sigma_F$) của răng bánh răng và ren trục vít theo tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống.
  • Lý thuyết mỏi và tải trọng tương đương: Áp dụng quy tắc cộng dồn tổn thất mỏi tuyến tính để xác định số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) và mômen xoắn tương đương cho chế độ tải trọng nhiều bậc.
  • Tiêu chuẩn đai thang: Tiêu chuẩn GOST 1284.3 – 96 áp dụng cho việc tính toán khả năng tải của đai thang hẹp loại SPA.
  • Tiêu chuẩn ổ lăn và mối ghép then: Bảng tra thông số kích thước và tải trọng danh định ($C, C_0$) của ổ lăn, kích thước then bằng và dung sai lắp ghép theo hệ thống lỗ cơ bản / trục cơ bản.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán

  • Phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu bảng chuẩn: Sử dụng hệ thống công thức giải tích trong thiết kế máy để xác định thông số hình học, lực tác dụng, ứng suất phát sinh; đối chiếu và hiệu chỉnh thông số theo dãy số tiêu chuẩn.
  • Phân tích tĩnh học và cơ học kết cấu: Lập sơ đồ phân tích lực trong không gian 3 chiều ($x, y, z$) cho từng trục; thiết lập phương trình cân bằng mômen và lực cắt để xây dựng biểu đồ nội lực ($M_x, M_y, T$), từ đó xác định tiết diện nguy hiểm và đường kính danh nghĩa của các đoạn trục.
  • Phương pháp cân bằng nhiệt: Thiết lập phương trình truyền nhiệt qua thành vỏ hộp giảm tốc trục vít để tính diện tích thoát nhiệt cần thiết nhằm đảm bảo nhiệt độ dầu không vượt quá ngưỡng cho phép.

Nguồn tài liệu tham khảo chính

  1. Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 & Tập 2) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
  2. Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
  3. Dung sai và lắp ghép – Các giáo trình và sổ tay thiết kế cơ khí hiện hành.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền

Phần này thực hiện tính toán động học và động lực học sơ bộ cho toàn bộ hệ thống dẫn động:

  • Công suất trên trục công tác: $P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{27000 \cdot 0,45}{1000} = 12,15\text{ kW}$.
  • Công suất tính toán tương đương: $P_t = 10,62\text{ kW}$ (xét theo chế độ tải 2 bậc với $T_1 = T, t_1 = 60\text{s}$ và $T_2 = 0,6T, t_2 = 35\text{s}$).
  • Hiệu suất tổng thể: $\eta = \eta_{dt} \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{nt} \cdot \eta_{ol}^4 = 0,96 \cdot 0,82 \cdot 0,98 \cdot 1 \cdot (0,99)^4 = 0,74$.
  • Công suất cần thiết của động cơ: $P_{ct} = \frac{10,62}{0,74} = 14,35\text{ kW}$.
  • Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 0,45}{9 \cdot 110} = 27,27\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn động cơ: Chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A160M2Y3 có công suất danh định $P_{dc} = 18,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{dc} = 2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,92$, hiệu suất động cơ $\eta = 88,5%$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_{ch} = \frac{2930}{27,27} = 107,44$. Phân phối cho bộ truyền đai $u_d = 2,03$, cấp trục vít $u_1 = 10$, cấp bánh răng nghiêng $u_2 = 5,3$ (tổng hộp giảm tốc $u_h = 53$).
Thông số Động cơ Trục I (Trục vít) Trục II (Bánh vít / Bánh dẫn) Trục III (Bánh bị dẫn) Trục công tác
Công suất ($P$, kW) 16,40 15,74 12,78 12,40 12,15
Tỷ số truyền ($u$) — 2,03 10,00 5,30 1,00
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 2930,00 1465,00 146,50 27,28 27,27
Mômen xoắn ($T$, Nmm) 53453,92 102605,46 833098,98 4284370,48 4254950,50

Phần 2. Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài - Thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai được ưu tiên thiết kế trước do là cụm chi tiết tiêu chuẩn hóa mua ngoài, khó tùy biến hơn hộp giảm tốc:

