Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế

Trong ngành kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò thiết yếu trong việc truyền tải cơ năng từ nguồn động lực đến các cơ cấu chấp hành của thiết bị sản xuất. Một hệ thống công nghiệp hoàn chỉnh đòi hỏi các cơ cấu biến đổi tốc độ và mômen xoắn làm việc tin cậy, đạt hiệu suất cao và có độ bền lâu dài. Trong số các thiết bị truyền động cơ khí điển hình, hộp giảm tốc là cụm chi tiết trung gian cốt lõi giúp giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn truyền động.

Đồ án môn học "Cơ sở thiết kế máy" với đề tài "Thiết Kế Và Tính Toán Hộp Giảm Tốc" (Mã đề 3.1) được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Quý Ngọc (Lớp 63CTM, MSV: 2151052602) dưới sự hướng dẫn của TS. Phan Bình Nguyên tại Bộ môn Công nghệ Cơ khí, Khoa Kĩ thuật Cơ khí, Trường Đại học Thủy Lợi (Hà Nội, 2023). Mục tiêu trọng tâm của đồ án là vận dụng tổng hợp các cơ sở lý thuyết kỹ thuật để tính toán động học, thiết kế động lực học, kiểm nghiệm độ bền và xây dựng kết cấu hoàn chỉnh cho hệ thống dẫn động xích tải công nghiệp.

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế gồm các cụm bộ phận nối tiếp:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc.
  2. Khớp nối trục đàn hồi.
  3. Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng.
  4. Bộ truyền ngoài xích ống con lăn.
  5. Cơ cấu công tác là xích tải.

Các thông số kỹ thuật đầu vào được giao trong nhiệm vụ thiết kế gồm:

  • Lực kéo trên xích tải ($F$): $4390\text{ N}$.
  • Vận tốc tuyến tính của xích tải ($v$): $0{,}90\text{ m/s}$.
  • Số răng trên đĩa xích tải ($z$): $13$ răng.
  • Bước xích tải ($p$): $80\text{ mm}$.
  • Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền xích ($\beta$): $180^\circ$ (bộ truyền bố trí nằm ngang).
  • Thời gian phục vụ danh định ($t$): $5\text{ năm}$, hoạt động $300\text{ ngày/năm}$, chế độ $2\text{ ca/ngày}$, thời gian làm việc $8\text{ giờ/ca}$ (tổng thời gian phục vụ tương đương $L_h = 24.000\text{ giờ}$).
  • Đặc tính tải trọng: Tải trọng tĩnh có va đập nhẹ.
  • Môi trường làm việc: Môi trường có bụi, điều kiện làm việc đạt yêu cầu kỹ thuật.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Đồ án được xây dựng dựa trên nền tảng lý thuyết của các môn học cơ sở ngành cơ khí bao gồm Cơ học cơ sở, Sức bền vật liệu, Cơ sở thiết kế máy, Đồ họa kỹ thuật và Dung sai lắp ghép. Quy trình tính toán và kiểm nghiệm tuân thủ các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành tại Việt Nam (theo hệ thống tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn).

