Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật

Đồ án môn học Thiết kế máy (Đề tài 10, Phương án số 13) được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Công Danh, dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Công Hòa tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh (Học kỳ 1, năm học 2023–2024). Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ nhu cầu tăng năng suất lao động, giảm chi phí sản xuất và thay thế sức lao động thủ công trong quá trình công nghiệp hóa, hiện đại hóa thông qua các hệ thống dẫn động cơ khí tự động.

Nhiệm vụ trọng tâm của đồ án là tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động xích tải dựa trên tập số liệu kỹ thuật đầu vào xác định:

  • Lực vòng tác dụng trên xích tải ($F$): $3800\text{ N}$.
  • Vận tốc di chuyển của xích tải ($v$): $3,08\text{ m/s}$.
  • Số răng đĩa xích tải dẫn ($z$): $9\text{ răng}$.
  • Bước xích tải ($p$): $150\text{ mm}$.
  • Thời hạn phục vụ của hệ thống ($L$): $5\text{ năm}$.
  • Số ngày làm việc trong một năm ($K_{ng}$): $281\text{ ngày}$.
  • Số ca làm việc trong ngày: $1\text{ ca}$ ($8\text{ giờ/ca}$).
  • Chế độ phụ tải thay đổi theo chu kỳ: Giai đoạn 1 chịu tải $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 32\text{ giây}$; Giai đoạn 2 chịu tải $T_2 = 0,6T$ trong thời gian $t_2 = 40\text{ giây}$; Giai đoạn 3 chịu tải $T_3 = 0,3T$ trong thời gian $t_3 = 50\text{ giây}$.
  • Đặc tính làm việc: Hệ thống quay một chiều, làm việc với tải trọng va đập nhẹ.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu bao gồm trọn bộ chuỗi truyền động cơ khí từ nguồn động lực (động cơ điện), qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, đến bộ truyền xích ngoài và trục công tác của xích tải. Tổng thời gian làm việc danh định của hệ thống được xác định là $L_h = 5 \times 281 \times 8 \times 1 = 11.240\text{ giờ}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Đồ án áp dụng khung lý thuyết thiết kế máy, cơ học truyền động và các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam dựa trên các tài liệu chuyên ngành:

  • Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc, 2020).
  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2, Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, 2006).
  • Dung sai và lắp ghép cùng Bài tập Kỹ thuật đo (Ninh Đức Tốn, 2004, 2006).
  • Tiêu chuẩn profin gốc bánh răng TCVN 1065-71.

Các phương pháp kỹ thuật được triển khai trong đồ án gồm:

  • Phương pháp phân tích động học và động lực học: Tính toán công suất làm việc, công suất tương đương theo chế độ tải biến đổi, xác định hiệu suất chung của hệ thống, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỷ số truyền cho các cấp truyền động.
  • Phương pháp tính độ bền tiếp xúc và uốn cho bộ truyền xích và bánh răng: Xác định kích thước hình học, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$, ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$ và kiểm tra khả năng chịu quá tải đột ngột.
  • Phương pháp phân tích lực không gian và sức bền vật liệu: Thiết lập sơ đồ đặt lực, giải phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$), tính toán đường kính trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
  • Phương pháp tính chọn và kiểm nghiệm chi tiết máy tiêu chuẩn: Chọn mối ghép then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt; tính toán tuổi thọ và khả năng tải động ($C_t \le C$), tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ lăn; tính toán độ bền của chốt và vòng đàn hồi trong khớp nối.
  • Phương pháp thiết kế kết cấu vỏ hộp và chỉ định dung sai: Tính toán kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 theo công thức kinh nghiệm; chọn cấp chính xác và kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối lắp then, bánh răng, ổ lăn và nắp ổ.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế theo sơ đồ truyền động nối tiếp: Động cơ điện truyền mômen qua khớp nối trục vòng đàn hồi vào trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc sử dụng kết cấu bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh (nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ và phân bố đều tải trọng trên các vành răng nghiêng), giảm tốc độ quay qua trục trung gian (Trục II) và truyền đến trục ra (Trục III). Từ trục III, công suất được truyền qua bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp để dẫn động trục xích tải của bộ phận công tác.

