Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo khối ngành kỹ thuật cơ khí, môn học Chi tiết máy giữ vai trò là môn kỹ thuật cơ sở bản lề, kết nối giữa các kiến thức khoa học cơ bản với chuyên ngành thiết kế máy. Môn học cung cấp cơ sở phương pháp luận về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung nhằm giải quyết các bài toán kỹ thuật thực tiễn trong công nghiệp chế tạo.

Đề tài "Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí" (Đề số 8, Phương án 11) của tác giả Vương Quốc Bảo, sinh viên Khoa Kỹ thuật – Công nghệ, Trường Đại học Nguyễn Tất Thành, tập trung vào việc tính toán, thiết kế chi tiết một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cho trạm dẫn động băng tải công nghiệp.

Hệ thống nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế được xác lập cụ thể qua các giai đoạn:

  1. Xác định công suất cần thiết và lựa chọn động cơ điện phù hợp; phân phối và chuẩn hóa tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế bộ truyền đai thang ngoài hộp và khớp nối trục đàn hồi ở đầu ra.
  3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp đặt trong hộp giảm tốc kín.
  4. Thiết kế hệ thống trục truyền động (Trục I và Trục II), tính toán then và kiểm nghiệm độ bền mỏi.
  5. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động và tải tĩnh.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ kèm theo.
  7. Xác định phương án bôi trơn hệ thống truyền động và ổ lăn.
  8. Tra cứu dung sai lắp ghép và yêu cầu kỹ thuật gia công.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải công nghiệp gồm cụm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, khớp nối trục vòng đàn hồi và trục công tác của băng tải.
  • Phạm vi và điều kiện làm việc: Thiết bị vận hành một chiều với chế độ làm việc 2 ca/ngày, 300 ngày/năm, thời hạn phục vụ định mức 5 năm ($24.000$ giờ làm việc), chế độ tải trọng tĩnh hoặc dao động không đáng kể. Thông số đầu vào trạm công tác gồm công suất làm việc $P_{lv} = 5,25\text{ kW}$, vận tốc băng tải $v = 0,75\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 250\text{ mm}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án ứng dụng khung lý thuyết tính toán thiết kế cơ khí kinh điển theo các giáo trình và tiêu chuẩn kỹ thuật chuyên ngành tại Việt Nam:

  • Tài liệu tham khảo chính: 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; giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc.
  • Cơ sở lý thuyết: Các tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền mỏi uốn $[\sigma_F]$ của vật liệu kim loại; lý thuyết uốn - xoắn kết hợp theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất để xác định đường kính trục; phương pháp xác định hệ số an toàn mỏi $S_\sigma, S_\tau$; mô hình đánh giá khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $C_0$ của ổ lăn theo tiêu chuẩn ISO/GOST.
  • Phương pháp thực hiện: Phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí (TCVN) để chuẩn hóa các kích thước lắp ghép, module bánh răng, đường kính thân trục, kích thước đai, ổ lăn và chi tiết tiêu chuẩn hóa.
  • Nguồn dữ liệu: Các số liệu đầu vào từ đề bài kỹ thuật kết hợp dữ liệu bảng tra về đặc tính vật liệu (thép 45, thép C50 tôi cải thiện, gang xám GX 15-32), hệ số tải trọng thực nghiệm và bảng thông số danh định động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động cơ khí được cấu hình theo dạng đường truyền công suất liên tục từ nguồn động lực đến cơ cấu chấp hành: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Tang dẫn băng tải.

Cụm kết cấu Loại kết cấu / Vật liệu Thông số chính Tiêu chuẩn / Phương pháp kiểm nghiệm
Động cơ điện 4A132M6Y3 $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, $n_{đc} = 968\text{ vg/ph}$, $\eta = 85,5%$ Điều kiện chọn: $P_{đc} \ge P_{ct}$, $n_{đc} \approx n_{sb}$
Bộ truyền ngoài Đai thang loại Б $d_1 = 180\text{ mm}$, $d_2 = 630\text{ mm}$, $L = 2800\text{ mm}$, $Z = 2$ Kiểm nghiệm vận tốc $v \le v_{max}$, góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$, tuổi thọ mỏi
Bộ truyền trong Bánh răng trụ răng nghiêng $m = 3\text{ mm}$, $a_w = 200\text{ mm}$, $Z_1 = 22$, $Z_2 = 106$, $\beta = 16^\circ 15'36,74''$ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng và độ bền uốn chân răng
Hệ thống trục Thép 45 tôi cải thiện Trục I: $d_đ=30, d_{ol}=30, d_{br}=36\text{ mm}$
Trục II: $d_{ol}=50, d_{br}=63, d_{kn}=50\text{ mm}$		 Kiểm nghiệm hệ số an toàn kết hợp $s \ge [s] = (1,5 \div 3)$
Khớp nối trục Nối trục vòng đàn hồi $T_t = 1058,7\text{ N.m}$, $D=210\text{ mm}$, $Z=8$ chốt Kiểm nghiệm dập vòng cao su $[\sigma]_d$ và uốn chốt $[\sigma]_u$
Ổ đỡ trục Ổ bi đỡ chặn Trục I: 46306 ($C=25,6\text{ kN}$)
Trục II: 46310 ($C=56,03\text{ kN}$)		 Kiểm nghiệm tải động quy ước $C_d \le C$, tải tĩnh $Q_t \le C_0$
Vỏ hộp giảm tốc Gang xám GX 15-32 đúc Thân hộp: $\delta = 10\text{ mm}$; Nắp hộp: $\delta_1 = 8\text{ mm}$ Kết cấu lắp ghép mặt bích phẳng, bulông nền M18