Phương pháp nghiên cứu và giải quyết vấn đề trong đồ án là phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn công nghiệp:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất làm việc trên trục công tác, công suất cần thiết trên trục động cơ qua chuỗi hiệu suất thành phần; phân phối tỷ số truyền tối ưu cho bộ truyền bánh răng trong hộp và bộ truyền xích ngoài; tính toán số vòng quay và mômen xoắn cho từng trục.
  • Phương pháp tính toán thiết kế bộ truyền xích: Lựa chọn xích ống con lăn theo công suất tính toán qua các hệ số điều kiện sử dụng, xác định số răng đĩa xích, bước xích, khoảng cách trục, số mắt xích; kiểm nghiệm độ bền mỏi, va đập bản lề và kiểm tra hệ số an toàn tĩnh $s \ge [s]$.
  • Phương pháp tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Lựa chọn vật liệu thép qua xử lý nhiệt; tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ dựa trên giới hạn mỏi và tuổi thọ chu kỳ làm việc; xác định khoảng cách trục $a_w$, môđun pháp $m$, số răng, góc nghiêng răng $\beta$; kiểm nghiệm chính xác độ bền tiếp xúc bề mặt răng và độ bền uốn chân răng.
  • Phương pháp thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi: Xác định sơ bộ đường kính trục theo ứng suất xoắn thuần túy; lập sơ đồ đặt lực không gian từ các bộ truyền; giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ ổ lăn; vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn; tính toán mômen tương đương $M_{td}$; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j \ge [s]$ tại các tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất (rãnh then, ngõng trục, vai trục).
  • Phương pháp tính chọn và kiểm nghiệm chi tiết phụ: Tính chọn then bằng theo đường kính trục và kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$, ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c]$; chọn ổ lăn đỡ chặn theo tỷ số tải trọng dọc trục và hướng tâm ($F_a / F_r$), kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d \le C$ và tải tĩnh $Q_{t0} \le C_0$.

Thiết kế và triển khai hệ thống cơ khí

Sơ đồ động học và nguyên lý truyền động

Hệ thống truyền chuyển động quay từ động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc qua khớp nối đàn hồi đến trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc. Tại đây, cặp bánh răng trụ răng nghiêng giảm tốc độ góc và truyền mômen xoắn sang trục ra (Trục II). Đầu ra của Trục II liên kết với đĩa xích chủ động, thông qua bộ truyền xích ống con lăn nằm ngang truyền chuyển động đến đĩa xích bị động gắn trên trục của xích tải công tác.

Động cơ điện (950 v/ph)
  [Khớp nối]
  [Bộ truyền xích (Z1=21, Z2=95)]
  Xích tải công tác (51,92 v/ph)

Bảng thông số động học tổng hợp của hệ thống

Qua quá trình tính toán động học ở Phần I, các thông số công suất, tỷ số truyền, tốc độ quay và mômen xoắn trên từng trục của hệ thống dẫn động được xác định và tổng hợp trong bảng sau:

Thông số Trục Động cơ Trục I (Vào hộp) Trục II (Ra hộp) Trục Công tác
Tỷ số truyền ($u$) $1{,}000$ $1{,}000$ $4{,}000$ $4{,}575$
Công suất ($P$ - kW) $4{,}507$ $4{,}480$ $4{,}320$ $3{,}950$
Số vòng quay ($n$ - vòng/phút) $950{,}00$ $950{,}00$ $237{,}50$ $51{,}92$
Mômen xoắn ($T$ - N.mm) $45.317{,}26$ $45.035{,}79$ $173.709{,}47$ $726.550{,}46$

Giải pháp kết cấu chi tiết máy

Nhằm đáp ứng khả năng chịu lực dọc trục phát sinh từ góc nghiêng $\beta = 17{,}34^\circ$ của bộ truyền bánh răng và lực căng xích ngoài, đồ án triển khai các giải pháp kết cấu cụ thể:

  • Trục I: Do đường kính đỉnh răng bánh răng nhỏ ($d_{a1} = 47\text{ mm}$) có kích thước gần với đường kính trục, bánh răng chủ động được thiết kế chế tạo liền trục nhằm tăng cường độ cứng vững và độ đồng tâm. Trục được định vị bởi hai gối đỡ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mã hiệu 46305.
  • Trục II: Bánh răng bị động được chế tạo rời và lắp cố định trên trục thông qua mối ghép then bằng ($14 \times 9\text{ mm}$) và vai trục. Gối đỡ hai đầu sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mã hiệu 46307.
  • Khớp nối: Sử dụng nối trục đàn hồi liên kết trục động cơ với trục I, giúp hấp thụ va đập nhẹ và bù đắp các sai lệch góc/tâm nhỏ khi lắp ráp.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần I: Tính toán động học

