Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và thiết bị nâng chuyển, hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò thiết yếu trong việc biến đổi cơ năng, điều chỉnh tốc độ và mô-men xoắn từ nguồn dẫn động đến bộ phận công tác. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động trung gian hoạt động theo nguyên lý ăn khớp trực tiếp với tỷ số truyền xác định, có nhiệm vụ giảm vận tốc góc và tăng mô-men xoắn.
Đề tài "Hộp giảm tốc hai cấp nón trụ" được thực hiện trong khuôn khổ học phần Project-Based Learning 3 (PBL 3: Thiết kế, gia công chi tiết và lắp ráp máy) tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng. Mục tiêu trọng tâm của đề tài là tổng hợp và vận dụng hệ thống kiến thức nền tảng thuộc các học phần Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Kỹ thuật đo, Vẽ kỹ thuật cơ khí nhằm hoàn thiện quy trình tính toán, thiết kế kết cấu, mô phỏng động lực học và phác thảo quy trình công nghệ cho một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định theo các thông số và yêu cầu vận hành cụ thể cho cơ cấu nâng (tang cáp):
- Vận tốc kéo cáp: $V = 1{,}15\text{ m/s}$
- Lực kéo cáp: $P = 1980\text{ N}$
- Đường kính tang: $D = 330\text{ mm}$
- Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, có rung động nhẹ
- Thời gian phục vụ: $T = 6\text{ năm}$ (Quy chuẩn hoạt động $340\text{ ngày/năm}$, $18\text{ giờ/ngày}$)
- Chế độ làm việc: Chuyển động quay hai chiều
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ cấu nâng hạ bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai dẹt hở ngoài hộp, hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ (bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng thẳng), khớp nối trục đàn hồi và tang tời.
- Phạm vi nghiên cứu: Toàn bộ chu trình tính toán động lực học, lựa chọn vật liệu, định kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc - uốn, kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải cho các bộ truyền, trục, then, ổ lăn; thiết kế kết cấu vỏ hộp và mô phỏng 3D hệ thống trên phần mềm kỹ thuật.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng
Nghiên cứu áp dụng phương pháp luận thiết kế máy và chi tiết máy kinh điển, dựa trên hai tài liệu kỹ thuật chuẩn mực:
- "Thiết kế chi tiết máy" (Nguyễn Trọng Hiệp, NXB Giáo dục, 1998).
- "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Trịnh Chất, NXB Giáo dục).
Các tiêu chuẩn kỹ thuật được sử dụng bao gồm: quy chuẩn ứng suất cho phép của vật liệu kim loại (thép C35, C45, C50 thường hóa; gang đúc C21-40); tiêu chuẩn vòng bi/ổ lăn công nghiệp (ổ đũa côn đỡ chặn, ổ bi đỡ một dãy); tiêu chuẩn then bằng; tiêu chuẩn kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc đúc.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật
- Phương pháp phân tích động học và động lực học: Xác định công suất làm việc trên trục công tác, hiệu suất tổng thể của chuỗi truyền động, công suất yêu cầu của động cơ, tỷ số truyền chung và phân phối tỷ số truyền cho từng cấp truyền động (bộ truyền ngoài, cấp nhanh, cấp chậm).
- Phương pháp thiết kế bộ truyền cơ khí:
- Bộ truyền đai dẹt: Tính toán đường kính bánh đai theo công thức Xaverin, xác định khoảng cách trục, chiều dài đai, góc ôm đai $\alpha_1$, chiều dày $\delta$, chiều rộng bánh đai $B$, lực căng ban đầu $S_0$ và lực tác dụng lên trục $R$.
- Bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ: Xác định độ bền mỏi tiếp xúc $[ \sigma ]{tx}$ và mỏi uốn $[ \sigma ]u$ theo chu kỳ làm việc tương đương $N{td}$; tính toán khoảng cách trục $A$, chiều dài nón $L$, môđun răng $m$, kích thước hình học, vận tốc vòng $v$; kiểm nghiệm độ bền uốn, độ bền tiếp xúc khi làm việc bình thường và khi chịu quá tải đột ngột với hệ số quá tải $k{qt} = 1{,}4$.