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học

Tác giả tiến hành xác định công suất cần thiết trên trục động cơ từ công suất làm việc của băng tải ($P_{lv} = 5,25\text{ kW}$) thông qua hiệu suất truyền động tổng thể: $$\eta_{ht} = \eta_đ \times \eta_{br} \times \eta_{ol}^4 \times \eta_{kn} = 0,95 \times 0,96 \times 0,99^4 \times 1 = 0,88$$ Công suất cần thiết: $P_{ct} = \frac{5,25}{0,88} = 5,96\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ được xác định trong khoảng $n_{sb} = (515,61 \div 1432,25)\text{ vg/ph}$. Tác giả chọn động cơ điện 4A132M6Y3 ($P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, $n_{đc} = 968\text{ vg/ph}$). Tỷ số truyền chung thực tế $u_{ch} = \frac{968}{57,29} = 16,89$ được phân phối thành $u_đ = 3,5$ và $u_{br} = 4,82$.

Đại lượng động học Trục động cơ Trục I (Chủ động) Trục II (Bị động) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 3,5$ $u_{br} = 4,82$ $u_{kn} = 1$
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 968,00 276,57 57,37 57,29
Công suất ($P$ - kW) 5,92 5,57 5,30 5,25
Mômen xoắn ($T$ - N.mm) 58.404,95 192.332,86 882.255,53 875.152,73

Chương 2: Thiết kế bộ truyền ngoài

Nội dung chương tập trung tính toán bộ truyền đai thang và cụm khớp nối trục:

  • Thiết kế bộ truyền đai: Chọn đai thang loại Б có diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 630\text{ mm}$ (với sai số tỷ số truyền $\Delta u = 0,85% \le 5%$). Vận tốc đai đạt $v_1 = 9,12\text{ m/s}$. Chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2800\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác $a_{cx} = 729,10\text{ mm}$. Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 144^\circ > 120^\circ$. Số lượng dây đai tính toán $Z = 2$ sợi, bề rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$. Lực căng ban đầu $F_0 = 414\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1574,94\text{ N}$, ứng suất lớn nhất trong đai $\sigma_{max} = 7,195\text{ MPa}$.
  • Thiết kế khớp nối trục: Sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi để liên kết Trục II với trục tang dẫn. Mômen xoắn tính toán $T_t = 1,2 \times 882.255,53 = 1058,706\text{ N.m}$. Khớp có đường kính $D = 210\text{ mm}$, $D_0 = 160\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính chốt $d_c = 18\text{ mm}$. Ứng suất dập trên vòng đàn hồi $\sigma_d = 2,36\text{ MPa} \le [\sigma]_d = (2 \div 4)\text{ MPa}$; ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 36,8\text{ MPa} \le [\sigma]_u = (60 \div 80)\text{ MPa}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương này thực hiện thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc:

  • Lựa chọn vật liệu: Bánh nhỏ dùng thép C50 tôi cải thiện ($HB_1 = 250$, $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 530\text{ MPa}$); bánh lớn dùng thép C50 thường hóa ($HB_2 = 200$, $\sigma_{b2} = 640\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 350\text{ MPa}$).
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 425,45\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 205,71\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học và ăn khớp: Khoảng cách trục chọn $a_w = 200\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$. Số răng bánh dẫn $Z_1 = 22$, bánh bị dẫn $Z_2 = 106$. Góc nghiêng răng tính toán $\beta = 16^\circ 15'36,74''$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 68,75\text{ mm}$, $d_2 = 331,25\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 74,75\text{ mm}$, $d_{a2} = 337,25\text{ mm}$; bề rộng vành răng $b_w = 80\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 5595,13\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 2121,31\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 1631,91\text{ N}$. Kiểm nghiệm răng thỏa mãn điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc.

