Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, các hệ thống cơ khí đóng vai trò thiết yếu nhằm từng bước thay thế sức lao động thủ công của con người và nâng cao năng suất sản xuất. Đồ án môn học Nguyên lý – Chi tiết máy là học phần kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết cơ học (toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu) với thực tiễn sản xuất cơ khí, giúp sinh viên nắm vững nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán kết cấu các chi tiết máy có công dụng chung.

Đồ án thực hiện nhiệm vụ: "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn – răng trụ 2 cấp" truyền động cho hệ thống băng tải, do sinh viên Kim Vĩ Khang (ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Lớp DA20CNOTA, Khoa Kỹ thuật và Công nghệ, Trường Đại học Trà Vinh) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Ngô Thanh Hà vào năm 2024.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được quy định cụ thể qua các thông số đầu vào sau:

  1. Lực kéo của tải trên băng tải: $P = 4\text{ kN} = 4000\text{ N}$.
  2. Vận tốc băng tải: $v = 0,2\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang băng tải: $D = 150\text{ mm}$.
  4. Thời gian phục vụ của hệ thống: $h = 2\text{ năm}$.
  5. Chế độ làm việc: 2 ca/ngày (8 giờ/ca), tương đương tổng thời gian hoạt động $9600\text{ giờ}$.
  6. Đặc tính làm việc: Tải trọng ổn định, chuyển động quay một chiều.

Phạm vi nghiên cứu tập trung vào toàn bộ chu trình tính toán động học, động lực học, tính toán độ bền chi tiết máy, kết cấu cơ khí vỏ hộp và các bộ phận phụ trợ của hệ dẫn động cơ khí từ động cơ điện đến tang quay.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tài liệu tiêu chuẩn

Nghiên cứu sử dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền tĩnh và mỏi, cùng các chỉ tiêu tính toán tuổi thọ ổ lăn và ổn định nhiệt. Văn bản trích dẫn và đối chiếu thông số qua ba tài liệu quy chuẩn chính:

  • Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, Nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam, 2010.
  • Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động (Tập 1), Nhà xuất bản Giáo dục, 2006.
  • Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động (Tập 2), Nhà xuất bản Giáo dục, 2006.
  • Tiêu chuẩn then bằng lắp ghép TCVN 150-64.

Phương pháp nghiên cứu

  1. Phương pháp phân tích và tính toán động học: Xác định công suất làm việc trên trục công tác, công suất cần thiết trên trục động cơ qua chuỗi hiệu suất cơ khí, từ đó chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho từng cấp truyền động (bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc).
  2. Phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy:
    • Tính toán bộ truyền đai theo giới hạn ứng suất có ích cho phép, kiểm nghiệm vận tốc và góc ôm.
    • Tính toán bộ truyền bánh răng nón (côn) và bánh răng trụ theo độ bền tiếp xúc mặt răng và độ bền uốn tại chân răng; kiểm nghiệm quá tải ngắn hạn.
    • Thiết kế trục dựa trên biểu đồ nội lực (mômen uốn và xoắn tổng hợp) kết hợp kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm.
    • Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt.
    • Chọn và kiểm tra ổ lăn dựa trên hệ số khả năng làm việc động theo số chu kỳ làm việc.
  3. Phương pháp tra cứu định kích thước kết cấu: Sử dụng các công thức thực nghiệm và bảng tra dung sai, lắp ghép, kết cấu vỏ hộp đúc và các chi tiết phụ trợ bôi trơn, làm mát, che kín.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Chương này thực hiện xác định công suất cần thiết và tốc độ vòng quay để lựa chọn động cơ điện phù hợp, đồng thời phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống:

