Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đề tài "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải" (Đề số 07) là đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy do nhóm sinh viên gồm Nguyễn Hoài Cảnh (MSSV: 20110521), Trần Quốc Huy (MSSV: 20116721) và Mai Nguyễn Tuấn Cảnh (MSSV: 20005781) thuộc lớp DHCT16A, Khóa 16, Khoa Công nghệ Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp TP.HCM thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Nguyễn Trung Dũng vào năm 2023.

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và hệ thống vận chuyển liên tục, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò truyền tải và biến đổi công suất, mômen xoắn và vận tốc góc từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác (băng tải, xích tải). Việc thiết kế trạm dẫn động đòi hỏi sự phối hợp đồng bộ giữa tính toán động học, động lực học, độ bền mỏi của các chi tiết máy tiếp xúc và kết cấu lắp ghép cơ khí nhằm đảm bảo hệ thống làm việc ổn định, đạt hiệu suất cao và có độ bền tin cậy trong suốt vòng đời khai thác.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được phân công cụ thể trong đề bài bao gồm:

  1. Tìm hiểu tổng quan hệ thống truyền động cơ khí trong máy; phân tích các loại truyền dẫn, ưu nhược điểm và sơ đồ động học.
  2. Tính toán chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
  4. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ hai cấp đồng trục).
  5. Tính toán thiết kế trục và then; vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục, độ bền dập và cắt của then.
  6. Chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của ổ lăn cho các gối đỡ trục; chọn khớp nối trục.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ.
  8. Lựa chọn chế độ bôi trơn, lập bảng dung sai lắp ghép và chỉ tiêu kỹ thuật gia công.
  9. Hoàn thiện sản phẩm bàn giao gồm: 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 của hộp giảm tốc và 01 bản vẽ chế tạo chi tiết máy.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động xích tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục, khớp nối và bộ truyền xích tải công tác.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào:
    • Lực vòng kéo trên xích tải: $F = 2500\text{ N}$.
    • Vận tốc dịch chuyển xích tải: $v = 1,5\text{ m/s}$.
    • Số răng đĩa xích tải dẫn: $z = 19\text{ răng}$.
    • Bước xích tải: $p = 110\text{ mm}$.
    • Thời gian phục vụ định mức: $L = 5\text{ năm}$ (chế độ làm việc 2 ca/ngày, 1 ca 8 giờ, 1 năm làm việc 300 ngày; tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 24.000\text{ giờ}$).
    • Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, chế độ tải không đổi ($T = \text{const}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng chuỗi tính toán kỹ thuật dựa trên các cơ sở lý thuyết, quy chuẩn và giáo trình chuyên ngành cơ khí:

  • Giáo trình và tài liệu tính toán:
    • Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc, 2016, NXB Đại học Quốc gia TP.HCM).
    • Bài tập Chi tiết máy (Nguyễn Hữu Lộc, 2016, NXB Đại học Quốc gia TP.HCM).
    • Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập 1 & 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục Việt Nam).
  • Tiêu chuẩn áp dụng:
    • Tiêu chuẩn Nhà nước TCVN 3819-83 về tài liệu thiết kế cơ khí và hồ sơ bản vẽ kỹ thuật.
    • Tiêu chuẩn ổ lăn GOST 8338-75 cho việc tra cứu kích thước và khả năng tải của ổ bi đỡ một dãy.
    • Tiêu chuẩn mối ghép then bằng, dung sai lắp ghép bề mặt trụ trơn theo hệ thống lỗ cơ bản (H7, H8) và trục cơ bản (k6, h6, h7, P7).

Phương pháp nghiên cứu thực hiện:

  • Phương pháp giải tích cơ học kỹ thuật: Ứng dụng các công thức giải tích tính toán công suất cần thiết, phân tích động học hệ dẫn động, xác định hiệu suất truyền động và momen xoắn trên từng trục.
  • Phương pháp phân tích đa phương án: Đề xuất 2 phương án chọn động cơ điện với các cấp tốc độ đồng bộ khác nhau ($1500\text{ vg/ph}$ và $3000\text{ vg/ph}$), phân phối tỉ số truyền và so sánh sai số vận tốc trục công tác để lựa chọn phương án tối ưu.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng theo ứng suất cho phép $[\sigma_H], [\sigma_F]$.
  • Phương pháp tĩnh học không gian và sức bền vật liệu: Tách lực ăn khớp và lực căng đai thành các thành phần lực hướng tâm, lực vòng trên các mặt phẳng tọa độ $xOz$ và $yOz$; giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn; thiết lập biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$, mômen uốn tổng hợp $M_j$ và mômen tương đương $M_{td}$; tính đường kính trục tại các tiết diện và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm tải trọng động quy ước $C_d$ và tải trọng tĩnh $Q_0$ của ổ lăn theo điều kiện tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế với cấu trúc truyền động cơ khí khép kín kết hợp bộ truyền ngoài:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch mã hiệu 4A112L4Y3, công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $1425\text{ vg/ph}$.
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang thường loại A gồm 5 sợi đai, đường kính bánh đai dẫn $d_1 = 112\text{ mm}$, bánh đai bị dẫn $d_2 = 355\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 415,45\text{ mm}$, truyền công suất vào trục vào của hộp giảm tốc.
  • Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục bằng thép C45 tôi cải thiện, khoảng cách trục cấp nhanh và cấp chậm bằng nhau $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun $m = 2\text{ mm}$, tổng tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hs} = 10$ (phân phối đều $u_{nhanh} = u_{cham} = 3,162$).
  • Bộ phận trục và ổ đỡ: Hệ thống gồm 3 trục (trục vào I, trục trung gian II, trục ra III) được bố trí gối đỡ trên các ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng (406, 408) và cỡ trung (311); truyền mômen xoắn qua các mối ghép then bằng.
  • Khớp nối và cơ cấu công tác: Trục III liên kết với trục đĩa xích tải thông qua khớp nối trục có chiều dài mayơ $l_{mkn} = 80\text{ mm}$. Cơ cấu công tác kéo xích tải có bước $p = 110\text{ mm}$ với 19 răng đĩa dẫn.
  • Kết cấu vỏ hộp: Chế tạo bằng gang xám GX 15-32 dạng đúc ghép hai nửa (thân và nắp hộp), mặt đáy nghiêng $2^\circ$ về phía lỗ tháo dầu, trang bị hệ thống nắp thăm dầu, que thăm dầu nghiêng $45^\circ$, nút thông hơi, vòng chắn dầu và nút tháo dầu M20x2.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Tìm hiểu hệ thống truyền động cơ khí trong máy

Chương này tổng kết các nguyên lý thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí:

  • Trình bày 7 nội dung thiết kế chi tiết máy và 9 nguyên tắc kỹ thuật (tuân thủ nhiệm vụ thiết kế, hài hòa kích thước, kết cấu nhỏ gọn dễ bảo dưỡng, lựa chọn vật liệu hợp lý, áp dụng tiêu chuẩn hóa, bôi trơn giảm mài mòn).
  • Phân tích đặc tính các dạng truyền dẫn cơ khí (bộ truyền đai, bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng/răng nghiêng, bánh răng côn), truyền động điện (động cơ xoay chiều 1 pha, 3 pha đồng bộ và không đồng bộ) và truyền động có chi tiết trung gian (khí nén, thủy lực).
  • Phân loại và so sánh ưu nhược điểm của các dạng hộp giảm tốc bánh răng: hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp dạng đồng trục, khai triển và phân đôi.

Phần 2 - Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương 1 tính toán công suất làm việc trên trục công tác, hiệu suất chung của hệ thống, chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền:

  • Công suất trên trục công tác: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2500 \cdot 1,5}{1000} = 3,75\text{ kW}$.
  • Vận tốc quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1,5}{19 \cdot 110} = 43,06\text{ vg/ph}$.
  • Tác giả so sánh hai phương án động cơ:
    • Phương án 1: Động cơ 4A112L4Y3, công suất $5,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $1500\text{ vg/ph}$, tốc độ định mức $n_{dc} = 1425\text{ vg/ph}$. Tỉ số truyền chung $u_{chung} = 33,09$, tỉ số truyền đai $u_d = 3,309$, tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hs} = 10$ ($u_1 = u_2 = 3,162$). Sai số vận tốc trục công tác $% \delta = 0,0139% < 4%$.
    • Phương án 2: Động cơ 4A100L2Y3, công suất $5,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $3000\text{ vg/ph}$, tốc độ định mức $n_{dc} = 2880\text{ vg/ph}$. Tỉ số truyền chung $u_{chung} = 66,88$, $u_d = 6,688$. Sai số vận tốc $% \delta = 0,023%$.
  • Đồ án lựa chọn Phương án 1 vì sai số vận tốc nhỏ hơn và tỉ số truyền bộ truyền ngoài hợp lý hơn.
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 5,5 4,106 3,943 3,787 3,75
Tỉ số truyền $u$ - 3,309 3,162 3,162 1
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1425 430,643 136,184 43,066 43,066
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 36.859,65 91.055,24 276.505,68 839.112,06 831.495,24

