Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Khóa luận (bản thuyết minh đồ án môn học Chi tiết máy) do sinh viên Trương Tấn Khang (MSSV: 6051040175, Lớp Kỹ thuật ô tô 1 – K60, Khoa Cơ khí, Bộ môn Thiết kế máy, Trường Đại học Giao thông Vận tải Phân hiệu tại TP. Hồ Chí Minh) thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Văn Quốc Hữu vào năm 2021. Đề tài tập trung vào việc tính toán, thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho trạm dẫn động xích tải/băng tải.

Trong hoạt động cơ khí công nghiệp, hệ thống dẫn động băng tải và xích tải giữ vai trò vận chuyển liên tục nguyên vật liệu trong quy trình sản xuất. Quá trình thiết kế một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh đòi hỏi người kỹ sư phải kết hợp giữa kiến thức lý thuyết và số liệu thực nghiệm nhằm xác định kết cấu tối ưu, đáp ứng các tiêu chuẩn kỹ thuật nghiêm ngặt về độ bền, độ cứng, khả năng chịu tải mỏi, tính an toàn vận hành và hiệu quả kinh tế chế tạo.

Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế được tác giả xác định theo 6 nội dung trọng tâm:

  1. Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí: Xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện thực tế, phân phối tỷ số truyền chung cho toàn hệ thống và xác định các thông số công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên từng trục.
  2. Thiết kế các bộ truyền động: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang thường) và các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp (cấp nhanh răng nghiêng, cấp chậm răng thẳng).
  3. Thiết kế các chi tiết đỡ nối: Xác định vật liệu trục, tính toán đường kính trục sơ bộ, phân tích sơ đồ lực không gian, tính toán đường kính chính xác và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, độ bền tĩnh; lựa chọn khớp nối trục đàn hồi.
  4. Tính toán và chọn then, ổ lăn: Xác định kích thước mối ghép then bằng và kiểm nghiệm độ bền dập, độ bền cắt; lựa chọn loại ổ bi đỡ một dãy và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh cùng tuổi thọ làm việc.
  5. Thiết kế cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ: Tính toán kích thước hình học thân hộp, nắp hộp đúc, các loại bulông, bích ghép, gân tăng cứng, que thăm dầu, nút thông hơi, chốt định vị và xác định chế độ bôi trơn.
  6. Xác định dung sai và chế độ lắp ghép: Lựa chọn cấp chính xác, dung sai kích thước, dung sai hình học và độ nhám bề mặt cho các chi tiết lắp ghép.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống trạm dẫn động băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và khớp nối trục đàn hồi liên kết với trục tang băng tải.

Phạm vi nghiên cứu và bộ số liệu đầu vào:

  • Lực kéo vòng trên băng tải: $P = 350\text{ kG} = 3500\text{ N}$.
  • Vận tốc băng tải: $v = 1,2\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn: $D = 420\text{ mm}$.
  • Chiều rộng băng tải: $B = 450\text{ mm}$.
  • Chiều cao tâm băng: $300\text{ mm}$.
  • Thời gian phục vụ: 5 năm ($t_\Sigma = 10.000\text{ giờ}$, làm việc 2 ca/ngày, chế độ tải thay đổi theo bậc).
  • Sai số vận tốc cho phép: $\le 4%$ (hoặc $\le 5%$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tài liệu tiêu chuẩn được sử dụng xuyên suốt đồ án dựa trên hệ thống giáo trình và sổ tay thiết kế cơ khí kinh điển tại Việt Nam:

  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
  • Chi tiết máy (Tập 1 và Tập 2) của Nguyễn Trọng Hiệp.
  • Sổ tay Dung sai lắp ghép của Ninh Đức Tốn.
  • Giáo trình Cơ sở thiết kế máy của Nguyễn Hữu Lộc.
  • Tiêu chuẩn ổ lăn GOST 8338-75.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật áp dụng bao gồm:

  • Phương pháp cân bằng công suất và hiệu suất truyền động: Xác định hiệu suất tổng qua tích số hiệu suất các bộ truyền đai, cặp bánh răng, các cặp ổ lăn và nối trục ($\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{kn}$).
  • Phương pháp tính toán sức bền tiếp xúc ($\sigma_H$) và sức bền uốn ($\sigma_F$) của bộ truyền bánh răng theo tải trọng tương đương và giới hạn mỏi tiếp xúc/uốn chu kỳ cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$), kết hợp phương pháp dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục tiêu chuẩn.
  • Phương pháp giải tích lực không gian trên hệ thống trục: Tách hệ lực vòng ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$), lực dọc trục ($F_a$) trên các mặt phẳng $XZ$ và $YZ$ để lập phương trình cân bằng mô men, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ.
  • Phương pháp tính toán trục theo mô men uốn tương đương ($M_{tđ}$), kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s]$) và ứng suất tương đương tĩnh ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d]$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c]$).
  • Phương pháp tính toán tải trọng động quy ước ($Q$), kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d \le C$), tải trọng tĩnh ($Q_t \le C_0$) và tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay của ổ lăn.
  • Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật để xác định dung sai kích thước, sai lệch hình học và độ nhám bề mặt.

Nguồn dữ liệu tính toán được thiết lập từ các thông số tải trọng và vận tốc ban đầu kết hợp với hệ số tra cứu thực nghiệm trong các tài liệu chuyên ngành.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống truyền động cơ khí được thiết kế với cấu trúc truyền lực nối tiếp, chuyển hóa năng lượng quay từ động cơ điện đến trục công tác của băng tải:

  1. Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha 4A100L2Y3 có công suất định mức $5,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất định mức $87,5%$, hệ số quá tải mở máy $T_k / T_{đn} = 2$.
  2. Bộ truyền ngoài hộp (Bộ truyền đai): Sử dụng bộ truyền đai hình thang thường loại A gồm 2 sợi đai, bánh đai nhỏ $d_1 = 140\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 500\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 589,87\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 145,21^\circ$.
  3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:
    • Cấp nhanh: Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài, mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 18,20^\circ$, khoảng cách trục $a_w = 110\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 19$, $Z_2 = 86$, tỷ số truyền $u_1 = 4,49$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,64$, $x_2 = 2,24$.
    • Cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 195\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 37$, $Z_2 = 116$, tỷ số truyền $u_2 = 3,13$, không dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$).
  4. Hệ thống trục và chi tiết đỡ nối: Ba trục truyền động chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện. Trục I lắp bánh đai và bánh răng nghiêng nhỏ; Trục II là trục trung gian lắp bánh răng nghiêng lớn và bánh răng thẳng nhỏ; Trục III lắp bánh răng thẳng lớn và liên kết với trục công tác qua khớp nối đàn hồi (vòng đàn hồi cao su chịu mô men xoắn $740,95\text{ Nm}$).
  5. Hệ thống gối đỡ ổ lăn: Toàn bộ hệ thống sử dụng ổ bi đỡ một dãy (Trục I dùng ổ 305 cỡ trung; Trục II dùng ổ 407 cỡ nặng; Trục III dùng ổ 213 cỡ nhẹ) theo tiêu chuẩn GOST 8338-75, bôi trơn định kỳ bằng mỡ.
  6. Vỏ hộp giảm tốc: Vỏ đúc bằng gang xám, mặt ghép nắp và thân trùng với mặt phẳng đi qua tâm các đường trục. Bề dày thân và nắp $\delta = \delta_1 = 9\text{ mm}$, sử dụng 5 bulông nền $d_1 = 18\text{ mm}$, bulông cạnh ổ $d_2 = 14\text{ mm}$, có gân tăng cứng dày $9\text{ mm}$, que thăm dầu ren M16x1.5, nút thông hơi và cửa thăm kích thước $150 \times 100\text{ mm}$.