[Động cơ điện] ---> [Nối trục đàn hồi] ---> [HGT bánh răng 2 cấp phân đôi] ---> [Bộ truyền xích] ---> [Trục xích tải]

Vật liệu và thông số kết cấu chính của hệ thống bao gồm:

  • Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha vỏ nhôm 4A160S2Y3 ($15\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $2930\text{ vòng/phút}$).
  • Vật liệu bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng bánh dẫn $250\text{ HB}$, bánh bị dẫn $235\text{ HB}$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$).
  • Vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$).
  • Vật liệu thân và nắp hộp giảm tốc: Gang xám đúc GX15-32.
  • Ổ trục: Sử dụng kết hợp ổ bi đỡ một dãy cỡ trung (mã 305 cho Trục I, mã 310 cho Trục III) và ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ (mã 2207 cho Trục II phân đôi).

Nội dung chi tiết theo từng phần tính toán

Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền

Hệ thống tính toán hiệu suất tổng thể qua công thức nối tiếp: $\eta = \eta_{kn} \times \eta_{br}^2 \times \eta_x \times \eta_{ol}^5 = 0,98 \times (0,97)^2 \times 0,96 \times (0,99)^5 = 0,8418$. Công suất làm việc trên trục xích tải đạt $P_{lv} = (3800 \times 3,08)/1000 = 11,704\text{ kW}$. Do hệ thống làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ, công suất tương đương được quy đổi theo tỷ lệ tải trọng và thời gian:

$$P_{td} = 11,704 \times \sqrt{\frac{1^2 \times 32 + 0,6^2 \times 40 + 0,3^2 \times 50}{32 + 40 + 50}} = 7,5599\text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = P_{td}/\eta = 8,9806\text{ kW}$. Số vòng quay của trục công tác đạt $n_{lv} = (60000 \times 3,08)/(9 \times 150) = 136,89\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống chọn $u_{ht} = 20$, suy ra số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 2737,78\text{ vòng/phút}$.

Đồ án chọn động cơ 4A160S2Y3 có công suất danh định $15\text{ kW}$, vận tốc quay $2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $\eta = 88%$, tỷ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 1,4$ và tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống $u_{ht} = 2930 / 136,8889 = 21,40$, được phân phối cho hộp giảm tốc $u_{hgt} = 10$ ($u_1 = 3,58$ cho cấp nhanh phân đôi, $u_2 = 2,79$ cho cấp chậm) và bộ truyền xích $u_x = 2,14$, với sai số tỷ số truyền toàn hệ thống chỉ $0,14% \le 4%$.

Thông số Trục động cơ Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) 1 1 3,58 2,79 2,14
Công suất ($P$, kW) 14,0525 13,6337 12,9575 12,3148 11,7040
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 2930 2930 818,4358 293,3462 137,0777
Mômen xoắn ($T$, Nmm) 45802,52 44437,49 151195,88 400913,12 815400,32

Phần 2: Tính thiết kế bộ truyền xích

Bộ truyền xích ngoài sử dụng loại xích ống con lăn 1 dãy. Với công suất truyền $P_{III} = 12,3148\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{III} = 293,35\text{ vòng/phút}$, số răng đĩa xích dẫn được xác định $z_1 = 23\text{ răng}$, số răng đĩa bị dẫn $z_2 = 65\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,83$, sai lệch $1,4%$).

Công suất tính toán của bộ truyền đạt $P_t = 17,80\text{ kW} \le [P] = 19,3\text{ kW}$, từ đó chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1467\text{ mm}$ và số mắt xích $x = 126$. Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn đạt $d_1 = 233,17\text{ mm}$, đường kính vòng đáy $d_{f1} = 213,93\text{ mm}$. Hệ số an toàn về độ bền tĩnh đạt $s = 19,03 > [s]$, ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích $\sigma_H = 599,53\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$ khi sử dụng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210. Lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục đạt $F_r = 4370\text{ N}$.

