Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tài liệu là thuyết minh kỹ thuật đồ án môn học "Chi tiết máy" thuộc Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM. Đồ án do sinh viên Bùi Minh Hoàng (Lớp CK10CTM3, MSSV 21001084) thực hiện theo Đề số 2, Phương án 3, với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải".

Hệ thống băng tải là thiết bị vận chuyển vật liệu liên tục được sử dụng rộng rãi trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp. Để vận hành hệ thống này, bộ phận dẫn động cơ khí cần đảm bảo khả năng truyền mô-men xoắn ổn định, giảm tốc độ quay từ động cơ điện đến trục tang dẫn của băng tải, đồng thời chịu được tải trọng thay đổi theo chu kỳ và va đập nhẹ trong suốt vòng đời làm việc quy định.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án bao gồm các nội dung kỹ thuật:

  1. Tính toán chọn công suất, số vòng quay của động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài là bộ truyền xích ống con lăn.
  3. Thiết kế chi tiết bộ truyền trong hộp giảm tốc là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp.
  4. Tính toán kết cấu, phân tích lực, vẽ biểu đồ nội lực, xác định đường kính các đoạn trục, chọn then bằng và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I và trục II.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các cặp ổ lăn đỡ trục trong hộp giảm tốc.

Phạm vi và số liệu thiết kế ban đầu theo phương án 3:

  • Lực vòng tác dụng trên băng tải: $F = 3000\text{ N}$.
  • Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 3.55\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 500\text{ mm}$.
  • Thời gian phục vụ của hệ thống: $L = 4\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ; tổng thời gian làm việc là $19.200\text{ giờ}$).
  • Chế độ làm việc: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, chế độ tải thay đổi theo chu kỳ gồm hai giai đoạn: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 30\text{ s}$ và $T_2 = 0.7T$ trong thời gian $t_2 = 36\text{ s}$.
  • Sai số cho phép về số vòng quay của trục máy công tác so với yêu cầu: $\le 5%$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Nội dung tính toán trong đồ án được xây dựng trên nền tảng lý thuyết cơ học máy, sức bền vật liệu và tiêu chuẩn tính toán chi tiết máy:

  • Tài liệu tham khảo chính: Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc và sổ tay tra cứu "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2)" của các tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
  • Tiêu chuẩn áp dụng: Tiêu chuẩn Việt Nam về mối ghép then bằng TCVN 2261-77; tiêu chuẩn chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A; tiêu chuẩn kích thước và khả năng tải của ổ lăn; catalogue thông số khớp nối đàn hồi trục của hãng Flexible.

Phương pháp tính toán và thiết kế kỹ thuật:

  • Phương pháp cân bằng công suất và tải trọng tương đương: Tính toán công suất làm việc trên trục công tác, quy đổi công suất tương đương dựa trên chế độ tải trọng bậc và thời gian duy trì tải, từ đó xác định công suất cần thiết trên trục động cơ qua chuỗi hiệu suất truyền động.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền: Xác định kích thước hình học bộ truyền bánh răng nghiêng và bộ truyền xích dựa trên chỉ tiêu độ bền tiếp xúc mặt răng/con lăn và kiểm nghiệm lại theo ứng suất uốn cho phép tại chân răng/mắt xích.
  • Phương pháp dầm tương đương trong sức bền vật liệu: Tách các trục thành mô hình dầm tĩnh định chịu lực không gian, phân tích lực ăn khớp và lực nối trục thành các thành phần trong hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $YOZ$ và mặt phẳng ngang $XOZ$), lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối tựa và vẽ biểu đồ nội lực mô-men uốn $M_x, M_y$ cùng mô-men xoắn $T$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Tính toán đường kính trục theo mô-men tương đương, sau đó kiểm tra hệ số an toàn mỏi $s$ có xét đến hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và trạng thái bề mặt; kiểm nghiệm mối ghép then theo ứng suất dập $\sigma_d$ và ứng suất cắt $\tau_c$.
  • Phương pháp tính toán tuổi thọ ổ lăn: Xác định tải trọng quy ước tương đương dựa trên tỷ số lực dọc trục và lực hướng tâm, kiểm nghiệm khả năng tải động $C$ theo triệu vòng quay và kiểm tra tải tĩnh $C_0$.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động băng tải trong đồ án được bố trí theo chuỗi truyền động cơ khí liên tục gồm 5 cụm chi tiết chính:

  1. Động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A160S6Y3.
  2. Nối trục vòng đàn hồi FBC2 liên kết trục động cơ với trục vào hộp giảm tốc.
  3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp (tỷ số truyền $u_r = 3.5$).
  4. Bộ truyền xích ống con lăn một dãy ngoài hộp (tỷ số truyền $u_x = 2.037$).
  5. Bộ phận công tác gồm trục tang dẫn và băng tải vận chuyển.
Vị trí trục Tên gọi trục Công suất $P$ (kW) Tỷ số truyền $u$ Số vòng quay $n$ (vg/ph) Mô-men xoắn $T$ (N.mm)
Trục ĐC Trục động cơ điện 12,171 1,000 970,00 119.827,89
Trục 1 Trục nhanh HGT (Trục I) 12,171 1,000 970,00 119.827,89
Trục 2 Trục chậm HGT (Trục II) 11,567 3,500 277,14 398.588,62
Trục 3 Trục tang dẫn băng tải 10,650 2,037 136,00 747.500,00

Nội dung chính theo từng chương

Bài tập lớn số 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Nội dung phần này thực hiện các bước tính toán động lực học cơ bản để lựa chọn động cơ và xác định thông số làm việc trên từng trục:

  • Công suất tác dụng trên trục công tác: $P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3000 \cdot 3.55}{1000} = 10.65\text{ kW}$.
  • Công suất tương đương theo chu kỳ tải: $P_{td} = 0.8496 \cdot P_{max} = 0.8496 \cdot 10.65\text{ kW}$.
  • Hiệu suất chung của hệ thống: tích hiệu suất khớp nối đàn hồi ($\eta_k = 0.96$), hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, bộ truyền xích và các cặp ổ lăn.
  • Công suất cần thiết của động cơ: $P_{ctt} = 10.44\text{ kW}$.
  • Số vòng quay của trục công tác: $n_{ct} = \frac{60.000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60.000 \cdot 3.55}{\pi \cdot 500} = 135.6\text{ vg/ph} \approx 136\text{ vg/ph}$.
  • Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u_{sb} = u_r \cdot u_x \cdot u_k = 3.5 \cdot 2.0 \cdot 1.0 = 7.0$.
  • Số vòng quay sơ bộ động cơ: $n_{sb} = n_{ct} \cdot u_{sb} = 136 \cdot 7 = 952\text{ vg/ph}$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ điện ba pha 4A160S6Y3 (tra Bảng P1.3 sách Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) có công suất định mức $P_{đc} = 11.0\text{ kW}$ và số vòng quay định mức $n_{đc} = 970\text{ vg/ph}$.
  • Xác định và phân phối tỷ số truyền thực tế: Tỷ số truyền chung $u_{ch} = \frac{970}{136} = 7.13$. Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp $u_r = 3.5$, tỷ số truyền khớp nối $u_k = 1.0$, suy ra tỷ số truyền bộ truyền xích $u_x = \frac{7.13}{3.5} = 2.037$.

Bài tập lớn số 2: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

Tính toán thiết kế bộ truyền xích đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, nối giữa trục II của hộp giảm tốc và trục tang dẫn:

  • Thông số đầu vào: Công suất truyền tải $P = 11.567\text{ kW}$, tỷ số truyền $u_x = 2.037$, số vòng quay đĩa xích dẫn $n_1 = 136\text{ vg/ph}$, mô-men xoắn $T = 398.588,62\text{ N.mm}$.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa xích dẫn chọn số răng lẻ $z_1 = 29 - 2 u_x = 24.926 \to$ chọn $z_1 = 25\text{ răng}$; đĩa xích bị dẫn $z_2 = z_1 \cdot 2.037 = 50.925 \to$ chọn $z_2 = 51\text{ răng}$ ($z_2 < z_{max} = 120$).
  • Hệ số điều kiện sử dụng xích: $K = K_r \cdot K_a \cdot K_0 \cdot K_{dc} \cdot K_b \cdot K_{lv} = 1.3 \cdot 1.0 \cdot 1.0 \cdot 1.0 \cdot 1.5 \cdot 1.12 = 2.184$.
  • Chọn loại xích: Xích con lăn một dãy ($K_x = 1$) có bước xích $p_c = 44.45\text{ mm}$.
  • Kiểm tra điều kiện số vòng quay tới hạn: Với $p_c = 44.45\text{ mm}$, số vòng quay giới hạn là $n_{th} = 400\text{ vg/ph}$, thỏa mãn điều kiện $n_1 = 136\text{ vg/ph} < n_{th}$.
  • Vận tốc trung bình của xích: $v = 2.52\text{ m/s}$.
  • Kiểm nghiệm bước xích theo áp suất tiếp xúc va đập: Áp suất sinh ra thỏa mãn giới hạn $[p] = 26\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a = 1778\text{ mm}$; số mắt xích tính toán $X = 120\text{ mắt}$; khoảng cách trục thực tế sau khi giảm để tránh xích bị quá căng là $a = 1692\text{ mm}$.
  • Tần số va đập của bản xích trong một giây: $u = 12\text{ lần/s} \le [u]$.
  • Kiểm nghiệm xích theo hệ số an toàn mỏi: Tải trọng phá hủy của xích $Q = 172.4\text{ kN} = 172.400\text{ N}$; lực vòng có ích $F_t = 4590.08\text{ N}$; lực tác dụng lên trục mang đĩa xích $F_{rx} = 5278.59\text{ N}$.

Bài tập lớn số 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tính toán thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài đặt trong vỏ hộp giảm tốc:

  • Số liệu ban đầu: Công suất $P_1 = 12.171\text{ kW}$, mô-men xoắn $T_1 = 119.827,89\text{ N.mm}$, $n_1 = 970\text{ vg/ph}$, $n_2 = 277.14\text{ vg/ph}$, $u = 3.5$, thời gian phục vụ 4 năm ($L_h = 19.200\text{ giờ}$).
  • Chọn vật liệu: Cả hai bánh răng dùng thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 \ge 250\text{ HB}$; bánh lớn có độ rắn $HB_2 \ge 235\text{ HB}$.
  • Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ được xác định dựa trên giới hạn mỏi tiếp xúc, hệ số tuổi thọ ($K_{HL} = 1.0$), hệ số an toàn $S_H = 1.1$ và $S_F = 1.75$.
  • Khoảng cách trục và môđun: Với hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0.4$ và hệ số phân bố tải $K_{H\beta} = 1.03$, khoảng cách trục tiêu chuẩn được chọn là $a_w = 160\text{ mm}$. Môđun pháp tiêu chuẩn chọn $m_n = 3\text{ mm}$.
  • Số răng và góc nghiêng răng: Bánh dẫn $z_1 = 23\text{ răng}$, bánh bị dẫn $z_2 = 81\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực tế $u = \frac{81}{23} = 3.522$); góc nghiêng của răng $\beta = 18.838^\circ$ ($18^\circ 50'$).
  • Kích thước hình học cơ bản:
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 70.77\text{ mm}$, $d_2 = 249.23\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 76.77\text{ mm}$, $d_{a2} = 255.23\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chân: $d_{f1} = 63.27\text{ mm}$, $d_{f2} = 241.73\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_1 = 70\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 64\text{ mm}$.
  • Cấp chính xác chế tạo: Chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng $v = 3.59\text{ m/s}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ và ứng suất uốn tại chân răng nguy hiểm $\sigma_F$ đều nhỏ hơn giá trị cho phép, đảm bảo bánh răng không bị tróc rỗ mặt răng và không bị gãy răng do mỏi.
  • Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 3386.4\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 1155.3\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1302.3\text{ N}$.