Nội dung phần này xác định toàn bộ các chỉ số vận hành cơ bản của hệ dẫn động:

  • Tính toán công suất: Công suất làm việc trên trục công tác xích tải $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4390 \cdot 0{,}90}{1000} = 3{,}95\text{ kW}$. Với hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động $\eta = 0{,}87$, công suất cần thiết trên trục động cơ được tính là $P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{3{,}95}{0{,}87} = 4{,}54\text{ kW}$.
  • Tính toán tốc độ quay: Số vòng quay trên trục công tác của xích tải được xác định dựa trên vận tốc, bước xích và số răng đĩa xích: $n_{lv} = \frac{60.000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60.000 \cdot 0{,}90}{13 \cdot 80} = 51{,}92\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn động cơ điện: Dựa trên công suất cần thiết $P_{ct} = 4{,}54\text{ kW}$ và tốc độ quay sơ bộ $n_{sb} \approx 934{,}56\text{ v/ph}$, động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc được lựa chọn có tốc độ quay định mức $n_{đc} = 950\text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền thực tế chung của hệ thống $u_t = \frac{950}{51{,}92} = 18{,}3$. Tác giả phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng $u_{br} = 4$ và cho bộ truyền xích ngoài $u_x = \frac{18{,}3}{4} = 4{,}575$.

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Phần II trình bày tính toán chi tiết cho hai bộ truyền lực chính của hệ thống:

1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

  • Thông số cơ bản: Bộ truyền nhận công suất $P = 4{,}32\text{ kW}$ tại số vòng quay đĩa chủ động $n_1 = 237{,}5\text{ v/ph}$. Số răng đĩa xích chọn $Z_1 = 21$ răng, số răng đĩa xích bị động $Z_2 = 95$ răng, mang lại tỷ số truyền thực tế $u_t = 4{,}524$ (độ sai lệch so với yêu cầu chỉ $-1{,}1%$, nằm trong giới hạn cho phép).
  • Kích thước và khoảng cách trục: Hệ số điều kiện sử dụng $k = 2{,}64$. Bước xích tiêu chuẩn tra được $p = 31{,}75\text{ mm}$ (với đường kính chốt $d_c = 9{,}55\text{ mm}$, chiều dài ống $B = 27{,}46\text{ mm}$, công suất cho phép $[P] = 32\text{ kW}$). Số mắt xích tính toán chọn số chẵn $X = 142$ mắt. Khoảng cách trục tính lại chính xác $a_{cx} = 1266\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Tải trọng phá hỏng của xích $Q = 88{,}5\text{ kN}$, khối lượng 1 mét xích $q_p = 3{,}8\text{ kg/m}$, vận tốc xích $v = 2{,}64\text{ m/s}$, lực vòng $F_t = 1636{,}36\text{ N}$, lực ly tâm $F_v = 26{,}48\text{ N}$. Hệ số an toàn tĩnh tính được $s = 36{,}30$, vượt trội so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 10{,}2$.
  • Kích thước hình học đĩa xích: Đĩa nhỏ có đường kính vòng chia $d_1 = 213{,}03\text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a1} = 226{,}52\text{ mm}$, đường kính chân $d_{f1} = 193{,}75\text{ mm}$; đĩa lớn có $d_2 = 960{,}27\text{ mm}$, $d_{a2} = 975{,}62\text{ mm}$, $d_{f2} = 941{,}03\text{ mm}$. Vật liệu đĩa xích là Thép 45 tôi, ram đạt $[\sigma_H] = 800 \dots 900\text{ MPa}$. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích là $F_r = 1881{,}81\text{ N}$.