Nội dung chính theo từng phần

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Phần này thực hiện việc xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản cho toàn bộ trạm dẫn động. Từ lực kéo $P = 3500\text{ N}$ và vận tốc $v = 1,2\text{ m/s}$, công suất làm việc trên trục tang được xác định: $$P_{lv} = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{3500 \cdot 1,2}{1000} = 4,2\text{ kW}$$

Xét sơ đồ tải trọng thay đổi theo bậc, công suất tương đương được tính toán đạt $P_{tđ} = 3,33\text{ kW}$. Với hiệu suất tổng của hệ thống $\eta = 0,85$, công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 3,92\text{ kW}$. Số vòng quay của trục công tác đạt $n_{lv} = 54,56\text{ vòng/phút}$. Tác giả lựa chọn động cơ điện 4A100L2Y3 với công suất định mức $5,5\text{ kW}$ và tốc độ $2880\text{ vòng/phút}$.

Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối:

  • Tỷ số truyền toàn hệ: $u_c = 52,78$.
  • Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài: $u_đ = 3,77$.
  • Tỷ số truyền cấp nhanh hộp giảm tốc: $u_1 = 4,49$.
  • Tỷ số truyền cấp chậm hộp giảm tốc: $u_2 = 3,12$.
  • Sai số tỷ số truyền tính toán: $0,05% \le 4%$.
Đại lượng / Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV (Tang)
Công suất $P$ (kW) 5,50 4,57 4,40 4,23 4,20
Tỷ số truyền $u$ — 3,77 4,49 3,12 1,00
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2880,00 763,90 170,13 54,52 54,52
Mô men xoắn $T$ (Nmm) 18237,8 57132,5 246987,6 740948,2 735693,3

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Nội dung phần này bao gồm tính toán chi tiết bộ truyền đai ngoài và hai cặp bánh răng truyền động trong hộp giảm tốc:

  1. Bộ truyền đai:

    • Loại đai hình thang cỡ A ($b_t = 11\text{ mm}, b = 13\text{ mm}, h = 8\text{ mm}, A = 81\text{ mm}^2$).
    • Đường kính bánh đai: $d_1 = 140\text{ mm}$, $d_2 = 500\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 21,11\text{ m/s} \le 30-35\text{ m/s}$.
    • Chiều dài đai $L = 2240\text{ mm}$, số vòng chạy trong 1 giây $i = 9,42\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$.
    • Khoảng cách trục $a = 589,87\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 145,21^\circ \ge 120^\circ$.
    • Số lượng đai cần thiết: $z = 2$ đai. Lực tác dụng lên trục: $F_r = 828\text{ N}$.

  2. Vật liệu và ứng suất cho phép của bánh răng:

    • Chọn thép 45 tôi cải thiện cho cả 4 bánh răng: Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 251$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 240$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: Cấp nhanh $[\sigma_H] = 510\text{ MPa}$ (sau hiệu chỉnh là $484,5\text{ MPa}$); Cấp chậm $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ (sau hiệu chỉnh là $475\text{ MPa}$).
    • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 260,75\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 249,3\text{ MPa}$.

  3. Cặp bánh răng cấp nhanh (răng nghiêng):

    • Khoảng cách trục chọn $a_w = 110\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 33\text{ mm}$.
    • Số răng $Z_1 = 19$, $Z_2 = 86$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 4,5$.
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,64$, $x_2 = 2,24$; góc nghiêng $\beta = 18,20^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 21^\circ$.
    • Kiểm nghiệm sức bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 410\text{ MPa} < [\sigma_H] = 484,5\text{ MPa}$; Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 67,86\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 78,54\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$; Kiểm nghiệm quá tải $\sigma_{Hmax} = 573\text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 1344\text{ MPa}$.

  4. Cặp bánh răng cấp chậm (răng thẳng):

    • Khoảng cách trục $a_w = 195\text{ mm}$, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 58\text{ mm}$ (giảm từ giá trị tính toán ban đầu $78\text{ mm}$).
    • Số răng $Z_1 = 37$, $Z_2 = 116$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,13$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22^\circ$.
    • Kiểm nghiệm sức bền: $\sigma_H = 411\text{ MPa} < [\sigma_H] = 475\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 74,2\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 72,2\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$; Quá tải $\sigma_{Hmax} = 562\text{ MPa} < 1344\text{ MPa}$.