Phần 3: Tính thiết kế bộ truyền bánh răng

Bộ truyền cấp nhanh thiết kế theo dạng bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi, khoảng cách trục $a_\omega = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 34,41^\circ$, số răng $z_1 = 19$, $z_2 = 69$ ($u_I^* = 3,63$, sai lệch $1,3%$). Chiều rộng vành răng bánh nhỏ $b_1 = 59\text{ mm}$, bánh lớn $b_2 = 64\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H1} \le [\sigma_H] = 570,8\text{ MPa}$; ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 32,53\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 30,82\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241,71\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $\sigma_{Hmax} = 261,55\text{ MPa} \le 1624\text{ MPa}$ và uốn quá tải $\sigma_{Fmax} = 32,53\text{ MPa} \le 464\text{ MPa}$.

Bộ truyền cấp chậm thiết kế theo dạng bánh răng trụ răng thẳng, khoảng cách trục danh định $a_{\omega 2} = 200\text{ mm}$ (khoảng cách trục sau khi chuẩn hóa số răng $a'{\omega 2} = 201\text{ mm}$), mô-đun $m_2 = 3\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, số răng $z_5 = 36$, $z_6 = 98$ ($u{II}^* = 2,72$, sai lệch $2,5%$). Chiều rộng vành răng $b_5 = 80\text{ mm}$, $b_6 = 75\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H5} \le [\sigma_H] = 523,26\text{ MPa}$; ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F5} = 56,65\text{ MPa} \le [\sigma_{F5}] = 257,14\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $\sigma_{F6} = 55,12\text{ MPa} \le [\sigma_{F6}] = 241,71\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn bất đẳng thức mức dầu: $H = 103,45 \div 108,45\text{ mm} > 100\text{ mm}$.

Đại lượng hình học Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục ($a_\omega$, mm) 160 200 (tính lại 201)
Mô-đun ($m$, mm) 3 3
Góc nghiêng răng ($\beta$) $34,41^\circ$ $0^\circ$
Số răng bánh dẫn / bị dẫn $z_1 = 19$ / $z_2 = 69$ $z_5 = 36$ / $z_6 = 98$
Đường kính vòng chia ($d$, mm) $d_1 = 69,1$ / $d_2 = 250,9$ $d_5 = 108$ / $d_6 = 294$
Đường kính vòng đỉnh ($d_a$, mm) $d_{a1} = 75,1$ / $d_{a2} = 256,9$ $d_{a5} = 114$ / $d_{a6} = 300$
Chiều rộng vành răng ($b$, mm) $b_1 = 59$ / $b_2 = 64$ $b_5 = 80$ / $b_6 = 75$
Vận tốc vòng ($v$, m/s) 10,72 4,52

Phần 4: Tính thiết kế trục và then

Lực tác dụng lên các bộ truyền được tính toán chi tiết: Lực vòng bánh răng nghiêng cấp nhanh $F_{t1} = 643,09\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 343,80\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 440,50\text{ N}$; Lực vòng bánh răng thẳng cấp chậm $F_{t5} = 2799,92\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r5} = 1019,09\text{ N}$; Lực hướng tâm từ đĩa xích $F_r = 4370\text{ N}$; Lực tác dụng của khớp nối $F_{kn} = 375\text{ N}$.

Dựa trên biểu đồ mômen uốn và xoắn trong không gian, đường kính các đoạn trục được xác định và tiêu chuẩn hóa:

  • Trục I: Lắp khớp nối $d_{11} = 19\text{ mm}$ (then $6 \times 6 \times 50\text{ mm}$); ngõng trục lắp ổ lăn $d_{10} = 25\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $d_{12} = d_{13} = 26\text{ mm}$ (then $8 \times 7 \times 34\text{ mm}$).
  • Trục II: Ngõng trục lắp ổ lăn $d_{21} = 35\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_{22} = d_{24} = 40\text{ mm}$ (then $12 \times 8 \times 60\text{ mm}$); vị trí lắp bánh răng thẳng $d_{23} = 45\text{ mm}$ (then $14 \times 9 \times 60\text{ mm}$).
  • Trục III: Ngõng trục lắp ổ lăn $d_{31} = d_{34} = 50\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng thẳng $d_{32} = 52\text{ mm}$ (then $16 \times 10 \times 76\text{ mm}$); đầu trục lắp đĩa xích $d_{33} = 45\text{ mm}$ (then $14 \times 9 \times 76\text{ mm}$).