  • Công suất có ích trên băng tải: $N = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{4000 \cdot 0,2}{1000} = 0,8\text{ kW}$.
  • Hiệu suất chung của hệ dẫn động: $\eta = \eta_1 \cdot \eta_2^2 \cdot \eta_3^3$, với hiệu suất bộ truyền đai $\eta_1 = 0,95$, hiệu suất một cặp bánh răng $\eta_2 = 0,97$, hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_3 = 0,99$. Kết quả: $\eta = 0,95 \cdot (0,97)^2 \cdot (0,99)^3 \approx 0,867$ ($86,7%$).
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $N_{ct} = \frac{N}{\eta} = \frac{0,8}{0,867} \approx 0,92\text{ kW}$.
  • Động cơ được chọn: Kiểu A02(A0JI2)22-4, công suất định mức $1,5\text{ kW}$, tốc độ định mức $1420\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $80,0%$.
  • Số vòng quay của tang băng tải: $n_t = \frac{60 \cdot 1000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60 \cdot 1000 \cdot 0,2}{\pi \cdot 150} \approx 25\text{ vòng/phút}$.
  • Tỷ số truyền chung: $i = \frac{n_{đc}}{n_t} = \frac{1420}{25} = 56,8$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai $i_đ = 3$, suy ra tỷ số truyền hộp giảm tốc $i_{hgt} = \frac{56,8}{3} = 18,9$. Để tạo điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng đều, chọn tỷ số truyền cấp nhanh bánh răng nón $i_n = 4,752$ và cấp chậm bánh răng trụ $i_c = 3,96$.
Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III
Tỷ số truyền ($i$) — $i_đ = 3$ $i_n = 4,752$ $i_c = 3,96$
Số vòng quay ($n$, vòng/phút) 1420 473 99,5 25
Công suất ($N$, kW) 1,5 1,4 1,3 1,2
Mômen xoắn ($M_x$, N.mm) 10088 28266,3 124773,8 458400

Chương II: Thiết kế bộ truyền đai

Tác giả thiết kế bộ truyền đai hình thang truyền chuyển vị từ động cơ đến trục I của hộp giảm tốc với công suất $N = 1,5\text{ kW}$, $n_1 = 1420\text{ vòng/phút}$, tỷ số truyền $i = 3$. Văn bản so sánh kỹ thuật giữa hai phương án đai hình thang loại A và loại Б:

Thông số bộ truyền đai Đai loại A Đai loại Б Phương án lựa chọn
Kích thước tiết diện $a \times h$ (mm) $13 \times 8$ $17 \times 10,5$ Đai loại A
Diện tích tiết diện $F$ ($\text{mm}^2$) 81 138 Đai loại A
Đường kính bánh đai nhỏ $D_1$ (mm) 140 200 $D_1 = 140\text{ mm}$
Đường kính bánh đai lớn $D_2$ (mm) 450 630 $D_2 = 450\text{ mm}$
Vận tốc vòng của đai $v$ (m/s) 10,4 — Đạt yêu cầu ($v > 5\text{ m/s}$)
Khoảng cách trục chính xác $A$ (mm) 460 637 $A = 460\text{ mm}$
Chiều dài đai tiêu chuẩn $L$ (mm) 1900 2650 $L = 1900\text{ mm}$
Góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1$ $142^\circ$ $142^\circ$ Thỏa mãn $\alpha_1 \ge 120^\circ$
Số lượng đai cần thiết ($Z$) 2 1 $Z = 2\text{ đai}$
Chiều rộng bánh đai $B$ (mm) 36 25 $B = 36\text{ mm}$
Lực căng ban đầu $S_0$ (N) 97 — $S_0 = 97\text{ N}$
Lực tác dụng lên trục $R_đ$ (N) 560 480 $R_đ = 560\text{ N}$

Kết luận của chương: Tác giả chọn đai loại A vì kích thước bộ truyền nhỏ gọn hơn, phù hợp với không gian bố trí chung của máy.

Chương III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương này được chia thành hai phần tính toán độc lập cho hai cặp bánh răng:

1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bộ truyền bánh răng nón)

  • Vật liệu: Bánh nhỏ dùng thép 50 thường hóa ($\sigma_b = 620\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 320\text{ N/mm}^2$, $HB = 210$); bánh lớn dùng thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 550\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 320\text{ N/mm}^2$, $HB = 170$).
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc bánh nhỏ $[\sigma]{tx1} = 546\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]{tx2} = 442\text{ N/mm}^2$. Chọn trị số nhỏ $[\sigma]_{tx2} = 442\text{ N/mm}^2$ để tính toán kích thước nón.
  • Cấp chính xác chế tạo: Cấp 9, hệ số tải trọng $K = 1,45$.
  • Thông số hình học và lực tác dụng:
    • Môđun mặt mút lớn: $m_s = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_1 = 20$, $Z_2 = 96$.
    • Chiều dài nón: $L = 147\text{ mm}$; chiều rộng vành răng: $b = 44\text{ mm}$.
    • Góc mặt nón chia: $\varphi_1 = 12^\circ 25'$, $\varphi_2 = 77^\circ 75'$ (tương đương $77^\circ 45'$ trong tài liệu).
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 60\text{ mm}$, $d_2 = 288\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $D_{e1} = 65,8\text{ mm}$, $D_{e2} = 289,2\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp tác dụng: Lực vòng $P_1 = P_2 = 1130,6\text{ N}$; lực hướng tâm $P_{r1} = P_{a2} = 402\text{ N}$; lực dọc trục $P_{a1} = P_{r2} = 88\text{ N}$.