  • Loại đai: Chọn đai thang hẹp loại SPA có kích thước tiết diện: $b_t = 11\text{ mm}, b = 13\text{ mm}, h = 10\text{ mm}, y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 95\text{ mm}^2$.
  • Kích thước bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 200\text{ mm}$; đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 400\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\xi = 0,01$). Tỷ số truyền thực tế $u_d = 2,02$ (sai số 0,49%).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục tính toán $a = 1099,21\text{ mm}$; chọn chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 3150\text{ mm}$.
  • Số dây đai: Tính toán được $z = 1,15 \rightarrow$ chọn 2 đai. Chiều rộng vành bánh đai $B = 35\text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai $d_a = 206\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm vận tốc và góc ôm: Vận tốc đai $v = 30,68\text{ m/s}$; số vòng chạy trong 1 giây $i = 9,74\text{ s}^{-1} \le [i] = 10\text{ s}^{-1}$; góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 148,40^\circ \ge 120^\circ$.
  • Lực tác dụng: Lực căng ban đầu của bộ truyền $F_0 = 190\text{ N}$; lực vòng có ích $F_t = 534,55\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 548,46\text{ N}$.

Phần 3. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong

1. Bộ truyền trục vít – bánh vít (Cấp nhanh)

  • Vật liệu chế tạo: Trục vít bằng thép C45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC $\ge 45$, ren mài bóng; bánh vít đúc bằng đồng thanh BCuSn5Zn5Si5 ($\sigma_b = 250\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 100\text{ MPa}$).
  • Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$, môđun dọc $m = 10\text{ mm}$, hệ số đường kính trục vít $q = 10$, số mối ren trục vít $z_1 = 4$, số răng bánh vít $z_2 = 40$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$.
  • Kích thước chi tiết: Đường kính chia trục vít $d_1 = 100\text{ mm}$; đường kính chia bánh vít $d_2 = 400\text{ mm}$; chiều rộng vành bánh vít $b_2 = 80\text{ mm}$; chiều dài phần cắt ren trục vít $b_1 = 165\text{ mm}$; góc vít lăn $\gamma_w = 21,80^\circ$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 125,10\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 144,24\text{ MPa}$.
    • Vận tốc trượt: $v_s = 0,83\text{ m/s}$, hiệu suất bộ truyền đạt $\eta_{tv} = 0,82$.
  • Lực ăn khớp: Lực vòng trục vít $F_{t1} = F_{a2} = 2052,11\text{ N}$; lực dọc trục vít $F_{a1} = F_{t2} = 4165,49\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 3790,56\text{ N}$.
  • Tính toán nhiệt: Xác định diện tích tỏa nhiệt cần thiết của vỏ hộp giảm tốc để đảm bảo nhiệt độ dầu không vượt quá giới hạn $[t_d] = 90^\circ\text{C}$ khi nhiệt độ môi trường $t_0 = 20^\circ\text{C}$.

2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (Cấp chậm)

  • Vật liệu: Cặp bánh răng dùng thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ đạt độ rắn HB 241–285 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$); bánh lớn đạt độ rắn HB 192–240 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
  • Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 315\text{ mm}$, môđun pháp $m = 6\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,20^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_3 = 17$, số răng bánh lớn $z_4 = 86$ ($z_3 + z_4 = 103$), tỷ số truyền thực tế $u_m = 5,1$.
  • Kích thước chi tiết: Đường kính chia $d_3 = 103,64\text{ mm}, d_4 = 524,29\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a3} = 115,64\text{ mm}, d_{a4} = 536,29\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_{w3} = 126\text{ mm}, b_{w4} = 131\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Độ bền tiếp xúc: $\sigma_{H3} = 398,31\text{ MPa} \le [\sigma_{H3}] = 401,61\text{ MPa}$; $\sigma_{H4} = 177,11\text{ MPa} \le [\sigma_{H4}] = 380,10\text{ MPa}$.
    • Độ bền uốn: $\sigma_{F3} = 82,9\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 371,37\text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 70,0\text{ MPa} \le [\sigma_{F4}] = 371,37\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 514,73\text{ MPa} < [\sigma_H]_{\max} = 1387,29\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn.
  • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t3} = F_{t4} = 16343,64\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r3} = F_{r4} = 6044,12\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a3} = F_{a4} = 2940,68\text{ N}$.
  • Bôi trơn: Bánh vít và bánh răng lớn được ngâm dầu trong hộp với mức dầu ngập chân răng sâu $h_2 = 22,5\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Phần 4. Thiết kế trục – then – ổ lăn – nối trục