Bài tập lớn số 4: Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc

Phần này phân tích kết cấu cơ khí, tính toán nội lực và định kích thước chi tiết cho trục I và trục II:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép cacbon kết cấu C45 tôi cải thiện.
  • Tính toán trục I (Trục vào):
    • Chiều dài nhịp trục: Khoảng cách giữa hai gối ổ $l = 144\text{ mm}$, khoảng vươn công-xôn lắp khớp nối $f_1 = 97\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng ngoài: Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục $F_{rk} = 696.67\text{ N}$ (chiều ngược chiều lực vòng bánh răng); mô-men xoắn tính toán $T_t = 179.7\text{ N.m}$ với khớp nối đàn hồi Flexible FBC2 ($D_0 = 86\text{ mm}$, 4 chốt, $n_{max} = 5100\text{ vg/ph}$).
    • Đường kính các đoạn trục I: Tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng chọn $d_{12} = 36\text{ mm}$; hai ngõng trục lắp ổ lăn gối A và B chọn $d_{11} = d_{13} = 30\text{ mm}$; đoạn trục lắp nối trục chọn $d_{14} = 28\text{ mm}$.
    • Chọn then bằng (TCVN 2261-77): Tại vị trí lắp bánh răng chọn then hai đầu tròn $b \times h \times l = 10 \times 8 \times 50\text{ mm}$ ($l_1 = 40\text{ mm}$); tại vị trí lắp nối trục chọn then hai đầu tròn $b \times h \times l = 8 \times 7 \times 40\text{ mm}$ ($l_1 = 32\text{ mm}$). Cả hai then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
    • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I: Hệ số an toàn tổng hợp tại tiết diện lắp bánh răng $1-2$ đạt $s = 2.95 \ge [s] = 1.5 \div 2.5$; tại tiết diện gối tựa $1-3$ đạt $s = 4.2$.
  • Tính toán trục II (Trục ra):
    • Chiều dài nhịp trục: Khoảng cách giữa hai gối đỡ và đoạn vươn công-xôn lắp đĩa xích $f_2 = 62\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng ngoài: Lực kéo từ bộ truyền xích $F_{rx} = 5278.59\text{ N}$.
    • Đường kính các đoạn trục II: Tiết diện nguy hiểm tại gối đỡ ổ lăn A chọn $d_{22} = 50\text{ mm}$; đoạn trục lắp bánh răng nghiêng chọn $d_{23} = 56\text{ mm}$; đoạn công-xôn lắp đĩa xích chọn $d_{21} = 45\text{ mm}$; đoạn gối đỡ ổ B chọn $d_{24} = 50\text{ mm}$.
    • Chọn then bằng (TCVN 2261-77): Tại vị trí lắp bánh răng chọn then hai đầu tròn $b \times h \times l = 16 \times 10 \times 56\text{ mm}$ ($l_1 = 40\text{ mm}$); tại vị trí lắp đĩa xích chọn then hai đầu bằng $b \times h \times l = 14 \times 9 \times 56\text{ mm}$ ($l_1 = 56\text{ mm}$, việc dùng then hai đầu bằng nhằm tăng chiều dài làm việc, đáp ứng độ bền dập do tải lớn).
    • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II: Hệ số an toàn tại tiết diện $2-2$ đạt $s = 7.17$; tại tiết diện lắp bánh răng $2-3$ đạt $s = 6.82$, đảm bảo an toàn mỏi.

Bài tập lớn số 5: Thiết kế hai cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc

Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo tải trọng hướng tâm, lực dọc trục và thời gian phục vụ $19.200\text{ giờ}$:

  • Cặp ổ lăn trục I (Ngõng trục $d = 30\text{ mm}$, $n_1 = 970\text{ vg/ph}$):
    • Phản lực gối tựa: $R_{AX} = 2162.48\text{ N}, R_{AY} = 376.3\text{ N} \to F_{rA} = 2195.0\text{ N}$; $R_{BX} = 527.25\text{ N}, R_{BY} = 935.0\text{ N} \to F_{rB} = 1073.0\text{ N}$. Lực dọc trục do bánh răng nghiêng sinh ra là $F_{a1} = 1155.3\text{ N}$.
    • Do có lực dọc trục đáng kể, tác giả chọn loại ổ bi đỡ chặn một dãy (ký hiệu 46306 / 46X06) lắp theo sơ đồ chữ "O", góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$ ($e = 0.68$).
    • Kích thước ổ 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 $C_0 = 18.7\text{ kN}$.
    • Kiểm tra tải tĩnh: Tải trọng tĩnh tương đương lớn nhất $Q_{0Bmax} = 1.516\text{ kN} < C_0 = 18.7\text{ kN}$, đảm bảo điều kiện bền tĩnh và không bị biến dạng dư.
  • Cặp ổ lăn trục II (Ngõng trục $d = 50\text{ mm}$, $n_2 = 277.14\text{ vg/ph}$):
    • Phản lực gối tựa: $R_{AX} = 1693.2\text{ N}, R_{AY} = 9202.24\text{ N} \to F_{rA} = 9356.6\text{ N}$; $R_{BX} = 1693.2\text{ N}, R_{BY} = 2621.35\text{ N} \to F_{rB} = 3120.2\text{ N}$. Lực dọc trục $F_{a2} = 1155.3\text{ N}$.
    • Tác giả lựa chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung (mã hiệu 310) có $d = 50\text{ mm}$, $D = 110\text{ mm}$, $B = 27\text{ mm}$, $C = 48.5\text{ kN}$, $C_0 = 36.3\text{ kN}$.
    • Ổ lăn được kiểm nghiệm đạt yêu cầu về tuổi thọ tính toán và khả năng chịu tải động, tải tĩnh trong suốt 4 năm làm việc.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết bài toán thiết kế cơ khí cho hệ thống dẫn động băng tải công suất trung bình với kết quả định lượng cụ thể:

Cụm cơ khí Thông số kỹ thuật chính đã xác định
Động cơ điện Model 4A160S6Y3 ($P = 11.0\text{ kW}$, $n = 970\text{ vg/ph}$, hiệu suất làm việc phù hợp chế độ tải tương đương).
Hộp giảm tốc Bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp: $a_w = 160\text{ mm}, m_n = 3\text{ mm}, z_1 = 23, z_2 = 81, \beta = 18.838^\circ, b_1 = 70\text{ mm}, b_2 = 64\text{ mm}$.
Bộ truyền ngoài Xích ống con lăn 1 dãy: $p_c = 44.45\text{ mm}, z_1 = 25, z_2 = 51, a = 1692\text{ mm}, X = 120\text{ mắt xích}$.
Trục & Then Trục I ($d = 28 / 30 / 36\text{ mm}$, then $10\times8$ và $8\times7$); Trục II ($d = 45 / 50 / 56\text{ mm}$, then $16\times10$ và $14\times9$ hai đầu bằng).
Gối đỡ ổ lăn Trục I dùng ổ bi đỡ chặn 46306 ($d=30\text{ mm}$); Trục II dùng ổ bi đỡ một dãy 310 ($d=50\text{ mm}$).
Khớp nối Khớp nối đàn hồi hãng Flexible mã hiệu FBC2 ($D_0 = 86\text{ mm}$).

Các giải pháp kỹ thuật được đề xuất và thực hiện trong đồ án:

  • Sử dụng bánh răng nghiêng thay vì bánh răng thẳng giúp bộ truyền làm việc êm dịu, giảm tải trọng động và tăng chiều dài tiếp xúc mặt răng.
  • Sử dụng then hai đầu bằng cho vị trí lắp đĩa xích trên trục II để tối đa hóa chiều dài tiếp xúc làm việc ($l_1 = 56\text{ mm}$), khắc phục hiện tượng mất an toàn dập khi dùng then hai đầu tròn thông thường.
  • Bố trí ổ bi đỡ chặn sơ đồ chữ "O" trên trục I nhằm tăng độ cứng vững và tiếp nhận hiệu quả lực dọc trục $F_a = 1155.3\text{ N}$ do góc nghiêng bánh răng sinh ra.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Các phép tính trong tài liệu chủ yếu dựa trên phương pháp giải tích truyền thống và bảng tra sổ tay kỹ thuật; chưa tích hợp mô phỏng số kiểm tra trường ứng suất bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên thân trục và vỏ hộp. Phần tính toán truyền nhiệt và cân bằng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc chưa được trình bày chi tiết trong văn bản.
  • Hướng tiếp tục hoàn thiện: Triển khai thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc (độ dày thành hộp, gân tăng cứng, vị trí nắp thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu); tính toán kiểm nghiệm nhiệt độ dầu bôi trơn trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca; xây dựng bản vẽ lắp cụm hộp giảm tốc và bản vẽ chế tạo chi tiết trục, bánh răng trên phần mềm CAD.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là bản thuyết minh tính toán chi tiết, có giá trị tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Bài tập lớn Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc Đồ án Tốt nghiệp.
  • Người đọc có thể tham khảo trực tiếp các bảng tính phân phối tỷ số truyền, quy trình lựa chọn bước xích tiêu chuẩn, trình tự thiết kế trục chịu lực không gian và phương pháp chọn ổ lăn kết hợp giữa tải trọng hướng tâm và lực dọc trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A160S6Y3 (tra cứu theo sách của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển), có công suất định mức $P_{đc} = 11.0\text{ kW}$ và số vòng quay định mức $n_{đc} = 970\text{ vg/ph}$, đáp ứng công suất cần thiết tính toán là $10.44\text{ kW}$.

2. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào? Tổng tỷ số truyền của hệ thống là $u_{ch} = 7.13$. Tỷ số truyền được phân phối cho khớp nối trục đàn hồi $u_k = 1.0$, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp $u_r = 3.5$, và bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp $u_x = 2.037$.

3. Kích thước hình học cơ bản của cặp bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu? Bộ truyền bánh răng có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 18.838^\circ$. Bánh nhỏ có số răng $z_1 = 23$, đường kính vòng chia $d_1 = 70.77\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 70\text{ mm}$. Bánh lớn có số răng $z_2 = 81$, đường kính vòng chia $d_2 = 249.23\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_2 = 64\text{ mm}$.

4. Vì sao tại vị trí lắp đĩa xích trên trục II tác giả phải sử dụng then hai đầu bằng thay cho then hai đầu tròn? Do mô-men xoắn trên trục II rất lớn ($T_2 = 398.588,62\text{ N.mm}$) kết hợp với lực kéo đĩa xích ($F_{rx} = 5278.59\text{ N}$), tính toán ban đầu với then hai đầu tròn không đủ độ bền dập. Việc chuyển sang then hai đầu bằng cho phép tận dụng toàn bộ chiều dài then ($l_1 = l = 56\text{ mm}$ thay vì bị giảm trừ bán kính hai đầu tròn $l_1 = l - b = 40\text{ mm}$), từ đó tăng diện tích tiếp xúc chịu dập và thỏa mãn điều kiện bền theo TCVN 2261-77.

5. Các loại ổ lăn nào được sử dụng để đỡ trục I và trục II trong hộp giảm tốc? Trục I chịu lực dọc trục $F_{a1} = 1155.3\text{ N}$ nên sử dụng cặp ổ bi đỡ chặn một dãy mã hiệu 46306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$) lắp kiểu chữ "O" với góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$. Trục II sử dụng cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã hiệu 310 ($d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}$) có khả năng chịu lực hướng tâm lớn từ bộ truyền xích.

Kết luận

Bản thuyết minh đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật từ động học, động lực học đến kết cấu chi tiết máy theo đúng quy chuẩn thiết kế cơ khí. Toàn bộ các bộ phận truyền động gồm bộ truyền xích ống con lăn, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, hệ trục, mối ghép then và các cặp ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc, độ bền mỏi và tuổi thọ yêu cầu. Đây là tài liệu kỹ thuật có cấu trúc mạch lạc, số liệu tính toán đồng nhất, cung cấp nguồn dữ liệu tham khảo hữu ích cho công tác học tập và thiết kế máy công nghiệp.