Phần 2 - Chương 2: Bộ truyền ngoài hộp số

Tính toán chi tiết bộ truyền đai thang loại A đặt ngoài hộp giảm tốc:

  • Bánh đai nhỏ: $d_1 = 112\text{ mm}$, vận tốc đai $v_1 = 8,356\text{ m/s}$.
  • Bánh đai lớn: Hệ số trượt $\xi = 0,01$, đường kính tiêu chuẩn $d_2 = 355\text{ mm}$, sai số tỉ số truyền $3,263 \le 4%$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 355\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1600\text{ mm}$, khoảng cách trục tính toán lại $a = 415,45\text{ mm}$ (thỏa mãn điều kiện $264,85 \le a_{cx} \le 934\text{ mm}$).
  • Số vòng chạy của đai trong 1 giây: $i = 5,22\text{ s}^{-1} \le [i] = 10\text{ s}^{-1}$.
  • Góc ôm đai trên bánh nhỏ: $\alpha_1 = 146,66^\circ \ge 120^\circ$.
  • Số đai tính toán: $Z = 4,828$, chọn $Z = 5\text{ đai}$.
  • Bề rộng bánh đai $B = 80\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh đai $d_a = 118,6\text{ mm}$.
  • Lực vòng có ích $F_t = 522,38\text{ N}$, lực căng phụ $F_v = 7,33\text{ N}$, ứng suất lớn nhất trong đai $\sigma_{max} = 7,2968\text{ MPa}$, tuổi thọ đai $L_h = 821,062\text{ giờ}$.

Phần 2 - Chương 3: Bộ truyền bánh răng

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng hai cấp đồng trục:

  • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ đạt độ rắn HB 220, $\sigma_b = 750\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 450\text{ N/mm}^2$. Bánh lớn đạt độ rắn HB 210, $\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 340\text{ N/mm}^2$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H]_1 = 417,27\text{ MPa}$, $[\sigma_H]_2 = 400,91\text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_F]_1 = 226,28\text{ MPa}$, $[\sigma_F]_2 = 216\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục hai cấp: $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh chủ động cấp nhanh và cấp chậm $z_1 = z_2' = 37\text{ răng}$; bánh bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm $z_2 = z_3 = 117\text{ răng}$. Tỉ số truyền thực $u' = 3,162$, sai số tỉ số truyền $0%$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Cấp chậm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 363,74\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 399,81\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F2} = 92,51\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 216\text{ MPa}$.
    • Cấp nhanh: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 373,38\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 400,91\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 66,67\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 216\text{ MPa}$.
Thông số hình học bánh răng Cấp nhanh (Bánh nhỏ / Bánh lớn) Cấp chậm (Bánh nhỏ / Bánh lớn)
Mô-đun $m$ (mm) 2 / 2 2 / 2
Số răng $z$ 37 / 117 37 / 117
Đường kính vòng chia $d$ (mm) 74 / 234 74 / 234
Đường kính vòng đỉnh $d_a$ (mm) 78 / 238 78 / 238
Đường kính chân răng $d_f$ (mm) 69 / 229 69 / 229
Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) 68 / 64 52,8 / 56,8
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 160 160

Phần 2 - Chương 4: Tính toán, thiết kế trục và then

Thiết kế kết cấu 3 trục truyền và kiểm nghiệm theo sức bền:

  • Vật liệu trục: Thép C45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau_1] = 15\text{ MPa}, [\tau_2] = 25\text{ MPa}, [\tau_3] = 30\text{ MPa}$.
  • Phân tích lực tại các gối đỡ trên mặt phẳng đứng ($yOz$) và ngang ($xOz$):
    • Trục I: $F_{By} = -2397,73\text{ N}, F_{Dy} = 271,58\text{ N}, F_{Bx} = 1300,79\text{ N}, F_{Dx} = 1300,79\text{ N}$.
    • Trục II: $F_{Ay} = 1238,94\text{ N}, F_{Dy} = 2021,51\text{ N}, F_{Ax} = 3403,97\text{ N}, F_{Dx} = 5554,06\text{ N}$.
    • Trục III: $F_{Ay} = -1156,78\text{ N}, F_{Cy} = -1156,78\text{ N}, F_{Ax} = 907,87\text{ N}, F_{Cx} = 9614,52\text{ N}$.
  • Đường kính ngõng trục tiêu chuẩn:
    • Trục I: $d_{A1} = 25\text{ mm}, d_{B1} = 30\text{ mm}, d_{C1} = 34\text{ mm}, d_{D1} = 30\text{ mm}$.
    • Trục II: $d_{A2} = 40\text{ mm}, d_{B2} = 45\text{ mm}, d_{C2} = 45\text{ mm}, d_{D2} = 40\text{ mm}$.
    • Trục III: $d_{A3} = 52\text{ mm}, d_{B3} = 60\text{ mm}, d_{C3} = 55\text{ mm}, d_{D3} = 52\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm mỏi trục tại tiết diện nguy hiểm:
    • Tiết diện $B_1$ (Trục I): Hệ số an toàn $s_{B1} = 3,24 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
    • Tiết diện $C_2$ (Trục II): Hệ số an toàn $s_{C2} = 2,25 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
    • Tiết diện $C_3$ (Trục III): Hệ số an toàn $s_{C3} = 3,76 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Kiểm nghiệm then bằng (thép C45, $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}, [\tau_c] = 30\text{ MPa}$): Các tiết diện lắp bánh đai $A_1$, bánh răng $C_1, B_2, C_2, B_3$ và khớp nối $D_3$ đều đạt điều kiện bền dập ($\sigma_d = 32,46 \div 99,61\text{ MPa}$) và bền cắt ($\tau_c = 9,74 \div 24,90\text{ MPa}$).

Phần 2 - Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn

Lựa chọn loại ổ và kiểm nghiệm tải trọng theo GOST 8338-75:

  • Trục I: Ngõng trục $d = 30\text{ mm}$, tải trọng hướng tâm tại $B_1$ là $F_{rB1} = 2727,85\text{ N}$. Ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 306 có khả năng tải động $C = 22\text{ kN} < C_d = 28,8\text{ kN}$ (không thỏa mãn). Tác giả chọn nâng lên ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng mã hiệu 406 ($d=30\text{ mm}, D=90\text{ mm}, B=23\text{ mm}, C=37,2\text{ kN}, C_0=27,2\text{ kN}$), đảm bảo khả năng tải động và tải tĩnh.
  • Trục II: Ngõng trục $d = 40\text{ mm}$, lực hướng tâm lớn nhất tại $D_2$ là $F_{rD2} = 5712,17\text{ N}$. Ổ bi cỡ trung 308 có $C = 31,9\text{ kN} < C_d = 39,82\text{ kN}$ (không thỏa mãn). Tác giả chọn nâng lên ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng mã hiệu 408 ($d=40\text{ mm}, D=110\text{ mm}, B=27\text{ mm}, C=50,3\text{ kN}, C_0=37\text{ kN}$).
  • Trục III: Ngõng trục $d = 55\text{ mm}$, lực hướng tâm lớn nhất tại $C_3$ là $F_{rC3} = 9320,65\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã hiệu 311 ($d=55\text{ mm}, D=120\text{ mm}, B=29\text{ mm}, C=56\text{ kN}, C_0=42,6\text{ kN}$), kiểm nghiệm tải động đạt $C_d = 44,27\text{ kN} < C = 56\text{ kN}$ và tải tĩnh đạt $Q_0 = 5,59\text{ kN} < C_0 = 42,6\text{ kN}$.

