Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp hiện đại như chế biến thức ăn chăn nuôi, sản xuất xi măng, giấy và lắp ráp ô tô, hệ thống vận chuyển nguyên vật liệu và sản phẩm nặng đóng vai trò thiết yếu. Hệ thống xích tải được ứng dụng rộng rãi nhằm vận chuyển trực tiếp hoặc gián tiếp các kiện hàng tải trọng lớn (pallet, thùng chứa công nghiệp, vật liệu rời dạng bột) nhờ khả năng chịu tải cao, làm việc bền bỉ trong môi trường khắc nghiệt và dễ dàng lắp thêm các cơ cấu công tác phụ trợ như đũa gạt liệu hay tấm che bảo vệ. Do đặc thù làm việc ở dải vận tốc thấp nhưng yêu cầu lực kéo vòng lớn, hệ thống xích tải bắt buộc phải được dẫn động thông qua các cơ cấu giảm tốc trung gian.
Đề tài "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" (Đề tài số 5, Phương án số 3) do nhóm sinh viên Khoa Cơ khí - Bộ môn Cơ điện tử, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TPHCM thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD. Trần Trọng Hỷ, nhằm mục tiêu giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí cho một hệ dẫn động xích tải công nghiệp hai dãy xích.
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật của đề tài được xác lập qua các nội dung cụ thể:
- Nghiên cứu tổng quan hệ thống truyền động máy và hệ dẫn động xích tải.
- Tính chọn công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
- Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
- Phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền, lập sơ đồ lực và tính toán thiết kế hệ trục, chọn then và ổ lăn.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bệ máy hàn thép hình và các chi tiết phụ trợ.
- Xác định phương pháp bôi trơn, mức dầu và lập bảng dung sai lắp ghép toàn hệ thống.
- Lập danh mục vật tư thiết bị (BOM), xây dựng 01 bản thuyết minh kỹ thuật, 02 bản vẽ lắp 2D khổ A0 (hệ thống truyền động và hộp giảm tốc) cùng các bản vẽ chế tạo chi tiết.
Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí gồm 6 cụm thành phần nối tiếp: động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, nối trục đàn hồi, cụm đĩa xích tải và hai dãy xích tải con lăn công tác. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở chế độ làm việc quay một chiều, tải trọng tĩnh không đổi, hoạt động 2 ca/ngày (mỗi ca 8 giờ, 300 ngày/năm), tuổi thọ thiết kế 5 năm ($L_h = 24.000$ giờ), vận tốc làm việc của xích tải đạt $v = 0,48\text{ m/s}$ với lực kéo vòng $F = 8.360\text{ N}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đề tài được xây dựng trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy, cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu và nguyên lý máy chuẩn mực theo các giáo trình và tài liệu kỹ thuật trong nước:
- Thiết kế máy và chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc ([1]).
- Giáo trình cơ sở thiết kế máy (2019) – Nguyễn Hữu Lộc ([2]).
- Bài tập chi tiết máy (2015) – Nguyễn Hữu Lộc ([3]).
- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn ([4]).
Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật giải tích kết hợp chuẩn hóa công nghiệp và tra cứu catalogue thương mại:
- Phương pháp cân bằng công suất và phân phối động học: Tính toán công suất làm việc trên trục công tác dựa trên lực vòng $F$ và vận tốc $v$, từ đó nhân qua hiệu suất của từng cụm truyền động (ổ lăn, bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, khớp nối) để xác định công suất cần thiết trên trục động cơ và phân chia tỷ số truyền hợp lý giữa các cấp giảm tốc.
- Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn theo tiêu chuẩn: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng xuất phát từ chỉ tiêu độ bền tiếp xúc mỏi mặt răng để định khoảng cách trục $a_w$, sau đó kiểm nghiệm lại theo độ bền uốn của chân răng và kiểm nghiệm quá tải.
- Phương pháp tính toán độ bền mỏi bộ truyền đai: Xác định tiết diện đai, đường kính bánh đai, góc ôm đai, số lượng dây đai và kiểm tra số vòng chạy đai trong một giây kết hợp xác định tuổi thọ đai mỏi.