- Phương pháp thiết kế trục và then: Tính sơ bộ đường kính trục theo mô-men xoắn; xác định khoảng cách gối đỡ; lập sơ đồ đặt lực không gian; tính toán phản lực tại các gối tựa; dựng biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn tương đương; kiểm nghiệm đường kính trục theo hệ số an toàn mỏi dao động đối xứng $n \ge [n]$; kiểm nghiệm quá tải theo giới hạn chảy $\sigma_{ch}$; kiểm nghiệm bền dập và bền cắt cho mối ghép then bằng.
- Phương pháp lựa chọn và tính toán gối đỡ (ổ lăn): Tính toán lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên từng gối đỡ; tính tải trọng tương đương $Q$; kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ $C \le C_{\text{bảng}}$ dựa trên tuổi thọ danh định $L_h = 36720\text{ giờ}$.
- Phương pháp mô hình hóa và mô phỏng số: Ứng dụng phần mềm Autodesk Fusion 360 để xây dựng mô hình 3D, mô phỏng ăn khớp, phân tích lực truyền động và kiểm tra lắp ghép hình học; sử dụng phần mềm AutoCAD để trình bày bản vẽ kỹ thuật 2D.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Sơ đồ động học và nguyên lý hoạt động
Hệ thống dẫn động cơ cấu nâng hạ hoạt động theo chuỗi truyền động: Động cơ điện $\to$ Bộ truyền đai dẹt $\to$ Trục I $\to$ Cặp bánh răng côn (cấp nhanh) $\to$ Trục II $\to$ Cặp bánh răng trụ (cấp chậm) $\to$ Trục III $\to$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\to$ Tang quấn cáp.
[Động cơ: AO2-32-4] ---> (Bộ truyền đai: i_đ = 2,0)
|
v
[Hộp giảm tốc 2 cấp nón - trụ]
|-- Cấp nhanh: Bánh răng côn (i_nhanh = 2,20)
|-- Cấp chậm: Bánh răng trụ (i_cham = 4,88)
|
v
(Nối trục đàn hồi: D = 170 mm) ---> [Tang nâng cáp]
Tổng hợp thông số động lực học trên các trục
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục I (Trục dẫn) |
Trục II (Trục trung gian) |
Trục III (Trục bị dẫn) |
| Công suất $N\text{ (kW)}$ |
$3{,}000$ |
$2{,}883$ |
$2{,}766$ |
$2{,}607$ |
| Tốc độ quay $n\text{ (vg/ph)}$ |
$1430$ |
$715$ |
$325$ |
$66{,}557$ |
| Tỷ số truyền $i$ |
— |
$2{,}00$ (Đai dẹt) |
$2{,}20$ (Côn) |
$4{,}883$ (Trụ) |
| Mô-men xoắn $M_x\text{ (N}\cdot\text{mm)}$ |
$20034{,}9$ |
$37972{,}9$ |
$79573{,}2$ |
$374068{,}6$ |
Bảng thông số kỹ thuật các bộ truyền
| Bộ truyền |
Thông số hình học chính |
Vật liệu chế tạo & Nhiệt luyện |
Lực tác dụng tính toán |
Bộ truyền ngoài
(Đai dẹt hở) |
- $D_1 = 141\text{ mm}$, $D_2 = 279\text{ mm}$
- Khoảng cách trục $A = 722\text{ mm}$
- Chiều dài đai $L = 2110{,}3\text{ mm}$
- Tiết diện đai: $\delta \times b = 3{,}5 \times 45\text{ mm}$
- Góc ôm $\alpha_1 = 170^\circ$, Bề rộng đai $B = 60\text{ mm}$ |
Đai vải cao su loại A |
- Lực căng ban đầu: $S_0 = 303{,}78\text{ N}$
- Lực tác dụng lên trục: $R = 899{,}35\text{ N}$ |
Cấp nhanh
(Bánh răng côn răng thẳng) |
- Góc mặt nón chia: $\varphi_1 = 27^\circ15'$, $\varphi_2 = 72^\circ84'$
- Chiều dài nón $L = 111\text{ mm}$
- Môđun mặt mút lớn $m_s = 2{,}45\text{ mm}$
- Số răng: $Z_1 = 37$, $Z_2 = 82$
- Bề rộng vành răng $b = 38\text{ mm}$
- Đường kính chia $d_1 = 92{,}48\text{ mm}$ |