Phần 2 - Chương 6: Thiết kế vỏ hộp, dung sai lắp ghép và các chi tiết tiêu chuẩn khác

Xác định kích thước kết cấu vỏ hộp và chi tiết định vị, bôi trơn:

  • Kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32: Chiều dày thân hộp $\delta = 7\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 7\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 30\text{ mm}$, chiều dày bích đáy hộp $S_1 = 26\text{ mm}$.
  • Kích thước bu lông: Bu lông nền M18 (số lượng $Z = 4$), bu lông cạnh ổ M14, bu lông ghép bích nắp và thân M10.
  • Chi tiết phụ: Chốt định vị hình côn $d = 6\text{ mm}$, cửa thăm dầu $100 \times 75\text{ mm}$, nút thông hơi M27, nút tháo dầu trụ M20x2, que thăm dầu đặt nghiêng $45^\circ$, bulông vòng M10 để nâng hạ.
  • Dung sai lắp ghép:
    • Mối ghép bánh răng lên trục: $\varnothing 35\text{ H7/k6}, \varnothing 50\text{ H7/k6}, \varnothing 60\text{ H7/k6}$.
    • Vòng trong ổ lăn lên trục: $\varnothing 30\text{ H7/k6}, \varnothing 40\text{ H7/k6}, \varnothing 55\text{ H7/k6}$.
    • Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp: $\varnothing 90\text{ H7/k6}, \varnothing 110\text{ H7/k6}, \varnothing 140\text{ H7/k6}$.
    • Nắp ổ vào vỏ hộp: $\varnothing 90\text{ H7/h6}, \varnothing 110\text{ H7/h6}, \varnothing 140\text{ H7/h6}$.
    • Chốt định vị: P7/h6; Bạc lót chặn: H8/h7.
  • Bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng trong hộp với thể tích dầu $4,73 \div 9,47\text{ lít}$ (dầu ô tô máy kéo AK-15 có độ nhớt Centistoc ở $50^\circ\text{C} \ge 135$); bôi trơn ổ lăn bằng mỡ chuyên dụng SKF LGMT2 có nhiệt độ làm việc $-30^\circ\text{C} \div 120^\circ\text{C}$, độ nhớt động học $91\text{ mm}^2\text{/s}$ ở $40^\circ\text{C}$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động xích tải với các kết quả cụ thể:

  1. Đã lựa chọn cấu hình động cơ 4A112L4Y3 ($5,5\text{ kW}, 1425\text{ vg/ph}$) và phân phối tỉ số truyền tối ưu ($u_d = 3,309; u_{hs} = 10$), đưa sai số vận tốc vòng trục công tác về mức $0,0139%$ (thấp hơn nhiều so với ngưỡng cho phép $4%$).
  2. Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai ngoài gồm 5 đai thang loại A với tuổi thọ làm việc đạt $821,062\text{ giờ}$ và bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp đồng trục ($a_w = 160\text{ mm}, m = 2\text{ mm}$) thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và bền uốn ($\sigma_F \le [\sigma_F]$).
  3. Xác định chính xác phản lực liên kết, biểu đồ mômen và kích thước 3 trục truyền lực; chứng minh hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm $B_1, C_2, C_3$ đều nằm trong khoảng $2,25 \div 3,76$, vượt mức an toàn yêu cầu $[s] = 1,5 \div 2,5$.
  4. Phát hiện sự không thỏa mãn về tải trọng động của các ổ bi đỡ cỡ trung (306, 308) trên trục I và II, từ đó kịp thời chuyển đổi sang ổ cỡ nặng (406, 408) để đảm bảo an toàn vận hành trong 5 năm phục vụ.
  5. Thiết lập hoàn chỉnh bảng thông số kết cấu vỏ hộp gang GX 15-32, hệ thống bôi trơn ngâm dầu AK-15, mỡ ổ lăn LGMT2 và bảng quy cách dung sai lắp ghép chi tiết cơ khí.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Nghiên cứu chỉ tính toán cho trường hợp chế độ tải tĩnh không đổi ($T = \text{const}$) và quay một chiều, chưa xét đến các chu kỳ tải trọng biến đổi phức tạp hoặc hiện tượng đảo chiều quay liên tục.
  • Sử dụng toàn bộ bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc hai cấp, dẫn đến việc chưa triệt tiêu hoàn toàn tiếng ồn và chưa nâng cao được hệ số trùng khớp so với phương án dùng bánh răng trụ răng nghiêng.
  • Tuổi thọ tính toán của bộ truyền đai thang ($821,062\text{ giờ}$) tương đối ngắn so với thời gian phục vụ tổng thể của trạm máy ($24.000\text{ giờ}$), đòi hỏi kế hoạch bảo trì và thay thế dây đai định kỳ.