1. Thiết kế hệ trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi

Trục được chế tạo từ thép C45 có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$. Sau khi tính toán sơ bộ và xác định khoảng cách giữa các gối đỡ, biểu đồ nội lực được thiết lập để chọn đường kính chính thức và kiểm tra hệ số an toàn mỏi $s_j$:

Trục Mômen xoắn $T$ (Nmm) Đường kính ngõng lắp ổ $d$ (mm) Đường kính vị trí lắp chi tiết quay $d$ (mm) Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất $s_j$
Trục I 102605,46 $d_{10} = d_{11} = 40$ $d_{12} = 32\text{ (bánh đai)}, d_{13} = 50$ $s_{12} = 3,40 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$
Trục II 833098,98 $d_{20} = d_{21} = 65$ $d_{22} = 75\text{ (bánh vít)}, d_{23} = 80\text{ (bánh răng)}$ $s_{23} = 2,63 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$
Trục III 4284370,50 $d_{30} = d_{31} = 100$ $d_{32} = 95/110\text{ (khớp nối)}, d_{33} = 115\text{ (bánh răng)}$ $s_{32} = 2,06 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$

2. Kiểm nghiệm mối ghép then

Các mối ghép then bằng đều thỏa mãn điều kiện bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 130 \div 180\text{ MPa}$) và bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 60 \div 90\text{ MPa}$):

  • Vị trí bánh đai ($d = 32\text{ mm}$, then $10 \times 8 \times 32$): $\sigma_d = 66,8\text{ MPa}, \tau_c = 20,04\text{ MPa}$.
  • Vị trí bánh vít ($d = 75\text{ mm}$, then $20 \times 12 \times 72$): $\sigma_d = 68,57\text{ MPa}, \tau_c = 15,43\text{ MPa}$.
  • Vị trí bánh răng nhỏ trên trục II ($d = 80\text{ mm}$, then $22 \times 14 \times 64$): $\sigma_d = 65,09\text{ MPa}, \tau_c = 14,79\text{ MPa}$.
  • Vị trí nối trục trên trục III ($d = 95\text{ mm}$, then $25 \times 14 \times 160$): $\sigma_d = 112,75\text{ MPa}, \tau_c = 22,55\text{ MPa}$.
  • Vị trí bánh răng lớn trên trục III ($d = 115\text{ mm}$, then $32 \times 18 \times 132$): $\sigma_d = 80,64\text{ MPa}, \tau_c = 17,64\text{ MPa}$.

3. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

  • Trục I: Do chịu lực dọc trục rất lớn từ trục vít ($F_{a1} = 4165,49\text{ N}$), gối A dùng ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 408 ($d = 40\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}, C = 50,3\text{ kN}$) làm ổ tùy động cho phép giãn nở nhiệt; gối B dùng ổ đũa côn một dãy 7608 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, T = 35,25\text{ mm}, C = 80,0\text{ kN}$) để chặn cố định lực dọc trục.
  • Trục II: Sử dụng cặp ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ rộng 7513 / 7310 ($d = 65\text{ mm}, D = 120\text{ mm}, T = 32,75\text{ mm}, C = 109\text{ kN}, C_0 = 98,9\text{ kN}$), kiểm nghiệm khả năng tải động đạt $C_d = 61,91\text{ kN} < C = 109\text{ kN}$.
  • Nối trục đàn hồi: Chọn nối trục chốt đàn hồi truyền mômen xoắn lớn nhất, lực tác dụng lên đầu trục III là $F_{nt} = 12000\text{ N}$, đường kính tâm chốt $D_0 = 200\text{ mm}$.