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

  • Vật liệu: Bánh nhỏ bằng thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2$, $\sigma_c = 290\text{ N/mm}^2$, $HB = 190$); bánh lớn bằng thép 35 thường hóa ($\sigma_b = 480\text{ N/mm}^2$, $\sigma_c = 240\text{ N/mm}^2$, $HB = 160$).
  • Ứng suất cho phép: $[\sigma]{tx1} = 494\text{ N/mm}^2$, $[\sigma]{tx2} = 416\text{ N/mm}^2$.
  • Thông số hình học và lực tác dụng:
    • Môđun pháp tuyến: $m = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_1 = 26$, $Z_2 = 102$. Tỷ số truyền thực $u = 3,923$.
    • Khoảng cách trục: $A = 192\text{ mm}$; chiều rộng vành răng: $b = 76\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 78\text{ mm}$, $d_2 = 306\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng: $D_{e1} = 84\text{ mm}$, $D_{e2} = 312\text{ mm}$.
    • Đường kính chân răng: $D_{i1} = 70,5\text{ mm}$, $D_{i2} = 298,5\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng lên trục: Lực vòng $P_t = 3200\text{ N}$; lực hướng tâm $P_r = 1165\text{ N}$.

Chương IV: Thiết kế trục và then

Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2$, $\sigma_c = 300\text{ N/mm}^2$, $HB = 160$, ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 50\text{ N/mm}^2$).

1. Tính toán sơ bộ và gần đúng trục

  • Đường kính trục sơ bộ: Trục I đạt $d_1 = 20\text{ mm}$; Trục II đạt $d_2 = 34\text{ mm}$; Trục III đạt $d_3 = 42\text{ mm}$.
  • Đường kính ngõng trục lắp ổ: Trục I là $25\text{ mm}$, Trục II là $30\text{ mm}$, Trục III là $35\text{ mm}$.
  • Khoảng cách định vị giữa các chi tiết: Khoảng cách các ổ lăn và bánh răng xác định qua các kích thước $a = 51,5\text{ mm}$, $b = 70\text{ mm}$, $c = 67,5\text{ mm}$.

2. Tính chính xác trục và kiểm nghiệm bền mỏi

Tác giả kiểm nghiệm mỏi tại 5 tiết diện nguy hiểm nhất theo công thức tính hệ số an toàn mỏi $n = \frac{n_\sigma \cdot n_\tau}{\sqrt{n_\sigma^2 + n_\tau^2}} \ge [n] = 1,5 \div 2,5$:

Trục Tiết diện kiểm tra Đường kính (mm) $M_u$ (N.mm) $M_x$ (N.mm) $n_\sigma$ $n_\tau$ Hệ số an toàn tổng hợp $n$ Kết luận
Trục I $n-n$ 25 31920 28266,3 6,1 21,3 5,7 Đạt ($> [n]$)
Trục I $m-m$ 25 61100,5 28266,3 3,1 21,3 2,8 Đạt ($> [n]$)
Trục II $e-e$ 34 165899,7 124773,8 2,0 8,4 5,4 Đạt ($> [n]$)
Trục II $i-i$ 34 118203,8 124773,8 2,8 8,4 7,0 Đạt ($> [n]$)
Trục III $o-o$ 42 119976,5 458400,0 5,0 4,2 6,9 Đạt ($> [n]$)

3. Tính toán và kiểm nghiệm then bằng (TCVN 150-64)

Sử dụng vật liệu thép 45, ứng suất dập cho phép $[\sigma]_d = 150\text{ N/mm}^2$, ứng suất cắt cho phép $[\tau]_c = 120\text{ N/mm}^2$:

  • Then trục I: Kích thước tiết diện $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t = 3,8\text{ mm}$, $t_1 = 2,3\text{ mm}$, chiều dài then chọn $l = 20\text{ mm}$. Đạt độ bền dập và cắt.
  • Then trục II: Lắp tại tiết diện $e-e$ và $i-i$ ($d = 34\text{ mm}$), kích thước $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $t = 5,2\text{ mm}$, $t_1 = 2,9\text{ mm}$, chiều dài then chọn $l = 32\text{ mm}$. Đạt độ bền dập và cắt.
  • Then trục III: Lắp tại vị trí mayơ bánh răng lớn ($d = 42\text{ mm}$), kích thước $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, $t = 5,8\text{ mm}$, $t_1 = 3,3\text{ mm}$, chiều dài then chọn $l = 40\text{ mm}$. Đạt yêu cầu kiểm nghiệm.