- Phương pháp giải tích dầm tĩnh định và tính trục theo ứng suất tương đương uốn - xoắn: Xây dựng biểu đồ mômen uốn theo hai mặt phẳng vuông góc ($M_x$, $M_y$) và mômen xoắn ($T$), xác định tiết diện nguy hiểm nhất, từ đó tính toán đường kính chính xác của các đoạn trục theo thuyết bền ứng suất tương đương, kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt của mối ghép then.
- Phương pháp tính toán tuổi thọ ổ lăn theo khả năng tải động và tải tĩnh: Dựa trên phản lực gối đỡ, lực dọc trục phụ phát sinh do góc tiếp xúc để tính toán tải trọng quy ước $Q$, từ đó so sánh với khả năng tải động $C_{tt} \le C$ và tải tĩnh $Q_0 \le C_0$ theo catalogue ổ lăn SKF.
Nguồn dữ liệu đầu vào gồm các thông số kỹ thuật được giao từ đề bài (Lực vòng $8.360\text{ N}$, vận tốc xích $0,48\text{ m/s}$, bước xích $100\text{ mm}$, số răng đĩa xích 8 răng, thời hạn làm việc 5 năm) kết hợp cùng hệ thống dữ liệu kỹ thuật từ catalogue quốc tế:
- Động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc của hãng AEMOT (Thổ Nhĩ Kỳ).
- Ổ lăn công nghiệp của hãng SKF (Catalogue 2018).
- Dây đai thang tiêu chuẩn SPA của nhà sản xuất Bando.
- Pulley đai công nghiệp loại 2A và 8A của hãng SIT.
- Khớp nối trục vòng đàn hồi của hãng ORPEX.
- Xích tải con lăn tiêu chuẩn của Hangzhou Donghua Chain Group Co., Ltd.
- Đĩa xích con lăn của nhà sản xuất KANA (Katayama Chain).
- Phớt chắn dầu của hãng Musashi và linh kiện tiêu chuẩn vỏ hộp của Misumi.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống truyền động xích tải được tổ hợp theo cấu trúc nối tiếp truyền tải công suất từ nguồn động lực đến bộ phận công tác, bao gồm các cụm phân hệ sau:
| STT |
Phân hệ kỹ thuật |
Quy cách vật tư / Ký hiệu tiêu chuẩn |
Thông số kỹ thuật chính |
Nhà sản xuất / Chế tạo |
| 1 |
Nguồn động lực |
Động cơ điện 160M8B3 (chân đế B3, vỏ nhôm) |
$P = 5,5\text{ kW}$, $n = 710\text{ vg/ph}$, $\eta = 77%$, $m = 74\text{ kg}$ |
AEMOT (Thổ Nhĩ Kỳ) |
| 2 |
Bộ truyền ngoài cấp nhanh |
Đai thang hẹp loại SPA, 4 sợi, dài $L = 1600\text{ mm}$ |
$d_1 = 112\text{ mm}$, $d_2 = 400\text{ mm}$, $a = 370\text{ mm}$, $u_đ = 3,52$ |
Dây đai Bando, Pulley đai SIT |
| 3 |
Hộp giảm tốc 1 cấp |
Bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 8^\circ$, $m_n = 3$) |
$z_1 = 20$, $z_2 = 112$, $a_w = 200\text{ mm}$, $u_{br} = 5,6$, thép C45 tôi |
Gia công chế tạo |
| 4 |
Vỏ hộp giảm tốc |
Đúc bằng gang xám GX15-32 |
Chiều dày thân $\delta = 7\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, bulông nền M18 |
Đúc và gia công cơ khí |
| 5 |
Khớp nối trục |
Nối trục vòng đàn hồi thép ($T_{max} = 1300\text{ Nm}$) |
$D_0 = 190\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$, đóng sơ mi ngõng trục $\phi 36$ |
ORPEX |
| 6 |
Trục công tác & đĩa xích |
2 trục thép C45 thường hóa, 4 đĩa xích K5100S B 8 |
Đĩa xích $z = 8$, $D_p = 261,3\text{ mm}$, trục ngõng $\phi 55$, gối $\phi 60$ |
Đĩa xích KANA, trục gia công |
| 7 |
Bộ phận công tác xích |
Xích con lăn 2 dãy FV112-100S |
Bước xích $p_c = 100\text{ mm}$, 88 mắt xích, dài $8,8\text{ m}$ |
Hangzhou Donghua Chain |
| 8 |
Bệ máy khung hàn |
Thép hộp, U70x40x5, V45x45x5, vỏ inox dày 2 mm |
Kích thước bao $4456 \times 1685 \times 1020\text{ mm}$, 8 chân đế |
Kết cấu thép gia công hàn |
Quy chuẩn công nghệ chế tạo và dung sai lắp ghép được xác lập đồng bộ:
- Cấp chính xác gia công: Trục đạt cấp chính xác 6, lỗ mayơ và lỗ thân hộp đạt cấp chính xác 7.
