Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đề tài thuộc đồ án môn học Nguyên lý - Chi tiết máy trong chương trình đào tạo ngành Kỹ thuật Cơ khí, do sinh viên Nguyễn Thế Thành (lớp CTMB_K4) thực hiện dưới sự hướng dẫn của cán bộ hướng dẫn Đậu Phi Hải. Nhiệm vụ trọng tâm của đề tài là tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động cơ khí cho thiết bị băng tải phục vụ sản xuất công nghiệp.
Bối cảnh kỹ thuật xuất phát từ đặc tính vận hành của máy công tác: băng tải làm việc với vận tốc chuyển động tịnh tiến $v = 1,32\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 420\text{ mm}$ và chịu lực kéo $P = 6350\text{ N}$. Vận tốc quay yêu cầu tại trục tang dẫn tương đối thấp: $$n_{\text{tang}} = \frac{60 \times 1000 \times v}{\pi \times D} = \frac{60 \times 1000 \times 1,32}{3,14 \times 420} \approx 60,0546\text{ vòng/phút}$$ Do sự chênh lệch lớn giữa tốc độ quay của động cơ điện tiêu chuẩn và trục tang băng tải, hệ thống đòi hỏi một tỷ số truyền chung lớn ($i_c \approx 48,62$). Chế độ tải trọng của hệ thống là tải trọng thay đổi theo chu kỳ: mômen mở máy $M_{\text{mm}} = 1,3M_1$ trong thời gian $t_{\text{mm}} = 3\text{ s}$, làm việc với mômen $M_1$ trong $t_1 = 4\text{ h}$ và mômen $M_2 = 0,6M_1$ trong $t_2 = 4\text{ h}$.
Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế cụ thể được xác định theo các bước:
- Xác định sơ đồ động học hệ thống truyền động và chọn loại động cơ điện phù hợp với công suất, chế độ tải trọng thay đổi.
- Phân phối tỷ số truyền chung cho bộ truyền ngoài và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc.
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm sức bền bộ truyền đai dẹt ngoài hộp.
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc, sức bền uốn, sức bền quá tải của bộ truyền bánh răng cấp nhanh (trụ răng thẳng) và cấp chậm (trụ răng nghiêng).
- Tính toán kết cấu các trục truyền động, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi và độ bền tĩnh; tính chọn mối ghép then và khớp nối trục vòng đàn hồi.
- Tính toán, lựa chọn các ổ lăn đỡ và đỡ chặn cho ba trục theo khả năng tải động và tuổi thọ yêu cầu.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định quy cách chi tiết tiêu chuẩn, chế độ bôi trơn và quy chuẩn dung sai lắp ghép.
Đối tượng nghiên cứu là trọn bộ hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp và khớp nối liên kết với trục máy công tác. Phạm vi tính toán bao gồm các phép tính động học, động lực học, độ bền mỏi và kết cấu cơ khí theo tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và công thức tính toán trong tài liệu dựa trên giáo trình "Thiết kế chi tiết máy" (sách TKCTM) và các tiêu chuẩn Nhà nước Việt Nam về cơ khí chế tạo máy (như TCVN 1489-74 về ổ lăn).
Phương pháp tính toán kỹ thuật được triển khai qua các bước:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ thông qua hiệu suất truyền động tổng $\eta = 0,807$ và hệ số tải trọng thay đổi $\beta = 0,825$. Phân phối tỷ số truyền cho cấp nhanh ($i_{\text{bt}} = 4,44$) và cấp chậm ($i_{\text{bn}} = 3,7$) nhằm tối ưu hóa điều kiện bôi trơn ngâm dầu các bánh răng trong cùng một vỏ hộp.
- Phương pháp tính toán sức bền truyền động:
- Tính toán bộ truyền đai dẹt theo ứng suất căng ban đầu $\sigma_0$, kiểm nghiệm vận tốc $v \le 25\text{ m/s}$ và xác định chiều rộng đai $b$ dựa trên công suất danh định cùng các hệ số hiệu chỉnh góc ôm, vận tốc, chế độ tải trọng.