Phần 5. Chọn thân máy – bu-lông và các chi tiết phụ khác

  • Kết cấu vỏ hộp: Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, mặt ghép nắp và thân đi qua tâm các đường trục để thuận tiện lắp ráp.
  • Các chi tiết phụ:
    • Chốt định vị: 2 chốt hình côn đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ sau khi gia công và tháo lắp.
    • Cụm bôi trơn và kiểm soát dầu: Nút tháo dầu đặt ở đáy vát nghiêng của vỏ hộp; que thăm dầu đặt ở nắp để kiểm tra mức dầu min-max; vòng chắn dầu ngăn không cho mạt kim loại và cặn bẩn xâm nhập vào ổ lăn.
    • Bu-lông nền, bu-lông nắp ổ và bu-lông ghép nắp - thân được tính toán và bố trí theo tiêu chuẩn kết cấu vỏ hộp.

Phần 6. Dung sai và lắp ghép

Quy định chế độ dung sai theo tiêu chuẩn TCVN nhằm đảm bảo khả năng lắp ráp, truyền tải mômen và định tâm chính xác:

  • Bánh vít và bánh răng lắp lên trục theo hệ thống trục cơ bản kết hợp dung sai mối ghép trung gian hoặc có độ dôi nhẹ ($k6, js6$).
  • Vòng trong ổ lăn lắp lên ngõng trục theo chế độ lắp chặt $k6$; vòng ngoài lắp vào lỗ thân hộp theo $H7$ hoặc $Js7$.
  • Dung sai then và rãnh then trên trục/may-ơ: Chiều rộng then chế tạo theo $h9$, rãnh then trên trục $P9$ (lắp chặt) hoặc $N9$, rãnh then trên may-ơ $Js9$.
  • Dung sai vòng chắn dầu và bạc chặn định lượng theo cấp dung sai tiêu chuẩn cho chi tiết quay tự do hoặc cố định.

Thiết kế và triển khai

[Động cơ 4A160M2Y3]
[Trục I - Trục vít]
[Trục II - Bánh vít / Bánh răng nghiêng nhỏ]
[Trục III - Bánh răng lớn]
[Trục công tác xích tải] (v = 0,45 m/s, F = 27000 N)

Kiến trúc cơ khí và sơ đồ động lực học

Hệ thống dẫn động gồm 4 cụm kết cấu cơ bản nối tiếp nhau:

  1. Khâu dẫn động sơ cấp: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ công suất $18,5\text{ kW}$ truyền chuyển động đến trục I qua bộ truyền đai thang hẹp SPA. Bộ truyền đai đặt ngoài đóng vai trò giảm chấn và bảo vệ hệ thống khi xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột.
  2. Khâu giảm tốc cấp 1 (Trục vít – bánh vít): Đặt ở cấp nhanh với tỷ số truyền $u = 10$, góc vít lăn $\gamma_w = 21,80^\circ$, giúp hệ thống giảm tốc độ mạnh mẽ ngay từ khâu đầu và vận hành êm. Trục vít được bố trí nằm phía dưới bánh vít để đảm bảo điều kiện ngâm dầu bôi trơn tốt nhất mà không làm tổn hao công suất do khuấy dầu ở tốc độ cao.
  3. Khâu giảm tốc cấp 2 (Bánh răng trụ răng nghiêng): Đặt ở cấp chậm với tỷ số truyền $u_m = 5,1$, góc nghiêng răng $\beta = 10,20^\circ$, truyền mômen xoắn lớn sang trục III.
  4. Khâu truyền động chấp hành: Đầu ra của trục III được nối với trục công tác của đĩa xích tải thông qua nối trục đàn hồi. Khớp nối có tác dụng bù trừ độ lệch tâm trục và giảm tải trọng va đập truyền ngược từ xích tải về hộp giảm tốc.

Kiểm toán chế độ bôi trơn và cân bằng nhiệt

  • Bôi trơn: Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu kết hợp vung té dầu. Bánh vít và bánh răng nghiêng ngâm ngập chiều cao răng ($22,5\text{ mm}$), mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn để hạn chế tổn thất khuấy dầu.
  • Thoát nhiệt: Nhiệt lượng sinh ra do ma sát tại bộ truyền trục vít được giải tỏa qua bề mặt vỏ hộp đúc có gân tăng cứng và tăng diện tích tiếp xúc không khí, duy trì nhiệt độ dầu ổn định dưới $90^\circ\text{C}$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật đạt được