Chương V: Thiết kế gối đỡ trục

Do trục I và trục II chịu lực dọc trục phát sinh từ bộ truyền bánh răng nón nên tác giả bố trí ổ bi đỡ – chặn. Trục III không có lực dọc trục đáng kể nên chọn ổ bi đỡ:

Trục Loại ổ lăn sử dụng Ký hiệu ổ Góc tiếp xúc $\beta$ Đường kính trong $d$ (mm) Đường kính ngoài $D$ (mm) Chiều rộng $B$ (mm) Hệ số $C_{bảng}$ Hệ số làm việc tính toán $C$
Trục I Ổ bi đỡ – chặn cỡ trung 46305 $26^\circ$ 25 62 17 31000 24136
Trục II Ổ bi đỡ – chặn cỡ trung 46306 $26^\circ$ 30 72 19 38000 19075
Trục III Ổ bi đỡ cỡ nhẹ 307 — 35 80 21 40000 8735
  • Quy chuẩn lắp ghép và bôi trơn:
    • Lắp ổ lăn lên trục theo hệ lỗ (kiểu lắp $T_2$ổ), lắp vào vỏ hộp theo hệ trục (kiểu lắp $T_1$ổ). Lắp vòng trong quay bằng mối ghép có độ dôi.
    • Bôi trơn ổ lăn bằng mỡ chuyên dụng (loại mỡ T, chịu nhiệt độ $60 \div 100^\circ\text{C}$), tra lượng mỡ chiếm $2/3$ không gian trống của bộ phận ổ. Không bôi trơn ổ bằng dầu bắn tóe do tốc độ vòng của bánh răng thấp.
    • Vòng chắn dầu: Bố trí ngăn mỡ chảy từ ổ vào trong hộp và ngăn dầu nhớt ngâm bánh răng lẫn vào ổ lăn.
    • Che kín trục: Sử dụng vòng phớt cao su để chắn bụi và chống rò rỉ mỡ (trục I: $d=25$, $D=38$; trục II: $d=30$, $D=43$; trục III: $d=35$, $D=48\text{ mm}$).

Chương VI: Thiết kế kích thước vỏ hộp và các bộ phận khác

  • Vật liệu chế tạo vỏ: Gang xám đúc GX 15-32. Bề mặt ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua tâm đường trục các bộ truyền và song song với mặt đáy.
  • Kích thước kết cấu vỏ hộp:
    • Chiều dày thành thân hộp: $\delta = 8\text{ mm}$.
    • Chiều dày thành nắp hộp: $\delta_1 = 8,5\text{ mm}$.
    • Chiều dày mặt bích dưới của thân: $b = 12\text{ mm}$; mặt bích trên của nắp: $b_1 = 13\text{ mm}$.
    • Chiều dày mặt đế hộp không lồi: $P = 19\text{ mm}$.
    • Chiều dày gân tăng cứng thân: $m = 8\text{ mm}$; gân nắp hộp: $m_1 = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
    • Hệ thống bulông liên kết: 6 bulông nền kích thước $d_n = \text{M20}$ (khoảng cách trục $A = 175$, trọng lượng hộp tương đối khoảng $300\text{ kg}$); bulông ghép mặt bích $d_2 = \text{M12}$; bulông lắp cạnh ổ $d_1$; 2 bulông vòng M20 phục vụ cẩu lắp và vận chuyển.
  • Cấu tạo chi tiết phụ trợ:
    • Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$, nắp cửa thăm liên kết bằng 4 vít M8x22.
    • Nút thông hơi: Ren M27x2, có lưới chặn bụi giúp thoát khí và cân bằng áp suất bên trong khi nhiệt độ vận hành tăng cao.
    • Que thăm dầu: Dùng kiểm tra mức dầu bôi trơn trong đáy hộp.
    • Nút tháo dầu: Ren trụ M20x2 đặt tại vị trí thấp nhất ở đáy hộp có đệm làm kín.
    • Chốt định vị: 2 chốt côn định vị đường kính $d = 8\text{ mm}$, chiều dài $l = 30\text{ mm}$, vát mép $c = 1,2\text{ mm}$, đảm bảo tâm lỗ trục trùng khớp sau khi gia công và lắp ráp.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán chính