- Bánh nhỏ: Thép C50 thường hóa ($200\text{ HB}$)
- Bánh lớn: Thép C35 thường hóa ($150\text{ HB}$) |
- Lực vòng: $P_1 = 2078\text{ N}$
- Lực hướng tâm: $P_{r1} = 689\text{ N}$
- Lực dọc trục: $P_{a1} = 313\text{ N}$ |
Cấp chậm
(Bánh răng trụ răng thẳng) |
- Khoảng cách trục $A = 135\text{ mm}$
- Môđun $m = 2{,}5\text{ mm}$
- Số răng: $Z_1 = 28$, $Z_2 = 137$
- Bề rộng bánh răng $b = 42\text{ mm}$
- Góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$ |
- Bánh nhỏ: Thép C50 thường hóa ($210\text{ HB}$)
- Bánh lớn: Thép C35 thường hóa ($170\text{ HB}$) |
- Lực vòng: $P_1 = 2273{,}5\text{ N}$
- Lực hướng tâm: $P_{r1} = 827{,}4\text{ N}$
- Lực dọc trục: $P_a = 0\text{ N}$ |
Bảng thông số hệ trục, then và gối đỡ
| Vị trí |
Kích thước ngõng trục |
Kích thước then bằng ($b \times t \times l$) |
Ký hiệu & Loại ổ lăn |
Tải trọng động danh định $C_{\text{bảng}}$ |
| Trục I |
$d_1 = 25\text{ mm}$; $d_{\text{ổ}} = 30\text{ mm}$ |
$6 \times 6 \times 24\text{ mm}$ |
7506 (Ổ đũa côn đỡ chặn) |
$57000\text{ N}$ |
| Trục II |
$d_2 = 30\text{ mm}$; $d_{\text{mayơ}} = 35\text{ mm}$ |
$10 \times 4{,}5 \times 34\text{ mm}$ |
7506 (Ổ đũa côn đỡ chặn) |
$57000\text{ N}$ |
| Trục III |
$d_3 = 38\text{ mm}$; $d_{\text{mayơ}} = 45\text{ mm}$ |
$14 \times 4{,}9 \times 39\text{ (hoặc } 54\text{) mm}$ |
208 (Ổ bi đỡ một dãy) |
$39000\text{ N}$ |
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Giới thiệu chung về đầu đề đồ án, các loại hộp giảm tốc
Chương này tổng kết định nghĩa, phân loại và phạm vi ứng dụng của các hệ thống giảm tốc cơ khí trong công nghiệp. Phân tích chi tiết các tiêu chí cấu tạo:
- Phân loại theo số cấp truyền (1 cấp, 2 cấp, 3 cấp) và vị trí trục (trục nằm ngang, trục thẳng đứng).
- Đánh giá ưu nhược điểm của các sơ đồ động: sơ đồ khai triển (kết cấu đơn giản nhưng bánh răng bố trí bất đối xứng), sơ đồ đồng trục (chiều dài nhỏ gọn nhưng tải trọng cấp nhanh chưa tận dụng hết), sơ đồ phân đôi (tải trọng phân bố đều nhưng chiều rộng vỏ lớn).
- Phân loại theo kết cấu bộ truyền: hộp giảm tốc bánh răng trụ, trục vít, bánh răng côn - trụ, bánh răng hành tinh, bánh răng Cyclo.
- Đi sâu vào đặc tính của Hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ: sử dụng kết hợp bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ giúp truyền động và đổi hướng vuông góc giữa trục vào và trục ra, vận hành êm và khả năng chịu tải cao. Đưa ra sơ đồ tư duy (mindmap) tổng kết toàn bộ hệ thống phân loại.
Chương 2: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
Chương 2 trình bày các bước tính toán động học và động lực học sơ bộ cho toàn bộ hệ thống cơ cấu nâng:
- Xác định công suất làm việc trên trục tang: $N_{lv} = \frac{P \cdot V}{1000} = \frac{1980 \cdot 1{,}15}{1000} = 2{,}277\text{ kW}$.
- Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta = \eta_{brt} \cdot \eta_{brc} \cdot \eta_d \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0{,}96 \cdot 0{,}95 \cdot 0{,}95 \cdot (0{,}99)^4 \cdot 1 = 0{,}863$.
