Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Lý do chọn đề tài và bối cảnh thực tiễn

Hệ thống truyền động xích kết hợp hộp giảm tốc là một trong những giải pháp cơ khí truyền lực và biến đổi tốc độ được ứng dụng phổ biến trong công nghiệp chế tạo máy, khai thác vật liệu, dây chuyền sản xuất và thiết bị nâng chuyển (như băng chuyền, băng tải, xích tải máng cào). Đề tài "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" (Mã học phần: ME3145 - Đồ án Hệ thống truyền động) được thực hiện tại Bộ môn Chế tạo máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM nhằm giải quyết bài toán thiết kế trọn vẹn một hệ dẫn động cơ khí từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành xích tải làm việc theo góc nghiêng thực tế.

Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là tính toán, lựa chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí, kết cấu trục, ổ lăn, vỏ hộp và bộ phận công tác xích tải, đáp ứng đầy đủ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh theo tải trọng làm việc xác định.

Văn bản quy định 4 nhóm nhiệm vụ cụ thể:

  1. Tìm hiểu hệ thống truyền động máy; xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
    • Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền xích con lăn) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
    • Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và xác định giá trị các lực ăn khớp, lực căng.
    • Tính toán thiết kế trục và then; lựa chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi; thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bu lông và các chi tiết phụ.
  3. Tính toán thiết kế các bộ phận của hệ thống truyền động và cơ cấu công tác (xích tải, máng cào, bộ phận căng xích, bệ máy hàn).
  4. Lựa chọn dung sai lắp ghép, chế độ bôi trơn cho bộ truyền và ổ lăn; hoàn thiện thuyết minh tính toán cùng hệ thống bản vẽ kỹ thuật (01 bản vẽ lắp hệ thống truyền động khổ A0, 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và các bản vẽ chi tiết).

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống truyền động cơ khí dẫn động xích tải bao gồm: Động cơ điện $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích ống con lăn $\rightarrow$ Bộ phận công tác xích tải máng cào và cơ cấu căng xích.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật (Phương án số 7 - Đề tài 8):
    • Lực vòng kéo xích tải: $F = 5910\text{ N}$.
    • Vận tốc di chuyển của xích tải: $v = 0,73\text{ m/s}$.
    • Bước xích tải công tác: $p = 50\text{ mm}$.
    • Số răng đĩa xích tải: $z = 9\text{ răng}$.
    • Góc nghiêng làm việc của xích tải: $\theta = 45^\circ$.
    • Tỷ trọng vật liệu vận chuyển: $\gamma = 0,3\text{ T/m}^3$.
    • Thời gian phục vụ định mức: $L = 7\text{ năm}$, làm việc 2 ca/ngày ($300\text{ ngày/năm}$, $8\text{ giờ/ca}$, tổng thời gian làm việc $L_h = 33600\text{ giờ}$), chế độ quay một chiều, tải trọng tĩnh.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Đồ án xây dựng dựa trên hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực của ngành Cơ khí chế tạo máy, bao gồm các nguyên lý cơ học máy, sức bền vật liệu, tính toán động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí:

  • Lý thuyết ứng suất tiếp xúc Hertz và độ bền uốn của vành răng theo tiêu chuẩn tính toán sức bền chi tiết máy.
  • Lý thuyết độ bền mỏi và tải trọng tĩnh tương đương trên trục truyền động chịu lực phức tạp (uốn kết hợp xoắn).
  • Phương pháp tính toán tải trọng động quy ước ($Q$), khả năng tải động ($C$), khả năng tải tĩnh ($C_0$) và tuổi thọ danh định của ổ lăn theo tiêu chuẩn ISO/GOST.
  • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép bề mặt trụ trơn, ổ lăn và mối ghép then bằng (TCVN).