  5. Kiểm tra bôi trơn và sai số vận tốc:

    • Điều kiện bôi trơn ngâm dầu có mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng $h_2 = 5,625\text{ mm} < 10\text{ mm}$ (chưa thỏa điều kiện giải tích chuẩn $H = 98,33\text{ mm}$). Giải pháp kỹ thuật được tác giả đề xuất: tăng thể tích dầu bôi trơn hoặc nâng cao vị trí lắp que thăm dầu.
    • Sai số vận tốc vòng thực tế của trục làm việc: $n_{lv} = 56,2\text{ vòng/phút}$ so với lý thuyết $n_{lt} = 54,54\text{ vòng/phút}$, độ lệch đạt $3,04% \le 5%$.

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Tác giả tiến hành tính toán kết cấu trục và kiểm nghiệm bền toàn diện:

  • Vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 23\text{ MPa}$.
  • Đường kính sơ bộ:
    • Trục I: $d_{sb1} = 23,1\text{ mm}$ (chọn đường kính các đoạn: ngõng trục lắp ổ $25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh đai $22\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $28\text{ mm}$).
    • Trục II: $d_{sb2} = 37,72\text{ mm}$ (chọn ngõng trục lắp ổ $35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $45\text{ mm}$ và $50\text{ mm}$).
    • Trục III: $d_{sb3} = 54,4\text{ mm}$ (chọn ngõng trục lắp ổ $65\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $70\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $60\text{ mm}$).
  • Khớp nối trục đàn hồi: Lắp trên trục III, chịu mô men $T_3 = 740948,2\text{ Nmm}$, kiểm tra độ bền chốt với $[\sigma]_u = 80\text{ MPa}$, kết quả đảm bảo an toàn.
  • Phân tích lực và biểu đồ nội lực: Xác định đầy đủ lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$ và mô men uốn trên hai mặt phẳng $XZ$, $YZ$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Xác định hệ số an toàn $s$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng. Hệ số an toàn tổng hợp trên Trục I tại gối B đạt $s = 3,17 \ge [s] = 1,5-2,5$; tại tiết diện C đạt $s = 2,18 \ge [s]$. Các trục II và III đều đạt yêu cầu an toàn chịu mỏi.
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương lớn nhất của Trục I ($\sigma_{tđ} = 36,78\text{ MPa}$), Trục II ($\sigma_{tđ} = 35,88\text{ MPa}$), Trục III ($\sigma_{tđ} = 23,8\text{ MPa}$) đều nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma] = 464\text{ MPa}$.

PHẦN IV: TÍNH TOÁN Ổ LĂN - THEN

  1. Tính toán mối ghép then bằng:

    • Sử dụng then bằng tiêu chuẩn theo bảng tra TCVN, vật liệu thép, làm việc trong điều kiện tải trọng va đập nhẹ, ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, ứng suất cắt cho phép $[\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
    • Trục I: Tiết diện C, D dùng then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, $t_1 = 4\text{ mm}$, $l_t = 34\text{ mm}$ ($\sigma_d = 50,7\text{ MPa}$, $\tau_c = 7,5\text{ MPa}$); Tiết diện A dùng then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, $l_t = 25\text{ mm}$ ($\sigma_d = 86,5\text{ MPa}$, $\tau_c = 13\text{ MPa}$).
    • Trục II: Tiết diện C, D dùng then $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, $t_1 = 5,5\text{ mm}$, $l_t = 50\text{ mm}$ ($\sigma_d = 70,5\text{ MPa}$, $\tau_c = 15,68\text{ MPa}$); Tiết diện F dùng then $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, $l_t = 60\text{ mm}$ ($\sigma_d = 58,8\text{ MPa}$, $\tau_c = 11,76\text{ MPa}$).
    • Trục III: Tiết diện F dùng then $b \times h = 20 \times 12\text{ mm}$, $t_1 = 7,5\text{ mm}$, $l_t = 85\text{ mm}$ ($\sigma_d = 55,34\text{ MPa}$, $\tau_c = 12,45\text{ MPa}$); Tiết diện G dùng then $b \times h = 18 \times 11\text{ mm}$, $t_1 = 7\text{ mm}$, $l_t = 81\text{ mm}$ ($\sigma_d = 76,2\text{ MPa}$, $\tau_c = 16,93\text{ MPa}$).

