Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tính toán và thiết kế cơ khí hỗ trợ bằng máy tính là nội dung nền tảng trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Công nghệ Cơ khí. Đồ án môn học Chi tiết máy tại Khoa Công nghệ Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp TP.HCM được thực hiện nhằm hệ thống hóa kiến thức lý thuyết về cơ sở máy và kết cấu máy, giúp sinh viên làm quen với quy trình thiết kế kỹ thuật thực tế trước khi thực hiện khóa luận tốt nghiệp và tham gia công tác chuyên môn.

Hệ thống dẫn động xích tải là một dạng cơ cấu truyền lực và biến đổi chuyển động phổ biến trong công nghiệp khai thác, gia công và vận chuyển vật liệu. Để hệ thống làm việc ổn định, việc xác định chính xác các thông số động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết máy theo các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng chịu tải tĩnh là yêu cầu bắt buộc.

Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế của đồ án được xác định theo 7 nội dung cụ thể:

  1. Tìm hiểu tổng quan hệ thống truyền động cơ khí dẫn động xích tải.
  2. Tính toán chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang).
  4. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng).
  5. Tính toán thiết kế trục và mối ghép then, kiểm nghiệm độ bền tĩnh và độ bền mỏi.
  6. Tính toán chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định chế độ bôi trơn và lập bảng dung sai lắp ghép.
  7. Hoàn thiện 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và các bản vẽ chế tạo chi tiết.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động xích tải cơ khí gồm nguồn động lực (động cơ điện), bộ truyền ngoài (bộ truyền đai), hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng phẳng, khớp nối trục và cơ cấu chấp hành (xích tải).
  • Phạm vi thông số đầu vào:
    • Lực vòng trên xích tải: $F = 4000\text{ N}$
    • Vận tốc di chuyển của xích tải: $v = 0{,}65\text{ m/s}$
    • Số răng đĩa xích tải dẫn: $z = 9\text{ răng}$
    • Bước xích tải: $p = 110\text{ mm}$
    • Thời gian phục vụ: $L = 7\text{ năm}$ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ; tổng thời gian phục vụ $L_h = 33600\text{ giờ}$)
    • Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, làm việc chịu tải va đập nhẹ; chế độ tải phân bố theo chu kỳ gồm $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 58\text{ giây}$ và $T_2 = 0{,}7T$ trong thời gian $t_2 = 12\text{ giây}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực trong ngành cơ khí chế tạo máy, kết hợp các phương pháp tính toán giải tích và tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (TCVN):

Khung lý thuyết và tài liệu tham khảo cốt lõi:

  • 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: Cung cấp phương pháp chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền, tính toán động học, ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$, ứng suất uốn $[\sigma_F]$, thiết kế trục, kiểm nghiệm then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp số.
  • Giáo trình Chi tiết máy của tác giả Nguyễn Trọng Hiệp: Cung cấp cơ sở tính toán bộ truyền đai thang, xác định các hệ số sử dụng và độ bền mỏi của đai.
  • Giáo trình Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy: Cung cấp cơ sở tra cứu sai số hình học, cấp chính xác chế tạo, dung sai lắp ghép chi tiết và phân tích cơ cấu.

Phương pháp thực hiện:

  • Phương pháp tính toán giải tích động học và động lực học: Xác định công suất tương đương, phân tích hiệu suất hệ thống qua các cặp truyền động nối tiếp, tính toán số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép dựa trên giới hạn mỏi tiếp xúc $\sigma_{H\lim}^0$, mỏi uốn $\sigma_{F\lim}^0$, hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$ và hệ số an toàn.
  • Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn: Lựa chọn công suất danh định của động cơ theo dải công suất chuẩn, tra cứu kích thước mặt cắt đai thang, mô đun tiêu chuẩn của bánh răng, kích cỡ ổ bi đỡ và ổ đũa, quy chuẩn bulông nền và kích thước mặt bích vỏ hộp.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động cơ khí trong đồ án được cấu hình theo sơ đồ khối nối tiếp nhằm biến đổi chuyển động quay từ động cơ có tốc độ cao thành chuyển động quay tốc độ chậm với mô men xoắn lớn trên trục tang xích tải:

[Động cơ điện] ---> [Bộ truyền đai thang] ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp] ---> [Khớp nối] ---> [Trục xích tải]

Đặc điểm bố trí kết cấu:

  • Bộ truyền ngoài: Đặt bộ truyền đai thang giữa trục động cơ và trục vào (trục I) của hộp giảm tốc. Bộ truyền đai đóng vai trò giảm chấn, bảo vệ an toàn cho hệ thống khi xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột.
  • Hộp giảm tốc hai cấp: Sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng phẳng:
    • Cấp nhanh: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng nhằm tăng hệ số trùng khớp, giảm tải trọng động và hạn chế tiếng ồn ở dải tốc độ quay cao.
    • Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng thẳng nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục III và đơn giản hóa việc chế tạo khi vận tốc làm việc đã giảm thấp.
  • Khớp nối và cơ cấu chấp hành: Trục III của hộp giảm tốc được nối với trục tang xích tải thông qua khớp nối trục tiêu chuẩn để truyền mô men xoắn sang đĩa xích.
  • Vỏ hộp và bôi trơn: Vỏ hộp được đúc bằng gang xám, phân đôi tại mặt phẳng chứa tâm các trục, sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bánh răng ăn khớp và bôi trơn mỡ cho các gối đỡ trục.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương 1 thực hiện tính toán các thông số năng lượng và động học cơ bản để lựa chọn động cơ điện xoay chiều phù hợp và phân chia tỉ số truyền cho các bộ phận dẫn động:

  • Công suất làm việc trên trục xích tải: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4000 \cdot 0{,}65}{1000} = 2{,}60\text{ kW}$.
  • Công suất tương đương của động cơ: Do tải trọng biến đổi theo bậc ($T_1=T$ trong $58\text{ s}$, $T_2=0{,}7T$ trong $12\text{ s}$), công suất tính toán tương đương được xác định: $P_{td} = 2{,}48\text{ kW}$.
  • Hiệu suất chung của hệ thống: Tính toán từ hiệu suất các bộ truyền nối tiếp: $\eta = \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^5 \cdot \eta_d \cdot \eta_{kn} = (0{,}96)^2 \cdot (0{,}99)^5 \cdot 0{,}95 \cdot 1 = 0{,}83$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{2{,}48}{0{,}83} \approx 3{,}0\text{ kW}$.
  • Số vòng quay trên trục công tác: $n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 0{,}65}{9 \cdot 110} \approx 39{,}39\text{ vg/ph}$.
  • Lựa chọn động cơ: Căn cứ $P_{ct} \approx 3{,}0\text{ kW}$ và số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 945 \div 1890\text{ vg/ph}$, đồ án chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha kiểu 4A112MB6Y3 với các thông số: $P_{đc} = 4\text{ kW}$, $n_{đc} = 950\text{ vg/ph}$, hệ số $\cos\varphi = 0{,}86$.
  • Phân phối tỉ số truyền:
    • Tỉ số truyền chung: $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{ct}} = \frac{950}{39{,}39} = 24{,}12$.
    • Tỉ số truyền bộ truyền ngoài (đai thang): $u_d = 3{,}015$.
    • Tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp: $u_{hgt} = 8$ (trong đó cấp nhanh $u_1 = 3{,}3$, cấp chậm $u_2 = 2{,}42$).
Thông số động học Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Tỉ số truyền ($u$) - $u_d = 3{,}015$ $u_1 = 3{,}3$ $u_2 = 2{,}42$ $u_{kn} = 1$
Công suất ($P$ - kW) 3,48 2,91 2,79 2,68 2,60
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 950 315,1 95,5 39,5 39,39
Mô men xoắn ($T$ - N.mm) 35000 88150 279000 647500 630000

Chương 2: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Nội dung chương 2 tập trung tính toán hình học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho bộ truyền đai thang đặt ngoài hộp giảm tốc:

  • Lựa chọn loại đai: Căn cứ công suất thực tế trên trục động cơ $P = 3{,}04\text{ kW}$ và vận tốc góc $n_{đc} = 950\text{ vg/ph}$, đồ án lựa chọn đai thang thường tiết diện B.
  • Xác định kích thước hình học:
    • Đường kính bánh dẫn: $d_1 = 180\text{ mm}$ (vận tốc đai $v_1 = 8{,}95\text{ m/s}$).
    • Đường kính bánh bị dẫn: $d_2 = d_1 \cdot u_d \cdot (1 - \varepsilon) = 180 \cdot 3{,}015 \cdot (1 - 0{,}01) \approx 560\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục: Chọn sơ bộ $a_{sb} = 560\text{ mm}$, tính chiều dài đai sơ bộ $L_{sb} = 2346{,}85\text{ mm}$, chuẩn hóa theo tiêu chuẩn chọn $L = 2240\text{ mm}$. Khoảng cách trục tính chính xác lại đạt $a = 503\text{ mm}$.
    • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 137^\circ \ge 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện góc ôm).
  • Xác định số lượng dây đai:
    • Công suất cho phép $[P_0] = 3{,}118\text{ kW}$, các hệ số điều chỉnh: $C_\alpha = 0{,}88$, $C_u = 1{,}14$, $C_L = 1{,}0$, $C_z = 0{,}95$, $C_v = 0{,}99$.
    • Số đai tính toán: $Z \ge 1{,}28 \rightarrow$ chọn $Z = 2\text{ đai}$.
  • Thông số kết cấu và lực tác dụng:
    • Chiều rộng vành bánh đai: $B = (Z - 1)t + 2e = (2 - 1) \cdot 19 + 2 \cdot 12{,}5 = 44\text{ mm}$.
    • Đường kính ngoài bánh đai: Bánh dẫn $d_{a1} = 188{,}4\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 568{,}4\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu: $F_0 = 414\text{ N}$ ($207\text{ N}$ trên mỗi dây đai).
    • Lực vòng có ích: $F_t = 322\text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 810{,}88\text{ N}$.
    • Tuổi thọ của đai tính theo độ bền mỏi: $L_h = 4725{,}5\text{ giờ}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương 3 trình bày toàn bộ quy trình thiết kế động học, chọn vật liệu, xác định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép, tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc:

1. Cấp nhanh: Bánh răng trụ răng nghiêng

  • Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 240$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$; Bánh lớn có độ cứng $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 491\text{ MPa}$, hiệu chỉnh chính xác $[\sigma_H] = 442\text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 254{,}27\text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F2}] = 243{,}67\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học và ăn khớp:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 140\text{ mm}$.
    • Mô đun pháp tiêu chuẩn: $m = 2\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 32\text{ răng}$, bánh bị dẫn $Z_2 = 106\text{ răng}$; tỉ số truyền thực tế $u_1 = 3{,}3125$ (sai lệch $0%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 10^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22{,}18^\circ$; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_{w1} = 50\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 45\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 65{,}1\text{ mm}$, $d_{w2} = 215{,}3\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền và phân tích lực:
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_{F1}, \sigma_{F2}$ đều nhỏ hơn giá trị cho phép.
    • Lực tác dụng ăn khớp: Lực vòng $F_t = 2708\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1104\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 477\text{ N}$.

2. Cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng

  • Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ cứng $HB_{2'} = 230$, bánh bị động có độ cứng $HB_3 = 220$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 463{,}64\text{ MPa}$, hiệu chỉnh chính xác $[\sigma_H] = 417{,}28\text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F2'}] = 243{,}67\text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F3}] = 233{,}08\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học và ăn khớp:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 200\text{ mm}$.
    • Mô đun tiêu chuẩn: $m = 2\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $Z_{2'} = 59\text{ răng}$, bánh bị dẫn $Z_3 = 141\text{ răng}$; tỉ số truyền thực tế $u_2 = 2{,}39$ (sai lệch $1{,}24% < 4%$).
    • Góc ăn khớp: $\alpha = 20^\circ$; không dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$).
    • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_{w1} = 60\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 55\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 118\text{ mm}$, $d_{w2} = 282\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền và phân tích lực:
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 398{,}42\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 417{,}28\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn tính toán: $\sigma_{F1} = 81{,}62\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 76{,}62\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]$.
    • Lực tác dụng ăn khớp: Lực vòng $F_t = 4728{,}81\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1721{,}15\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$.
Đại lượng thiết kế Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục ($a_w$) $140\text{ mm}$ $200\text{ mm}$
Mô đun ($m$) $2\text{ mm}$ $2\text{ mm}$
Số răng bánh dẫn / bị dẫn $Z_1 = 32$ / $Z_2 = 106$ $Z_{2'} = 59$ / $Z_3 = 141$
Tỉ số truyền ($u$) $3{,}3125$ $2{,}39$
Góc nghiêng răng ($\beta$) $10^\circ$ $0^\circ$
Góc ăn khớp ($\alpha_{tw}$) $22{,}18^\circ$ $20^\circ$
Chiều rộng vành răng ($b_w$) $50\text{ mm}$ / $45\text{ mm}$ $60\text{ mm}$ / $55\text{ mm}$
Đường kính vòng đỉnh ($d_a$) $68{,}99\text{ mm}$ / $219{,}27\text{ mm}$ $122\text{ mm}$ / $286\text{ mm}$
Lực vòng ($F_t$) $2708\text{ N}$ $4728{,}81\text{ N}$
Lực hướng tâm ($F_r$) $1104\text{ N}$ $1721{,}15\text{ N}$
Lực dọc trục ($F_a$) $477\text{ N}$ $0\text{ N}$

Chương 4: Tính toán, thiết kế trục và then

Chương 4 thực hiện việc xác định kích thước hình học các trục, khoảng cách gối đỡ, phân tích lực uốn - xoắn và kiểm nghiệm bền cho trục và mối ghép then:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện.
  • Xác định đường kính trục sơ bộ: Tính toán giá trị đường kính đầu ngõng trục theo mô men xoắn $d \ge \sqrt[3]{\frac{T}{0{,}2 \cdot [\tau]}}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và sơ đồ đặt lực: Thiết lập khoảng cách dọc trục giữa các bánh răng, ổ lăn và chi tiết quay dựa trên chiều rộng vành răng $b_w$, khe hở vỏ hộp và chiều dài may-ơ.
  • Tính toán phản lực và mô men uốn: Phân tích các lực $F_t, F_r, F_a$ và lực căng đai $F_r$ trên hai mặt phẳng thẳng đứng ($Oyz$) và nằm ngang ($Oxz$). Xác định biểu đồ mô men uốn $M_x, M_y$ và mô men xoắn $T$.
  • Xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm: Tính mô men uốn tổng hợp $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mô men tương đương $M_{td} = \sqrt{M_u^2 + 0{,}75 T^2}$, từ đó tính đường kính trục tại từng đoạn lắp ghép.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục: Kiểm tra hệ số an toàn mỏi $s = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$, xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, rãnh then và lắp căng.
  • Kiểm nghiệm mối ghép then: Lựa chọn then bằng theo kích thước đường kính trục tiêu chuẩn TCVN; kiểm tra điều kiện bền dập $\sigma_d = \frac{2T}{d \cdot l_{calc} \cdot (h - t_1)} \le [\sigma_d]$ và bền cắt $\tau_c = \frac{2T}{d \cdot l_{calc} \cdot b} \le [\tau_c]$.