Phương pháp nghiên cứu và giải thuật thiết kế

Tác giả sử dụng phương pháp tính toán giải tích kết hợp phương pháp tra bảng số liệu kỹ thuật thực nghiệm trong sổ tay thiết kế cơ khí:

  1. Phương pháp cân bằng tĩnh học và phân tích động học: Xác định phân phối tỉ số truyền, công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên từng trục ($T_1, T_2, T_3$).
  2. Phương pháp thiết kế theo độ bền tiếp xúc và uốn: Tính toán sơ bộ khoảng cách trục $a_w$, mô đun $m$, sau đó kiểm nghiệm chính xác các giá trị ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  3. Phương pháp phân tích lực không gian: Chiếu các lực ăn khớp bánh răng ($F_t, F_r, F_a$), lực căng xích ($F_r$), lực nối trục ($F_{nt}$) lên hai mặt phẳng vuông góc $(Oxy, Oxz)$ để giải hệ phương trình cân bằng mô-men, tìm phản lực tại các gối đỡ ổ lăn.
  4. Phương pháp kiểm nghiệm an toàn mỏi: Xác định hệ số an toàn $s_\sigma, s_\tau$ và hệ số an toàn tổng hợp $s_j \ge [s] = 3$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục.

Nguồn dữ liệu

Số liệu tính toán, hệ số hiệu chỉnh, kích thước tiêu chuẩn và dung sai được trích xuất đồng bộ từ các tài liệu tham khảo chuyên ngành: Giáo trình Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1, Tập 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển), Sổ tay Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp, Đỗ Sanh) và bảng tra tiêu chuẩn động cơ điện 4A, ổ lăn Liên Xô (GOST).

Thiết kế và triển khai

Kiến trúc tổng thể hệ thống truyền động

Hệ thống truyền động xích tải được thiết kế gồm một chuỗi động học liên tục khép kín:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc công suất $5,5\text{ kW}$.
  • Bộ phận giảm tốc và biến đổi mô-men: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng kín có tỉ số truyền $u_{hgt} = 5$, liên kết với trục động cơ thông qua nối trục đàn hồi.
  • Bộ phận truyền động ngoài: Bộ truyền xích con lăn 1 dãy có tỉ số truyền $u_x = 2,93$ đặt nghiêng $45^\circ$, truyền công suất từ trục ra hộp giảm tốc đến trục công tác.
  • Cơ cấu công tác: Trục xích tải kéo máng cào dẫn động vật liệu theo phương nghiêng $45^\circ$, tích hợp bộ phận vít căng xích điều chỉnh độ võng và bệ máy thép hàn cố định toàn bộ hệ thống.
Động cơ điện (4A112M4Y3) 
  --> Nối trục đàn hồi 
  --> Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp (u = 5) 
  --> Bộ truyền xích con lăn 1 dãy (u = 2,92) 
  --> Trục công tác xích tải máng cào (v = 0,73 m/s)

Lựa chọn vật liệu và công nghệ chế tạo

Vật liệu của từng cụm kết cấu được lựa chọn tối ưu theo yêu cầu làm việc:

  • Cặp bánh răng nghiêng: Bánh dẫn và bánh bị dẫn đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ đạt độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$. Bánh lớn đạt độ rắn $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Đĩa xích: Sử dụng thép 45 tôi ram bề mặt. Đĩa nhỏ đạt độ cứng HRC45 ($[\sigma_H] = 800\text{ MPa}$), đĩa lớn đạt độ cứng HB170 ($[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$).
  • Trục truyền động: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
  • Vỏ hộp giảm tốc: Đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép nắp và thân được gia công phẳng và định vị bằng chốt côn.

Nội dung chính theo từng chương

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

Chương này thực hiện tính toán động lực học sơ bộ cho toàn hệ thống. Hiệu suất tổng thể đạt $\eta = 0,8943$ (với $\eta_{br} = 0,98$; $\eta_{kn} = 0,99$; $\eta_x = 0,95$; $\eta_{ol} = 0,99$).

  • Công suất làm việc trên trục xích tải: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{5910 \cdot 0,73}{1000} = 4,31\text{ kW}$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4,31}{0,8943} = 4,82\text{ kW}$.
  • Tốc độ quay của trục xích tải: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 0,73}{9 \cdot 50} = 97,33\text{ vòng/phút}$.
  • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = 14 \times 97,33 = 1362\text{ vòng/phút}$.