Chương 4: Thiết kế trục

Tác giả sử dụng thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$) để chế tạo trục:

  • Trục I: Xác định khoảng cách các gối đỡ ($l_1 = 60,5\text{ mm}$, $l_2 = 56,5\text{ mm}$, $l_3 = 113\text{ mm}$). Phản lực tại các gối đỡ ổ: mặt phẳng đứng $Y_A = 1853,94\text{ N}$, $Y_B = -2400,31\text{ N}$; mặt phẳng ngang $X_A = X_B = 2797,565\text{ N}$. Chuẩn hóa đường kính trục: đoạn lắp bánh đai $d_đ = 30\text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ lăn $d_{ol} = 30\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{br} = 36\text{ mm}$.
  • Trục II: Phản lực gối đỡ: mặt phẳng đứng $Y_A = 3452,56\text{ N}$, $Y_B = -1331,25\text{ N}$; mặt phẳng ngang $X_A = 2069,7\text{ N}$, $X_B = 4644,46\text{ N}$. Đường kính chuẩn hóa: đoạn lắp ổ lăn $d_{ol} = 50\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{br} = 63\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d_{kn} = 50\text{ mm}$.
  • Mối ghép then bằng: Then trục I lắp đai ($b \times h \times l = 8 \times 7 \times 50\text{ mm}$), lắp bánh răng ($10 \times 8 \times 50\text{ mm}$). Then trục II lắp bánh răng ($18 \times 11 \times 50\text{ mm}$). Tất cả đều thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma]_d$ và bền cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 90\text{ MPa}$. Cả 2 trục đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi kết hợp $s \ge [s]$.

Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn

Do bộ truyền bánh răng nghiêng phát sinh lực dọc trục $F_a = 1631,91\text{ N}$ với tỷ số $\frac{F_a}{F_r} = 0,77 > 0,3$, tác giả lựa chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cho cả 2 trục:

  • Trục I: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46306 ($d = 30\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25,60\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 18,7\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải trọng động quy ước $Q = 3428,61\text{ N}$, tuổi thọ $L = 331,884\text{ triệu vòng}$, tải tĩnh $Q_t = 2745,2\text{ N} < C_0$.
  • Trục II: Chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 46310 ($d = 50\text{ mm}$, $D = 110\text{ mm}$, $B = 27\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 56,03\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 44,8\text{ kN}$). Tải trọng hướng tâm lớn nhất tại gối $B$ là $F_{rB} = 11.741,5\text{ N}$, tải động quy ước $Q = 11.741,5\text{ N}$, tuổi thọ đạt $L = 68,844\text{ triệu vòng}$, tải tĩnh kiểm nghiệm $Q_t = 6637,8\text{ N} < C_0$.

Chương 6: Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế đúc bằng gang xám GX 15-32, mặt ghép nắp và thân đi qua tâm hai trục:

  • Chiều dày thành thân hộp tính toán $\delta = 6\text{ mm} \rightarrow$ chọn chiều dày thực tế $\delta = 10\text{ mm}$.
  • Chiều dày thành nắp hộp tính toán $\delta_1 = 5\text{ mm} \rightarrow$ chọn chiều dày thực tế $\delta_1 = 8\text{ mm}$.
  • Chiều dày mặt bích thân $b = 15\text{ mm}$, mặt bích nắp $b_1 = 12\text{ mm}$, mặt đế hộp $p = 23,5\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $m = 8,5\text{ mm}$.
  • Hệ thống bulông liên kết: Bulông nền $d_n = 18\text{ mm}$ (M18), bulông cạnh ổ $d_1 = 14\text{ mm}$ (M14), bulông ghép mặt bích $d_2 = 10\text{ mm}$ (M10), bulông ghép nắp ổ $d_3 = 8\text{ mm}$ (M8), bulông nắp cửa thăm $d_4 = 6\text{ mm}$ (M6).
  • Chi tiết phụ: Sử dụng 2 bulông vòng M8 để vận chuyển hộp, chốt định vị hình côn đường kính $d = 6\text{ mm}$ ($l = 30\text{ mm}$), nút tháo dầu ren M20, que thăm dầu và nắp cửa thăm quan sát.

Chương 7 & 8: Bôi trơn hộp giảm tốc và Tra bảng dung sai lắp ghép

  • Phương án bôi trơn ngâm dầu cho cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc nhằm giảm mài mòn, tản nhiệt; ổ lăn được bảo vệ và bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng kết hợp vòng chắn dầu.
  • Tra cứu và xác định hệ thống dung sai, kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối ghép Then - Trục, Mayơ - Trục, Vòng trong ổ lăn - Ngõng trục, Vòng ngoài ổ lăn - Thân hộp giảm tốc.