- Lắp ghép ổ lăn: Vòng trong lắp trên trục theo mối ghép trung gian có độ dôi $k6$ ($\phi 35k6$ ở trục I, $\phi 40k6$ ở trục II, $\phi 55$ ở trục III và IV) để chống xoay vòng chịu tải chu kỳ; vòng ngoài lắp vào thân hộp theo mối ghép lỏng $H7$ ($\phi 72H7$ ở trục I, $\phi 90H7$ ở trục II) để vòng ngoài có thể xê dịch khử mòn cục bộ khi chịu tải cố định.
- Lắp ghép bánh răng và vòng chắn dầu trên trục: Áp dụng mối ghép trung gian $H7/k6$ cho then bằng và then hoa $H7/js6$.
- Chế độ bôi trơn: Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu với dầu công nghiệp SHL Synthdro 32HF (độ nhớt động học đạt $\nu = 34\text{ cSt}$ ở $40^\circ\text{C}$), chiều sâu ngâm dầu bánh răng bị dẫn từ $h_{m\ min} = 40\text{ mm}$ đến $h_{m\ max} = 50\text{ mm}$.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Tìm hiểu hệ thống truyền động xích tải
Chương này khảo sát chức năng và nguyên lý hoạt động của xích tải trong các ngành sản xuất công nghiệp dây chuyền. Tác giả trình bày cấu tạo băng tải xích dùng để di chuyển trực tiếp hàng hóa nặng (như pallet, kiện hàng, thùng chứa) hoặc vận chuyển liệu rời qua các đũa gạt liệu gắn trên mắt xích, kèm vách che bằng thép hoặc inox để tránh ảnh hưởng của gió, nhiệt độ và độ ẩm. Trên cơ sở yêu cầu làm việc ở vận tốc thấp, hệ thống dẫn động được xác định gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, khớp nối đàn hồi và bộ phận công tác gồm hai dãy xích tải song song bố trí cách nhau $300\text{ mm}$.
Chương 2: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động
Chương 2 thực hiện các phép tính cân bằng động học và động lực học tổng thể:
- Công suất yêu cầu trên trục công tác: $P_{dn} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{8360 \cdot 0,48}{1000} \approx 4,01\text{ kW}$.
- Hiệu suất tổng của hệ thống: với hiệu suất đai $\eta_đ = 0,95$, bánh răng che kín $\eta_{br} = 0,98$, nối trục $\eta_{nt} = 0,98$ và 3 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, hiệu suất chung tính được $\eta_{ch} = 0,99^3 \times 0,95 \times 0,98 \times 0,98 \approx 0,885$.
- Công suất cần thiết của động cơ điện: $P_{ct} = \frac{4,01}{0,885} = 4,53\text{ kW}$. Động cơ được lựa chọn là loại 160M8B3 của hãng AEMOT có công suất định mức $5,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $710\text{ vg/ph}$.
