Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các ngành công nghiệp sản xuất, chế biến và khai khoáng, băng tải đóng vai trò là thiết bị vận chuyển liên tục vật liệu rời và hàng kiện. Hệ thống dẫn động đóng vai trò trung tâm trong việc đảm bảo tốc độ vận hành ổn định, khả năng chịu tải và độ tin cậy của toàn bộ dây chuyền. Đồ án thiết kế máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số 12, Phương án số 14) được thực hiện tại Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Vũ Công Hòa và sinh viên thực hiện Tiêu Minh Đức (MSSV: 2113234) trong năm học 2023 - 2024.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được xác định rõ ràng qua 7 nội dung kỹ thuật trọng tâm:

  1. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang).
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh).
  4. Xây dựng sơ đồ phân tích lực và tính toán giá trị lực tác dụng lên các bộ truyền và trục.
  5. Tính toán thiết kế kết cấu trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh và lựa chọn then.
  6. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trên các trục, chọn và kiểm nghiệm nối trục đàn hồi.
  7. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, lựa chọn bu lông, các chi tiết phụ và xác định dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Hồ sơ bàn giao theo yêu cầu của đồ án gồm: 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và 01 bản vẽ chế tạo chi tiết theo đúng tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (TCVN).

Đối tượng và phạm vi thiết kế:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải cơ khí bao gồm động cơ điện xoay chiều 3 pha, bộ truyền đai thang hở, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ phân đôi cấp nhanh và khớp nối trục đàn hồi nối trực tiếp với trục tang dẫn băng tải.
  • Phạm vi thông số làm việc đầu vào:
    • Lực kéo vòng trên băng tải: $F = F_t = 4800 \text{ N}$.
    • Vận tốc di chuyển của băng tải: $v = 1,8 \text{ m/s}$.
    • Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 450 \text{ mm}$.
    • Thời hạn phục vụ: $L = 4 \text{ năm}$ (tương đương số ngày làm việc trong một năm $K_{ng} = 347 \text{ ngày}$, chế độ làm việc 2 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ).
    • Đặc tính tải trọng: Hệ thống quay một chiều, làm việc chịu tải va đập nhẹ, chế độ tải trọng gồm 2 bậc với $T_1 = T$ và $T_2 = 0$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án được xây dựng dựa trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy, cơ học máy và sức bền vật liệu tiêu chuẩn, tham chiếu trực tiếp từ các tài liệu học thuật kỹ thuật cơ khí:

  • Giáo trình Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc).
  • Tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển).
  • Các tiêu chuẩn kỹ thuật: Tiêu chuẩn khoảng cách trục hộp giảm tốc SEV 229-75, tiêu chuẩn TCVN về dung sai, lắp ghép và vật liệu chế tạo máy.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật:

  • Phương pháp động học và động lực học hệ dẫn động: Xác định công suất tính toán trên trục công tác, công suất tương đương, hiệu suất truyền động chung và phân phối tỉ số truyền tối ưu cho các cấp truyền động nhằm đảm bảo kích thước nhỏ gọn và bôi trơn tốt.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và uốn: Thiết kế kích thước bộ truyền đai theo điều kiện chống trượt trơn; thiết kế bộ truyền bánh răng theo độ bền tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H]$ và độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$, kiểm nghiệm ứng suất quá tải tức thời theo tải trọng đỉnh.
  • Phương pháp phân tích lực và sức bền dầm không gian: Tách trục thành các sơ đồ dầm chịu lực không gian ba chiều ($x, y, z$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, vẽ biểu đồ moment uốn ($M_x, M_y$) và moment xoắn ($T$), từ đó tính moment tương đương $M_{tđ}$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn mỏi và tĩnh của trục: Tính toán hệ số an toàn mỏi $S$ tại các tiết diện nguy hiểm dựa trên hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và độ dôi lắp ghép; kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của mối ghép then bằng.
  • Phương pháp chọn ổ lăn và nối trục: Xác định tuổi thọ ổ theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$; chọn nối trục đàn hồi và kiểm nghiệm sức bền chốt đàn hồi.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật hệ thống dẫn động

Hệ thống dẫn động được tổ chức theo cấu trúc truyền động: Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Trục tang dẫn băng tải. Việc lựa chọn cấu trúc phân đôi ở cấp nhanh giúp lực ăn khớp dọc trục tự triệt tiêu lẫn nhau, giảm tải trọng uốn cho trục I và trục II, đồng thời phân bố đều tải trọng sang hai vành bánh răng.