Chương 5: Tính toán, chọn ổ lăn, vỏ hộp, bôi trơn và các chi tiết tiêu chuẩn khác

Chương 5 hoàn thiện phần lựa chọn kết cấu phụ trợ và quy chuẩn chế tạo:

  • Tính toán và chọn ổ lăn:
    • Xác định tổng hợp tải trọng hướng tâm $F_r$ và tải trọng dọc trục $F_a$ tác dụng lên từng gối đỡ trên các trục I, II, III.
    • Chọn sơ bộ cỡ ổ, xác định các hệ số tải trọng $X, Y$, hệ số làm việc $K_\sigma$, hệ số nhiệt độ $K_t$ và hệ số quay $V$.
    • Tính toán tải trọng quy ước $Q = (X \cdot V \cdot F_r + Y \cdot F_a) K_\sigma K_t$.
    • Tính toán tuổi thọ làm việc $L$ (triệu vòng quay) và khả năng tải động tính toán $C_{tt}$, so sánh với khả năng tải động danh định $C$ của ổ tiêu chuẩn để đảm bảo tuổi thọ $L_h = 33600\text{ giờ}$.
  • Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc:
    • Vật liệu: Gang xám đúc.
    • Xác định các kích thước hình học cơ bản: Chiều dày thân hộp $\delta$, chiều dày nắp hộp $\delta_1$, chiều dày gân tăng cứng $e$, chiều cao gân $h$.
    • Xác định kích thước mặt bích ghép nắp và thân $S_1, S_2$, bề rộng bích $K_1$, kích thước gối trục.
    • Xác định số lượng và đường kính bulông: Bulông nền $d_1$, bulông cạnh ổ $d_2$, bulông ghép bích nắp và thân $d_3$, vít ghép nắp ổ $d_4$, vít ghép cửa thăm $d_5$.
    • Xác định các khoảng hở an toàn: Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta_1$, khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_2$, khoảng cách giữa mặt bên các bánh răng $t$.
  • Hệ thống phụ trợ và bôi trơn:
    • Bố trí chốt định vị nắp và thân hộp để định vị chính xác tâm lỗ ổ khi gia công và lắp ráp.
    • Sử dụng vòng chắn dầu ngăn mạt kim loại từ buồng hộp số lọt vào khoang ổ lăn.
    • Bố trí que thăm dầu ở đáy nắp hộp để theo dõi mức dầu bôi trơn.
    • Phương pháp bôi trơn: Ngâm dầu bánh răng cấp chậm và cấp nhanh trong hộp; bôi trơn mỡ chuyên dụng cho ổ lăn.
  • Bảng dung sai lắp ghép:
    • Dung sai mối ghép then và trục, then và may-ơ bánh răng/bánh đai.
    • Dung sai mối ghép bánh răng với trục (lắp có độ dôi nhẹ).
    • Dung sai lắp ghép vòng trong ổ lăn với trục ($k6, m6$) và vòng ngoài ổ lăn với lỗ thân hộp ($H7, Js7$).
    • Dung sai nắp ổ và các bề mặt lắp ghép nắp bích.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật hệ thống truyền động cơ khí cho xích tải với các kết quả định lượng cụ thể:

  1. Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền tối ưu: Động cơ 4A112MB6Y3 ($P = 4\text{ kW}, n = 950\text{ vg/ph}$) đáp ứng đủ công suất yêu cầu $P_{ct} = 3\text{ kW}$ với hiệu suất truyền động toàn hệ thống $\eta = 0{,}83$.
  2. Bộ truyền đai ngoài: Sử dụng 2 dây đai thang tiết diện B, đường kính bánh dẫn $180\text{ mm}$, bánh bị dẫn $560\text{ mm}$, khoảng cách trục $503\text{ mm}$, góc ôm $137^\circ$, tuổi thọ tính toán đạt $4725{,}5\text{ giờ}$.
  3. Hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp:
    • Cấp nhanh răng nghiêng: Khoảng cách trục $a_w = 140\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$, $Z_1 = 32$, $Z_2 = 106$, góc nghiêng răng $\beta = 10^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22{,}18^\circ$, ứng suất uốn và tiếp xúc nằm trong giới hạn cho phép.
    • Cấp chậm răng thẳng: Khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$, $Z_{2'} = 59$, $Z_3 = 141$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, sai lệch tỉ số truyền thực tế chỉ $1{,}24%$.
  4. Hệ thống trục, ổ lăn và vỏ hộp: Toàn bộ hệ thống trục được kiểm nghiệm an toàn mỏi, các then bằng đảm bảo độ bền dập và cắt, các ổ lăn đáp ứng đủ khả năng tải động $C_{tt} \le C$ cho thời gian làm việc $33600\text{ giờ}$.