Đồ án đã hoàn thiện toàn diện các chỉ tiêu kỹ thuật của một hệ thống trạm dẫn động cơ khí giảm tốc:

  1. Xác lập bảng thông số động học từ động cơ công suất $1,5\text{ kW}$ qua hệ thống truyền động 3 trục, giảm tốc độ từ $1420\text{ vòng/phút}$ xuống $25\text{ vòng/phút}$ tại tang băng tải với mômen xoắn đầu ra đạt $458400\text{ N.mm}$.
  2. Thiết kế chi tiết cặp bánh răng nón răng thẳng (môđun $m_s = 3\text{ mm}$, $Z_1 = 20, Z_2 = 96$) và cặp bánh răng trụ răng thẳng (môđun $m = 3\text{ mm}$, $Z_1 = 26, Z_2 = 102$) đều thỏa mãn tuyệt đối các điều kiện bền tiếp xúc và uốn mỏi.
  3. Xác định kết cấu 3 trục truyền động, kiểm nghiệm mỏi toàn bộ 5 tiết diện xung yếu nhất với hệ số an toàn tổng hợp $n = 2,8 \div 7,0$, vượt mức an toàn cho phép $[n] = 1,5 \div 2,5$.
  4. Lựa chọn chính xác kết cấu ổ lăn đỡ chặn (46305, 46306) và ổ đỡ (307) theo tiêu chuẩn tải trọng động tính toán trong chu kỳ phục vụ $9600\text{ giờ}$.

Đóng góp thực tiễn của đề tài

Tác giả đã hiện thực hóa việc tổng hợp kiến thức cơ sở ngành cơ khí vào một hệ thống truyền động cụ thể, trình bày nhất quán các bước chọn động cơ, phân chia tỷ số truyền cho hộp 2 cấp có bộ truyền đai ngoài, giải quyết bài toán chống kẹt và cân bằng nhiệt qua việc lựa chọn kết cấu thông hơi, bôi trơn mỡ cho ổ lăn và ngâm dầu cho bánh răng.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế được ghi nhận

  • Đồ án giải quyết bài toán thiết kế theo giả thiết tải trọng tĩnh ổn định tuyệt đối; chưa mô hình hóa các trạng thái tải trọng thay đổi ngẫu nhiên hoặc va đập trong quá trình khởi động băng tải.
  • Cấp chính xác chế tạo bộ truyền bánh răng dừng ở cấp 9 (cấp chính xác trung bình thấp), vận tốc vòng nhỏ ($< 1\text{ m/s}$ cho bánh răng trụ), làm tăng kích thước khuôn khổ bộ truyền so với các phương pháp gia công chính xác cao.
  • Theo tự nhận định của tác giả trong lời nói đầu, do là lần đầu tiếp cận công việc tính toán thiết kế máy tổng hợp, một số bước chuyển tiếp kích thước trục và kết cấu có sự làm tròn số học thuần túy theo bảng tra tiêu chuẩn, chưa tối ưu hóa khối lượng kim loại của vỏ hộp.

Hướng nghiên cứu tiếp

  • Mở rộng bài toán thiết kế với biểu đồ phụ tải thay đổi theo chu kỳ hoạt động thực tế của dây chuyền băng tải công nghiệp.
  • Ứng dụng các công cụ đồ họa kỹ thuật 3D và phần mềm phần tử hữu hạn (FEA/CAE) để phân tích trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của trục và vỏ hộp dưới tác dụng của tải trọng không gian.

Giá trị tham khảo

Báo cáo đồ án môn học này là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động cơ khí trạm băng tải.
  • Người nghiên cứu tham khảo quy trình phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc bánh răng nón – bánh răng trụ 2 cấp (trong đó cấp nhanh là bánh răng nón, cấp chậm là bánh răng trụ) kết hợp bộ truyền đai thang ngoài.
  • Phần đáng giá nhất để tra cứu là phương pháp lập sơ đồ lực không gian trên các trục mang bánh răng nón (phát sinh lực dọc trục $P_a$ và lực hướng tâm $P_r$), các bảng tra hệ số tập trung ứng suất khi lắp căng, và bài toán chọn ổ lăn đỡ – chặn dựa trên lực dọc trục tổng hợp.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?