Động cơ được chọn là kiểu 4A112M4Y3 với công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, hiệu suất $\eta% = 85,5%$, khả năng quá tải $\frac{T_{max}}{T_{dn}} = 2,2$, mô-men khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2,0$.

Tỉ số truyền chung $u_{ch} = \frac{1425}{97,33} = 14,64$, được phân phối thành: Tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 5,0$; tỉ số truyền bộ truyền xích $u_x = 2,93$.

Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục III (Trục công tác)
Công suất $P$ (kW) 4,82 4,72 4,58 4,31
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1425 1425 285 97,33
Tỉ số truyền $u$ - $u_{kn} = 1,0$ $u_{hgt} = 5,0$ $u_x = 2,93$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) 32.302,46 31.632,28 153.470,18 422.896,33

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Chương 2 thiết kế bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy nằm nghiêng $45^\circ$, bôi trơn nhỏ giọt, chịu tải tĩnh:

  • Số răng đĩa xích: $z_1 = 25\text{ răng}$, $z_2 = 73\text{ răng}$; tỉ số truyền thực tế $u_{tt} = 2,92$ (sai lệch $\Delta u = 0,34%$, nằm trong giới hạn cho phép).
  • Bước xích tiêu chuẩn: $p_c = 19,05\text{ mm}$ (thỏa mãn công suất tính toán $P_{tt} < [P] = 4,8\text{ kW}$ tại $n_{01} = 200\text{ v/p}$).
  • Khoảng cách trục thiết kế: $a = 775\text{ mm}$ (suy ra từ khoảng cách sơ bộ $a = 40p_c = 762\text{ mm}$ và giảm $1,95\text{ mm}$ để hạn chế xích bị căng quá mức). Số mắt xích chọn $X = 132$, chiều dài xích $L = 2514,6\text{ mm}$.
  • Vận tốc trung bình của xích: $v = 2,26\text{ m/s}$.
  • Thông số hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa nhỏ $d_1 = 151,99\text{ mm}$, đĩa lớn $d_2 = 442,79\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 160,78\text{ mm}$, $d_{a2} = 451,91\text{ mm}$.
  • Lực căng và lực tác dụng lên trục: Lực vòng $F_t = 2026,55\text{ N}$, lực ly tâm $F_v = 9,7\text{ N}$, lực căng ban đầu $F_0 = 86,67\text{ N}$ (với hệ số độ võng $K_f = 6$), lực tác dụng lên trục $F_r = 2127,88\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi: $s = \frac{Q}{K_d F_t + F_v + F_0} > [s] = 8,2$, đảm bảo bộ truyền làm việc bền bỉ.

Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương 3 trình bày chi tiết các bước thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:

  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 495,46\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 252,00\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ và chuẩn hóa: $a_w = 150\text{ mm}$; Mô-đun pháp tiêu chuẩn: $m = 2\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng: $b_w = 45\text{ mm}$ ($\psi_{ba} = 0,3$).
  • Thông số ăn khớp: Góc nghiêng răng $\beta = 16,26^\circ$; Số răng $z_1 = 24$, $z_2 = 120$; Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,76^\circ$.
  • Kích thước hình học:
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 50\text{ mm}$, $d_2 = 250\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 54\text{ mm}$, $d_{a2} = 254\text{ mm}$.
    • Đường kính đáy răng: $d_{f1} = 45\text{ mm}$, $d_{f2} = 245\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H \le [\sigma_H]$ với hệ số tải trọng tiếp xúc $K_H = 1,25$ (vận tốc vòng $v = 3,73\text{ m/s}$, cấp chính xác 9).
  • Kiểm nghiệm độ bền uốn: $\sigma_{F1} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} \le [\sigma_{F2}]$ với hệ số dạng răng $Y_{F1} = 3,84$, $Y_{F2} = 3,60$.
  • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 649,43\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 338,09\text{ MPa} \le 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 317,39\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$.