  1. Chuẩn hóa thông số động học: Xác định chính xác tỷ số truyền tổng $u_{ch} = 107,44$ và lựa chọn thành công động cơ điện 4A160M2Y3 ($18,5\text{ kW}, 2930\text{ vg/ph}$), đáp ứng hoàn toàn công suất yêu cầu $P_{ct} = 14,35\text{ kW}$.
  2. Thiết kế hoàn chỉnh các bộ truyền:
    • Bộ truyền đai thang hẹp: 2 dây đai SPA, $d_1 = 200\text{ mm}, d_2 = 400\text{ mm}, L = 3150\text{ mm}$, hệ số sử dụng và tuổi thọ đai được kiểm chứng.
    • Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục kết hợp: Cặp trục vít ($m = 10, q = 10, z_1 = 4, z_2 = 40, a_w = 250\text{ mm}$) và cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($m = 6, z_3 = 17, z_4 = 86, a_w = 315\text{ mm}$).
  3. Đảm bảo các tiêu chuẩn bền:
    • Tất cả các bộ truyền đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và khả năng chống quá tải đột ngột.
    • Hệ trục I, II, III làm bằng thép C45 được tối ưu đường kính từng đoạn, kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi $s_j \ge 2,06$ (vượt xa mức tối thiểu $[s] = 1,5$).
    • Các mối ghép then bằng và các gối đỡ ổ lăn (ổ bi đỡ 408, ổ đũa côn 7608 và 7513) đều đảm bảo khả năng tải động, tải tĩnh trong suốt vòng đời phục vụ 6 năm ($21120\text{ giờ}$).

Đóng góp thực tiễn của bản thiết kế

  • Cung cấp một bộ hồ sơ tính toán cơ khí hoàn chỉnh, logic và chuẩn xác theo đúng quy trình thiết kế máy công nghiệp cho dạng hộp giảm tốc hỗn hợp trục vít – bánh răng.
  • Đưa ra giải pháp bố trí ổ lăn kết hợp (ổ bi đỡ tùy động + ổ đũa côn chặn) trên trục vít để triệt tiêu lực dọc trục lớn và triệt tiêu biến dạng nhiệt, tăng độ tin cậy vận hành của hệ thống.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Phương pháp tính toán: Sử dụng các công thức giải tích bán thực nghiệm và hệ số tra bảng theo tiêu chuẩn cũ, chưa áp dụng các công cụ tính toán số hiện đại.
  • Phân tích kết cấu: Chưa thực hiện mô phỏng ứng suất và biến dạng đàn hồi của hệ trục cũng như vỏ hộp bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA/CAE).
  • Tản nhiệt: Tính toán nhiệt hộp giảm tốc giả định chế độ truyền nhiệt bề mặt tự nhiên, chưa xét đến giải pháp làm mát cưỡng bức bằng quạt gió gắn trên trục vít hoặc cánh tản nhiệt tối ưu.

Hướng phát triển

  • Ứng dụng phần mềm mô phỏng động lực học và độ bền mỏi (như ANSYS, SolidWorks Simulation) để kiểm chứng lại trạng thái ứng suất thực tế tại các điểm tập trung ứng suất (rãnh then, góc lượn trục).
  • Tối ưu hóa kích thước và khối lượng vỏ hộp giảm tốc bằng thuật toán tối ưu đa mục tiêu nhằm giảm trọng lượng kim loại đúc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và có giá trị chuyên môn cao cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Sử dụng làm tài liệu mẫu về quy trình, phương pháp tính toán và trình bày thuyết minh Đồ án Thiết kế máy / Đồ án Chi tiết máy.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí: Tham khảo các bảng thông số kỹ thuật, phương pháp phân tích lực tác dụng trong không gian và cách lựa chọn ổ lăn cho các hệ thống truyền động công nghiệp có tải trọng dọc trục lớn (hộp giảm tốc trục vít).

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lại lựa chọn thiết kế bộ truyền đai thang trước khi tính toán hộp giảm tốc?

