Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật

Trong lĩnh vực cơ khí chế tạo máy, việc tính toán và phát triển các hệ thống truyền động là một trong những nhiệm vụ kỹ thuật nền tảng, quyết định trực tiếp đến hiệu suất vận hành, độ tin cậy và tuổi thọ của các thiết bị công nghiệp. Hộp giảm tốc kết hợp cùng các bộ truyền ngoài đóng vai trò biến đổi mômen xoắn và vận tốc góc từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (băng tải, xích tải, cơ cấu nâng hạ).

Đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Mã đề: D2) được thực hiện trong khuôn khổ học phần Đồ án Chi tiết máy (Mã học phần: ME3232) tại Trường Cơ khí – Đại học Bách Khoa Hà Nội. Công trình do nhóm sinh viên Trần Đức Mạnh và Phạm Văn Khương thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Hải Sơn (thời gian hoàn thành: Tháng 5/2023).

Hệ thống dẫn động được thiết kế nhằm đáp ứng các thông số vận hành kỹ thuật cho trước trên trục tang dẫn của băng tải, bao gồm:

  1. Lực kéo băng tải: $F = 2525\text{ N}$.
  2. Vận tốc băng tải: $v = 0{,}97\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 160\text{ mm}$.
  4. Thời hạn phục vụ danh định: $L_h = 19000\text{ giờ}$.
  5. Chế độ làm việc: $s_{oca} = 3\text{ ca/ngày}$.
  6. Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài: $\alpha = 60^\circ$.
  7. Đặc tính tải trọng làm việc: Tải êm, quay một chiều.

Khối lượng và phạm vi thực hiện của đồ án bao gồm:

  • 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết toàn bộ hệ thống động lực, động học, kết cấu chi tiết máy và vỏ hộp.
  • 01 bản vẽ lắp tổng thể hộp giảm tốc khổ A0.
  • 01 bộ bản vẽ chế tạo chi tiết cho cụm trục I và cụm trục II (khổ A3 hoặc A4 đóng kèm thuyết minh).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống phương pháp và cơ sở lý thuyết được áp dụng trong đồ án dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và tài liệu chuyên ngành:

  • Tài liệu tham khảo chuyên ngành: Quy trình tính toán động học, phân phối tỷ số truyền, thiết kế trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp bám sát theo giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 và Tập 2" của nhóm tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
  • Tiêu chuẩn thiết kế bánh răng: Tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996 áp dụng cho việc tính toán hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ($S_H \ge 1{,}10 \div 1{,}15$) và độ bền uốn ($S_F \ge 1{,}3$) của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
  • Ứng dụng công cụ CAD/CAE:
    • Autodesk Inventor: Sử dụng mô-đun Design Accelerator để tự động hóa quá trình tối ưu hóa thông số bộ truyền đai thang, kiểm nghiệm ứng suất bánh răng côn theo tiêu chuẩn ISO và mô hình hóa hình học 3D của các cụm chi tiết.
    • AutoCAD: Sử dụng để xây dựng bản vẽ kết cấu lắp ráp tổng thể hộp giảm tốc và các bản vẽ chế tạo cơ khí 2D theo đúng quy chuẩn dung sai, lắp ghép kỹ thuật.
  • Phương pháp tính toán cơ học giải tích:
    • Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học không gian trên hai mặt phẳng tọa độ $Oxy$ và $Oxz$ để giải hệ phản lực tại các gối tựa ổ lăn.
    • Xây dựng biểu đồ phân bố mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$) dọc theo chiều dài các trục.
    • Kiểm nghiệm trục theo chỉ tiêu độ bền mỏi dao động chu kỳ đối xứng dựa trên hệ số an toàn tổng hợp $[s]$.
    • Đánh giá khả năng làm việc của ổ lăn theo tuổi thọ danh định ($L$), khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$).