  2. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:

    • Toàn bộ ổ lăn được chọn cấp chính xác bình thường (cấp 0), bậc đường cong mỏi $m = 3$.
Trục Ký hiệu ổ (GOST 8338-75) Kích thước $d \times D \times B$ (mm) Khả năng tải $C / C_0$ (kN) Tải động quy ước $Q$ (kN) Khả năng tải động $C_d$ (kN) Tuổi thọ thực $L$ (triệu vòng) Tải tĩnh quy ước $Q_t$ (kN)
Trục I 305 (cỡ trung) $25 \times 62 \times 17$ $17,6 / 11,6$ 1,789 $13,80 < 17,6$ 952,60 $0,976 < 11,6$
Trục II 407 (cỡ nặng) $35 \times 100 \times 25$ $43,6 / 31,9$ 4,466 $21,76 < 43,6$ 930,67 $2,436 < 31,9$
Trục III 213 (cỡ nhẹ) $65 \times 120 \times 23$ $44,9 / 34,7$ 4,219 $29,06 < 44,9$ 947,40 $2,301 < 34,7$

PHẦN V: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP

  1. Kích thước cơ bản của vỏ hộp đúc:

    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 9,12\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta = 9\text{ mm}$.
    • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9\delta = 9\text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 9\text{ mm}$, chiều cao $h = 40\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
    • Chiều dày mặt bích thân $S_3 = 17\text{ mm}$, mặt bích nắp $S_4 = 17\text{ mm}$, mặt đế hộp $S_1 = 27\text{ mm}$, $S_2 = 19\text{ mm}$.
    • Đường kính hệ bulông: Bulông nền $d_1 = 18\text{ mm}$ (số lượng $z = 5$ bulông); Bulông cạnh ổ $d_2 = 14\text{ mm}$; Bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = 12\text{ mm}$; Vít ghép nắp ổ $d_4 = 8\text{ mm}$; Vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 8\text{ mm}$.
    • Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 10\text{ mm}$; khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 35\text{ mm}$.

  2. Các chi tiết phụ:

    • Vòng móc đúc liền nắp hộp: Chiều dày $S = 25\text{ mm}$, đường kính lỗ $d = 30\text{ mm}$.
    • Cửa thăm: Kích thước khoét $150 \times 100\text{ mm}$, nắp đậy liên kết bằng 4 vít M8x22.
    • Nút thông hơi: Bố trí trực tiếp trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong vỏ hộp khi nhiệt độ dầu tăng.
    • Chốt định vị: 2 chốt định vị hình côn $d = 4\text{ mm}, l = 32\text{ mm}$, lắp theo hệ thống lỗ $H7/k6$.
    • Que thăm dầu: Kiểu ren M16x1.5 ($B = 12\text{ mm}, L = 23\text{ mm}, D = 26\text{ mm}$).

  3. Chế độ lắp ghép:

    • Mối ghép then và bánh răng trên trục: Dung sai theo hệ thống lỗ $H7/k6$.
    • Mối ghép vòng trong ổ lăn trên trục: Lắp theo hệ thống trục với kiểu lắp $k6$.
    • Dung sai lỗ vỏ hộp lắp ổ lăn: Cấp chính xác $H7$.

PHẦN VI: DUNG SAI HÌNH HỌC

Tác giả xác định các chỉ tiêu dung sai hình học và độ nhám bề mặt phục vụ gia công, kiểm tra chi tiết máy:

  • Độ nhám bề mặt trục: Vị trí lắp ổ lăn đạt $Ra = 0,63\text{ }\mu\text{m}$; mặt mút vai trục lắp ổ lăn $Ra = 1,25\text{ }\mu\text{m}$; vị trí lắp bánh răng $Ra = 1,25\text{ }\mu\text{m}$; mặt mút vai trục lắp bánh răng $Ra = 2,5\text{ }\mu\text{m}$.
  • Độ đảo hướng tâm và độ đảo mặt đầu:
    • Độ đảo mặt đầu vai trục lắp ổ lăn (cấp chính xác 6, $d = 35\text{ mm}$): Dung sai $0,01\text{ mm}$.
    • Độ đảo mặt đầu vai trục lắp bánh răng (cấp chính xác 9, $d = 40; 48\text{ mm}$): Dung sai $0,03\text{ mm}$.
    • Độ đảo mặt đầu lắp bánh răng: Dung sai $0,04\text{ mm}$.
  • Dung sai hình trụ: Độ tròn và độ trụ vị trí lắp ổ lăn ($d = 35\text{ mm}$): $0,006\text{ mm}$.
  • Dung sai rãnh then:
    • Then $14 \times 9\text{ mm}$: Chiều rộng có dung sai $+0,043\text{ mm}$ (hoặc $+0,12\text{ mm}; +0,05\text{ mm}$ theo bảng 20-6); Chiều sâu rãnh then $t_1 = 5,5\text{ mm}$ có sai lệch giới hạn $+0,2\text{ mm}$.
  • Dung sai bánh răng (Cấp chính xác 9):
    • Sai lệch giới hạn đường kính đỉnh răng $d_a = 233,89\text{ mm}$: Dung sai theo $h8$.
    • Độ đảo hướng tâm vành răng $d_1 = 232,82\text{ mm}$: Dung sai $0,105\text{ mm}$.
    • Độ đảo mặt đầu vành răng ($b = 42\text{ mm} < 55\text{ mm}$): Dung sai $0,034\text{ mm}$.
    • Độ nhám bề mặt răng đạt $Rz20$, mặt chuẩn đạt $Rz40$.

Kết quả và đóng góp

Bản thuyết minh đồ án đã hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán thiết kế cho trạm dẫn động băng tải, mang lại các kết quả kỹ thuật định lượng cụ thể:

  1. Thiết lập chuỗi thông số động học đồng bộ: Xác định công suất và mô men xoắn trên từng cấp truyền động từ động cơ $5,5\text{ kW}$ qua bộ truyền đai ($u = 3,77$), hộp giảm tốc 2 cấp ($u_1 = 4,49, u_2 = 3,12$) đến trục tang làm việc ($n_{lv} = 56,2\text{ vòng/phút}$, sai số vận tốc $3,04%$).
  2. Tối ưu hóa hình học ăn khớp bánh răng: Ứng dụng thành công hệ số dịch chỉnh ($x_1 = 0,64, x_2 = 2,24$) trên cấp nhanh răng nghiêng để chuẩn hóa khoảng cách trục về $a_w = 110\text{ mm}$ mà vẫn đảm bảo độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 410\text{ MPa} < 484,5\text{ MPa}$) và độ bền uốn. Đồng thời hiệu chỉnh bề rộng răng cấp chậm từ $78\text{ mm}$ xuống $58\text{ mm}$ để tiết kiệm vật liệu.
  3. Đảm bảo an toàn cơ học cho hệ thống trục và gối đỡ: Tính toán độ bền mỏi và bền tĩnh cho ba trục với hệ số an toàn mỏi $s \ge 2,18$ (vượt yêu cầu cho phép $[s] = 1,5-2,5$); lựa chọn các ổ lăn tiêu chuẩn GOST 8338-75 với tuổi thọ tính toán đạt trên 930 triệu vòng quay (vượt yêu cầu 10.000 giờ làm việc).
  4. Đề xuất giải pháp khắc phục vấn đề bôi trơn: Phát hiện giới hạn chiều cao ngập răng $h_2 = 5,625\text{ mm} < 10\text{ mm}$ khi bôi trơn ngâm dầu và đề xuất phương án kỹ thuật hợp lý (tăng lượng dầu ngập hoặc nâng vị trí lắp que thăm dầu) nhằm đảm bảo tuổi thọ làm việc cho bộ truyền.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Khóa luận giới hạn ở việc tính toán thiết kế theo phương pháp giải tích truyền thống và tra cứu bảng biểu bán thực nghiệm, chưa kết hợp mô phỏng số kiểm chứng ứng suất và biến dạng đàn hồi của hệ trục/vỏ hộp trên các phần mềm CAE/FEM (như ANSYS, SolidWorks Simulation).
  • Hiện tượng bôi trơn ngâm dầu đối với bánh răng cấp chậm chưa thỏa mãn hoàn toàn công thức giải tích chuẩn $H \ge 10\text{ mm}$, việc đề xuất tăng lượng dầu cần được đánh giá thêm về tổn thất công suất do khuấy dầu và hiện tượng sủi bọt nhiệt khi vận hành liên tục 2 ca/ngày.
  • Hướng phát triển tiếp theo bao gồm việc tối ưu hóa khối lượng kết cấu vỏ hộp đúc, lập quy trình công nghệ chế tạo chi tiết trục và bánh răng, đồng thời xây dựng mô hình mô phỏng động học 3D hoàn chỉnh.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn cao cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Ô tô, Cơ điện tử và Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp.
  • Người làm kỹ thuật cần tài liệu hướng dẫn từng bước về phương pháp phân phối tỷ số truyền, giải bài toán dịch chỉnh bánh răng, phân tích hệ lực không gian trên trục và kiểm nghiệm ổ lăn, then theo tiêu chuẩn kỹ thuật.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án là loại nào và có các thông số kỹ thuật chính ra sao? Động cơ được chọn là loại không đồng bộ ba pha 4A100L2Y3, công suất định mức $5,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, tỷ số mô men mở máy $T_k / T_{đn} = 2$.

