Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống dẫn động là bộ phận cốt lõi đảm bảo quá trình truyền và biến đổi năng lượng từ nguồn động lực (thường là động cơ điện) đến các cơ cấu công tác. Hộp giảm tốc đóng vai trò trung gian quan trọng nhằm giảm tốc độ quay, tăng mômen xoắn và truyền chuyển động giữa các trục song song với hiệu suất cao, độ tin cậy lớn và tuổi thọ làm việc lâu dài. Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Đặng Xuân Long (Khoa Cơ khí, Trường Đại học Giao thông Vận tải) giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cho trạm dẫn động xích tải công nghiệp.

Hệ thống được thiết kế theo Đề VII - Phương án số 1 với các nhiệm vụ tính toán và thiết kế kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác định công suất và lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha phù hợp với chế độ làm việc danh định và điều kiện mở máy.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc hai cấp đồng trục.
  3. Tính toán thiết kế động học, hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của bộ truyền bánh răng ngoài hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng thẳng để hở).
  4. Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp đồng trục (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng có dịch chỉnh).
  5. Tính toán thiết kế kết cấu hệ thống trục (trục I, II, III), then bằng, kiểm nghiệm độ bền mỏi và lựa chọn ổ lăn đỡ - chặn phù hợp.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, hệ thống bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp và chỉ định dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn, mayơ bánh răng.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đồ án được xác định rõ qua các thông số kỹ thuật đầu vào:

  • Đối tượng: Trạm dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng hai cấp đồng trục kết hợp bộ truyền bánh răng hở ngoài hộp.
  • Lực kéo trên xích tải ($P$): $9810\text{ N}$.
  • Vận tốc xích tải ($v$): $0{,}2\text{ m/s}$.
  • Bước xích tải ($t$): $125\text{ mm}$; số răng đĩa xích tải ($z$): $8$ răng.
  • Tải trọng làm việc: Tải trọng thay đổi theo chu kỳ, tỷ số mômen $M_1/M = 0{,}5$; hệ số quá tải khi mở máy $T_{max}/T = 1{,}4$.
  • Thời hạn phục vụ và chế độ vận hành: Thời gian làm việc $5\text{ năm}$, mỗi năm làm việc $200\text{ ngày}$, mỗi ngày làm việc $3\text{ ca}$ với thời gian mỗi nửa ca $t_1 = t_2 = 4\text{ giờ}$.
  • Sai số vận tốc cho phép: $\Delta v \le 5%$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Toàn bộ quá trình tính toán và thiết kế trong đồ án được xây dựng dựa trên cơ sở lý thuyết động học máy, sức bền vật liệu và nguyên lý chi tiết máy tiêu chuẩn của ngành cơ khí chế tạo, căn cứ trực tiếp từ tài liệu:

  • Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1, Nhà xuất bản Giáo Dục.
  • Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 2, Nhà xuất bản Giáo Dục.

Phương pháp tính toán kỹ thuật được tác giả áp dụng bao gồm:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng và động học: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ thông qua hiệu suất thành phần của các cặp ổ lăn, bộ truyền bánh răng kín và hở; phân phối tỷ số truyền tối ưu hóa kích thước cho hệ thống dẫn động đồng trục.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và uốn: Ứng dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz và lý thuyết uốn răng của tiêu chuẩn thiết kế máy để xác định ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$, ứng suất uốn $[\sigma_F]$, hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$ dựa trên tổng số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).
  • Phương pháp dịch chỉnh bánh răng: Áp dụng phương pháp tính dịch chỉnh góc và dịch chỉnh chiều cao ($x_1, x_2, \Delta y$) để đồng nhất khoảng cách trục giữa cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc đồng trục.
  • Phương pháp giải tích cơ học kết cấu trục: Lập sơ đồ phân tích lực không gian 3 chiều ($F_t, F_r, F_a, F_x$), chiếu lực lên hai mặt phẳng vuông góc ($yOz, xOz$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ, từ đó dựng biểu đồ mômen uốn, mômen xoắn và kiểm tra đường kính trục theo điều kiện mỏi.