2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

  • Vật liệu chế tạo: Cả hai bánh răng dùng Thép 45 tôi cải thiện thuộc nhóm I ($HB \le 350$); bánh nhỏ đạt $HB_1 = 245$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh lớn đạt $HB_2 = 230$.
  • Xác định thông số hình học ăn khớp: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 110\text{ mm}$, môđun pháp tiêu chuẩn $m = 1{,}5\text{ mm}$. Số răng bánh dẫn $Z_1 = 28$, bánh bị dẫn $Z_2 = 112$ (tỷ số truyền $u_t = 4{,}00$, sai lệch $0%$). Góc nghiêng của răng $\beta = 17{,}34^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}87^\circ$. Chiều rộng vành răng $b_w = 44\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc tính toán và ứng suất uốn tại chân răng của cả hai bánh răng đều nhỏ hơn giới hạn cho phép tương ứng ($[\sigma_H] \approx 495{,}45\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$).
  • Lực tác dụng khi ăn khớp:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 2047{,}08\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 817{,}63\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 639{,}16\text{ N}$.

Phần III: Tính toán và thiết kế trục

Phần III tập trung vào việc tính toán cơ học kết cấu trục chịu tải không gian:

  • Vật liệu trục: Chọn Thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$ và giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.
  • Tải trọng tác dụng: Lực từ ăn khớp bánh răng ($F_t = 2047{,}08\text{ N}, F_r = 817{,}63\text{ N}, F_a = 639{,}16\text{ N}$), lực hướng tâm khớp nối $F_k = 302{,}11\text{ N}$ (với đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 90\text{ mm}$), lực căng bộ truyền xích $F_x = 1881{,}81\text{ N}$.
  • Xác định kích thước sơ bộ và khoảng cách gối đỡ:
    • Trục I: Đường kính sơ bộ $d_{sb1} = 22{,}41\text{ mm} \rightarrow$ chọn ngõng trục $d_1 = 25\text{ mm}$; khoảng cách gối đỡ $l_{11} = 101\text{ mm}$, vị trí bánh răng $l_{13} = 50{,}5\text{ mm}$, công-xôn khớp nối $l_{12} = 75\text{ mm}$.
    • Trục II: Đường kính sơ bộ $d_{sb2} = 35{,}15\text{ mm} \rightarrow$ chọn ngõng trục $d_2 = 35\text{ mm}$; khoảng cách gối đỡ $l_{21} = 101\text{ mm}$, vị trí bánh răng $l_{23} = 50{,}5\text{ mm}$, công-xôn đĩa xích $l_{22} = 77\text{ mm}$.
  • Phản lực gối đỡ và biểu đồ mômen:
    • Trục I: $F_{x10} = 497{,}09\text{ N}$, $F_{y10} = 548{,}04\text{ N}$, $F_{x11} = 1247{,}88\text{ N}$, $F_{y11} = 269{,}59\text{ N}$.
    • Trục II: $F_{x20} = 1023{,}54\text{ N}$, $F_{y20} = 1286{,}57\text{ N}$, $F_{x21} = 1023{,}54\text{ N}$, $F_{y21} = 2350{,}75\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_0 = 6{,}9 \ge [s] = 1{,}5 \dots 2{,}5$; tại tiết diện bánh răng liền trục đạt $s_3 = 4{,}16 \ge [s]$.
    • Trục II: Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_1 = 2{,}42 \ge [s]$; tại tiết diện lắp bánh răng đạt $s_3 = 3{,}20 \ge [s]$.
  • Kích thước các đoạn trục hoàn thiện:
    • Trục I: Bánh răng liền trục, $d_{10} = d_{11} = 25\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ), $d_{12} = 20\text{ mm}$ (vị trí lắp khớp nối), $d_{13} = 30\text{ mm}$ (thân bánh răng).
    • Trục II: $d_{20} = d_{21} = 35\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ), $d_{22} = 30\text{ mm}$ (vị trí lắp đĩa xích), $d_{23} = 45\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng).