Bộ truyền đai thang là chi tiết tiêu chuẩn hóa mua ngoài từ nhà sản xuất chuyên nghiệp, các kích thước bánh đai ($d_1, d_2$) và chiều dài đai ($L$) phải chọn chuẩn theo dãy số tiêu chuẩn nên tỷ số truyền $u_d$ khó điều chỉnh tự do. Ngược lại, các bộ truyền bánh răng và trục vít bên trong hộp giảm tốc được chế tạo theo đơn đặt hàng tại nhà máy, có thể dễ dàng điều chỉnh số răng và dịch chỉnh góc để đạt tỷ số truyền mong muốn. Do đó, việc thiết kế bộ truyền đai trước giúp cố định tỷ số truyền thực tế $u_d$, từ đó phân phối chính xác tỷ số truyền còn lại cho hộp giảm tốc.

2. Động cơ điện được lựa chọn có thông số kỹ thuật như thế nào và tại sao cần chọn công suất 18,5 kW?

Công suất cần thiết tính toán của hệ thống là $P_{ct} = 14,35\text{ kW}$ với số vòng quay sơ bộ $n_{sb} \approx 2727\text{ vòng/phút}$. Tra bảng tiêu chuẩn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc, tác giả chọn động cơ 4A160M2Y3 có công suất danh định $P_{dc} = 18,5\text{ kW}$ ($P_{dc} > P_{ct}$) và tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,92$, hiệu suất $\eta = 88,5%$. Việc chọn mức công suất $18,5\text{ kW}$ đảm bảo hệ thống không bị quá tải khi mở máy và đáp ứng tốt chế độ làm việc 2 bậc tải trọng.

3. Giải pháp bố trí ổ lăn trên Trục I (trục vít) được thiết kế như thế nào để xử lý lực dọc trục lớn?

Trên trục I, lực dọc trục sinh ra do ren trục vít ăn khớp rất lớn ($F_{a1} = 4165,49\text{ N}$). Để triệt tiêu lực này và tránh kẹt trục khi giãn nở nhiệt, tác giả bố trí:

  • Gối B (gối cố định): Sử dụng 1 ổ đũa côn một dãy cỡ trung rộng mã hiệu 7608 ($C = 80,0\text{ kN}, C_0 = 67,2\text{ kN}$) để tiếp nhận toàn bộ lực dọc trục và lực hướng tâm.
  • Gối A (gối tùy động): Sử dụng 1 ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng mã hiệu 408 ($C = 50,3\text{ kN}, C_0 = 37,0\text{ kN}$) chỉ chịu lực hướng tâm, cho phép trục tự do dịch chuyển dọc trục khi bị giãn nở nhiệt do nhiệt lượng sinh ra từ bộ truyền trục vít.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng cấp chậm ra sao?

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($m = 6\text{ mm}, \beta = 10,20^\circ, z_3 = 17, z_4 = 86$) đạt các chỉ tiêu bền:

  • Ứng suất tiếp xúc: Bánh nhỏ $\sigma_{H3} = 398,31\text{ MPa} \le [\sigma_{H3}] = 401,61\text{ MPa}$; bánh lớn $\sigma_{H4} = 177,11\text{ MPa} \le [\sigma_{H4}] = 380,10\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn: Bánh nhỏ $\sigma_{F3} = 82,9\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 371,37\text{ MPa}$; bánh lớn $\sigma_{F4} = 70,0\text{ MPa} \le [\sigma_{F4}] = 371,37\text{ MPa}$.
  • Quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{H\max} = 514,73\text{ MPa} < [\sigma_H]_{\max} = 1387,29\text{ MPa}$.

Kết luận

Thuyết minh đồ án thiết kế của sinh viên Kiều Trung Tín đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xích tải (Đề số 17) theo đúng tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thiết kế giải quyết triệt để bài toán truyền động từ việc lựa chọn động cơ $18,5\text{ kW}$, thiết kế tối ưu bộ truyền đai SPA và hộp giảm tốc 2 cấp (trục vít – bánh răng trụ răng nghiêng), đến việc tính toán kết cấu trục, chọn ổ lăn và dung sai lắp ghép. Các thông số kiểm nghiệm đều thỏa mãn nghiêm ngặt các điều kiện bền mỏi, bền uốn, tiếp xúc và cân bằng nhiệt, đảm bảo khả năng vận hành ổn định trong suốt thời gian phục vụ 6 năm. Đây là công trình đồ án môn học tiêu biểu, có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí tham khảo.