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Cấu trúc tổng thể của hệ dẫn động băng tải được tổ hợp theo sơ đồ nối tiếp gồm các khối chức năng chính:

[Động cơ điện 3K132S6] ---> (Bộ truyền đai thang) ---> [Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp] ---> (Khớp nối trục đàn hồi) ---> [Tang dẫn băng tải]

Bố trí động học và kết cấu hệ thống

  1. Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto lồng sóc ký hiệu 3K132S6 có công suất định mức $P_{đc} = 3\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 945\text{ vòng/phút}$.
  2. Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang tiết diện A với tỷ số truyền $u_đ = 2{,}24$, làm nhiệm vụ giảm tốc sơ bộ và giảm tải trọng động truyền từ động cơ vào hộp giảm tốc.
  3. Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng một cấp có tỷ số truyền $u_{br} = 3{,}64$, đóng vai trò truyền chuyển động quay giữa hai trục giao nhau vuông góc ($90^\circ$).
  4. Nối trục ra: Khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết giữa trục ra của hộp giảm tốc (trục II) với trục tang dẫn băng tải, có khả năng bù sai lệch tâm trục và giảm chấn.
  5. Cơ cấu công tác: Tang dẫn băng tải đường kính $D = 160\text{ mm}$ quay với tốc độ $n_{ct} = 115{,}9\text{ vòng/phút}$, tạo lực kéo $F = 2525\text{ N}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học (Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền)

Nội dung chương 1 xác định công suất tiêu hao và phân phối động học cho toàn bộ hệ thống:

  • Công suất làm việc trên trục công tác: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2525 \cdot 0{,}97}{1000} = 2{,}45\text{ kW}$$
  • Hiệu suất tổng thể của hệ thống: $$\eta = \eta_{br} \cdot \eta_đ \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_k = 0{,}97 \cdot 0{,}96 \cdot (0{,}99)^4 \cdot 1{,}0 \approx 0{,}90$$ (Trong đó: $\eta_{br} = 0{,}97$; $\eta_đ = 0{,}96$; $\eta_{ol} = 0{,}99$ cho 4 cặp ổ lăn; $\eta_k = 1{,}0$).
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{2{,}45}{0{,}90} = 2{,}72\text{ kW}$$
  • Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}97}{\pi \cdot 160} \approx 115{,}8\text{ vòng/phút}$$
  • Chọn động cơ: Động cơ 3K132S6 thỏa mãn $P_{đc} = 3\text{ kW} \ge P_{yc} = 2{,}72\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 945\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}76$, hiệu suất $\eta = 81%$, tỷ số dòng khởi động $I_{kđ}/I_{đm} = 6{,}0$, tỷ số mômen mở máy $M_{max}/M_{đm} = 2{,}2$, khối lượng $59\text{ kg}$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_{ch} = \frac{945}{115{,}9} = 8{,}16$; chọn tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 2{,}24$, suy ra tỷ số truyền bộ truyền bánh răng $u_{br} = \frac{8{,}16}{2{,}24} = 3{,}64$.
Thông số động học Trục Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trục ra) Trục Công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 2{,}24$ $u_{br} = 3{,}64$ $u_k = 1{,}0$
Số vòng quay ($n$, v/ph) 945 421,87 115,9 115,9
Công suất ($P$, kW) 2,72 2,57 2,47 2,45
Mômen xoắn ($T$, Nmm) 27285,71 58177,87 203524,59 201876,62

Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai thang được thiết kế đặt ngoài hộp giảm tốc, nối giữa trục động cơ và trục I:

  • Thông số kỹ thuật yêu cầu: Công suất trục dẫn $P_1 = 2{,}72\text{ kW}$, số vòng quay $n_1 = 945\text{ v/ph}$, tỷ số truyền $u = 2{,}24$, góc nghiêng đường nối tâm $\alpha = 60^\circ$.
  • Kết quả tính toán và tối ưu bằng Inventor:
    • Tiết diện đai: Loại A kích thước $13 \times 1500$.
    • Số lượng dây đai: $Z_đ = 3$ đai.
    • Chiều dài đai: $L = 1530\text{ mm}$.
    • Đường kính bánh đai dẫn ($d_1$): $125\text{ mm}$; đường kính bánh đai bị dẫn ($d_2$): $280\text{ mm}$.
    • Tỷ số truyền thực tế: $u_t = 2{,}278$ (sai lệch $\Delta u = 1{,}7%$ so với yêu cầu).
    • Khoảng cách trục chính xác: $a = 440{,}072\text{ mm}$.
    • Góc ôm đai trên bánh nhỏ: $\alpha_1 = 159{,}71^\circ \ge 120^\circ$.
    • Lực căng ban đầu: $F_t = 130{,}56\text{ N}$; lực tác dụng lên trục I: $F_r = 775{,}01\text{ N}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng nằm trong hộp giảm tốc, thực hiện truyền lực giữa hai trục vuông góc:

  • Tiêu chuẩn thiết kế: ISO 6336:1996 với thời hạn phục vụ $L_h = 19000\text{ giờ}$.
  • Thông số hình học và chế tạo:
    • Số răng bánh dẫn và bánh bị dẫn: $z_1 = 22$, $z_2 = 80$.
    • Mô đun pháp vòng ngoài: $m_{ne} = 4\text{ mm}$.
    • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 165{,}94\text{ mm}$; chiều rộng vành răng: $b = 40\text{ mm}$.
    • Góc côn chia: $\delta_1 = 15{,}38^\circ$, $\delta_2 = 74{,}62^\circ$.
    • Hệ số dịch chỉnh chiều cao: $x_1 = 0{,}38$, $x_2 = -0{,}38$.
    • Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 88\text{ mm}$, $d_{e2} = 320\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng ngoài: $d_{ae1} = 98{,}66\text{ mm}$, $d_{ae2} = 321{,}31\text{ mm}$.
    • Sai lệch tỷ số truyền thực tế: $\Delta u = 0{,}27%$.
  • Lực ăn khớp tác dụng lên bộ truyền:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 1503{,}32\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{a2} = 527{,}58\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{r2} = 145{,}08\text{ N}$.

Chương 4: Lực tác dụng và sơ đồ tính chung

Chương này xác định các tải trọng liên kết ngoài và kích thước không gian trục:

  • Tính chọn khớp nối: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối trục II với trục tang dẫn. Với $T_{II} = 203524\text{ Nmm}$, hệ số làm việc $k = 1{,}2$, mômen tính toán $T_t = 244{,}23\text{ Nm} \le [T_{kn}] = 250\text{ Nm}$. Đường kính yêu cầu $d_t = 32{,}27\text{ mm} \le d_{kn}^{cf} = 36\text{ mm}$.
    • Thông số khớp nối: Số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$, chiều dài đoạn công-xôn chốt $l_1 = 34\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất dập sinh ra trên vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$; ứng suất uốn chốt $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$.
    • Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục II: $F_k = 775{,}33\text{ N}$.
  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 60\text{ MPa}$.
  • Kích thước định vị dọc trục:
    • Chiều dài moay-ơ bánh đai: $l_{m12} = 36\text{ mm}$.
    • Chiều dài moay-ơ bánh răng côn: $l_{m23} = 48\text{ mm}$.
    • Chiều dài moay-ơ nửa khớp nối: $l_{m22} = l_{m24} = 80\text{ mm}$.
    • Khoảng cách khe hở kết cấu: $k_1 = 10\text{ mm}$ (chi tiết quay đến thành trong hộp), $k_2 = 10\text{ mm}$ (mặt mút ổ đến thành trong hộp), $k_3 = 10\text{ mm}$ (mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ), chiều cao nắp ổ $h_n = 20\text{ mm}$. Khoảng chìa công-xôn trục II: $l_{21} = 227\text{ mm}$.