- Công suất yêu cầu của động cơ: $N_{dm} = \frac{N_{lv}}{\eta} = \frac{2{,}277}{0{,}863} = 2{,}638\text{ kW}$.
- Tra bảng động cơ điện không đồng bộ ba pha, lựa chọn động cơ kiểu $\text{AO2(AO}\pi\text{2)32-4}$ có công suất định mức $N_{dc} = 3\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{dc} = 1430\text{ vg/ph}$.
- Tốc độ quay của tang cáp: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot V}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1{,}15}{\pi \cdot 330} = 66{,}557\text{ vg/ph}$.
- Tỷ số truyền chung hệ thống: $i_{chung} = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{1430}{66{,}557} \approx 21{,}5$.
- Phân phối tỷ số truyền: Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai dẹt) $i_{ngoai} = 2{,}00$; tỷ số truyền cấp nhanh (bánh răng nón) $i_{nhanh} = 2{,}20$ (đảm bảo điều kiện $i_{nhanh} \le 3$ để tránh kích thước bánh nón quá lớn); tỷ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ) $i_{cham} = \frac{i_{chung}}{i_{ngoai} \cdot i_{nhanh}} = \frac{21{,}5}{2{,}00 \cdot 2{,}20} = 4{,}883$.
- Xác định chính xác công suất, số vòng quay và mô-men xoắn danh nghĩa trên các trục I, II, III làm cơ sở dữ liệu tính toán chi tiết máy.
Chương 3: Thiết kế các bộ truyền (bộ truyền ngoài, bộ truyền trong)
Chương 3 trình bày chi tiết toàn bộ quá trình tính toán cơ khí cho ba bộ truyền:
- Thiết kế bộ truyền đai dẹt hở: Chọn loại đai vải cao su loại A; tính đường kính bánh dẫn $D_1 = 141\text{ mm}$, bánh bị dẫn $D_2 = 279\text{ mm}$; sai số vòng quay $1% \le 3\div5%$; khoảng cách trục $A = 722\text{ mm}$; chiều dài đai $L = 2110{,}3\text{ mm}$; góc ôm bánh dẫn $\alpha_1 = 170^\circ \ge 150^\circ$; bề dày đai $\delta = 3{,}5\text{ mm}$; bề rộng đai $b = 45\text{ mm}$; bề rộng bánh đai $B = 60\text{ mm}$; lực căng $S_0 = 303{,}78\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $R = 899{,}35\text{ N}$.
- Thiết kế cấp chậm (Bánh răng trụ thẳng): Vật liệu bánh nhỏ thép C50 thường hóa ($HB_1 = 210$), bánh lớn thép C35 thường hóa ($HB_2 = 170$); ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx} = 442\text{ N/mm}^2$; khoảng cách trục xác định $A = 135\text{ mm}$; môđun pháp $m = 2{,}5\text{ mm}$; số răng $Z_1 = 28$, $Z_2 = 137$; chiều rộng vành răng $b = 42\text{ mm}$; kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma{u1} = 19{,}52\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]{u1} = 79\text{ N/mm}^2$; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $\sigma{tx.qt} = 227{,}36\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]{tx.qt} = 1060{,}8\text{ N/mm}^2$; kiểm nghiệm quá tải uốn $\sigma{u.qt1} = 64{,}36\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_{u.qt1} = 208\text{ N/mm}^2$.
- Thiết kế cấp nhanh (Bánh răng côn thẳng): Vật liệu thép C50 ($HB_1 = 200$) và C35 ($HB_2 = 150$); ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx} = 390\text{ N/mm}^2$; chiều dài nón $L = 111\text{ mm}$; môđun mút lớn $m_s = 2{,}45\text{ mm}$; số răng $Z_1 = 37$, $Z_2 = 82$; góc nón lăn $\varphi_1 = 27^\circ15'$, $\varphi_2 = 72^\circ84'$; bề rộng vành răng $b = 38\text{ mm}$; đường kính vòng chia $d_1 = 92{,}48\text{ mm}$; kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma{u1} = 19{,}07\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]{u1} = 79\text{ N/mm}^2$; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma{tx.qt} \le [\sigma]{tx.qt} = 936\text{ N/mm}^2$; kiểm nghiệm quá tải uốn $\sigma{u.qt1} = 58{,}186\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_{u.qt1} = 208\text{ N/mm}^2$.