Kết quả và đóng góp

Bản đồ án hoàn thành trọn vẹn việc tính toán và xác lập các thông số kỹ thuật cho hệ dẫn động băng tải công nghiệp:

  • Chuẩn hóa thông số: Toàn bộ kích thước hình học ăn khớp của bộ truyền đai ($Z=2$, $L=2800\text{ mm}$), bánh răng ($a_w=200\text{ mm}$, $m=3\text{ mm}$), trục và then đều được quy chuẩn theo dãy số tiêu chuẩn TCVN.
  • Đảm bảo chỉ tiêu bền: Hệ thống đáp ứng đầy đủ các điều kiện bền mỏi tiếp xúc ($[\sigma_H] = 425,45\text{ MPa}$), bền uốn chân răng, hệ số an toàn tĩnh/mỏi của kết cấu trục ($s \ge 1,5$) và tuổi thọ ổ lăn vượt mức yêu cầu làm việc ($24.000$ giờ).
  • Tính khả thi chế tạo: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32 và các kích thước ren bulông, chốt định vị, nắp ổ đều có kích thước thực tế, sẵn sàng cho công tác bóc tách bản vẽ kỹ thuật chi tiết.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên mô hình giải tích bán thực nghiệm tĩnh và mỏi theo tài liệu quy chuẩn; chưa tiến hành mô phỏng số 3D hoặc phân tích độ bền bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá trạng thái tập trung ứng suất tại các góc lượn trục và vỏ hộp.
  • Hướng mở rộng: Xây dựng mô hình 3D tham số hóa (CAD), thực hiện phân tích động lực học và dao động hệ thống truyền động trên các phần mềm chuyên dụng (SolidWorks, ANSYS), tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo chuyên môn trực tiếp và trực quan cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Cơ sở thiết kế máy.
  • Kỹ sư thiết kế cơ cấu cơ khí cần tra cứu trình tự tính toán hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp và bộ truyền đai thang.
  • Các phần đáng tham khảo nhất bao gồm: phương pháp phân tích lực tác dụng lên trục và tính toán gối đỡ (Chương 4), phương pháp lựa chọn và kiểm nghiệm ổ bi đỡ chặn (Chương 5), cùng hệ thống công thức xác định kết cấu vỏ hộp đúc (Chương 6).

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ được chọn là động cơ điện ba pha không đồng bộ mã hiệu 4A132M6Y3, công suất định mức $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 968\text{ vg/ph}$, hiệu suất làm việc đạt $85,5%$.

2. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có khoảng cách trục và các thông số ăn khớp chính là bao nhiêu?
Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 200\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 22$, số răng bánh bị dẫn $Z_2 = 106$, góc nghiêng răng thực tế $\beta = 16^\circ 15'36,74''$, chiều rộng vành răng $b_w = 80\text{ mm}$.

3. Tại sao hệ thống phải sử dụng ổ bi đỡ chặn thay vì ổ bi đỡ đơn thuần?
Do bộ truyền bánh răng sử dụng răng nghiêng nên xuất hiện lực dọc trục $F_a = 1631,91\text{ N}$. Tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm $\frac{F_a}{F_r} = 0,77$ vượt quá giới hạn $e = 0,3$, bắt buộc phải sử dụng ổ bi đỡ chặn (mã 46306 cho Trục I và mã 46310 cho Trục II) để triệt tiêu đồng thời cả tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.

4. Khớp nối trục đầu ra được lựa chọn theo tiêu chuẩn nào và có kích thước ra sao?
Khớp nối trục là loại nối trục vòng đàn hồi chịu mômen xoắn tính toán $T_t = 1058,706\text{ N.m}$, đường kính ngoài khớp $D = 210\text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$, sử dụng 8 chốt đàn hồi đường kính $d_c = 18\text{ mm}$.

5. Vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc và chiều dày thành vỏ được quy định như thế nào?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX 15-32. Chiều dày thành thân hộp được chọn là $\delta = 10\text{ mm}$ (dù tính toán theo công thức cho ra $6\text{ mm}$ nhưng phải lấy theo chiều dày tối thiểu) và chiều dày thành nắp hộp chọn $\delta_1 = 8\text{ mm}$.

Kết luận

Bản đồ án môn học "Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí" của sinh viên Vương Quốc Bảo đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công nghiệp với hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp. Các bước tính toán động học, động lực học, độ bền chi tiết máy và lựa chọn kết cấu vỏ hộp, ổ lăn đều tuân thủ chặt chẽ tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp một tập hồ sơ số liệu kỹ thuật nhất quán, khả thi cho việc chế tạo và lắp ráp thực tế.