Hướng phát triển tiếp theo:

  • Nghiên cứu chuyển đổi cặp bánh răng cấp nhanh sang bánh răng trụ răng nghiêng để tăng độ êm và giảm kích thước khuôn khổ hộp giảm tốc.
  • Tối ưu hóa bài toán phân phối tỉ số truyền và thể tích vật liệu hộp giảm tốc bằng các thuật toán tối ưu hóa có sự trợ giúp của máy tính.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Công nghệ Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoặc đồ án tốt nghiệp.
  • Giảng viên và kỹ sư cơ khí trong việc tra cứu quy trình tính toán động học, phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi của bánh răng, trục, then, ổ lăn và cách lập bảng dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao nhóm tác giả lại lựa chọn Phương án 1 (động cơ $1500\text{ vg/ph}$) thay vì Phương án 2 (động cơ $3000\text{ vg/ph}$)?
Phương án 1 sử dụng động cơ 4A112L4Y3 có tốc độ quay định mức $1425\text{ vg/ph}$, cho tỉ số truyền chung $u_{chung} = 33,09$ và tỉ số truyền đai $u_d = 3,309$. Phương án này cho sai số vận tốc trục công tác $% \delta = 0,0139%$ (nhỏ hơn so với $0,023%$ của Phương án 2) và tỉ số truyền đai nhỏ gọn, giúp giảm kích thước bộ truyền ngoài và giảm lực tác dụng lên trục động cơ.

2. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi của 3 trục truyền tại các tiết diện nguy hiểm đạt giá trị bao nhiêu?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm lần lượt là: tiết diện lắp ổ lăn $B_1$ trên Trục I đạt $s_{B1} = 3,24$; tiết diện lắp bánh răng $C_2$ trên Trục II đạt $s_{C2} = 2,25$; tiết diện lắp ổ lăn $C_3$ trên Trục III đạt $s_{C3} = 3,76$. Tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$.

3. Vì sao phải chuyển sang sử dụng ổ lăn cỡ nặng (406, 408) cho Trục I và Trục II?
Khi tính toán kiểm nghiệm với ổ bi đỡ một dãy cỡ trung, ổ 306 trên Trục I có khả năng tải động cho phép $C = 22\text{ kN} < C_d = 28,8\text{ kN}$, và ổ 308 trên Trục II có $C = 31,9\text{ kN} < C_d = 39,82\text{ kN}$ (không đảm bảo tuổi thọ). Do đó, đồ án đã nâng cấp lên ổ bi cỡ nặng 406 ($C = 37,2\text{ kN}$) và 408 ($C = 50,3\text{ kN}$) để thỏa mãn điều kiện bền động lực học.

4. Loại dầu mỡ bôi trơn và dung tích dầu được xác định cho hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Bên trong hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu với dầu ô tô máy kéo AK-15, lượng dầu bôi trơn tính toán từ $4,73$ đến $9,47\text{ lít}$ (tính theo định mức $0,4 \div 0,8\text{ lít/kW}$ trên tổng công suất $11,836\text{ kW}$). Các gối đỡ ổ lăn được bôi trơn định kỳ bằng mỡ công nghiệp SKF LGMT2 có dải nhiệt độ làm việc từ $-30^\circ\text{C}$ đến $120^\circ\text{C}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải" của Nhóm 7 (Khoa Công nghệ Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp TP.HCM) đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ nhiệm vụ tính toán thiết kế cơ khí theo đề bài số 07. Báo cáo cung cấp một hệ thống tính toán nhất quán, logic từ khâu lựa chọn động cơ 4A112L4Y3, thiết kế bộ truyền đai thang 5 sợi, cặp bánh răng trụ hai cấp đồng trục ($a_w = 160\text{ mm}, m = 2\text{ mm}$), đến kiểm nghiệm chi tiết trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp gang GX 15-32. Mọi kết quả tính toán đều thỏa mãn nghiêm ngặt các chỉ tiêu về độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng tải động và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cơ khí.