- Chế độ bôi trơn: Thiết kế mức ngâm dầu bôi trơn ngập chân răng cả hai bánh răng lớn; độ chênh lệch mức dầu $h_{max} - h_{min} = 10 \div 15\text{ mm}$; mức ngâm sâu nhỏ nhất bánh côn $h_{2min} = 2{,}237\text{ mm}$, bánh trụ $h_{4min} = 2{,}83\text{ mm}$; lựa chọn độ nhớt dầu bôi trơn tương ứng với vận tốc vòng từng cấp truyền.
Chương 4: Thiết kế trục và tính then
Chương này thực hiện việc xác định kết cấu không gian, kích thước và kiểm nghiệm độ bền cho toàn bộ hệ thống 3 trục:
- Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 300\text{ N/mm}^2$, độ rắn $HB = 200$).
- Tính sơ bộ đường kính trục theo ứng suất xoắn $[\tau]_x = 30\text{ N/mm}^2$: Trục động cơ $d = 20\text{ mm}$; Trục I $d_1 = 25\text{ mm}$; Trục II $d_2 = 30\text{ mm}$; Trục III $d_3 = 40\text{ mm}$.
- Xác định khoảng cách các tiết diện lắp ráp trên trục dựa trên kích thước bề rộng chi tiết và khoảng hở thành trong vỏ hộp ($k_1 = 10\text{ mm}, k_2 = 10\text{ mm}, k_3 = 10\text{ mm}, h_n = 15\text{ mm}$).
- Xác định lực tác dụng, phản lực gối tựa và vẽ biểu đồ mô-men uốn phẳng $M_x, M_y$, mô-men uốn tổng hợp $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mô-men xoắn $M_x$.
- Kiểm nghiệm mỏi: Tính toán hệ số an toàn mỏi dao động đối xứng $n = \frac{n_\sigma \cdot n_\tau}{\sqrt{n_\sigma^2 + n_\tau^2}} \ge [n] = 1{,}5 \div 2{,}5$. Kết quả:
- Trục I tại tiết diện nguy hiểm: $n = 4{,}5 \div 7{,}5 \ge [n]$.
- Trục II tại các tiết diện 2-2 và 2-3: $n = 4{,}5 \div 7{,}5 \ge [n]$.
- Trục III tại tiết diện lắp bánh răng trụ: $n = 2{,}7 \ge [n]$.
- Kiểm nghiệm bền quá tải tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_{td} = \sqrt{\sigma^2 + 3\tau^2} \le [\sigma] = 0{,}8 \sigma_{ch} = 240\text{ N/mm}^2$. Kết quả: Trục I đạt $\sigma_{td} = 36{,}739\text{ N/mm}^2$; Trục II đạt $\sigma_{td} = 45{,}58\text{ N/mm}^2$; Trục III đạt $\sigma_{td} = 9{,}745\text{ N/mm}^2$, đều thỏa mãn điều kiện bền quá tải.
- Tính toán mối ghép then: Chọn loại then bằng chế tạo từ thép 45 ($[\sigma]_d = 100\text{ N/mm}^2$, $[\tau]_c = 87\text{ N/mm}^2$). Kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d = \frac{2M_x}{d \cdot t \cdot l}$ và ứng suất cắt $\tau_c = \frac{2M_x}{d \cdot b \cdot l}$ trên cả 3 trục đều nằm trong giới hạn cho phép.
Chương 5: Thiết kế gối đỡ trục
Chương 5 tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ trục theo khả năng tải động:
- Trục I: Chịu lực hướng tâm $R_{cx} = 3380{,}3\text{ N}$ và lực dọc trục $P_{a1} = 313\text{ N}$; chọn bộ đôi ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7506 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, T = 21{,}25\text{ mm}, C_{\text{bảng}} = 57000\text{ N}$). Tải trọng tương đương tính toán $Q_B = 3032{,}9\text{ N}$; khả năng tải động yêu cầu $C = 17163{,}72\text{ N} \le C_{\text{bảng}} = 57000\text{ N}$.