Tất cả các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập ($\sigma_d = 32,0 \div 66,99\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($\tau_c = 8,0 \div 16,75\text{ MPa} \le [\tau_c] = 40 \div 60\text{ MPa}$). Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm đều đạt yêu cầu ($s = 3,99 \div 8,77 \ge [s] = 2,5 \div 3,0$), đồng thời ứng suất tĩnh cực đại khi quá tải $\sigma_{td} \le [\sigma] = 464\text{ MPa}$.

Phần 5: Thiết kế ổ lăn và chọn khớp nối

  • Ổ lăn Trục I: Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 17,6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 11,6\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_{t1} = 15,94\text{ kN} < C$, tải trọng quy ước tĩnh $Q_t = 1,15\text{ kN} \le C_0$.
  • Ổ lăn Trục II: Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 ($d = 35\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, $C = 26,5\text{ kN}$, $C_0 = 17,5\text{ kN}$) đóng vai trò ổ tùy động nhằm cho phép trục tự lựa dọc trục để bù sai số góc nghiêng của cặp bánh răng nghiêng phân đôi. Khả năng tải động tính toán $C_{t2} = 14,99\text{ kN} < C$, tải tĩnh $Q_t = 2,05\text{ kN} \le C_0$.
  • Ổ lăn Trục III: Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 310 ($d = 50\text{ mm}$, $D = 110\text{ mm}$, $B = 27\text{ mm}$, $C = 48,5\text{ kN}$, $C_0 = 36,3\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_{t3} = 34,20\text{ kN} < C$, tải tĩnh $Q_t = 5,34\text{ kN} \le C_0$.
  • Khớp nối đàn hồi: Chọn nối trục vòng đàn hồi theo mômen xoắn $T_I = 44,4\text{ Nm}$ (mômen danh định nối trục $63,0\text{ Nm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$). Kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng cao su đàn hồi đạt $\sigma_d = 2,086\text{ MPa} \le [\sigma_d]$, ứng suất uốn của chốt đạt $\sigma_u = 48,51\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$.

Phần 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 có các kích thước kết cấu chính:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03 \times a_\omega + 3 = 0,03 \times 200 + 3 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9 \times \delta = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 52\text{ mm}$.
  • Hệ thống bu-lông: Bu-lông nền M18 (bề rộng mặt đế $K_1 = 72\text{ mm}$, chiều dày đế $S_1 = 28\text{ mm}$); Bu-lông cạnh ổ M14; Bu-lông ghép bích nắp và thân M12 (chiều dày bích $S_3 = 18\text{ mm}$); Vít nắp ổ M9; Vít nắp cửa thăm M8.
  • Chi tiết phụ và bôi trơn: 2 bu-lông vòng M12 phục vụ nâng chuyển hộp có trọng lượng khoảng $300\text{ kg}$; 2 chốt định vị hình côn ($d = 6\text{ mm}$); cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ lắp kèm nút thông hơi M27x2; nút tháo dầu ren trụ M16x1.5; que thăm dầu có vỏ bọc; vòng phớt và vòng chắn dầu cách ly mỡ ổ lăn với dầu hộp số.
  • Chế độ bôi trơn: Hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu sử dụng dầu xi lanh 52 (độ nhớt $57/8$ ở $100^\circ\text{C}$); bộ phận ổ lăn được bôi trơn riêng biệt bằng mỡ gốc xà phòng lithium LGMT2 (dải nhiệt độ $-30^\circ\text{C} \div +120^\circ\text{C}$).

Phần 7: Dung sai lắp ghép

Đồ án quy định cấp chính xác gia công và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn:

  • Cấp chính xác gia công: Bánh răng cấp nhanh cấp 8, bánh răng cấp chậm cấp 9; trục và then cấp chính xác 7; lỗ mayơ cấp chính xác 6; ổ lăn cấp chính xác 0.
  • Kiểu lắp bánh răng lên trục: Dùng mối lắp trung gian có độ dôi nhẹ $H7/k6$ (vị trí $\varnothing 26H7/k6$, $\varnothing 40H7/k6$, $\varnothing 45H7/k6$, $\varnothing 52H7/k6$).
  • Kiểu lắp ổ lăn: Vòng trong lắp lên trục theo $k6$ ($\varnothing 25k6$, $\varnothing 35k6$, $\varnothing 50k6$); vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo $H7$ ($\varnothing 62H7$, $\varnothing 72H7/\varnothing 80H7$, $\varnothing 110H7$).
  • Kiểu lắp then: Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then trên trục theo trường dung sai $N9$, trên bạc theo trường dung sai $D10$.
  • Kiểu lắp nắp ổ: Mối lắp lỏng $H7/d11$.