Thiết kế kỹ thuật và tính toán hệ thống

Cấu trúc hệ thống trạm dẫn động xích tải được bố trí theo dây chuyền truyền động nối tiếp: Động cơ điện ba pha không đồng bộ $\to$ Nối trục đàn hồi $\to$ Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục (gồm Trục I, bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng, Trục II, bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng, Trục III) $\to$ Bộ truyền ngoài bánh răng trụ răng thẳng để hở $\to$ Trục đĩa xích tải công tác.

Bộ phận truyền động Loại cơ cấu / Chi tiết Vật liệu chế tạo Thông số hình học chính
Động cơ điện Động cơ 3 pha 4A100S4Y3 Vỏ gang tiêu chuẩn $P_{đc} = 3\text{ kW}$, $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$
Cấp nhanh (trong hộp) Bánh răng trụ răng nghiêng Thép 45 tôi cải thiện $a_{w1} = 163\text{ mm}$, $m = 2{,}5\text{ mm}$, $\beta = 19{,}4^\circ$, $z_1 = 21, z_2 = 102$
Cấp chậm (trong hộp) Bánh răng trụ răng thẳng Thép 45 tôi cải thiện $a_{w2} = 163\text{ mm}$, $m = 2{,}5\text{ mm}$, $z_1 = 22, z_2 = 107$, $x_1 = 0{,}13, x_2 = 0{,}6$
Bộ truyền ngoài hộp Bánh răng trụ răng thẳng hở Thép 45 tôi cải thiện $a_{w3} = 272\text{ mm}$, $m = 3\text{ mm}$, $\beta = 0^\circ$, $z_1 = 30, z_2 = 150$
Hệ thống trục I, II, III Trục bậc chịu uốn - xoắn Thép 45 thường hóa $d_1 = 25\text{ mm}$, $d_2 = 40\text{ mm}$, $d_3 = 60\text{ mm}$ (sơ bộ)

Đặc điểm nổi bật trong thiết kế cơ cấu là kết cấu đồng trục ($a_{w1} = a_{w2} = 163\text{ mm}$). Khoảng cách trục cấp chậm lý thuyết khi chưa dịch chỉnh là $a_w = 161{,}25\text{ mm}$. Tác giả đã tính toán hệ số dịch tâm $k_x = 0{,}226$, hệ số giảm đỉnh răng $\Delta y = 0{,}029$, tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 0{,}73$ ($x_1 = 0{,}13; x_2 = 0{,}60$) nhằm mở rộng khoảng cách trục cấp chậm lên đúng $163\text{ mm}$, đảm bảo trục I và trục III đồng tâm tuyệt đối.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Tác giả xác định công suất làm việc trên trục máy công tác từ lực kéo và vận tốc xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{9810 \times 0{,}2}{1000} = 1{,}962\text{ kW}$$

Hiệu suất toàn bộ hệ thống dẫn động được tổng hợp từ hiệu suất 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0{,}99$), 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng kín ($\eta_{br1} = 0{,}97$), 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng kín ($\eta_{br2} = 0{,}97$), và 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng để hở ($\eta_{br3-n} = 0{,}94$): $$\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{br3-n} = 0{,}99^4 \times 0{,}97 \times 0{,}97 \times 0{,}94 \approx 0{,}85$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{1{,}962}{0{,}85} = 2{,}308\text{ kW}$$

Số vòng quay của trục máy công tác (trục đĩa xích): $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot t} = \frac{60000 \times 0{,}2}{8 \times 125} = 12\text{ vg/ph}$$

Dựa trên tỷ số truyền sơ bộ $u_t = u_h \cdot u_n = 16 \times 5 = 80$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 960\dots 1080\text{ vg/ph}$. Tác giả chọn số vòng quay đồng bộ $n_{đb} = 1500\text{ vg/ph}$ và lựa chọn động cơ 4A100S4Y3 với các thông số: công suất $P_{đc} = 3\text{ kW}$, vận tốc quay $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 82%$, khả năng quá tải $T_k/T_{dn} = 2 > 1{,}4$.