Phần 4: Thiết kế trục và chọn then

Chương này thực hiện phân tích lực ăn khớp, tính toán biểu đồ mô-men và xác định kết cấu hình học của hai trục:

  • Lực ăn khớp trên bánh răng nghiêng: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1583,59\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 612,67\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 396,89\text{ N}$.
  • Phân tích lực tại các gối đỡ:
    • Trục I: $R_{xB} = 428,38\text{ N}$, $R_{yB} = 209,66\text{ N}$, $R_{xD} = 955,21\text{ N}$, $R_{yD} = 403,01\text{ N}$.
    • Trục II: $R_{xB} = 3544,19\text{ N}$, $R_{yB} = 2575,34\text{ N}$, $R_{xD} = 455,96\text{ N}$, $R_{yD} = 458,03\text{ N}$.
  • Đường kính các đoạn trục được chuẩn hóa theo dãy tiêu chuẩn:
    • Trục I: Đoạn lắp nối trục $d_A = 26\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 38\text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn đầu trục lắp đĩa xích $d_A = 30\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng lớn $d_C = 42\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Chọn then bằng theo TCVN cho từng vị trí lắp bánh răng và khớp nối. Ứng suất dập $\sigma_d$ và ứng suất cắt $\tau_d$ đều nhỏ hơn giới hạn cho phép ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, $[\tau_d] = 40\text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Hệ số an toàn tổng hợp $s_j \ge 3$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm; ứng suất tương đương khi quá tải $\sigma_{td} = 46,23\text{ MPa} \le [\sigma] = 360\text{ MPa}$.

Phần 5: Tính toán thiết kế ổ lăn, nối trục

  • Ổ lăn trục I: Sử dụng ổ bi đỡ - chặn cỡ trung 46306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25,6\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 18,17\text{ kN}$). Tải trọng tĩnh quy ước $Q_0 = 564,73\text{ N} < C_0$, thỏa mãn điều kiện bền tĩnh.
  • Ổ lăn trục II: Sử dụng ổ bi đỡ - chặn cỡ trung 46307 ($d = 35\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 21\text{ mm}$, $C = 33,4\text{ kN}, C_0 = 25,2\text{ kN}$).
    • Tải trọng động quy ước: $Q = 2744,34\text{ N}$.
    • Thời gian làm việc tương đương: $L = 625,86\text{ triệu vòng quay}$.
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = 23474,53\text{ N} < C = 33400\text{ N}$.
    • Tuổi thọ tính toán của ổ đạt $L_h = 105.421,64\text{ giờ} > 33.600\text{ giờ}$ (thỏa mãn yêu cầu phục vụ 7 năm).
  • Chọn nối trục đàn hồi: Nối trục vòng đàn hồi lắp trên đầu trục I ($d = 26\text{ mm}$), mô-men xoắn danh nghĩa $T = 31,63\text{ Nm}$, chọn cỡ khớp có $T_{dm} = 63\text{ Nm}$, đường kính ngoài $D = 100\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$.

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

  • Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 với các kích thước hình học chính:
    • Chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 7\text{ mm}$.
    • Chiều dày gân tăng cứng $e = 7\text{ mm}$, chiều cao gân $h < 58\text{ mm}$.
    • Bu lông nền $d_1 = 18\text{ mm}$ ($Z = 4\text{ chiếc}$); bu lông cạnh gối ổ $d_2 = 14\text{ mm}$; bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = 12\text{ mm}$.
    • Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp $\Delta = 8\text{ mm}$; khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp $\Delta_1 = 24\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ: 02 bu lông vòng M8; chốt định vị hình côn; cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ bắt bằng 4 vít M8x22; nút thông hơi M27x2; nút tháo dầu M16x1,5; que thăm dầu; vòng phớt chắn bụi và vòng chắn dầu ngăn mỡ ổ lăn tiếp xúc dầu bánh răng.