Đóng góp của đồ án thể hiện ở việc xây dựng một tiến trình tính toán mạch lạc, tuân thủ đúng trình tự thiết kế chi tiết máy truyền thống kết hợp tra cứu các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế:

  • Các phép tính toán trong đồ án được xây dựng trên mô hình giải tích tĩnh và bán tĩnh với tải trọng bậc giả định, chưa mô phỏng được ứng xử động học thực tế khi hệ thống khởi động hoặc thay đổi tải liên tục.
  • Chưa tiến hành phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để kiểm tra độ cứng vững cục bộ và sự tập trung ứng suất tại các góc lượn trục, then hoặc thân vỏ hộp số.

Hướng nghiên cứu tiếp:

  • Ứng dụng các phần mềm thiết kế 3D (như SolidWorks, Autodesk Inventor) để mô hình hóa toàn bộ hệ thống, xuất bản vẽ kỹ thuật tự động.
  • Sử dụng công cụ mô phỏng CAE để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc nhằm giảm thể tích và khối lượng kim loại đúc mà vẫn đảm bảo độ bền uốn và cứng vững.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo hữu ích đối với:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Người làm đồ án có thể tham khảo trực tiếp các bước tra cứu hệ số tải trọng ($K_{H\beta}, K_{H\alpha}, K_{Hv}$), cách kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho bánh răng trụ răng nghiêng/thẳng và phương pháp thiết kế kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống là loại nào và có thông số ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện xoay chiều 3 pha kiểu 4A112MB6Y3 với công suất định mức $P = 4\text{ kW}$, số vòng quay định mức $n = 950\text{ vg/ph}$ và hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}86$.

2. Bộ truyền ngoài của hệ thống sử dụng loại truyền động gì và các kích thước chính là bao nhiêu? Bộ truyền ngoài sử dụng bộ truyền đai thang thường với tiết diện đai loại B, số lượng đai $Z = 2$. Đường kính bánh đai dẫn $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 560\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$ và khoảng cách trục $a = 503\text{ mm}$.

3. Kết cấu của hộp giảm tốc gồm những cấp truyền động nào? Hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng trụ đồng phẳng: cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với khoảng cách trục $a_w = 140\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$ ($Z_1 = 32, Z_2 = 106, \beta = 10^\circ$); cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng với khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$ ($Z_{2'} = 59, Z_3 = 141$). Cả hai cấp đều chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện.

4. Tổng thời gian phục vụ của hệ thống trong 7 năm được tính như thế nào? Thời gian làm việc tính toán được xác định: $L_h = 7\text{ năm} \times 300\text{ ngày/năm} \times 2\text{ ca/ngày} \times 8\text{ giờ/ca} = 33600\text{ giờ}$.

5. Sai lệch tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc có nằm trong giới hạn cho phép không? Tỉ số truyền thực tế của cấp nhanh đạt $u_1 = 3{,}3125$ (sai lệch $0%$) và cấp chậm đạt $u_2 = 2{,}39$ (sai lệch $1{,}24%$). Cả hai giá trị đều thỏa mãn điều kiện sai lệch tỉ số truyền nhỏ hơn giới hạn cho phép $\Delta u < 4%$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết máy theo đúng quy chuẩn kỹ thuật. Hệ thống được trang bị động cơ điện 4A112MB6Y3 ($4\text{ kW}, 950\text{ vg/ph}$), bộ truyền đai thang loại B gồm 2 dây và hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp với cấp nhanh răng nghiêng ($a_w = 140\text{ mm}$) và cấp chậm răng thẳng ($a_w = 200\text{ mm}$). Toàn bộ các thông số về bộ truyền, trục, mối ghép then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp đều được kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và tuổi thọ phục vụ $33600\text{ giờ}$. Tài liệu phản ánh một tiến trình thiết kế cơ khí chặt chẽ, đóng vai trò là tài liệu tham khảo chất lượng cho sinh viên chuyên ngành kỹ thuật cơ khí.