- Tính toán bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn sức bền tiếp xúc bề mặt răng $[\sigma]_{\text{tx}}$ và sức bền uốn tại chân răng $[\sigma]_u$ khi chịu tải đổi chiều hai mặt làm việc, kết hợp kiểm nghiệm độ bền khi chịu tải trọng va đập đột ngột trong thời gian ngắn.
- Phương pháp thiết kế trục và mối ghép: Xác định đường kính sơ bộ theo mômen xoắn thuần túy ($C = 120$ với thép 45), xây dựng sơ đồ phân tích lực trong không gian, vẽ biểu đồ mômen uốn theo hai phương ($M_{\text{ux}}, M_{\text{uy}}$) và biểu đồ mômen xoắn ($M_x$), xác định mômen tương đương $M_{\text{tđ}}$ tại các tiết diện nguy hiểm để tính đường kính ngõng trục, kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi $n \ge [n] = 1,5 \div 2,5$. Mối ghép then bằng được kiểm nghiệm theo ứng suất dập $[\sigma]_d$ và ứng suất cắt $[\tau]_c$.
- Phương pháp tính chọn ổ lăn: Tính toán tải trọng quy ước $Q$ dựa trên phản lực hướng tâm và lực dọc trục phát sinh từ góc nghiêng răng $\beta = 8^\circ 11'$, xác định hệ số khả năng làm việc $C$ tương ứng với thời gian phục vụ thiết kế $h = 9450\text{ giờ}$ và tra cứu ký hiệu ổ lăn tiêu chuẩn.
- Nguồn dữ liệu tham chiếu: Các bảng tra thông số động cơ điện che kín có quạt gió (ký hiệu A02_42_2), cơ tính vật liệu phôi rèn (thép 45, thép 35 thường hóa, gang 21-40), hệ số tập trung ứng suất, hệ số tải trọng động và kích thước tiêu chuẩn vỏ hộp.
Thiết kế và triển khai kỹ thuật hệ thống dẫn động
Hệ thống dẫn động được tổ chức theo cấu trúc nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai dẹt đặt ngoài $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển $\rightarrow$ Nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Trục tang băng tải.
Vật liệu và thông số kết cấu được xác định đồng bộ:
- Động cơ điện: Động cơ điện không đồng bộ ba pha che kín có quạt gió A02_42_2 (hoặc A02_52_2) có công suất định mức $10\text{ kW}$, số vòng quay $2920\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $88%$, khối lượng $96\text{ kg}$, tỷ số mômen mở máy $M_{\text{mm}}/M_{\text{đm}} = 1,5$, tỷ số mômen cực đại $M_{\text{max}}/M_{\text{đm}} = 2,2$.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai dẹt vải cao su loại A có chiều dày $\delta = 3\text{ mm}$, chiều rộng $b = 85\text{ mm}$, đường kính bánh đai nhỏ $D_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $D_2 = 450\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 1900\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 4900\text{ mm}$.
- Bộ truyền trong hộp:
- Cấp nhanh: Cặp bánh răng trụ răng thẳng làm bằng thép 45 thường hóa ($HB = 190$, bánh dẫn $Z_1 = 25$) và thép 35 thường hóa ($HB = 160$, bánh bị dẫn $Z_2 = 111$), mô-đun $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 204\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 85\text{ mm}, b_2 = 80\text{ mm}$, cấp chính xác chế tạo cấp 8.
- Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng làm bằng thép 45 thường hóa ($Z_1 = 28$) và thép 35 thường hóa ($Z_2 = 104$), mô-đun pháp $m_n = 3,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 8^\circ 11'$, khoảng cách trục $A = 233,5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 85\text{ mm}, b_2 = 80\text{ mm}$, cấp chính xác chế tạo cấp 9.
- Hệ thống trục và gối đỡ: Ba trục bằng thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2, \sigma_{\text{ch}} = 340\text{ N/mm}^2, HB = 200$) gối trên các cặp ổ lăn: Trục I dùng ổ bi đỡ cỡ nhẹ ký hiệu 205; Trục II dùng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46208; Trục III dùng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46212.
- Khớp nối trục: Nối trục vòng đàn hồi bằng gang 21-40, liên kết bằng 6 chốt thép 45 đường kính $d_c = 14\text{ mm}$ có vòng cao su bọc ngoài.