Tỷ số truyền toàn hệ thống: $$u_t = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1420}{12} = 118{,}3$$

Phân phối tỷ số truyền: chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài $u_n = 5$, tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_h = 118{,}3 / 5 = 23{,}66$. Do hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm được chia đều: $u_{br1} = u_{br2} = \sqrt{23{,}66} = 4{,}864$. Sai số vận tốc thực tế đạt $\Delta = 0{,}025% < 5%$.

Bảng phân phối động học và động lực học trên các trục:

  • Trục động cơ: $P = 2{,}308\text{ kW}$, $n = 1420\text{ vg/ph}$, $T = 15525\text{ Nmm}$.
  • Trục I: $P_1 = 2{,}285\text{ kW}$, $n_1 = 1420\text{ vg/ph}$, $T_1 = 15367\text{ Nmm}$.
  • Trục II: $P_2 = 2{,}195\text{ kW}$, $n_2 = 291{,}94\text{ vg/ph}$, $T_2 = 71803\text{ Nmm}$.
  • Trục III: $P_3 = 2{,}108\text{ kW}$, $n_3 = 60{,}02\text{ vg/ph}$, $T_3 = 335411\text{ Nmm}$.
  • Trục công tác: $P_{ct} = 1{,}962\text{ kW}$, $n_{ct} = 12{,}003\text{ vg/ph}$, $T_{ct} = 1561000\text{ Nmm}$.

Phần II: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Bộ truyền ngoài là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng để hở. Vật liệu chế tạo bánh chủ động và bị động là Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 245$ (giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh bị động có $HB_2 = 230$ ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).

Các kết quả tính toán bộ truyền ngoài:

  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 481{,}82\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 236{,}57\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ: $a_w = 272\text{ mm}$.
  • Thông số ăn khớp: Môđun pháp $m = 3\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 30$, bánh lớn $z_2 = 150$; tỷ số truyền $u_3 = 5$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 21{,}13^\circ$; chiều rộng vành răng $b_w = 108{,}8\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 90\text{ mm}$, $d_2 = 450\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 96\text{ mm}$, $d_{a2} = 456\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 457{,}73\text{ MPa} \le [\sigma_H]' = 457{,}73\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 74\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 74\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 248{,}64\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 541{,}6\text{ MPa} < [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 109{,}2\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 103{,}6\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

Cả hai cấp truyền đều sử dụng vật liệu Thép 45 tôi cải thiện ($HB_1 = 245, HB_2 = 230$), ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481{,}82\text{ MPa}$ (cho răng thẳng) và $[\sigma_H] = 495{,}46\text{ MPa}$ (cho răng nghiêng).

1. Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):

  • Khoảng cách trục: $a_w = 163\text{ mm}$; môđun $m = 2{,}5\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_1 = 22$, $z_2 = 107$; tỷ số truyền $u_2 = 4{,}864$.
  • Dịch chỉnh: do khoảng cách trục tiêu chuẩn là $161{,}25\text{ mm}$, tác giả thực hiện dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh bánh 1 là $x_1 = 0{,}13$, bánh 2 là $x_2 = 0{,}60$.
  • Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_w = 65{,}2\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 55{,}5\text{ mm}$, $d_{w2} = 270\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 60\text{ mm}$, $d_{a2} = 272{,}5\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: $\sigma_H \le [\sigma_H]' = 457{,}73\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 64{,}52\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 284{,}65\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} < [\sigma_{F2}] = 248{,}64\text{ MPa}$. Ứng suất quá tải $\sigma_{Hmax} = 541{,}6\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$, $\sigma_{F1max} = 100{,}37\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$.

2. Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):

  • Khoảng cách trục: $a_w = 163\text{ mm}$ (bằng cấp chậm); môđun pháp $m = 2{,}5\text{ mm}$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 19{,}4^\circ$; số răng $z_1 = 21$, $z_2 = 102$; tỷ số truyền $u_1 = 4{,}857$.
  • Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_w = 48{,}9\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 55{,}7\text{ mm}$, $d_{w2} = 270\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 60\text{ mm}$, $d_{a2} = 275\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 223{,}77\text{ MPa} < [\sigma_H]' = 470{,}7\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 21{,}4\text{ MPa} < 284{,}65\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 19{,}26\text{ MPa} < 248{,}64\text{ MPa}$. Ứng suất khi quá tải $\sigma_{H1max} = 556{,}9\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$, $\sigma_{F1max} = 29{,}96\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$.

Phần IV: Tính toán thiết kế trục và then

Vật liệu chế tạo trục là Thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15\dots 30\text{ MPa}$. Đường kính trục sơ bộ xác định: Trục I $d_1 = 25\text{ mm}$; Trục II $d_2 = 40\text{ mm}$; Trục III $d_3 = 60\text{ mm}$. Chiều rộng ổ lăn tương ứng $b_{01} = 17\text{ mm}, b_{02} = 23\text{ mm}, b_{03} = 31\text{ mm}$.

Lực tác dụng lên các trục được phân tích chi tiết:

  • Trục I: Lực vòng $F_{t1} = 1229{,}36\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 502{,}93\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 432{,}93\text{ N}$, lực khớp nối $F_x = 150\text{ N}$. Giải hệ phương trình cân bằng trên hai mặt phẳng xác định phản lực tại gối đỡ $A$ và $B$: trên $yOz$ có $Y_A = 120{,}4\text{ N}, Y_B = 382{,}5\text{ N}$; trên $xOz$ có $X_A = 369{,}3\text{ N}, X_B = 710\text{ N}$.
  • Trục II: Lực vòng $F_{t3} = 2587{,}5\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 1026\text{ N}$, mômen do lực dọc trục $M_{Fa2} = 12013{,}8\text{ Nmm}$. Phản lực tại gối đỡ $C$ và $D$: trên $yOz$ có $Y_C = -749\text{ N}, Y_D = -779{,}9\text{ N}$; trên $xOz$ có $X_C = -126{,}9\text{ N}, X_D = 1485{,}07\text{ N}$.
  • Trục III: Lực vòng $F_{t5} = 7453{,}7\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r5} = 2880{,}6\text{ N}$. Phản lực gối đỡ: $Y_E = 2191{,}8\text{ N}, Y_F = 4046{,}36\text{ N}$.

Đồ án tiếp tục tính toán chính xác đường kính các đoạn trục dựa trên mômen tương đương, kiểm nghiệm độ bền mỏi hệ số an toàn $s \ge [s]$ và tính chọn mối ghép then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt.

Phần V và VI: Chọn ổ lăn, vỏ hộp, bôi trơn và dung sai lắp ghép

  • Lựa chọn ổ lăn: Tính toán phản lực tổng hợp tại các gối đỡ trên trục I, II, III; kiểm nghiệm khả năng tải động $C_{tt} \le C$ và khả năng tải tĩnh $C_{0tt} \le C_0$ theo thời hạn phục vụ $5\text{ năm}$ ($24000\text{ giờ}$).
  • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Thiết kế vỏ hộp đúc bằng gang xám, xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bu lông thân hộp, bu lông nắp ổ theo bảng công thức P18-1 tài liệu [2].
  • Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp, dầu công nghiệp bôi trơn bề mặt tiếp xúc bánh răng; mỡ bôi trơn cho các bộ ổ lăn. Bố trí nắp que thăm dầu, nút thông hơi và nút tháo dầu ở đáy hộp; điều chỉnh khe hở ăn khớp và khe hở ổ lăn bằng các vòng đệm kim loại.
  • Dung sai lắp ghép: Chỉ định kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ cho mayơ bánh răng lên trục, lắp lỏng tiêu chuẩn cho vòng ngoài ổ lăn với thân hộp, và lắp có độ dôi cho vòng trong ổ lăn với ngõng trục.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án đã xây dựng trọn vẹn bộ hồ sơ tính toán thiết kế cho trạm dẫn động xích tải với các kết quả cụ thể:

  1. Lựa chọn hệ động lực chuẩn xác: Động cơ điện 4A100S4Y3 công suất $3\text{ kW}$ đáp ứng toàn diện công suất cản trên trục tải ($1{,}962\text{ kW}$) và tổn thất ma sát hệ thống ($\eta = 0{,}85$), đồng thời thỏa mãn hệ số mở máy quá tải $1{,}4$.
  2. Đảm bảo độ chính xác động học: Phân phối tỷ số truyền $u_t = 118{,}3$ cho sai số vận tốc xích tải thực tế chỉ $0{,}025%$, nhỏ hơn rất nhiều so với giới hạn cho phép ($5%$).
  3. Giải pháp đồng trục hóa tối ưu: Xử lý triệt để bài toán đồng trục cho hộp giảm tốc hai cấp bằng kỹ thuật dịch chỉnh bánh răng cấp chậm ($x_1 = 0{,}13; x_2 = 0{,}60$), giúp cố định khoảng cách trục cả hai cấp ở mức $163\text{ mm}$, tạo kết cấu hộp đối xứng, gọn gàng.
  4. Kiểm nghiệm bền tin cậy: Toàn bộ ba bộ truyền bánh răng (cấp nhanh nghiêng, cấp chậm thẳng, bộ truyền ngoài) và các trục I, II, III đều vượt qua các điều kiện kiểm nghiệm nghiêm ngặt về ứng suất tiếp xúc danh định, ứng suất uốn chân răng và ứng suất đỉnh khi chịu quá tải đột ngột.

Hạn chế và hướng phát triển

Dựa trên phạm vi và nội dung trình bày trong thuyết minh đồ án, một số hạn chế và hướng mở kỹ thuật được ghi nhận:

  • Phạm vi tính toán thuần lý thuyết: Toàn bộ thông số được tính toán dựa trên các công thức giải tích và bảng tra thực nghiệm truyền thống theo giáo trình chi tiết máy, chưa kết hợp mô phỏng số kiểm chứng ứng suất và biến dạng (FEA) trên các phần mềm chuyên dụng (như ANSYS, Inventor Nastran).
  • Bộ truyền ngoài để hở: Bộ truyền ngoài sử dụng bánh răng thẳng để hở ($a_w = 272\text{ mm}$) có hiệu suất thấp hơn ($\eta = 0{,}94$) và dễ bị bám bụi bẩn, mài mòn nhanh trong môi trường công nghiệp thực tế. Hướng cải tiến là nghiên cứu bọc kín bộ truyền ngoài hoặc thay thế bằng cơ cấu dẫn động trực tiếp có vỏ che.
  • Mức độ tối ưu hóa khối lượng: Các kích thước vỏ hộp và đường kính trục được chọn an toàn theo chuỗi tiêu chuẩn; có thể phát triển bài toán tối ưu hóa đa mục tiêu nhằm giảm trọng lượng toàn bộ trạm dẫn động mà vẫn đảm bảo độ cứng vững.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn cao cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Chế tạo máy: Tham khảo cấu trúc thuyết minh chuẩn mực, phương pháp giải trình tự đồ án Chi tiết máy / Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Kỹ sư thiết kế cơ cấu máy: Vận dụng trực tiếp quy trình dịch chỉnh bánh răng để đồng nhất khoảng cách trục trong hộp giảm tốc đồng trục và phương pháp phân tích lực không gian lập biểu đồ mômen uốn - xoắn trên trục truyền động.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án phải thực hiện dịch chỉnh bánh răng ở bộ truyền cấp chậm trong hộp giảm tốc? Hộp giảm tốc được thiết kế theo sơ đồ đồng trục, đòi hỏi khoảng cách trục cấp nhanh ($a_{w1}$) và cấp chậm ($a_{w2}$) phải bằng nhau. Khi tính toán theo môđun tiêu chuẩn $m = 2{,}5\text{ mm}$ và số răng $z_1 = 22, z_2 = 107$, khoảng cách trục cấp chậm không dịch chỉnh chỉ đạt $161{,}25\text{ mm}$. Tác giả phải sử dụng dịch chỉnh góc và dịch chỉnh chiều cao với tổng hệ số $x_t = 0{,}73$ ($x_1 = 0{,}13; x_2 = 0{,}60$) để nâng khoảng cách trục cấp chậm lên đúng $163\text{ mm}$, trùng khớp với khoảng cách trục cấp nhanh.