Phần IV: Tính chọn khớp nối, then và ổ lăn

1. Tính chọn và kiểm nghiệm then bằng

Then được chọn theo tiêu chuẩn dựa trên đường kính các đoạn trục và kiểm nghiệm theo điều kiện chịu dập và chịu cắt với $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$:

  • Then lắp bánh răng trên trục II ($d = 45\text{ mm}$): Tiết diện $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 5{,}5\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 40\text{ mm}$, ứng suất dập tính toán thỏa mãn $\sigma_d \le [\sigma_d]$.
  • Then lắp đĩa xích trên trục II ($d = 30\text{ mm}$): Tiết diện $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 4{,}0\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 48\text{ mm}$, đảm bảo bền.
  • Then lắp khớp nối trên trục I ($d = 20\text{ mm}$): Tiết diện $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 3{,}5\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 48\text{ mm}$, đảm bảo bền.

2. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Do bộ truyền bánh răng nghiêng sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_a = 639{,}16\text{ N}$), tỷ số $F_a / F_r > 0{,}3$ nên tác giả sử dụng ổ bi đỡ chặn cho cả hai trục với cấp chính xác 0:

  • Ổ lăn Trục I: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mã hiệu 46305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 21{,}10\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 14{,}90\text{ kN}$). Kiểm nghiệm với tuổi thọ $L_h = 24.000\text{ giờ}$ ($L = 1368\text{ triệu vòng}$), khả năng tải động tính toán $C_d = 17.924{,}56\text{ N} \le C = 21.100\text{ N}$; tải trọng tĩnh tương đương $Q_{t0} = 927{,}63\text{ N} \le C_0 = 14.900\text{ N}$.
  • Ổ lăn Trục II: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mã hiệu 46307 ($d = 35\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 21\text{ mm}$, $C = 33{,}40\text{ kN}, C_0 = 25{,}20\text{ kN}$). Kiểm nghiệm với tuổi thọ $L_h = 24.000\text{ giờ}$ ($L = 342\text{ triệu vòng}$), khả năng tải động tính toán $C_d = 21.640{,}90\text{ N} \le C = 33.400\text{ N}$, đảm bảo bền động và tĩnh.

Phần V: Tính toán thiết kế vỏ hộp và các chi tiết lắp ghép

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế đúc bằng gang xám, dạng hộp phân đôi gồm nắp hộp và thân hộp ghép với nhau qua mặt bích phẳng bằng bu lông:

  • Xác định chiều dày thành thân hộp, chiều dày nắp hộp và chiều dày các gân tăng cứng đáy và gân gối đỡ ổ.
  • Bố trí hệ thống bu lông tiêu chuẩn: bu lông nền cố định hộp giảm tốc vào khung bệ, bu lông ghép nắp và thân, bu lông nắp ổ.
  • Bố trí các chi tiết phụ trợ: bu lông vòng (để móc cẩu vận chuyển), que thăm dầu (kiểm tra mức dầu bôi trơn), nút thông hơi (cân bằng áp suất không khí bên trong hộp khi vận hành nóng), nút tháo dầu đáy hộp (xả cặn và thay dầu định kỳ), nắp quan sát và vòng chắn dầu ngăn rò rỉ bôi trơn ra ngoài gối ổ.

Phần VI: Bôi trơn, lắp ghép và dung sai

  • Bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp (bánh răng lớn ngập trong dầu một chiều sâu thích hợp để vung dầu bôi trơn vùng ăn khớp); ổ lăn được bôi trơn bằng dầu chảy từ hộp hoặc mỡ chuyên dụng có vòng chắn mỡ ngăn cách.
  • Dung sai và lắp ghép: Xác định các chế độ lắp ghép tiêu chuẩn cho ngõng trục với vòng trong ổ lăn (lắp chặt trung gian chống trượt vòng trong), vòng ngoài ổ lăn với lỗ thân hộp (lắp lỏng nhẹ để thuận tiện tháo lắp và giãn nở nhiệt), then với rãnh trục và mayơ, bề mặt tiếp xúc nắp và thân hộp giảm tốc.