- Phân phối tỷ số truyền: với số vòng quay trục công tác $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 0,48}{8 \cdot 100} = 36\text{ vg/ph}$, tỷ số truyền chung đạt $u_{ch} = \frac{710}{36} = 19,72$. Tác giả chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng tiêu chuẩn $u_{br} = 5,6$, từ đó xác định tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = \frac{19,72}{5,6} \approx 3,52$.
| Đại lượng đặc tính kỹ thuật |
Trục động cơ |
Trục I (HGT) |
Trục II (HGT) |
Trục công tác (Xích tải) |
| Công suất $P$ (kW) |
4,53 |
4,30 |
4,17 |
4,01 |
| Tỷ số truyền $u$ |
- |
3,52 |
5,60 |
1,00 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) |
710,0 |
201,7 |
36,0 |
36,0 |
| Mômen xoắn $T$ (Nm) |
61,0 |
203,6 |
1106,2 |
1063,8 |
Chương 3: Tính toán thiết kế các chi tiết máy
Chương 3 chiếm dung lượng lớn nhất của đồ án, bao gồm tính toán chi tiết 4 phân hệ cơ học:
- Bộ truyền đai thang: Chọn đai thang hẹp loại SPA của hãng Bando (chiều rộng $12,5\text{ mm}$, cao $10\text{ mm}$, diện tích mặt cắt $93\text{ mm}^2$). Đường kính bánh dẫn $d_1 = 112\text{ mm}$, bánh bị dẫn tiêu chuẩn $d_2 = 400\text{ mm}$ (tỷ số truyền thực tế $u = 3,6$, sai lệch $2,27%$). Khoảng cách trục chuẩn xác $a = 370\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1600\text{ mm}$. Số dây đai xác định $z = 4$ sợi. Góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 135^\circ$. Lực căng đai ban đầu $F_0 = 558\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 1078,6\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1031\text{ N}$. Tuổi thọ đai tính toán đạt $L_h = 7148\text{ giờ}$.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Cả hai bánh răng sử dụng thép C45 tôi cải thiện, độ rắn bánh nhỏ đạt $350\text{ HB}$, bánh lớn đạt $320\text{ HB}$. Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 200\text{ mm}$, mô đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 8^\circ$, số răng $z_1 = 20$, $z_2 = 112$. Chiều rộng vành răng bánh dẫn $b_1 = 84,8\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 80\text{ mm}$. Vận tốc vòng $v = 0,64\text{ m/s}$ (cấp chính xác 9). Lực vòng $F_t = 6720,6\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 2470\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 944,5\text{ N}$. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đạt $\sigma_H = 577,5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 579,5\text{ MPa}$; kiểm nghiệm bền uốn đạt $\sigma_{F1} = 128,6\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 288\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 115\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 257\text{ MPa}$.
- Hệ thống trục, then và ổ lăn:
- Trục I thiết kế bánh răng dẫn làm liền trục do khoảng cách chân răng đến trục nhỏ ($d_{f1} = 53,1\text{ mm}$); đường kính lắp ổ lăn $d_A = d_C = 35\text{ mm}$, lắp đai $d_1 = 30\text{ mm}$. Ổ lăn trục I chọn 2 ổ bi đỡ chặn 207-Z của SKF ($C = 29,7\text{ kN}$, $C_0 = 22,8\text{ kN}$). Mối ghép then bánh đai dùng then bằng $A\ 8 \times 7 \times 52$ ($\sigma_d = 93,5\text{ MPa}$, $\tau_c = 32,6\text{ MPa}$).
- Trục II có đường kính lắp then mayơ bánh răng $d_C = 45\text{ mm}$ ($d_{mo} = 50\text{ mm}$), lắp ổ lăn $d_B = d_D = 40\text{ mm}$, đầu trục lắp nối trục $d_1 = 36\text{ mm}$. Ổ lăn trục II chọn 2 ổ bi đỡ một dãy 6308-Z của SKF ($C = 42,3\text{ kN}$, $C_0 = 24\text{ kN}$). Mối ghép then mayơ bánh răng chọn then $A\ 16 \times 10 \times 70$ ($\sigma_d = 171,5\text{ MPa}$, $\tau_c = 63,2\text{ MPa}$).
- Nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi thương mại của hãng ORPEX chịu $T_{max} = 1300\text{ Nm}$ ($D_0 = 190\text{ mm}$, đường kính lỗ danh định $80\text{ mm}$). Do ngõng trục II chỉ có $\phi 36\text{ mm}$, tác giả áp dụng giải pháp đóng sơ mi ngõng trục để đảm bảo điều kiện lắp ghép.
- Vỏ hộp giảm tốc: Vật liệu gang xám GX15-32. Bề dày thân $\delta = 7\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $3,5\text{ mm}$, cao $35\text{ mm}$. Hệ thống liên kết gồm 4 bulông nền M18, 8 bulông ghép nắp và thân tại ổ M14, 2 bulông mặt bích M10, 16 vít nắp ổ M8 và 4 vít cửa thăm M6. Các chi tiết phụ trợ gồm que thăm dầu ren M16x1,5, nút tháo dầu trụ M16x1,5, nút thông hơi M48x3, phớt chắn dầu Musashi AD32 và AD38, cùng 2 chốt định vị côn HIMENO.
Chương 4: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép
Chương 4 xác lập chế độ bảo dưỡng và độ chính xác chế tạo của hộp giảm tốc:
- Do vận tốc vòng nhỏ ($v = 0,64\text{ m/s}$ nằm trong dải $0,3 \div 12\text{ m/s}$) và ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 577,5\text{ MPa}$, phương pháp bôi trơn chọn ngâm dầu bánh răng với độ nhớt động yêu cầu $\nu = 34\text{ cSt}$ ở $40^\circ\text{C}$, chọn loại dầu thương phẩm SHL Synthdro 32HF. Chiều sâu ngập dầu của đỉnh răng bánh bị dẫn quy định $h_{m\ max} = 50\text{ mm}$ và $h_{m\ min} = 40\text{ mm}$.
- Xác định hệ thống dung sai lắp ghép chi tiết theo tiêu chuẩn TCVN/ISO: ổ lăn vòng trong $k6$, vòng ngoài $H7$; bánh răng trên trục $H7/k6$; nắp ổ $H7/h6$; then bằng trên trục $N9/h9$, trên mayơ $Js9/h9$; then hoa trục II $H7/js6$; chốt định vị $P7/h6$; phớt chắn dầu $h8$.
Chương 5: Thiết kế bộ phận công tác và bệ máy
Chương này thực hiện thiết kế chi tiết cụm xích tải và kết cấu giá đỡ toàn hệ thống:
- Cụm xích tải: Hai dãy xích con lăn công tác bước xích $p_c = 100\text{ mm}$, số răng đĩa xích dẫn và bị dẫn $z_1 = z_2 = 8$ răng. Đường kính vòng chia đĩa xích $d = 254,65\text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_a = 291,42\text{ mm}$. Khoảng cách trục xích tải chọn sơ bộ $4000\text{ mm}$, sau đó rút ngắn $0,002a$ thành khoảng cách chính xác $a = 3992\text{ mm}$, ứng với số mắt xích $X = 88$ mắt, tổng chiều dài dây xích $L = 8800\text{ mm}$. Bề rộng bố trí giữa hai dãy xích là $300\text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục xích tải là $F_r = 9607\text{ N}$.
- Trục công tác (Trục III dẫn và Trục IV bị dẫn): Vật liệu chế tạo bằng thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$). Đường kính đoạn trục nguy hiểm nhất tính toán đạt $\phi 60\text{ mm}$, đoạn ngõng lắp gối đỡ $\phi 55\text{ mm}$, đầu trục liên kết nối trục $\phi 50\text{ mm}$. Ổ lăn đỡ trục xích tải chọn ổ bi đỡ một dãy SKF mã hiệu 6311-2Z ($d = 55\text{ mm}$, $D = 120\text{ mm}$, $B = 29\text{ mm}$, $C = 74,1\text{ kN}$, $C_0 = 45\text{ kN}$). Mối ghép then mayơ đĩa xích kiểm nghiệm bền dập đạt $\sigma_d = 136,6\text{ MPa} < 180\text{ MPa}$ và bền cắt $\tau_c = 46\text{ MPa} < 120\text{ MPa}$.