- Trục II: Chịu lực hướng tâm $R_{dy} = 880{,}3\text{ N}$ và lực dọc trục $P_{a2} = 689\text{ N}$; chọn bộ đôi ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7506 ($C_{\text{bảng}} = 57000\text{ N}$). Tải trọng tương đương $Q_A = 2083{,}7\text{ N}$; khả năng tải động yêu cầu $C = 13589{,}70\text{ N} \le C_{\text{bảng}} = 57000\text{ N}$.
- Trục III: Không chịu lực dọc trục ($A = 0$); phản lực gối đỡ $R_{cy} = 581{,}3\text{ N}$; chọn hai ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 208 ($d = 38\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}, C_{\text{bảng}} = 39000\text{ N}$). Tải trọng tương đương $Q_C = 1623{,}61\text{ N}$; khả năng tải động yêu cầu $C = 10587{,}61\text{ N} \le C_{\text{bảng}} = 39000\text{ N}$.
Chương 6: Tính chọn nối trục
Chương 6 tính chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết trục III với trục tang cáp:
- Thông số vận hành: Công suất truyền $N = 2{,}607\text{ kW}$, số vòng quay $n = 66{,}557\text{ vg/ph}$, đường kính ngõng trục $d = 38\text{ mm}$.
- Mô-men xoắn tính toán: $M_t = K \cdot M_x = 1{,}5 \cdot 374068{,}6 = 561102{,}9\text{ N}\cdot\text{mm}$ (hệ số chế độ làm việc $K = 1{,}5$).
- Kích thước hình học khớp nối tra bảng: Đường kính ngoài $D = 170\text{ mm}$, đường kính phân bố tâm chốt $D_0 = 136\text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 36\text{ mm}$, chiều dài chốt $l = 112\text{ mm}$, khe hở $c = 6\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$.
- Vật liệu chế tạo: Thân nối trục bằng gang C21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa ($[\sigma]_u = 80\text{ N/mm}^2$); vòng đàn hồi bằng cao su ($[\sigma]_d = 3\text{ N/mm}^2$).
- Kiểm nghiệm độ bền dập vòng cao su: $\sigma_d = 1{,}12\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_d = 3\text{ N/mm}^2$.
- Kiểm nghiệm độ bền uốn của chốt: $\sigma_u = 32{,}4\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_u = 80\text{ N/mm}^2$.
Chương 7: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác
Chương 7 xác định kết cấu và kích thước các phần tử vỏ hộp đúc bằng gang, có mặt ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục:
- Chiều dày thành thân hộp: $\delta = 10\text{ mm}$; Chiều dày thành nắp hộp: $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
- Chiều dày mặt bích dưới thân hộp: $b = 15\text{ mm}$; Chiều dày mặt bích trên nắp hộp: $b_1 = 13{,}5\text{ mm}$; Chiều dày mặt đế hộp: $p = 23{,}5\text{ mm}$.
- Chiều dày gân tăng cứng: thân hộp $m = 9\text{ mm}$, nắp hộp $m_1 = 8\text{ mm}$.
- Hệ thống bu-lông liên kết tiêu chuẩn:
- Bu-lông nền: $d_n = 18\text{ mm}$ (loại M18).
- Bu-lông cạnh ổ: $d_1 = 14\text{ mm}$ (loại M14).
- Bu-lông ghép mặt bích nắp và thân: $d_2 = 10\text{ mm}$ (loại M10).
- Bu-lông ghép nắp ổ: $d_3 = 8\text{ mm}$ (loại M8).
- Bu-lông nắp cửa thăm: $d_4 = 6\text{ mm}$ (loại M6).
- Bu-lông vòng nâng: 02 bu-lông M10 (xác định theo khối lượng sơ bộ toàn hộp khoảng $180\text{ kg}$).
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán thiết kế chính
- Toàn bộ chuỗi kích thước hình học, thông số động học, tải trọng động lực học của hệ dẫn động cơ cấu nâng được xác lập hoàn chỉnh và thỏa mãn tuyệt đối các tiêu chuẩn sức bền mỏi, độ bền tĩnh, khả năng tải động theo lý thuyết Chi tiết máy.
- Lựa chọn thành công cấu hình động cơ điện $\text{AO2-32-4}$ ($3\text{ kW}, 1430\text{ vg/ph}$) đáp ứng đầy đủ yêu cầu công suất $2{,}277\text{ kW}$ và vận tốc kéo cáp $1{,}15\text{ m/s}$ trong điều kiện làm việc 2 chiều, tải rung động nhẹ.
- Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền ($i_{ngoai} = 2{,}00$; $i_{nhanh} = 2{,}20$; $i_{cham} = 4{,}883$), khống chế tỷ số truyền cấp nón dưới ngưỡng giới hạn 3 để đảm bảo tính gọn nhẹ của hộp giảm tốc.
- Hệ số an toàn mỏi của các trục đều đạt yêu cầu khắt khe ($n \ge 2{,}7 > [n] = 1{,}5 \div 2{,}5$) và độ bền quá tải tĩnh khi khởi động/hãm đột ngột đều nhỏ hơn nhiều so với ứng suất cho phép $[\sigma] = 240\text{ N/mm}^2$.
- Lựa chọn chính xác kết cấu ổ lăn chịu lực hỗn hợp hướng tâm và dọc trục (ổ côn 7506 cho trục I, II; ổ bi 208 cho trục III), đảm bảo thời gian phục vụ danh định $36720\text{ giờ}$ ($6\text{ năm}$).
Giải pháp kỹ thuật và đóng góp của đồ án
- Xây dựng giải pháp bố trí hệ dẫn động kết hợp bộ truyền đai ngoài và hộp hai cấp nón - trụ giúp hệ thống hấp thụ tốt các rung động va đập ban đầu từ động cơ, đồng thời chuyển hướng trục truyền động $90^\circ$ linh hoạt trong không gian bố trí cơ cấu nâng.
- Tích hợp thành công công cụ CAD/CAE hiện đại (Autodesk Fusion 360, AutoCAD) vào đồ án cơ sở ngành (PBL 3), hoàn thiện mô hình 3D trực quan, kiểm tra va chạm động học và hỗ trợ xuất bản vẽ chế tạo chi tiết máy đạt chuẩn kỹ thuật.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế trong văn bản
- Báo cáo thuyết minh tập trung trọng tâm vào Phần 1 (Tính toán thiết kế chi tiết máy); các nội dung về mô phỏng ứng suất FEM trên bánh răng/trục (Phần 2) và quy trình công nghệ gia công chi tiết (Phần 3) mới dừng lại ở việc lập đề mục và mục lục tổng thể, chưa trình bày chi tiết số liệu phân tích ứng suất số hay bảng tiến trình công nghệ gia công.
- Chưa đề cập đến các phương án kiểm nghiệm nhiệt và dao động cưỡng bức của hộp giảm tốc khi làm việc liên tục ở chế độ 18 giờ/ngày trong môi trường nhiệt độ cao.
Hướng phát triển tiếp theo
- Triển khai phân tích phần tử hữu hạn (FEA/FEM) trên module Simulation của Autodesk Fusion 360 để kiểm chứng tập trung ứng suất tại các góc lượn trục và chân răng bánh răng côn.
- Lập quy trình công nghệ chế tạo cơ khí hoàn chỉnh (lập phiếu nguyên công, đồ gá, chọn chế độ cắt) để gia công các chi tiết chính như vỏ hộp gang đúc, trục răng và bánh răng trên máy công cụ CNC.
Giá trị tham khảo
Báo cáo đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc các học phần đồ án thiết kế kỹ thuật (PBL 3).
- Kỹ sư thiết kế máy công tác, thiết bị nâng hạ cần tra cứu trình tự tính toán giải tích chuẩn mực cho hệ thống truyền động bánh răng côn - trụ hai cấp.
- Phần đáng tham khảo nhất: Quy trình tính toán kiểm nghiệm sức bền mỏi trục trong điều kiện chịu tải đổi chiều đối xứng (Chương 4) và phương pháp xác định lực dọc trục, tính chọn ổ đũa côn đỡ chặn (Chương 5).
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án khống chế tỷ số truyền của cấp nhanh bánh răng côn ở giá trị $i_{nhanh} = 2{,}20$?