Kết quả và thông số kỹ thuật đạt được

Toàn bộ hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế hoàn chỉnh, đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn bền và động học cơ khí:

  1. Hiệu suất và phân phối động học: Động cơ 4A160S2Y3 ($15\text{ kW}$) đáp ứng tốt yêu cầu công suất danh định với $P_{ct} = 8,98\text{ kW}$ và chế độ mở máy tải va đập nhẹ. Hệ thống tỷ số truyền được phân bổ hợp lý ($u_{ht} = 21,37$, sai số $0,14%$).
  2. Bộ truyền bánh răng hai cấp: Thiết kế phân đôi cấp nhanh đã loại bỏ được lực dọc trục thừa lên các ổ đỡ Trục I và II, tối ưu hóa kích thước hộp với khoảng cách trục $a_{\omega 1} = 160\text{ mm}$ và $a_{\omega 2} = 200\text{ mm}$, tất cả các ứng suất tiếp xúc, uốn và quá tải đều nằm dưới ngưỡng cho phép.
  3. Bộ truyền xích ngoài: Xích ống con lăn 1 dãy bước $p = 31,75\text{ mm}$ với 126 mắt xích, khoảng cách trục $1467\text{ mm}$, đảm bảo tuổi thọ mòn và độ bền tiếp xúc răng đĩa xích $\sigma_H = 599,53\text{ MPa} \le 600\text{ MPa}$.
  4. Trục, then và ổ lăn: Cả 3 trục làm từ Thép 45 tôi cải thiện đều đạt hệ số an toàn mỏi cao ($s \ge 3,99$), then không bị dập cắt, ổ lăn đạt tuổi thọ thiết kế $11.240\text{ giờ}$ làm việc. Vỏ hộp gang xám GX15-32 và hệ thống bôi trơn dầu - mỡ phân lập đảm bảo độ cứng vững và điều kiện tản nhiệt ổn định.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

  • Hạn chế của đồ án: Các kết quả tính toán chủ yếu dựa trên các công thức giải tích giải tích và bảng tra định mức kinh nghiệm trong sổ tay thiết kế cơ khí truyền thống; đồ án chưa thực hiện mô phỏng số kiểm nghiệm độ bền bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) đối với kết cấu vỏ hộp phức tạp hoặc phân tích động lực học hệ nhiều vật (MBD). Điều kiện bôi trơn và trao đổi nhiệt được tính toán theo trạng thái tĩnh mà chưa mô phỏng trường nhiệt độ thực tế khi làm việc liên tục.
  • Phạm vi ứng dụng: Hồ sơ thiết kế phù hợp để ứng dụng chế tạo hệ thống kéo xích tải công nghiệp trong các nhà máy sản xuất, phân xưởng lắp ráp hoặc kho vận logistics có quy mô vận hành 1 ca/ngày ($8\text{ giờ/ngày}$), chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ xác định và môi trường làm việc có bụi ở mức trung bình.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí và Khóa luận tốt nghiệp.

Nội dung đặc biệt có giá trị tham khảo bao gồm:

  • Quy trình chuẩn hóa trong việc phân phối tỷ số truyền và tính toán kích thước động lực học cho sơ đồ hộp giảm tốc khai triển hai cấp phân đôi cấp nhanh.
  • Trình tự thiết lập sơ đồ phân tích lực không gian, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để lập biểu đồ mômen và xác định đường kính trục chính xác.
  • Phương pháp kiểm nghiệm toàn diện độ bền mỏi của trục có rãnh then và phương pháp lựa chọn, tính toán kiểm nghiệm tải động/tải tĩnh cho các loại ổ lăn chuyên biệt (ổ bi đỡ và ổ đũa trụ ngắn đỡ tùy động).
  • Bảng tra cứu dung sai lắp ghép và quy cách thiết kế chi tiết phụ của vỏ hộp giảm tốc đúc.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án chọn động cơ điện 4A160S2Y3 có công suất 15 kW trong khi công suất cần thiết trên trục động cơ chỉ là 8,98 kW?
Công suất cần thiết $P_{ct} = 8,9806\text{ kW}$ được tính toán dựa trên công suất tương đương quy đổi theo chu kỳ tải trọng biến đổi ($P_{td} = 7,5599\text{ kW}$). Tuy nhiên, công suất làm việc danh định cực đại ở giai đoạn 1 đạt $P_{lv} = 11,704\text{ kW}$, tương ứng công suất tức thời trên trục động cơ là $P_{dc} = 14,0525\text{ kW}$. Do đó, việc chọn động cơ tiêu chuẩn 4A160S2Y3 công suất $15\text{ kW}$ vừa thỏa mãn điều kiện $P_{dc} \ge P_{ct}$, vừa đảm bảo động cơ không bị quá tải nhiệt khi làm việc ở mức tải cực đại $T_1 = T$.