Kết quả và đóng góp

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật then chốt của hộp giảm tốc

Hạng mục / Chi tiết Thông số thiết kế Giá trị tính toán
Động cơ điện Tốc độ / Công suất yêu cầu $950\text{ v/ph}$ / $4{,}54\text{ kW}$
Hộp giảm tốc Loại hộp giảm tốc Bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp
Khoảng cách trục ($a_w$) $110\text{ mm}$
Môđun pháp ($m$) $1{,}5\text{ mm}$
Tỷ số truyền ($u_{br}$) $4{,}000$
Số răng bánh 1 / bánh 2 ($Z_1 / Z_2$) $28$ / $112$
Góc nghiêng của răng ($\beta$) $17{,}34^\circ$
Chiều rộng vành răng ($b_w$) $44\text{ mm}$
Bộ truyền ngoài Loại bộ truyền Xích ống con lăn
Bước xích ($p$) / Số mắt xích ($X$) $31{,}75\text{ mm}$ / $142$ mắt
Số răng đĩa nhỏ / đĩa lớn ($Z_1 / Z_2$) $21$ / $95$
Khoảng cách trục xích ($a_{cx}$) $1266\text{ mm}$
Trục I (Trục vào) Kết cấu bánh răng Bánh răng làm liền trục
Đường kính ngõng trục / bánh răng $d_{10}=d_{11}=25\text{ mm}$ / $d_{13}=30\text{ mm}$
Hệ số an toàn mỏi ($s_0 / s_3$) $6{,}90$ / $4{,}16$ (Đạt tiêu chuẩn $\ge 1{,}5 \dots 2{,}5$)
Ký hiệu ổ lăn gối đỡ Ổ bi đỡ chặn 46305
Trục II (Trục ra) Đường kính ngõng trục / mayơ $d_{20}=d_{21}=35\text{ mm}$ / $d_{23}=45\text{ mm}$
Hệ số an toàn mỏi ($s_1 / s_3$) $2{,}42$ / $3{,}20$ (Đạt tiêu chuẩn $\ge 1{,}5 \dots 2{,}5$)
Ký hiệu ổ lăn gối đỡ Ổ bi đỡ chặn 46307
Kích thước then bánh răng ($b \times h \times l_t$) $14 \times 9 \times 40\text{ mm}$

Đóng góp kỹ thuật của đồ án

  • Hoàn thiện chu trình tính toán giải tích toàn diện từ khâu xác định động học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy cho một hệ thống truyền động công nghiệp dẫn động xích tải.
  • Chuẩn hóa toàn bộ kích thước hình học ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo chuỗi môđun và khoảng cách trục tiêu chuẩn, đạt độ sai lệch tỷ số truyền $0%$.
  • Đề xuất giải pháp bánh răng liền trục cho Trục I và lựa chọn ổ bi đỡ chặn (46305 và 46307) xử lý hiệu quả lực dọc trục $F_a = 639{,}16\text{ N}$ và lực căng xích ngoài $F_x = 1881{,}81\text{ N}$, đảm bảo tuổi thọ làm việc $24.000\text{ giờ}$.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Phạm vi đồ án giới hạn ở phương pháp giải tích truyền thống theo các công thức thực nghiệm và bảng tra tĩnh học, giả định chế độ tải va đập nhẹ không đổi. Đồ án chưa tiến hành phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với ứng suất - biến dạng của vỏ hộp đúc và trục, cũng như chưa kiểm nghiệm động lực học phi tuyến khi hệ thống khởi động hoặc thay đổi tải đột ngột.
  • Hướng mở rộng: Ứng dụng mô hình hóa hình học 3D (phần mềm CAD/CAE chuyên dụng) để tối ưu hóa hình dáng và khối lượng vỏ hộp giảm tốc; phân tích trường nhiệt độ dầu bôi trơn trong điều kiện môi trường có bụi; tiến hành mô phỏng động lực học cơ cấu ăn khớp để kiểm tra độ ồn và dao động xoắn của hệ thống.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Công nghệ Chế tạo máy, Cơ kỹ thuật và Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Cơ sở thiết kế máy. Nội dung các phần tính toán từ động học, bộ truyền bánh răng trụ nghiêng, trục chịu lực phức tạp, then và ổ bi đỡ chặn cung cấp trình tự mẫu mực, số liệu thực tế rõ ràng và các bảng tra cứu tiêu chuẩn phục vụ trực tiếp cho quá trình học tập và làm đồ án kỹ thuật.