Trong thiết kế hộp giảm tốc nón - trụ, nếu chọn tỷ số truyền cấp nhanh lớn hơn 3, đường kính vòng chia và chiều dài nón của bánh răng côn bị dẫn sẽ tăng lên rất lớn. Điều này gây khó khăn cho việc gia công cắt răng côn, tăng khối lượng kim loại và làm kích thước vỏ hộp giảm tốc trở nên cồng kềnh. Việc chọn $i_{nhanh} = 2{,}20$ (dưới ngưỡng 3) đảm bảo tính cân đối hình học và dễ dàng chế tạo.
2. Các vật liệu được lựa chọn cho cặp bánh răng nón và bánh răng trụ là gì, vì sao có sự khác nhau về độ rắn giữa bánh nhỏ và bánh lớn?
Bánh răng nhỏ ở cả hai cấp được chọn là Thép C50 thường hóa (độ rắn $HB_1 = 200 \div 210$), trong khi bánh răng lớn được chọn là Thép C35 thường hóa (độ rắn $HB_2 = 150 \div 170$). Bánh nhỏ có số chu kỳ chịu tải lớn hơn bánh lớn theo tỷ số truyền ($N_1 = i \cdot N_2$), do đó vật liệu bánh nhỏ luôn được chọn có độ bền và độ rắn cao hơn bánh lớn từ $20 \div 50\text{ HB}$ để đảm bảo độ bền mòn và độ bền tiếp xúc đồng đều giữa hai bánh.
3. Tại sao trục I và trục II sử dụng ổ đũa côn đỡ chặn, còn trục III lại sử dụng ổ bi đỡ một dãy?
Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh) sinh ra lực dọc trục đáng kể ($P_{a1} = 313\text{ N}$, $P_{a2} = 689\text{ N}$) tác dụng lên trục I và trục II, đòi hỏi phải sử dụng ổ đũa côn đỡ chặn (mã 7506) để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Ngược lại, cấp chậm trên trục III sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên không phát sinh lực dọc trục ($P_a = 0\text{ N}$), do đó chỉ cần bố trí ổ bi đỡ một dãy (mã 208) để tối ưu hóa chi phí và giảm ma sát.
4. Hệ số an toàn mỏi uốn và xoắn trên các trục được kiểm nghiệm như thế nào?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $n$ được xác định theo công thức $n = \frac{n_\sigma \cdot n_\tau}{\sqrt{n_\sigma^2 + n_\tau^2}}$, trong đó tính đến giới hạn mỏi đối xứng ($\sigma_{-1} \approx 0{,}4\sigma_b = 240\text{ N/mm}^2, \tau_{-1} \approx 0{,}2\sigma_b = 120\text{ N/mm}^2$), hệ số tập trung ứng suất $k_\sigma$, hệ số kích thước $\varepsilon_\sigma$ và hệ số tăng bền bề mặt $\beta$. Giá trị tính toán nhỏ nhất đạt được là $n = 2{,}7$ (tại trục III), lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[n] = 1{,}5 \div 2{,}5$, đảm bảo trục không bị phá hủy mỏi.
5. Kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc được thiết kế với các kích thước cơ bản nào?
Vỏ hộp được đúc bằng gang với thân dày $\delta = 10\text{ mm}$, nắp dày $\delta_1 = 9\text{ mm}$, mặt bích dưới dày $15\text{ mm}$, mặt đế dày $23{,}5\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $8 \div 9\text{ mm}$. Hệ thống liên kết sử dụng bu-lông nền M18, bu-lông cạnh ổ M14, bu-lông ghép nắp - thân M10, bu-lông nắp ổ M8, bu-lông nắp thăm M6 và 02 bu-lông vòng M10 phục vụ nâng chuyển hộp có khối lượng xấp xỉ $180\text{ kg}$.
Kết luận
Đồ án "Hộp giảm tốc hai cấp nón trụ" của nhóm tác giả Trần Anh Quang và Nguyễn Hữu Quốc Khánh đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho cơ cấu nâng cáp. Nghiên cứu cung cấp một hệ thống dữ liệu kỹ thuật đầy đủ, nhất quán từ tính toán động lực học, lựa chọn vật liệu, kiểm nghiệm sức bền mỏi đến kết cấu hình học của các bộ truyền, hệ trục, then, ổ lăn và vỏ hộp đúc. Đây là tài liệu thuyết minh kỹ thuật mẫu mực, phản ánh phương pháp tiếp cận thiết kế máy bài bản và có giá trị tham khảo thực tiễn cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí.