Phần 7: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép

  • Chế độ bôi trơn: Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng $v = 3,73\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$ nên áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Dầu bôi trơn sử dụng là AK-20 (độ nhớt Centistoc ở $50^\circ\text{C}$ đạt 80, độ nhớt Engle đạt 11). Ổ lăn được bôi trơn riêng biệt bằng mỡ chuyên dụng.
  • Hệ thống dung sai lắp ghép:
    • Mối ghép bánh răng với trục: Lắp trung gian theo hệ thống lỗ cơ bản $\phi 38\frac{H7}{k6}$ (trục I) và $\phi 42\frac{H7}{k6}$ (trục II).
    • Mối ghép vòng trong ổ lăn với trục: $\phi 30js6$ (trục I) và $\phi 35js6$ (trục II).
    • Mối ghép vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp: $\phi 72Js7$ (trục I) và $\phi 80Js7$ (trục II).
    • Dung sai rãnh then: Bề rộng then $h9$, rãnh then trên trục gia công theo $N9$, rãnh then trên moay-ơ theo $Js9$.

Phần 8: Thiết kế bộ phận công tác và bệ máy

  • Thông số xích tải công tác: $z = 9\text{ răng}$, bước $p = 50\text{ mm}$, vận tốc $v = 0,73\text{ m/s}$, $F = 5910\text{ N}$, mô-men xoắn trục công tác $T = 422.896,33\text{ N.mm}$, góc dốc $\theta = 45^\circ$.
  • Kích thước máng cào và tấm cào: Chiều cao tấm cào $h_1 = 120\text{ mm}$, chiều rộng máng cào $B = 480\text{ mm}$ (với tỉ lệ $k = 4$), bước giữa các tấm cào $a_{tc} = 640\text{ mm}$.
  • Xích tải máng cào: Sử dụng loại xích tháo lắp kết hợp giữa mắt xích thép tròn (bước $a = 140\text{ mm}$) và mắt xích thép dẹp (bước $b = 180\text{ mm}$).
  • Cơ cấu căng xích và bệ máy: Bộ phận căng xích kiểu trục vít điều chỉnh hành trình căng; bệ máy gia công từ thép hình hàn định hình để đảm bảo độ cứng vững khi lắp ráp toàn bộ hệ thống.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật định lượng của đồ án

Hạng mục cụm cơ cấu Thông số kỹ thuật cốt lõi Giá trị xác lập
Động cơ điện Loại động cơ / Công suất / Tốc độ 4A112M4Y3 / $5,5\text{ kW}$ / $1425\text{ v/p}$
Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng Tỉ số truyền / Khoảng cách trục / Mô-đun $u_{hgt} = 5,0$ / $a_w = 150\text{ mm}$ / $m = 2\text{ mm}$
Số răng bánh dẫn - bánh bị dẫn / Góc nghiêng $z_1 = 24$, $z_2 = 120$ / $\beta = 16,26^\circ$
Vật liệu bánh răng / Bề rộng vành răng Thép C45 tôi cải thiện / $b_w = 45\text{ mm}$
Bộ truyền xích con lăn ngoài Tỉ số truyền thực tế / Bước xích $u_{tt} = 2,92$ / $p_c = 19,05\text{ mm}$
Số răng đĩa 1 - đĩa 2 / Khoảng cách trục $z_1 = 25$, $z_2 = 73$ / $a = 775\text{ mm}$
Số mắt xích / Chiều dài xích $X = 132$ / $L = 2514,6\text{ mm}$
Kết cấu trục và then Đường kính gối đỡ trục I / Vị trí then $d_{B,D} = 30\text{ mm}$ / $d_C = 38\text{ mm}$ ($b \times h = 10 \times 8$)
Đường kính gối đỡ trục II / Vị trí then $d_{B,D} = 35\text{ mm}$ / $d_C = 42\text{ mm}$ ($b \times h = 12 \times 8$)
Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất $s_j \ge 3,0$ (thỏa mãn chỉ tiêu bền)
Ổ lăn và Nối trục Ổ lăn trục I / Ổ lăn trục II Bi đỡ - chặn 46306 / Bi đỡ - chặn 46307
Tuổi thọ tính toán ổ lăn trục II $L_h = 105.421,64\text{ giờ} > 33.600\text{ giờ}$
Kiểu nối trục động cơ - HGT Nối trục vòng đàn hồi ($T_{dm} = 63\text{ Nm}$)
Bộ phận công tác Kích thước máng cào ($B \times h_1$) / Bước cào $480 \times 120\text{ mm}$ / $a_{tc} = 640\text{ mm}$

Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất

  • Tách biệt hoàn toàn hệ thống bôi trơn: Bộ truyền bánh răng ngâm dầu bôi trơn công nghiệp AK-20, trong khi các ổ lăn được bảo vệ bằng vòng chắn dầu và bôi trơn bằng mỡ định kỳ, chống thoái hóa mỡ do mạt kim loại từ bánh răng.
  • Lựa chọn ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ (46306 và 46307) giúp triệt tiêu đồng thời cả lực hướng tâm lớn và lực dọc trục phát sinh do góc nghiêng răng $\beta = 16,26^\circ$.
  • Thiết kế giảm khoảng cách trục bộ truyền xích $1,95\text{ mm}$ so với tính toán lý thuyết để duy trì độ chùng vừa phải, loại trừ ứng suất phụ nguy hiểm trong nhánh xích chủ động.

Đóng góp thực tiễn của đồ án

Đồ án đã cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho hệ thống truyền động xích tải nghiêng $45^\circ$, kết nối chặt chẽ giữa các công thức lý thuyết giải tích và tiêu chuẩn hóa cơ khí chế tạo thực tế, tạo cơ sở dữ liệu tin cậy cho việc chế tạo đơn chiếc hoặc loạt nhỏ trong công nghiệp vận chuyển nguyên liệu rời.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế trong phạm vi đồ án

  • Mô hình tính toán ứng suất và tải trọng giả định chế độ tải tĩnh làm việc ổn định, chưa xét đến hiện tượng dao động tải trọng va đập động học tức thời sinh ra do hiệu ứng đa giác của đĩa xích bước lớn.
  • Thuyết minh tính toán nhiệt truyền dẫn và đối lưu tản nhiệt qua vỏ hộp giảm tốc chưa được trình bày chi tiết trong văn bản.
  • Hồ sơ thiết kế thực hiện trên cơ sở giải tích 2D truyền thống, chưa tích hợp mô phỏng số 3D hoặc tối ưu hóa kết cấu gân tăng cứng trên thân vỏ hộp.

Hướng phát triển tiếp theo

  • Triển khai mô hình hóa 3D toàn bộ cụm hệ thống truyền động và hộp giảm tốc bằng phần mềm CAD chuyên dụng.
  • Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất cục bộ trên vỏ hộp gang xám và kiểm nghiệm dao động riêng của trục truyền động dưới tải trọng làm việc biến đổi.
  • Nghiên cứu tích hợp hệ thống bôi trơn tự động cưỡng bức và cảm biến giám sát độ mòn đĩa xích trong các dây chuyền xích tải công nghiệp liên tục.

Giá trị tham khảo

Đối tượng thụ hưởng tài liệu

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy: Sử dụng làm tài liệu tham khảo mẫu mực cho học phần Đồ án Chi tiết máy / Đồ án Hệ thống truyền động (ME3145).
  • Kỹ sư thiết kế máy và cán bộ kỹ thuật: Tham khảo quy trình tính toán kích thước công tác máng cào, lựa chọn dung sai lắp ghép, tính toán ổ bi đỡ - chặn và phân phối tỉ số truyền cho hệ dẫn động xích tải công nghiệp.