Chương 5: Thiết kế trục, then, ổ lăn cho cụm trục I

  • Phản lực gối đỡ và nội lực:
    • Phản lực tại gối tựa 0: $F_{x10} = 1221{,}04\text{ N}$; $F_{y10} = 412{,}99\text{ N}$.
    • Phản lực tại gối tựa 1: $F_{x11} = 2053{,}18\text{ N}$; $F_{y11} = 502{,}09\text{ N}$.
  • Xác định đường kính trục I:
    • Tiết diện lắp bánh đai (tiết diện 2): chọn $d_2 = 28\text{ mm}$.
    • Tiết diện gối đỡ ổ lăn (tiết diện 0 và 1): chọn $d_0 = d_1 = 30\text{ mm}$.
    • Tiết diện lắp bánh răng côn (tiết diện 3): chọn $d_3 = 28\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Then bằng tiết diện $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$.
    • Vị trí lắp bánh răng côn ($l_{t3} = 30\text{ mm}$): ứng suất cắt $\tau_c = 17{,}31\text{ MPa} < [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
    • Vị trí lắp bánh đai ($l_{t2} = 32\text{ mm}$): ứng suất cắt $\tau_c = 16{,}23\text{ MPa} < [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I: Giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 261{,}6\text{ MPa}$, xoắn đối xứng $\tau_{-1} = 151{,}73\text{ MPa}$.
    • Hệ số an toàn tại tiết diện lắp bánh đai: $s_2 = 10{,}81 \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
    • Hệ số an toàn tại gối ổ lăn: $s_{ol} = 4{,}14 \ge [s]$.
    • Hệ số an toàn tại tiết diện bánh răng côn: $s_3 = 9{,}95 \ge [s]$.
  • Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục I: Do chịu lực hướng tâm kết hợp lực dọc trục $F_{a1} = 145{,}08\text{ N}$, lựa chọn cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 7206 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 16\text{ mm}, \alpha = 13{,}67^\circ$, khả năng tải động danh định $C = 29{,}80\text{ kN}$, tải tĩnh danh định $C_0 = 22{,}30\text{ kN}$).
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = 13{,}48\text{ kN} < C = 29{,}80\text{ kN}$.
    • Tải trọng tĩnh tương đương: $Q_t = 1{,}63\text{ kN} < C_0 = 22{,}30\text{ kN}$.

Chương 6: Thiết kế trục, then, ổ lăn cho cụm trục II

  • Phân tích tải trọng và phản lực gối đỡ: Xét trường hợp lực khớp nối $F_k$ cùng chiều với lực vòng bánh răng $F_{t2}$ (trường hợp chịu tải nặng nhất):
    • Phản lực tại gối tựa 0: $R_{x0} = 2066{,}95\text{ N}$; $R_{y0} = 424{,}83\text{ N}$.
    • Phản lực tại gối tựa 1: $R_{x1} = 4345{,}60\text{ N}$; $R_{y1} = 279{,}75\text{ N}$.
  • Xác định đường kính trục II:
    • Đoạn lắp khớp nối (tiết diện 2): chọn $d_2 = 34\text{ mm}$.
    • Đoạn lắp gối đỡ ổ lăn (tiết diện 0 và 1): chọn $d_0 = d_1 = 35\text{ mm}$.
    • Đoạn lắp bánh răng côn bị dẫn (tiết diện 3): chọn $d_3 = 40\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng trục II:
    • Vị trí lắp khớp nối: Then bằng $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l_{t2} = 65\text{ mm}$, ứng suất cắt $\tau_c = 18{,}41\text{ MPa} < [\tau_c] = 45\text{ MPa}$.
    • Vị trí lắp bánh răng: Then bằng $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, $l_{t3} = 36\text{ mm}$, ứng suất cắt $\tau_c = 23{,}55\text{ MPa} < [\tau_c] = 45\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II:
    • Hệ số an toàn tại tiết diện khớp nối: $s_2 = 5{,}32 \ge [s]$.
    • Hệ số an toàn tại gối đỡ ổ lăn: $s_{ol} = 5{,}49 \ge [s]$.
    • Hệ số an toàn tại tiết diện lắp bánh răng: $s_3 = 4{,}47 \ge [s]$.
  • Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II: Chọn cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 7207 ($d = 35\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, \alpha = 13{,}83^\circ$, $C = 35{,}20\text{ kN}, C_0 = 26{,}30\text{ kN}$).
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = 18{,}8\text{ kN} < C = 35{,}20\text{ kN}$.
    • Tải trọng tĩnh tương đương: $Q_t = 3{,}37\text{ kN} < C_0 = 26{,}30\text{ kN}$.

Chương 7: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết khác

  • Vật liệu chế tạo: Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng Gang xám GX15-32, đảm bảo độ cứng vững cao và khả năng dập tắt dao động rung tốt. Bề mặt phân chia nắp hộp và thân hộp đi qua tâm các trục.
  • Kích thước phần tử vỏ hộp:
    • Chiều dày thân hộp $\delta$ và nắp hộp $e$: chọn $e = 9\text{ mm}$.
    • Đường kính bu lông nền: chọn $d_1 = 12\text{ mm}$.
    • Đường kính bu lông ghép nắp và thân: chọn $d_2 = 12\text{ mm}$.
    • Đường kính bu lông nắp ổ: chọn $d_4 = 8\text{ mm}$.
    • Đường kính vít ghép nắp cửa thăm: chọn $d_5 = 8\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trợ: Thiết kế gân tăng cứng, bu lông vòng vận chuyển, chốt định vị côn cố định vị trí tương đối giữa thân và nắp, nút thông hơi trên nắp cửa thăm và mắt kiểm tra mức dầu.