2. Động cơ điện nào được lựa chọn và căn cứ lựa chọn là gì? Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha 4A100S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 3\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n_{đb} = 1500\text{ vg/ph}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1420\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 82%$. Căn cứ lựa chọn gồm: công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết ($3\text{ kW} \ge 2{,}308\text{ kW}$), vận tốc quay gần với vận tốc sơ bộ ($1420 \approx 1080\text{ vg/ph}$), và khả năng quá tải khởi động thỏa mãn điều kiện làm việc ($T_k/T_{dn} = 2 > T_{max}/T = 1{,}4$).

3. Tại sao góc nghiêng răng $\beta$ ở bộ truyền cấp nhanh lại được xác định là $19{,}4^\circ$? Ban đầu tác giả chọn sơ bộ góc nghiêng $\beta = 15^\circ$ để xác định sơ bộ số răng $z_1 = 21, z_2 = 102$. Để đảm bảo chính xác khoảng cách trục $a_w = 163\text{ mm}$ với môđun pháp tiêu chuẩn $m = 2{,}5\text{ mm}$ mà không cần dịch chỉnh, góc nghiêng răng được tính toán lại theo công thức hình học $\cos\beta = \frac{m(z_1+z_2)}{2a_w} = \frac{2{,}5(21+102)}{2 \times 163} = 0{,}94325$, từ đó suy ra góc nghiêng chính xác $\beta = 19{,}4^\circ$.

4. Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh lên trục I gồm những thành phần nào? Lực tác dụng lên trục I từ cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh gồm 3 thành phần: Lực vòng $F_{t1} = 1229{,}36\text{ N}$ (gây mômen xoắn), Lực hướng tâm $F_{r1} = 502{,}93\text{ N}$ (gây uốn trục trong mặt phẳng đứng), và Lực dọc trục $F_{a1} = 432{,}93\text{ N}$ (tạo mômen uốn phụ tập trung $M_{Fa1} = 12057\text{ Nmm}$ và lực dọc trục). Ngoài ra trục I còn chịu lực hướng tâm từ khớp nối đàn hồi $F_x = 150\text{ N}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền ngoài bánh răng trụ răng thẳng như thế nào? Bộ truyền ngoài có khoảng cách trục $a_w = 272\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 108{,}8\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán sinh ra trong quá trình ăn khớp đạt $\sigma_H = 457{,}73\text{ MPa}$, nhỏ hơn hoặc bằng ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]' = 457{,}73\text{ MPa}$. Khi kiểm tra quá tải đột ngột với hệ số $K_{qt} = 1{,}4$, ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{Hmax} = 541{,}6\text{ MPa}$, thấp hơn giới hạn tiếp xúc quá tải cho phép $[\sigma_H]_{max} = 1260\text{ MPa}$, đảm bảo bộ truyền làm việc an toàn, không bị tróc rỗ bề mặt.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động xích tải" của sinh viên Đặng Xuân Long là công trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, thể hiện phương pháp tính toán chi tiết từ khâu xác định động học, động lực học đến thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền mỏi các chi tiết máy. Đề tài giải quyết triệt để yêu cầu công nghệ đặt ra với sai số vận tốc xích tải chỉ $0{,}025%$ và xử lý thành công tính đồng trục của hộp giảm tốc hai cấp thông qua phương pháp dịch chỉnh bánh răng. Đây là tài liệu mẫu mực phục vụ nghiên cứu, học tập và ứng dụng thực tiễn trong lĩnh vực thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.