Nội dung chính theo từng chương
PHẦN I : CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG
Chương này trình bày cơ sở lựa chọn phương án bố trí hệ thống truyền động. Với số vòng quay của tang băng tải nhỏ ($n_{\text{tang}} \approx 60,0546\text{ vòng/phút}$), hệ thống cần phân chia tỷ số truyền lớn cho nhiều bộ truyền. Tác giả chọn phương án bố trí bộ truyền đai dẹt đặt liền kề trục động cơ điện phía ngoài hộp giảm tốc, tiếp theo là hộp giảm tốc hai cấp nối với trục tang. Lý do lựa chọn là bộ truyền đai có khả năng làm việc êm ái ở vận tốc cao, kích thước nhỏ gọn và giảm chấn động trước khi truyền mômen vào hộp giảm tốc bánh răng.
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Nội dung phần này tập trung vào tính toán cân bằng năng lượng và động học:
- Công suất trên băng tải: $N = \frac{6350 \times 1,32}{1000} = 8,382\text{ kW}$.
- Hiệu suất chung của hệ thống: Tính theo tích hiệu suất các bộ truyền và cặp ổ lăn $\eta = \eta_đ \times \eta_{\text{br}}^2 \times \eta_{\text{ol}}^3 \times \eta_{\text{kn}} = 0,95 \times 0,96^2 \times 0,99^3 \times 1 = 0,807$.
- Hệ số tải trọng thay đổi: $\beta = 0,825$. Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$N_{\text{ct}} = \beta \times \frac{N}{\eta} = 0,825 \times \frac{8,382}{0,807} = 8,569\text{ kW}$$
- Chọn động cơ: Chọn loại động cơ che kín có quạt gió A02_42_2 (hoặc A02_52_2) có công suất định mức $10\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 2920\text{ vòng/phút}$.
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $i_c = \frac{2920}{60,0546} = 48,62242$. Chọn tỷ số truyền bộ truyền đai $i_đ = 3$, tỷ số truyền hộp giảm tốc $i_h = 16,20747$. Để tạo điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng đều, chọn $i_{\text{bn}} = 1,2 \times i_{\text{bt}} \Rightarrow i_{\text{bn}} = 3,7$ (cấp chậm) và $i_{\text{bt}} = 4,44$ (cấp nhanh).
- Thông số động lực học trên các trục:
| Đại lượng | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục III |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($i$) | - | $i_đ = 3$ | $i_{\text{bt}} = 4,44$ | $i_{\text{bn}} = 3,7$ |
| Tốc độ quay ($n$, vòng/phút) | 2920 | 974 | 220 | 60 |
| Công suất ($N$, kW) | 8,382 | 7,88 | 7,49 | 7,42 |
| Mômen xoắn ($M_x$, N.mm) | - | 77263 | 325134 | 1181017 |
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG VÀ NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
Phần này trình bày chi tiết các bước tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm sức bền cho ba bộ truyền:
1. Thiết kế bộ truyền đai (Đai dẹt vải cao su):
- Bánh đai nhỏ: $D_1 = 160\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 24,45\text{ m/s}$. Bánh đai lớn: $D_2 = 450\text{ mm}$, sai số vòng quay $5,0%$ (nằm trong giới hạn $3% \div 5%$).
- Khoảng cách trục: $A = 1900\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 4900\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 \approx 171^\circ \ge 150^\circ$.
- Chiều dày đai $\delta = 3\text{ mm}$, chiều rộng đai $b = 85\text{ mm}$, lực tác dụng lên trục $R = 1373\text{ N}$.
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Vật liệu: Bánh nhỏ thép 45 thường hóa ($HB = 190$), bánh lớn thép 35 thường hóa ($HB = 160$).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma]{\text{tx}} = 416\text{ N/mm}^2$; Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 92,4\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]_{u2} = 76,4\text{ N/mm}^2$.
- Thông số chế tạo: Mô-đun $m = 3\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 25, Z_2 = 111$, khoảng cách trục $A = 204\text{ mm}$, chiều rộng bánh răng $b_1 = 85\text{ mm}, b_2 = 80\text{ mm}$. Cấp chính xác 8.