2. Vì sao trục II của hộp giảm tốc lại sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do hộp giảm tốc sử dụng sơ đồ bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh với hai cặp bánh răng nghiêng ăn khớp song song, trục quay nhanh và trung gian cần khả năng tự do dịch chuyển dọc trục (ổ tùy động) để bù lại sai lệch chế tạo góc nghiêng của răng, giúp phân bố đều tải trọng cho hai nhánh bánh răng. Ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 có gờ chặn trên vòng trong cho phép con lăn trượt dọc trục tương đối so với vòng ngoài, đáp ứng hoàn hảo yêu cầu làm việc tùy động này.

3. Cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm khác nhau như thế nào về hình dạng răng và thông số mô-đun?
Cả hai cấp đều sử dụng mô-đun tiêu chuẩn $m = 3\text{ mm}$ và được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện. Tuy nhiên, cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 34,41^\circ$, khoảng cách trục $a_\omega = 160\text{ mm}$, số răng $z_1 = 19$, $z_2 = 69$ nhằm tăng hệ số trùng khớp và giảm ồn ở vận tốc cao ($10,72\text{ m/s}$). Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng với $\beta = 0^\circ$, khoảng cách trục $a_\omega = 200\text{ mm}$, số răng $z_5 = 36$, $z_6 = 98$ do vận tốc vòng thấp hơn ($4,52\text{ m/s}$).

4. Mối ghép then và các tiết diện trục nguy hiểm có thỏa mãn điều kiện an toàn khi chịu tải trọng va đập không?
Có. Tất cả then bằng đều có ứng suất dập $\sigma_d \le 66,99\text{ MPa}$ (giới hạn cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và ứng suất cắt $\tau_c \le 16,75\text{ MPa}$ (giới hạn cho phép $40 \div 60\text{ MPa}$). Hệ số an toàn mỏi thực tế nhỏ nhất trên các trục là $s = 3,99$ (tại vị trí lắp khớp nối Trục I), vượt mức an toàn yêu cầu ($[s] = 2,5 \div 3,0$), và ứng suất uốn - xoắn cực đại khi quá tải $\sigma_{td} \le 51,10\text{ MPa} \ll [\sigma] = 464\text{ MPa}$.

5. Hệ thống bôi trơn trong hộp giảm tốc và tại các ổ lăn được bố trí như thế nào?
Các bộ truyền bánh răng trong hộp có vận tốc $v < 12\text{ m/s}$ nên được bôi trơn ngâm dầu bằng dầu xi lanh 52 với mức dầu ngập đảm bảo chiều cao ngập răng theo tính toán ($H = 103,45 \div 108,45\text{ mm}$). Trong khi đó, các bộ phận ổ lăn được bôi trơn riêng biệt bằng mỡ lithium soap LGMT2 và được ngăn cách độc lập với dầu hộp số nhờ các vòng chắn dầu và vòng phớt chuyên dụng.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động xích tải công suất làm việc $11,704\text{ kW}$ với độ tin cậy cơ học cao và sai số tỷ số truyền toàn hệ thống chỉ $0,14%$. Toàn bộ chuỗi tính toán từ chọn động cơ 4A160S2Y3, thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp phân đôi, tính toán trục - then - ổ lăn đến kết cấu vỏ hộp đúc gang xám GX15-32 đều được chuẩn hóa theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp một tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho công tác đào tạo và tham khảo kỹ thuật chế tạo máy.