Chương 8: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai

  • Quy chuẩn dung sai và lắp ghép:
    • Lắp ghép vòng trong ổ lăn lên trục theo chế độ lắp có độ dôi nhẹ (kiểu $k6$).
    • Lắp ghép bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối lên trục sử dụng mối ghép then bằng kết hợp dung sai lắp ghép tiêu chuẩn nhằm định vị đồng tâm và truyền mômen xoắn.
  • Bôi trơn hộp giảm tốc:
    • Bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng côn trong vỏ hộp bằng dầu công nghiệp chuyên dụng, đảm bảo thể tích ngập răng phù hợp để tản nhiệt và chống mòn.
    • Bôi trơn mỡ định kỳ cho các cụm ổ đũa côn, có phớt chắn dầu ngăn cách khoang ổ với khoang chứa dầu bánh răng.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Tổng hợp thông số kỹ thuật cốt lõi

Hạng mục cụm chi tiết Quy cách kỹ thuật đã thiết kế Trạng thái kiểm nghiệm
Động cơ điện Ký hiệu 3K132S6 ($3\text{ kW}$, $945\text{ v/ph}$) Đạt ($P_{đc} > P_{yc}$)
Bộ truyền đai ngoài Đai thang loại A, $Z_đ = 3$ đai, $L = 1530\text{ mm}, u_đ = 2{,}24$ Đạt ($\Delta u = 1{,}7%$)
Bộ truyền bánh răng côn Răng thẳng ISO 6336:1996 ($z_1 = 22, z_2 = 80, m_{ne} = 4\text{ mm}$) Đạt ($\Delta u = 0{,}27%$)
Trục I Thép 45 tôi cải thiện, các đoạn $\varnothing 28 - \varnothing 30 - \varnothing 28\text{ mm}$ Đạt độ bền mỏi ($s \ge 4{,}14$)
Trục II Thép 45 tôi cải thiện, các đoạn $\varnothing 34 - \varnothing 35 - \varnothing 40\text{ mm}$ Đạt độ bền mỏi ($s \ge 4{,}47$)
Ổ lăn Trục I Cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 7206 ($d = 30\text{ mm}$) Đạt tải động & tĩnh
Ổ lăn Trục II Cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 7207 ($d = 35\text{ mm}$) Đạt tải động & tĩnh
Khớp nối trục ra Nối trục vòng đàn hồi ($T_{kn} = 250\text{ Nm}, 6\text{ chốt } \varnothing 14\text{ mm}$) Đạt bền dập & uốn
Vỏ hộp giảm tốc Gang xám GX15-32 đúc Đạt độ cứng vững

Đóng góp thực tiễn của công trình

  • Hoàn thiện trọn vẹn quy trình tính toán thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí công nghiệp hoàn chỉnh từ thông số đầu vào thực tế đến bản vẽ chế tạo cơ khí.
  • Ứng dụng thành công phần mềm Autodesk Inventor hỗ trợ kiểm nghiệm các chỉ tiêu tiếp xúc, uốn của bánh răng theo tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996, kết hợp trực quan hóa mô hình hình học 3D giúp nâng cao độ chính xác và giảm thiểu sai sót so với phương pháp tra bảng thủ công hoàn toàn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu mở rộng

  • Hạn chế: Bản thiết kế được xây dựng dựa trên chế độ tải trọng tĩnh, làm việc êm và quay một chiều ổn định; chưa tính toán đến các tình huống dao động tải ngẫu nhiên biên độ lớn, quá tải đột ngột khi khởi động có tải nặng hoặc chế độ làm việc đảo chiều.
  • Hướng mở rộng:
    • Khảo sát tối ưu hóa đa mục tiêu kết cấu vỏ hộp và hệ trục bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.
    • Mô phỏng nhiệt động lực học quá trình sinh nhiệt và tản nhiệt của dầu bôi trơn khi hệ thống vận hành liên tục 3 ca/ngày trong điều kiện môi trường công nghiệp thực tế.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh và hồ sơ thiết kế đồ án có giá trị tham khảo kỹ thuật cao cho:

  1. Sinh viên chuyên ngành Cơ khí: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy sử dụng làm tài liệu mẫu hoàn chỉnh trong quá trình thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  2. Kỹ sư thiết kế máy: Cung cấp trình tự các bước tính toán kết cấu trục chịu tải phức tạp (uốn, xoắn kết hợp lực dọc trục do bánh răng nón sinh ra), quy trình kiểm nghiệm ổ đũa côn và cách ứng dụng mô-đun thiết kế cơ khí trên Autodesk Inventor.