2. Tỷ số truyền của toàn hệ thống được phân phối cho các bộ truyền như thế nào? Tổng tỷ số truyền $u_c = 52,78$ được phân phối gồm: bộ truyền đai thang ngoài hộp $u_đ = 3,77$; bộ truyền bánh răng cấp nhanh $u_1 = 4,49$; bộ truyền bánh răng cấp chậm $u_2 = 3,12$. Sai số tỷ số truyền tính toán so với lý thuyết là $0,05%$, sai số vận tốc vòng trên trục tang là $3,04% \le 5%$.

3. Các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại răng và mô đun nào? Cặp bánh răng cấp nhanh sử dụng răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 18,20^\circ$, mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 110\text{ mm}$ ($Z_1 = 19, Z_2 = 86$). Cặp bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng với $\beta = 0^\circ$, mô đun $m = 2,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 195\text{ mm}$ ($Z_1 = 37, Z_2 = 116$). Cả hai cặp đều chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện.

4. Các loại ổ lăn được lựa chọn cho ba trục của hộp giảm tốc có ký hiệu gì? Các ổ lăn đều là ổ bi đỡ 1 dãy theo tiêu chuẩn GOST 8338-75 (cấp chính xác 0): Trục I dùng ổ cỡ trung 305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$); Trục II dùng ổ cỡ nặng 407 ($d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 25\text{ mm}$); Trục III dùng ổ cỡ nhẹ 213 ($d = 65\text{ mm}, D = 120\text{ mm}, B = 23\text{ mm}$).

5. Tác giả đã xử lý vấn đề chưa thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu như thế nào? Khi tính toán chiều cao ngập răng $h_2 = 5,625\text{ mm} < 10\text{ mm}$, điều kiện bôi trơn chuẩn theo giải tích chưa thỏa mãn. Do khoảng cách trục không thể tăng thêm để tránh sai lệch động học, tác giả đề xuất biện pháp kỹ thuật là tăng lượng dầu ngâm trong vỏ hộp hoặc bố trí vị trí que thăm dầu cao hơn định mức tiêu chuẩn.

Kết luận

Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy của sinh viên Trương Tấn Khang đã giải quyết đầy đủ, logic và chính xác bài toán thiết kế trạm dẫn động xích tải/băng tải công suất làm việc $4,2\text{ kW}$. Toàn bộ các cụm chi tiết máy gồm bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp, hệ trục, mối ghép then, ổ lăn và vỏ hộp đúc đều được tính toán kiểm nghiệm bền nghiêm ngặt theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Tài liệu cung cấp hệ thống số liệu thiết kế chi tiết, rõ ràng, có giá trị ứng dụng và tham khảo học thuật cao cho sinh viên khối ngành kỹ thuật cơ khí.