- Thiết kế bệ máy: Kết cấu bệ máy dạng khung hàn định hình từ các loại thép kết cấu gồm thép hộp, thép chữ U kích thước $70 \times 40 \times 5\text{ mm}$, thép góc chữ V $45 \times 45 \times 5\text{ mm}$ cùng các tấm chắn bảo vệ bằng inox dày $2\text{ mm}$. Bệ máy có kích thước bao tổng thể $4456 \times 1685 \times 1020\text{ mm}$, đặt trên 8 chân đế bắt bulông nền chắc chắn xuống mặt sàn.
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán thiết kế chính
Đồ án đã tính toán, kiểm nghiệm và chuẩn hóa toàn bộ các thông số kỹ thuật cấu thành hệ dẫn động xích tải:
- Thiết lập hoàn chỉnh chuỗi động học công suất: Động cơ AEMOT 160M8B3 ($5,5\text{ kW}$, $710\text{ vg/ph}$) qua bộ truyền đai thang SPA ($u_đ = 3,52$, 4 sợi) và hộp giảm tốc bánh răng nghiêng ($u_{br} = 5,6$) tạo ra chuyển động quay ổn định $36\text{ vg/ph}$ với mômen xoắn lớn $1063,8\text{ Nm}$ trên trục xích tải công tác.
- Kết quả kiểm nghiệm bền bộ truyền bánh răng nghiêng hoàn toàn thỏa mãn các điều kiện mỏi: ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 577,5\text{ MPa} \le 579,5\text{ MPa}$ (độ dự trữ an toàn đạt xấp xỉ ngưỡng giới hạn), ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 128,6\text{ MPa} < 288\text{ MPa}$ và bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 115\text{ MPa} < 257\text{ MPa}$.
- Xác lập kích thước kết cấu trục và lựa chọn ổ lăn SKF đáp ứng trọn vẹn tuổi thọ thiết kế $24.000\text{ giờ}$ dưới tải trọng tĩnh: Trục I dùng ổ 207-Z ($C_{tt} = 27,72\text{ kN} < 29,7\text{ kN}$), Trục II dùng ổ 6308-Z ($C_{tt} = 35,29\text{ kN} < 42,3\text{ kN}$), Trục công tác dùng ổ 6311-2Z ($C_{tt} = 70,09\text{ kN} < 74,1\text{ kN}$).
Giải pháp và kết cấu đề xuất
- Giải pháp chế tạo liền trục: Tại trục I của hộp giảm tốc, do đường kính chân răng bánh dẫn ($d_{f1} = 53,1\text{ mm}$) và đường kính đoạn trục kế cận ($d_3 = 45\text{ mm}$) có độ chênh lệch rất nhỏ (chỉ $8\text{ mm}$), tác giả đã đề xuất giải pháp gia công bánh răng liền trục thay vì lắp bánh răng rời có then, giúp tối ưu hóa độ cứng vững của trục và đơn giản hóa khâu lắp ráp.
- Giải pháp chuyển tiếp ngõng trục khớp nối: Khớp nối trục đàn hồi thép ORPEX được lựa chọn theo mômen xoắn đầu vào $T = 1106,2\text{ Nm}$ có kích thước lỗ trục danh định lớn hơn ngõng trục II ($\phi 36\text{ mm}$ so với $\phi 80\text{ mm}$); tác giả đưa ra giải pháp đóng sơ mi lót ngõng trục và gia công lại lỗ nối trục nhằm đảm bảo độ đồng tâm và khả năng truyền động.
- Tiêu chuẩn hóa vật tư: Lập danh mục vật tư thiết bị (BOM) chi tiết với 45 hạng mục, liên kết trực tiếp quy cách kích thước tính toán với mã hiệu sản phẩm thực tế từ các nhà sản xuất công nghiệp hàng đầu (AEMOT, SKF, Bando, SIT, ORPEX, Misumi, KANA, Donghua).