Câu hỏi thường gặp

1. Công suất và số vòng quay của hệ thống dẫn động xích tải được xác định như thế nào? Công suất làm việc trên trục xích tải là $P_{lv} = 3{,}95\text{ kW}$ với số vòng quay $n_{lv} = 51{,}92\text{ v/ph}$ (tương ứng vận tốc xích $0{,}90\text{ m/s}$ và bước xích $80\text{ mm}$). Với hiệu suất toàn hệ thống $\eta = 0{,}87$, công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 4{,}54\text{ kW}$, từ đó chọn động cơ 3 pha không đồng bộ có tốc độ định mức $950\text{ vòng/phút}$.

2. Tại sao tác giả sử dụng ổ bi đỡ chặn cho cả hai trục của hộp giảm tốc? Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng $\beta = 17{,}34^\circ$ sinh ra lực dọc trục $F_a = 639{,}16\text{ N}$ khi ăn khớp, tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm ($F_a / F_r$) tại các gối đỡ vượt quá $0{,}3$. Do đó, việc sử dụng ổ bi đỡ chặn (mã hiệu 46305 trên trục I và 46307 trên trục II) là bắt buộc để đồng thời chịu lực hướng tâm và lực dọc trục phát sinh trong quá trình truyền tải.

3. Bánh răng trên trục I được thiết kế theo dạng liền trục hay rời trục? Bánh răng trên trục I được thiết kế làm liền trục. Lý do là đường kính đỉnh răng của bánh răng nhỏ ($d_{a1} = 47\text{ mm}$) và đường kính chân răng ($d_{f1} = 40{,}25\text{ mm}$) có kích thước rất gần với đường kính ngõng trục ($d = 25\text{ mm}$), không đủ chiều dày để khoét lỗ lắp mayơ và rãnh then an toàn.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trên các trục có đạt yêu cầu kỹ thuật không? Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Trên trục I, hệ số an toàn tại vị trí ổ lăn là $s_0 = 6{,}90$ và tại vị trí bánh răng liền trục là $s_3 = 4{,}16$. Trên trục II, hệ số an toàn tại vị trí ổ lăn là $s_1 = 2{,}42$ và tại vị trí lắp bánh răng là $s_3 = 3{,}20$. Tất cả các giá trị đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \dots 2{,}5$.

5. Kích thước then bằng lắp bánh răng trên trục II được chọn và kiểm nghiệm như thế nào? Tại vị trí lắp bánh răng trên trục II có đường kính $d = 45\text{ mm}$, tác giả chọn then bằng tiêu chuẩn có tiết diện $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, chiều sâu rãnh trên trục $t_1 = 5{,}5\text{ mm}$ và chiều dài then $l_t = 40\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất dập đạt điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ dưới tác dụng của mômen xoắn $T_{II} = 173.709{,}47\text{ N.mm}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết Kế Và Tính Toán Hộp Giảm Tốc" của sinh viên Nguyễn Quý Ngọc đã hoàn thành toàn diện các nhiệm vụ kỹ thuật của hệ thống dẫn động xích tải với các thông số động học và động lực học chính xác. Tất cả các cụm chi tiết cơ bản bao gồm bộ truyền xích ống con lăn ngoài, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp, hệ thống trục, then bằng và ổ bi đỡ chặn đều được kiểm nghiệm thỏa mãn nghiêm ngặt các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh và khả năng chịu tải. Kết quả tính toán cung cấp đầy đủ các cơ sở kích thước, thông số hình học và chế độ lắp ghép dung sai để phục vụ cho công tác thiết kế chế tạo cơ khí thực tế.