Câu hỏi thường gặp

1. Hệ thống dẫn động sử dụng loại động cơ điện nào và vì sao được chọn?

Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ rôto lồng sóc 3K132S6 với công suất định mức $3\text{ kW}$ và tốc độ quay $945\text{ vòng/phút}$. Động cơ này được lựa chọn vì có công suất định mức lớn hơn công suất yêu cầu trên trục động cơ ($P_{yc} = 2{,}72\text{ kW}$) và số vòng quay đồng bộ ($1000\text{ v/ph}$) phù hợp với dải tỷ số truyền sơ bộ hợp lý của hệ dẫn động ($u_{sb} = 7 \div 12$).

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân chia như thế nào?

Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 8{,}16$. Giá trị này được phân phối gồm: bộ truyền ngoài đai thang giảm tốc với $u_đ = 2{,}24$ và bộ truyền bánh răng côn trong hộp giảm tốc với $u_{br} = 3{,}64$. Tỷ số truyền của khớp nối trục ra bằng $u_k = 1{,}0$.

3. Bộ truyền bánh răng côn trong hộp giảm tốc có những thông số hình học chính nào?

Bộ truyền là loại bánh răng côn răng thẳng thiết kế theo tiêu chuẩn ISO 6336:1996 với số răng bánh nhỏ $z_1 = 22$, bánh lớn $z_2 = 80$, mô đun pháp ngoài $m_{ne} = 4\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 40\text{ mm}$, chiều dài côn ngoài $R_e = 165{,}94\text{ mm}$, góc côn chia lần lượt là $\delta_1 = 15{,}38^\circ$ và $\delta_2 = 74{,}62^\circ$, hệ số dịch chỉnh chiều cao răng $x_1 = 0{,}38$ và $x_2 = -0{,}38$.

4. Kích thước đường kính trục được chuẩn hóa cụ thể ra sao?

  • Trục I: Đoạn lắp bánh đai $d_2 = 28\text{ mm}$, các đoạn ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 30\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn $d_3 = 28\text{ mm}$.
  • Trục II: Đoạn lắp khớp nối $d_2 = 34\text{ mm}$, các đoạn ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn bị dẫn $d_3 = 40\text{ mm}$.

5. Loại ổ lăn nào được sử dụng cho cả hai trục của hộp giảm tốc và tại sao?

Cả hai trục đều sử dụng ổ đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ (ký hiệu 7206 cho trục I với đường kính trong $d = 30\text{ mm}$, và ký hiệu 7207 cho trục II với đường kính trong $d = 35\text{ mm}$). Ổ đũa côn được chọn vì bộ truyền bánh răng côn khi ăn khớp sinh ra đồng thời lực hướng tâm lớn và lực dọc trục ($F_{a1} = 145{,}08\text{ N}, F_{a2} = 527{,}58\text{ N}$), đòi hỏi ổ đỡ phải có độ cứng vững cao và khả năng chịu tải hỗn hợp uốn - dọc trục tốt.

Kết luận

Đồ án Chi tiết máy ME3232 đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" đã giải quyết đầy đủ và nhất quán toàn bộ nhiệm vụ tính toán động học, thiết kế động lực và kết cấu cơ khí cho hệ dẫn động công suất $2{,}45\text{ kW}$. Tất cả các bộ phận truyền động (đai thang, bánh răng côn), các cụm trục, then, ổ đũa côn và khớp nối đàn hồi đều được kiểm nghiệm thỏa mãn nghiêm ngặt các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, độ bền tĩnh và độ bền mỏi dao động. Công trình là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết cơ sở thiết kế máy truyền thống và công cụ thiết kế hỗ trợ máy tính hiện đại (Autodesk Inventor, AutoCAD), tạo nên một tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh và có độ tin cậy cao.