Đóng góp kỹ thuật của đồ án
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ khối lượng hồ sơ thiết kế kỹ thuật của một hệ truyền động cơ khí hoàn chỉnh theo đúng yêu cầu đào tạo kỹ sư: bao gồm bản thuyết minh tính toán chi tiết dài 80 trang, hệ thống bảng biểu tra cứu rõ ràng, bản vẽ lắp 2D hệ thống truyền động (A0), bản vẽ lắp hộp giảm tốc (A0) và các bản vẽ chi tiết gia công.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên nội dung thuyết minh và phạm vi nghiên cứu được công bố, đề tài tồn tại các hạn chế kỹ thuật sau:
- Giả thiết tải trọng tĩnh lý tưởng: Toàn bộ quá trình tính toán ứng suất bánh răng, trục, then và tuổi thọ ổ lăn đều được xây dựng dựa trên giả định tải trọng tĩnh không đổi và quay một chiều. Đồ án chưa tính đến các hiện tượng xung tải, va đập hoặc rung động động học phát sinh thực tế trong quá trình mở máy có tải của hệ thống xích tải công nghiệp nặng.
- Chưa kiểm chứng bằng công cụ mô phỏng số: Kết cấu vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám GX15-32 và khung bệ máy hàn thép hình mới chỉ dừng ở mức tính toán kích thước theo các công thức kinh nghiệm tra bảng, chưa được kiểm chứng phân bố ứng suất và biến dạng thông qua phương pháp mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA).
- Khảo sát bôi trơn và trường nhiệt dừng ở mức định tính: Việc lựa chọn mức dầu bôi trơn SHL Synthdro 32HF và kết cấu nắp thông hơi được thực hiện hoàn toàn theo kinh nghiệm tra bảng, chưa khảo sát mô phỏng trường nhiệt lượng sinh ra do ma sát ăn khớp và ma sát ổ lăn trong điều kiện vận hành liên tục 2 ca/ngày.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo thực nghiệm có giá trị đối với:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Hệ thống truyền động cơ khí hoặc Đồ án Tốt nghiệp.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí trong việc tham khảo phương pháp luận tính toán chuỗi động học liên tục từ động cơ điện, bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng nghiêng một cấp cho đến cơ cấu chấp hành xích tải lớn.
- Phần đáng tham khảo nhất của tài liệu là phương pháp kết hợp nhuần nhuyễn giữa công thức lý thuyết tiêu chuẩn (TCVN/ISO) với việc tra cứu mã sản phẩm thực tế từ catalogue của các thương hiệu công nghiệp (SKF, Bando, SIT, ORPEX, Misumi, KANA, Donghua) và bảng dung sai lắp ghép toàn diện tại Chương 4 cùng danh mục vật tư (BOM) chi tiết tại Chương 5.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao công suất cần thiết tính toán của động cơ chỉ là $4,53\text{ kW}$ nhưng tác giả lại lựa chọn động cơ có công suất định mức $5,5\text{ kW}$?
Công suất cần thiết được xác định theo công thức $P_{ct} = \frac{P_{dn}}{\eta_{ch}} = \frac{4,01}{0,885} \approx 4,53\text{ kW}$. Theo nguyên tắc chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha, công suất định mức của động cơ phải thỏa mãn điều kiện $P_{đc} \ge P_{ct}$ và số vòng quay đồng bộ phù hợp với tỷ số truyền sơ bộ. Tác giả đã tra cứu catalogue động cơ AEMOT (loại 8 cực, tốc độ $710\text{ vg/ph}$) và chọn cấp công suất tiêu chuẩn thương mại gần nhất là model 160M8B3 có công suất $5,5\text{ kW}$ (7.5 HP) để đảm bảo độ dự trữ công suất và tránh hiện tượng quá tải.
2. Lý do kỹ thuật nào dẫn đến việc gia công bánh răng dẫn trên Trục I làm liền trục thay vì lắp ghép bằng then?
Qua tính toán kích thước hình học, bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ có đường kính chân răng $d_{f1} = 53,10\text{ mm}$, trong khi đường kính đoạn trục lắp ghép kế cận được xác định là $d_3 = 45\text{ mm}$. Hiệu số bán kính giữa chân răng và bề mặt trục chỉ đạt $\frac{53,1 - 45}{2} = 4,05\text{ mm}$ (nhỏ hơn nhiều so với chiều sâu rãnh then tiêu chuẩn $t_1 = 4\text{ mm}$ cộng với bề dày thân răng tối thiểu). Do đó, việc khoét rãnh then trên trục sẽ làm suy giảm nghiêm trọng độ bền uốn của vành răng; giải pháp gia công bánh răng liền khối với trục là bắt buộc để đảm bảo độ bền kết cấu.