Động cơ điện được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha kiểu A02(A0JI2)22-4, có công suất định mức $1,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $1420\text{ vòng/phút}$ và hiệu suất làm việc đạt $80,0%$. Động cơ này đáp ứng mức công suất cần thiết tính toán của hệ thống là $0,92\text{ kW}$.

2. Vì sao tác giả lựa chọn bộ truyền đai loại A thay vì đai loại Б?

Cả hai loại đai A và Б đều thỏa mãn điều kiện vận tốc ($v > 5\text{ m/s}$). Tuy nhiên, phương án đai loại A ($13 \times 8\text{ mm}$) giúp đường kính bánh đai nhỏ hơn ($D_1 = 140\text{ mm}$ so với $200\text{ mm}$ của đai Б; $D_2 = 450\text{ mm}$ so với $630\text{ mm}$) và khoảng cách trục ngắn hơn ($A = 460\text{ mm}$ so với $637\text{ mm}$), từ đó tạo ra kết cấu tổng thể nhỏ gọn hơn dù phải dùng 2 sợi đai và chiều rộng bánh đai lớn hơn một ít ($36\text{ mm}$ so với $25\text{ mm}$).

3. Cặp bánh răng cấp nhanh có thông số hình học và vật liệu chế tạo như thế nào?

Cặp bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng nón (côn) răng thẳng. Bánh nhỏ làm bằng thép 50 thường hóa ($HB = 210$, số răng $Z_1 = 20$), bánh lớn làm bằng thép 45 thường hóa ($HB = 170$, số răng $Z_2 = 96$). Môđun mặt mút lớn $m_s = 3\text{ mm}$, chiều dài nón $L = 147\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b = 44\text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha_0 = 20^\circ$.

4. Tại sao trục I và trục II lại sử dụng ổ bi đỡ – chặn trong khi trục III chỉ dùng ổ bi đỡ?

Trục I và trục II mang các bánh răng nón (và bánh răng trụ), quá trình ăn khớp phát sinh lực dọc trục đáng kể ($P_{a1} = 88\text{ N}$, $P_{a2} = 402\text{ N}$), do đó bắt buộc phải sử dụng ổ bi đỡ – chặn (ký hiệu 46305 trên trục I và 46306 trên trục II, góc tiếp xúc $\beta = 26^\circ$) để tiếp nhận đồng thời cả lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục III chỉ mang bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục bằng 0, chỉ chịu tải hướng tâm thuần túy nên chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ (ký hiệu 307).

5. Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng vật liệu gì và liên kết với bệ móng bằng bao nhiêu bulông?

Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng gang xám GX 15-32 theo phương pháp đúc, gồm nắp hộp và thân hộp ghép nối qua mặt phẳng đi qua tâm các trục. Hộp được cố định chặt xuống bệ móng nền thông qua 6 bulông nền cỡ ren M20 ($d_n = 20\text{ mm}$), tương ứng với khoảng cách trục $A = 175\text{ mm}$ và khối lượng ước tính của toàn bộ hộp là khoảng $300\text{ kg}$.

Kết luận

Bản đồ án môn học "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn – răng trụ 2 cấp" của sinh viên Kim Vĩ Khang đã hoàn thành đầy đủ khối lượng tính toán cơ khí cho một trạm dẫn động băng tải công suất tải $0,8\text{ kW}$ theo đúng các yêu cầu kỹ thuật đề ra. Toàn bộ các bộ truyền ngoài (đai thang loại A), bộ truyền trong (bánh răng nón và bánh răng trụ), hệ thống 3 trục, then bằng và ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi. Hệ thống kích thước kết cấu vỏ gang đúc GX 15-32 cùng các chi tiết phụ trợ bôi trơn, thông hơi và làm kín được định hình rõ ràng theo các tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy hiện hành. Đây là bản thuyết minh đồ án chuẩn xác, có tính hệ thống cao, phản ánh đúng trình tự tính toán thiết kế máy trong chương trình đào tạo kỹ thuật cơ khí và công nghệ ô tô.