Thông số động học / Trục Động cơ Trục I (Đầu vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra) Trục công tác (Tang dẫn)
Công suất $P$ (kW) 9,97 9,47 9,09 8,73 8,64
Tỉ số truyền $u$ 2,39 3,08 2,60 1,00 1,00
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1458,00 610,00 198,05 76,17 76,17
Moment xoắn $T$ (Nmm) 65.304,18 148.259,84 438.321,13 1.094.545,10 1.083.261,13

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương 1 tiến hành tính toán công suất trên trục công tác của băng tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4800 \cdot 1,8}{1000} = 8,64 \text{ kW}$$

Hiệu suất chung của toàn hệ thống được xác định với hiệu suất bộ truyền đai thang $\mu_đ = 0,95$, bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh $\mu_{br} = 0,97$, bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm $\mu_{br} = 0,97$, và nối trục $\mu_{nt} = 1,0$, cho ra hiệu suất tổng $\mu_{ch} = 0,86$. Công suất cần thiết của động cơ được tính là $P_{ct} = 8,55 \text{ kW}$. Số vòng quay của trục tang dẫn được tính toán: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,8}{\pi \cdot 450} = 76,39 \text{ vòng/phút}$$

Tác giả chọn động cơ điện 4A132M4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 11,0 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1458 \text{ vòng/phút}$, thỏa mãn điều kiện $P_{đc} > P_{ct}$ và số vòng quay gần với số vòng quay sơ bộ. Tỉ số truyền chung của hệ thống $u_{ch} = 19,09$ được phân phối thành: tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_đ = 2,39$, tỉ số truyền cấp nhanh hộp giảm tốc $u_{cn} = 3,08$ và tỉ số truyền cấp chậm $u_{cc} = 2,6$.

Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai

Chương 2 thực hiện thiết kế bộ truyền đai hình thang thường đặt ngoài với tiết diện loại Б:

  • Thông số hình học: Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 224 \text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn $d_2 = 530 \text{ mm}$ (cho tỉ số truyền thực tế $u = 2,39$, sai lệch $0%$). Khoảng cách trục được tính toán chính xác là $a = 567,17 \text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2360 \text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 149,25^\circ$.
  • Kết cấu và số lượng: Số lượng dây đai được tính toán và chọn là $z = 2$ đai. Bề rộng bánh đai $B = 44 \text{ mm}$, đường kính ngoài của bánh đai nhỏ $d_{a1} = 232,4 \text{ mm}$, bánh đai lớn $d_{a2} = 538,4 \text{ mm}$.
  • Động lực học: Vận tốc đai đạt $v_1 = 17,1 \text{ m/s}$ ($i = 7,246 \le 10$ vòng/s, thỏa mãn điều kiện chạy mỏi). Lực căng trên một sợi đai ban đầu $F_0 = 361 \text{ N}$, tổng lực tác dụng lên trục đai $F_r = 1392,32 \text{ N}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

Chương 3 tính toán chi tiết hai cấp bánh răng trụ ăn khớp trong hộp giảm tốc, vật liệu chế tạo cho cả hai cấp là thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng bánh nhỏ HB1 = 260, bánh lớn HB2 = 250 ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$):

  • Cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w1} = 160 \text{ mm}$, môđun pháp $m_1 = 2 \text{ mm}$.
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 39,76^\circ$. Số răng: $z_1 = 30$, $z_2 = 93$, tỉ số truyền thực tế $u_{m1} = 3,1$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kích thước: Đường kính chia $d_1 = 78,05 \text{ mm}, d_2 = 241,95 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 82,05 \text{ mm}, d_{a2} = 245,95 \text{ mm}$; bề rộng vành răng bánh dẫn $b_{w1} = 48 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 43 \text{ mm}$.
    • Cấp chính xác chế tạo là 9. Lực ăn khớp: lực vòng $F_{t1} = 1899,55 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 1170,16 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 1580,4 \text{ N}$. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 438,82 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 518,18 \text{ MPa}$, kiểm nghiệm ứng suất uốn và quá tải đều đạt yêu cầu.
  • Cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
    • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 250 \text{ mm}$, môđun $m_2 = 4 \text{ mm}$.
    • Góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$. Số răng: $z_3 = 35$, $z_4 = 90$, tỉ số truyền $u_{m2} = 2,57$, hệ số dịch chỉnh $x_3 = x_4 = 0$.
    • Kích thước: Đường kính chia $d_3 = 140 \text{ mm}, d_4 = 360 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a3} = 148 \text{ mm}, d_{a4} = 368 \text{ mm}$; bề rộng vành răng bánh dẫn $b_{w3} = 100 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w4} = 95 \text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: lực vòng $F_{t3} = 6261,73 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 2279,08 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = 0 \text{ N}$. Bộ truyền đạt cấp chính xác 9, thỏa mãn kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và quá tải tĩnh.

Chương 4: Lực tác dụng lên trục và sơ đồ tính toán các trục hộp giảm tốc

Chương 4 tổng hợp trạng thái tải trọng tác dụng lên 3 trục của hộp giảm tốc:

  • Trục I: Chịu lực kéo từ bộ truyền đai $F_đ = 1392,32 \text{ N}$ và lực ăn khớp từ hai bánh răng nghiêng cấp nhanh ($F_{t1} = 1899,55 \text{ N}, F_{r1} = 1170,16 \text{ N}, F_{a1} = 1580,4 \text{ N}$). Do bố trí phân đôi đối xứng, hai lực dọc trục $F_{a1}$ hướng ngược nhau nên triệt tiêu lực dọc trục tổng thể tác dụng lên gối trục.
  • Trục II: Chịu lực từ hai bánh răng bị dẫn cấp nhanh ($F_{t2} = 1899,55 \text{ N}, F_{r2} = 1170,16 \text{ N}, F_{a2} = 1580,4 \text{ N}$) và lực từ bánh răng dẫn cấp chậm đặt ở giữa ($F_{t3} = 6217,32 \text{ N}, F_{r3} = 2262,92 \text{ N}$), moment xoắn $T_2 = 438321,13 \text{ Nmm}$.
  • Trục III: Chịu lực ăn khớp từ bánh răng lớn cấp chậm ($F_{t4} = 6261,73 \text{ N}, F_{r4} = 2279,08 \text{ N}$) và phản lực từ khớp nối đàn hồi ($D_0 = 160 \text{ mm}$), moment xoắn $T_3 = 1094545,1 \text{ Nmm}$.

Chương 5: Thiết kế trục và chọn then

Chương 5 lựa chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 ($\sigma_b = 785 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 540 \text{ MPa}$ cho trục I và II; $\sigma_b = 736 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 490 \text{ MPa}$ cho trục III; $[\tau] = 12 \dots 20 \text{ MPa}$):