3. Tác giả đã xử lý vấn đề chênh lệch kích thước giữa ngõng trục II của hộp giảm tốc và lỗ nối trục đàn hồi ORPEX như thế nào?
Khớp nối trục đàn hồi được lựa chọn dựa trên mômen xoắn danh định $T = 1106,2\text{ Nm}$, đòi hỏi loại khớp nối chịu được $T_{max} = 1300\text{ Nm}$ của hãng ORPEX với đường kính ngõng trục thiết kế tiêu chuẩn là $D = 80\text{ mm}$. Tuy nhiên, đường kính đầu trục ra (Trục II) tính toán theo thuyết bền chỉ là $\phi 36\text{ mm}$. Để liên kết hai chi tiết này, giải pháp được đưa ra là chế tạo một ống lót (sơ mi thép) đóng chặt vào ngõng trục và tiến hành gia công lại lỗ khớp nối nhằm đảm bảo dung sai lắp ghép và khả năng truyền động mômen xoắn lớn.
4. Ứng suất tiếp xúc tính toán của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đạt bao nhiêu và có thỏa mãn điều kiện bền mỏi không?
Ứng suất tiếp xúc tính toán trên vùng ăn khớp mặt răng nghiêng đạt $\sigma_H = 577,5\text{ MPa}$. Giá trị này nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép đã được hiệu chỉnh theo các hệ số tuổi thọ và độ nhám bề mặt là $[\sigma_H] = 579,5\text{ MPa}$. Do $\sigma_H \le [\sigma_H]$, bộ truyền bánh răng hoàn toàn thỏa mãn chỉ tiêu độ bền mỏi tiếp xúc trong suốt thời hạn phục vụ 5 năm ($24.000\text{ giờ}$).
5. Kết cấu bệ máy và quy cách xích tải công tác được xác lập với các thông số vật liệu nào?
Bộ phận công tác sử dụng 2 dãy xích con lăn công nghiệp mã FV112-100S của hãng Donghua với bước xích $p_c = 100\text{ mm}$, tổng số 88 mắt xích ($L = 8800\text{ mm}$) chạy trên 4 đĩa xích K5100S B 8 của hãng KANA ($z = 8$ răng). Toàn bộ hệ dẫn động được đặt trên bệ máy kết cấu khung thép hàn định hình gồm thép hộp, thép hình chữ U ($70 \times 40 \times 5\text{ mm}$), thép góc chữ V ($45 \times 45 \times 5\text{ mm}$) và các tấm ốp chắn bằng inox dày $2\text{ mm}$, tạo thành một khối vững chắc có kích thước tổng thể $4456 \times 1685 \times 1020\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" của nhóm tác giả Bùi Thanh Hiền và Trịnh Tuấn Thanh là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, giải quyết trọn vẹn bài toán truyền động từ nguồn động lực đến cơ cấu chấp hành xích tải hai dãy. Các tính toán động học, động lực học, độ bền mỏi tiếp xúc - uốn của bánh răng, độ bền trục, then và lựa chọn ổ lăn đều được thực hiện nhất quán, bám sát hệ thống giáo trình chuẩn mực của PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc và các tiêu chuẩn TCVN/ISO hiện hành. Điểm nổi bật của đề tài là sự kết hợp chặt chẽ giữa tính toán giải tích với dữ liệu thương mại thực tế thông qua việc tra cứu chính xác catalogue của các nhà sản xuất quốc tế (AEMOT, SKF, Bando, SIT, ORPEX, Donghua, KANA) và lập bảng danh mục vật tư (BOM) hoàn chỉnh, mang lại giá trị tham khảo ứng dụng cao cho sinh viên kỹ thuật và kỹ sư thiết kế máy.