Các nội dung có giá trị tham khảo cao

  • Quy trình phân tích và lập hệ phương trình cân bằng mô-men trong không gian để xác định phản lực gối đỡ trục I và trục II dưới tác dụng của lực bánh răng nghiêng và lực căng xích.
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi tổng hợp trục có xét đến rãnh then và bậc trục ($K_{\sigma d}, K_{\tau d}, \epsilon_\sigma, \epsilon_\tau$).
  • Bảng dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho toàn bộ các vị trí mối ghép then, ổ lăn và bánh răng trong hộp giảm tốc 1 cấp.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao hệ thống lại sử dụng ổ bi đỡ - chặn thay vì ổ bi đỡ thông thường trên hai trục của hộp giảm tốc?

Do hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 16,26^\circ$, quá trình ăn khớp phát sinh lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = F_{a2} = 396,89\text{ N}$). Ổ bi đỡ - chặn (mã 46306 trên trục I và 46307 trên trục II) có góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$, cho phép tiếp nhận đồng thời cả lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$), đảm bảo tuổi thọ làm việc định mức của ổ đạt $105.421,64\text{ giờ}$, vượt xa yêu cầu $33.600\text{ giờ}$ của đề bài.

2. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục được lựa chọn như thế nào, đạt cơ tính ra sao?

Cặp bánh răng sử dụng thép C45 tôi cải thiện: Bánh dẫn nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; bánh bị dẫn lớn có độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$. Cả hai trục I và II đều sử dụng thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$ và ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.

3. Căn cứ nào để lựa chọn động cơ điện 4A112M4Y3 cho hệ thống?

Công suất làm việc cần thiết trên trục xích tải là $P_{lv} = 4,31\text{ kW}$. Với hiệu suất toàn hệ thống $\eta = 0,8943$, công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 4,82\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ cần thiết là $n_{sb} \approx 1362\text{ v/p}$. Động cơ 4A112M4Y3 thỏa mãn đồng thời hai điều kiện: Công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW} \ge 4,82\text{ kW}$ và tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1425\text{ v/p} \approx 1362\text{ v/p}$, đồng thời đảm bảo mô-men khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2,0$ đáp ứng tốt chế độ mở máy tải tĩnh.

4. Phương pháp bôi trơn nào được áp dụng cho bộ truyền bánh răng và ổ lăn trong hộp giảm tốc?

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có vận tốc vòng $v = 3,73\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$ nên áp dụng phương pháp ngâm dầu trong vỏ hộp với loại dầu ô tô máy kéo AK-20 (độ nhớt Centistoc ở $50^\circ\text{C}$ đạt 80). Ổ lăn không bôi trơn bằng dầu ngâm mà được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng, sử dụng vòng chắn dầu riêng biệt để ngăn chặn dầu hộp số lẫn mạt kim loại tiếp xúc làm thoái hóa mỡ ổ lăn.

5. Kết cấu bộ phận công tác xích tải máng cào có những thông số kích thước cơ bản nào?

Bộ phận công tác làm việc theo góc dốc $45^\circ$, dẫn động vật liệu có khối lượng riêng $\gamma = 0,3\text{ T/m}^3$ với vận tốc $v = 0,73\text{ m/s}$. Tấm cào có chiều cao $h_1 = 120\text{ mm}$, chiều rộng máng $B = 480\text{ mm}$, khoảng cách giữa các tấm cào $a_{tc} = 640\text{ mm}$. Dây xích tải là loại xích tháo lắp kết hợp giữa mắt xích thép tròn (bước $140\text{ mm}$) và mắt xích thép dẹp (bước $180\text{ mm}$), được trang bị cơ cấu căng xích trục vít để bù trừ độ dão dài trong quá trình vận hành.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán, thiết kế động học, động lực học và kết cấu cơ khí cho hệ dẫn động công nghiệp theo phương án tải trọng xác định. Toàn bộ các bộ truyền bánh răng nghiêng, bộ truyền xích con lăn, kết cấu trục, then và gối đỡ ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu an toàn về tiếp xúc, uốn, mỏi và tải tĩnh theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu logic, giải pháp kết cấu bôi trơn - che chắn hợp lý cùng hệ thống dung sai lắp ghép chặt chẽ, đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật của đồ án chuyên ngành Cơ khí chế tạo máy.