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Bánh nhỏ $\sigma_{u1} = 30,1\text{ N/mm}^2 < 92,4\text{ N/mm}^2$; bánh lớn $\sigma_{u2} = 25\text{ N/mm}^2 < 76,4\text{ N/mm}^2$. Ứng suất tiếp xúc khi quá tải $[\sigma]_{\text{txqt1}} = 1235\text{ N/mm}^2$.
- Lực tác dụng: Lực vòng $P_1 = 2061\text{ N}$, lực hướng tâm $P_{r1} = 750\text{ N}$.
3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng):
- Vật liệu: Bánh nhỏ thép 45 thường hóa ($HB = 190$), bánh lớn thép 35 thường hóa ($HB = 160$). Cấp chính xác 9.
- Thông số chế tạo: Mô-đun pháp $m_n = 3,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 8^\circ 11'$, số răng $Z_1 = 28, Z_2 = 104$, khoảng cách trục $A = 233,5\text{ mm}$, chiều rộng bánh răng $b_1 = 85\text{ mm}, b_2 = 80\text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 99\text{ mm}, d_2 = 368\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Bánh nhỏ $\sigma_{u1} = 25,5\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u1} = 79,63\text{ N/mm}^2$.
- Lực tác dụng: Lực vòng $P_2 = 3825\text{ N}$, lực hướng tâm $P_{r2} = 1406\text{ N}$, lực dọc trục $P_a = 546\text{ N}$.
PHẦN III. TÍNH TRỤC, CHỌN THEN, KHỚP NỐI
Chương này tính toán kết cấu các trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi và chọn các chi tiết lắp ghép:
- Tính trục: Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2, HB = 200, \sigma_{-1} = 270\text{ N/mm}^2, \tau_{-1} = 150\text{ N/mm}^2$).
- Đường kính sơ bộ: Trục I $d_{\text{sơ bộ}} = 25\text{ mm}$; Trục II $d_{\text{sơ bộ}} = 40\text{ mm}$; Trục III $d_{\text{sơ bộ}} = 60\text{ mm}$.
- Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực: $l_1 = 80\text{ mm}$, khoảng cách giữa các ổ $l = 338\text{ mm}$, $x = 74\text{ mm}, y = 95\text{ mm}$.
- Đường kính thực tế tại các tiết diện nguy hiểm: Trục I ngõng trục $d = 28\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng $d = 34\text{ mm}$; Trục II ngõng trục $d = 44\text{ mm}$, thân trục $d = 46\text{ mm}$; Trục III vị trí nguy hiểm $d = 70\text{ mm}$.
- Hệ số an toàn mỏi tính toán: Trục I đạt $n = 6,23$; Trục II đạt $n = 5,7$ (tại $e-e$) và $n = 8,2$ (tại $i-i$); Trục III đạt $n = 6,2$ (đều lớn hơn hệ số cho phép $[n] = 1,5 \div 2,5$).
- Chọn then và kiểm nghiệm bền: Chọn then bằng kiểu 1 theo TCVN, kết quả kiểm nghiệm sức bền dập $\sigma_d \le [\sigma]_d = 100\text{ N/mm}^2$ và cắt $\tau_c \le [\tau]_c = 87\text{ N/mm}^2$:
| Trục | Đường kính trục lắp ($d$, mm) | Kích thước then ($b \times h \times t$, mm) | Chiều dài then ($l$, mm) | $\sigma_d$ tính toán ($\text{N/mm}^2$) | $\tau_c$ tính toán ($\text{N/mm}^2$) |
|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | 25 | $8 \times 7 \times 4$ | 32 | 48,3 | 24,2 |
| Trục I | 28 | $8 \times 7 \times 4$ | 36 | 38,3 | 19,2 |
| Trục II | 44 | $14 \times 9 \times 5$ | 48 | 61,6 | 22,0 |
| Trục II | 46 | $14 \times 9 \times 5$ | 52 | 54,4 | 19,4 |
| Trục III | 70 | $20 \times 12 \times 6$ | 72 | 78,1 | 23,4 |
- Chọn khớp nối: Nối trục vòng đàn hồi lắp trên đầu trục vào $d = 25\text{ mm}$ (kích thước khớp $d = 30\text{ mm}$), đường kính ngoài $D = 140\text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 100\text{ mm}$, chiều dài khớp $l = 80\text{ mm}$, khe hở $c = 3\text{ mm}$. Sử dụng 6 chốt ren M10 ($d_c = 14\text{ mm}, l_c = 33\text{ mm}$) bằng thép 45, thân nối trục bằng gang 21-40.
TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Tính toán khả năng tải động của các ổ lăn dựa trên thời gian phục vụ $h = 9450\text{ giờ}$:
- Trục I: Không có lực dọc trục ($A = 0$), phản lực gối $R_A = 1230,9\text{ N}, R_B = 1031,7\text{ N}$. Tải trọng tương đương $Q = 123,09\text{ daN}$. Khả năng tải động tính toán $C = 15115,4$. Chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ ký hiệu 205 có $C_{\text{bảng}} = 16000$, kích thước $d = 25\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$, đường kính bi $7,94\text{ mm}$.
- Trục II: Chịu lực dọc trục $P_{a3} = 546\text{ N}$, phản lực gối $R_C = 2795,4\text{ N}, R_D = 3513,7\text{ N}$. Khả năng tải động tính toán $C = 29344,8$. Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46208 có $C_{\text{bảng}} = 42000$, kích thước $d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$, đường kính bi $12,7\text{ mm}$.
- Trục III: Chịu lực dọc trục $P_{a4} = 546\text{ N}$, phản lực gối $R_E = R_F = 4076\text{ N}$. Khả năng tải động tính toán $C = 38439$. Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46212 có $C_{\text{bảng}} = 70000$, kích thước $d = 60\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 22\text{ mm}$, đường kính bi $15,88\text{ mm}$.
PHẦN V. CHỌN KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY TIÊU CHUẨN
Tác giả lựa chọn kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang, bề mặt ghép nắp và thân là mặt phẳng nằm ngang đi qua đường tâm các trục:
- Chiều dày thành thân hộp: $\delta = 0,025 \times 199 + 3 = 7,975\text{ mm} \Rightarrow$ chọn $\delta = 10\text{ mm}$.
- Chiều dày thành nắp hộp: $\delta_1 = 0,02 \times 199 + 3 = 6,98\text{ mm} \Rightarrow$ chọn $\delta_1 = 8\text{ mm}$.
- Bu-lông nền: Đường kính tính toán $d_n = 0,036 \times 199 + 12 = 19\text{ mm} \Rightarrow$ chọn bu-lông M20, số lượng $n = 6$ cái (dựa trên kích thước bao dài $L = 800\text{ mm}$, rộng $B = 350\text{ mm}$).
- Bu-lông cạnh ổ: Chọn kích thước M6.
- Chi tiết phụ trợ tiêu chuẩn:
- Cửa thăm dầu: Kích thước nắp $100 \times 75\text{ mm}$, bắt bằng 4 vít M8x22.
- Nút tháo dầu: Đường kính ren $D = 26\text{ mm}, D_1 = 16\text{ mm}, L = 23\text{ mm}, s = 17\text{ mm}$.
- Nút thông hơi: Bố trí trên đỉnh nắp hộp để cân bằng áp suất bên trong khi nhiệt độ dầu tăng.
- Thước chỉ dầu: Đặt trong ống bao bảo vệ để tránh ảnh hưởng do sóng dầu dao động khi máy hoạt động.
- Chân đế vỏ hộp: Thiết kế thành hai dãy rời song song có vấu lồi ở 4 góc để tiết kiệm kim loại và dễ gia công mặt phẳng đáy.
PHẦN VI. CHẾ ĐỘ BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP
Chương cuối cùng xác lập quy chuẩn bôi trơn và dung sai lắp ghép của hộp giảm tốc:
- Bôi trơn ổ lăn: Sử dụng mỡ loại T (thích hợp cho nhiệt độ $60^\circ\text{C} \div 100^\circ\text{C}$ và tốc độ dưới $15000\text{ vòng/phút}$). Lượng mỡ tra chiếm $2/3$ không gian trống trong khoang ổ bi, sử dụng vòng phớt chắn để ngăn mỡ chảy ra ngoài và ngăn dầu ngâm bánh răng bắn vào ổ.
- Bôi trơn bánh răng: Do vận tốc vòng thấp ($v \approx 1,0\text{ m/s}$), áp dụng phương pháp ngâm bánh răng trong bể dầu. Chiều sâu ngâm dầu ngập $1/3$ bán kính đỉnh răng của bánh răng bị dẫn lớn nhất. Loại dầu bôi trơn được chọn là dầu công nghiệp AK20 (độ nhớt tại $50^\circ\text{C}$ là $116\text{ cSt}$ và $16^\circ\text{Engler}$).
- Bảng thống kê kiểu lắp ghép dung sai tiêu chuẩn:
| Vị trí lắp ghép | Trục I | Trục II | Trục III |
|---|---|---|---|
| Vòng trong ổ lăn với trục | k6 | k6 | k6 |
| Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp | H7 | H7 | H7 |
| May-ơ bánh răng với trục | H7/k6 | H7/k6 | H7/k6 |
| Mối ghép then với trục | P9/h9 | P9/h9 | P9/h9 |
Kết quả và đóng góp
Văn bản thuyết minh đã hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán thiết kế cho hệ thống dẫn động băng tải với các kết quả cụ thể:
- Xác định đồng bộ chuỗi thông số động học từ động cơ $10\text{ kW}$ qua bộ truyền đai ($i=3$), bộ truyền cấp nhanh bánh răng thẳng ($i=4,44$) và bộ truyền cấp chậm bánh răng nghiêng ($i=3,7$), đạt số vòng quay cuối cùng trên trục tang là $60\text{ vòng/phút}$.
- Kiểm nghiệm chính xác sức bền uốn và tiếp xúc cho các bộ truyền, chỉ ra biên độ ứng suất thực tế đều thấp hơn giới hạn cho phép (như ứng suất uốn bánh răng cấp nhanh đạt $30,1\text{ N/mm}^2 < 92,4\text{ N/mm}^2$; cấp chậm đạt $25,5\text{ N/mm}^2 < 79,63\text{ N/mm}^2$).
- Thiết kế hệ thống ba trục truyền động bằng thép 45 thường hóa đảm bảo hệ số an toàn bền mỏi cao ($n = 5,7 \div 8,2 > [n]$).
- Tính chọn đầy đủ 3 bộ ổ lăn tiêu chuẩn (205, 46208, 46212) đáp ứng tuổi thọ $9450\text{ giờ}$ và quy chuẩn hóa kết cấu vỏ hộp đúc với các kích thước phụ trợ chính xác.
Đóng góp của đồ án thể hiện ở việc đưa ra quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh theo trình tự chuẩn mực kỹ thuật, kết hợp linh hoạt giữa bộ truyền đai ngoài giảm chấn và hộp giảm tốc hai cấp ngâm dầu, đồng thời thiết lập hệ thống dung sai lắp ghép và phương án bôi trơn phân lập rõ ràng giữa mỡ (cho ổ lăn) và dầu AK20 (cho bánh răng).
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Văn bản thuyết minh là tài liệu thiết kế lý thuyết phục vụ đồ án môn học, do đó tồn tại một số hạn chế gắn liền với phạm vi tính toán:
- Các thông số tải trọng và thời gian vận hành ($3\text{ s} - 4\text{ h} - 4\text{ h}$) được giả định cố định theo chu kỳ lý thuyết, chưa xét đến các biến động tải trọng ngẫu nhiên trong thực tế khai thác băng tải.
- Việc tính chọn kết cấu vỏ hộp và khoảng cách các gối đỡ chủ yếu dựa trên các công thức kinh nghiệm và bảng tra tiêu chuẩn, chưa có tính toán mô phỏng biến dạng đàn hồi hay dao động riêng của hệ trục và vỏ hộp khi chịu tải trọng động.
Hướng mở rộng kỹ thuật có thể triển khai:
- Ứng dụng các công cụ phần mềm kỹ thuật để mô phỏng ứng suất và biến dạng nhiệt thực tế của vỏ hộp giảm tốc trong quá trình vận hành liên tục.
- Khảo sát tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta$ và tỷ số phân chia giữa hai cấp nhằm giảm thiểu kích thước và khối lượng toàn bộ hộp giảm tốc.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh là tài liệu tham khảo trực tiếp và hữu ích cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Nguyên lý máy hoặc đồ án tốt nghiệp thiết kế trạm dẫn động cơ khí.
- Người làm đề tài kỹ thuật liên quan đến hệ thống băng tải, máy nâng chuyển cần tra cứu các bước lập bảng phân phối tỷ số truyền, sơ đồ phân tích lực trục 3 chiều, phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi cho trục có rãnh then và phương pháp chọn ổ bi đỡ chặn.
- Nội dung đáng tham khảo nhất là bảng số liệu kiểm nghiệm then bằng, chuỗi tính toán khả năng tải động của ổ lăn theo thời gian phục vụ $h = 9450\text{ giờ}$ và bảng tổng hợp các ký hiệu dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho hộp giảm tốc hai cấp.
Câu hỏi thường gặp
1. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cho các bộ truyền như thế nào?
Tỷ số truyền chung $i_c = 48,62242$ được phân chia thành: bộ truyền đai ngoài $i_đ = 3$, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh $i_{\text{bt}} = 4,44$ và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm $i_{\text{bn}} = 3,7$ (thỏa mãn quan hệ $i_{\text{bn}} \approx 1,2 \times i_{\text{bt}}$ để tạo điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng đều trong hộp).
2. Vì sao bộ truyền cấp nhanh dùng răng thẳng còn cấp chậm dùng bánh răng trụ răng nghiêng?
Cấp nhanh sử dụng răng thẳng để triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục I ở vận tốc lớn, giúp trục I chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ đơn giản (ký hiệu 205). Cấp chậm làm việc ở mômen xoắn lớn nên sử dụng răng nghiêng nhằm tăng khả năng tải, tăng độ trùng khớp và giảm tiếng ồn, đồng thời lực dọc trục phát sinh ($P_a = 546\text{ N}$) được triệt tiêu bằng các ổ bi đỡ chặn (46208 và 46212).
3. Khả năng tải động tính toán và ký hiệu các ổ lăn được chọn trên ba trục là gì?
Trên trục I ($d=25\text{ mm}$), tải động tính toán $C = 15115,4$, chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 205 ($C_{\text{bảng}} = 16000$). Trên trục II ($d=40\text{ mm}$), tải động tính toán $C = 29344,8$, chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 46208 ($C_{\text{bảng}} = 42000$). Trên trục III ($d=60\text{ mm}$), tải động tính toán $C = 38439$, chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 46212 ($C_{\text{bảng}} = 70000$), tất cả đều tính theo tuổi thọ $9450\text{ giờ}$.
4. Phương pháp bôi trơn bánh răng và ổ lăn trong hộp giảm tốc được quy định ra sao?
Bánh răng được ngâm trong bể dầu công nghiệp AK20 với độ ngập sâu bằng $1/3$ bán kính vòng đỉnh của bánh răng bị dẫn lớn nhất. Các bộ phận ổ lăn được bôi trơn riêng biệt bằng mỡ loại T (tra vào $2/3$ thể tích khoang trống của ổ) và được bảo vệ bằng vòng phớt chắn mỡ để tránh dầu ngâm bánh răng xâm nhập.
5. Các kiểu lắp ghép dung sai tiêu chuẩn nào được áp dụng cho hộp giảm tốc?
Vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo sai lệch k6; vòng ngoài ổ lăn lắp vào lỗ vỏ hộp theo H7; may-ơ bánh răng lắp lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản H7/k6; mối ghép then bằng lắp với rãnh trục và rãnh may-ơ theo dung sai tiêu chuẩn P9/h9.
Kết luận
Bản thuyết minh đồ án môn học Nguyên lý - Chi tiết máy của tác giả Nguyễn Thế Thành đã giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công nghiệp công suất $8,382\text{ kW}$. Toàn bộ các bộ truyền đai, bánh răng trụ hai cấp, hệ thống trục, then ghép, khớp nối và ổ lăn đều được tính toán và kiểm nghiệm bền nghiêm ngặt theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp một phương án thiết kế kết cấu hoàn chỉnh, khả thi về mặt chế tạo và có giá trị tham khảo học thuật cao cho các đồ án thiết kế máy tương tự.