  • Phác thảo đường kính và chiều dài các đoạn trục: Dựa trên khoảng cách giữa các chi tiết quay và thành hộp ($k_1 = k_2 = 15 \text{ mm}$), tác giả giải hệ phương trình cân bằng lực và moment, vẽ biểu đồ nội lực $M_x, M_y, T$, tính đường kính trục tiêu chuẩn tại các tiết diện:
    • Trục I: Đoạn lắp đai $d_đ = 30 \text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_B = 35 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{br1} = d_{br1'} = 40 \text{ mm}$.
    • Trục II: Ngõng lắp ổ lăn $d_C = d_D = 45 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng cấp nhanh $d_{br2} = d_{br2'} = 50 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng cấp chậm $d_{br3} = 60 \text{ mm}$.
    • Trục III: Đoạn lắp nối trục $d_{nt} = 63 \text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_E = d_F = 65 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng lớn $d_{br4} = 70 \text{ mm}$.
  • Chọn then và kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng tiêu chuẩn lắp tại các vị trí truyền moment xoắn. Kích thước tiết diện then ($b \times h$) lần lượt là $8 \times 7 \text{ mm}$ (trục 30 mm), $12 \times 8 \text{ mm}$ (trục 40 mm), $14 \times 9 \text{ mm}$ (trục 50 mm), $18 \times 11 \text{ mm}$ (trục 60 mm và 63 mm), $20 \times 12 \text{ mm}$ (trục 70 mm). Tất cả các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$) và bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 40 \text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và tĩnh: Tính toán hệ số an toàn mỏi $S$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng (ví dụ tiết diện $l_{m12}$ có $S = 5,16$, $l_{m1}$ có $S = 3,2$, $l_{m2}$ có $S = 2,8$, $l_{m3}$ có $S = 2,14$, $l_{m4}$ có $S = 3,86$), tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[S] = 1,5 \dots 2,5$. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải thỏa mãn $\sigma_{tđ} \le [\sigma]_{max}$.

Chương 6: Thiết kế ổ lăn và lựa chọn nối trục

Chương 6 tính toán thiết kế ổ lăn và khớp nối:

  • Ổ lăn trục I: Trục I không chịu lực dọc trục tổng thể ($F_a = 0$), tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 207 cho cả hai gối đỡ A và B ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, C = 20,1 \text{ kN}, C_0 = 13,9 \text{ kN}$). Tải trọng hướng tâm lớn nhất tại gối B là $F_B = 2355,67 \text{ N}$, kiểm nghiệm tuổi thọ động đạt yêu cầu so với thời gian làm việc danh định $L_h = 11104 \text{ giờ}$.
  • Ổ lăn trục II và III: Tính toán chọn ổ lăn chịu tải động và tải tĩnh theo các phản lực tổng hợp tại gối đỡ $C, D$ (trục II) và $E, F$ (trục III).
  • Lựa chọn nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi nối trục III với trục tang dẫn băng tải căn cứ theo moment xoắn tính toán $T_3 = 1.094.545,10 \text{ Nmm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 160 \text{ mm}$, kiểm nghiệm độ bền dập của vòng đàn hồi cao su và độ bền uốn của chốt thép.

Chương 7: Chọn thân máy, bulông, các chi tiết phụ khác và dung sai lắp ghép

Chương 7 hoàn thiện kết cấu cơ khí tổng thể của hộp giảm tốc:

  • Vỏ hộp giảm tốc: Chọn vỏ hộp đúc bằng gang xám, xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng và kích thước các gờ lắp ghép.
  • Bu lông và chi tiết liên kết: Chọn bu lông nền ghép vỏ hộp với khung móng, bu lông ghép nắp và thân hộp, bu lông vòng vận chuyển và bu lông nắp ổ.
  • Chi tiết phụ: Bố trí nắp ổ, cửa thăm dầu trên nắp hộp để quan sát vết ăn khớp, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn, nút thông hơi hình trụ cân bằng áp suất không khí bên trong hộp, nút tháo dầu ở đáy hộp để thay dầu định kỳ, hai chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ ổ khi gia công và lắp ráp, cùng hệ thống vòng chắn dầu ngăn rò rỉ bôi trơn ra ngoài ổ lăn.
  • Dung sai và lắp ghép: Xác định dung sai lắp ghép theo TCVN cho ngõng trục lắp ổ lăn (kiểu lắp $k6$), lắp then, lắp bánh răng và nửa khớp nối.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án hoàn thành trọn vẹn việc tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động băng tải 2 cấp phân đôi cấp nhanh theo các thông số kỹ thuật thực tế:

Cụm kết cấu Thông số kỹ thuật chính Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn
Động cơ điện Kiểu động cơ, Công suất, Tốc độ 4A132M4Y3, $P = 11,0 \text{ kW}$, $n = 1458 \text{ vg/ph}$
Bộ truyền đai ngoài Tiết diện, Số đai, Đường kính đai, Chiều dài đai Đai thang Б, $z = 2$, $d_1 = 224 \text{ mm}, d_2 = 530 \text{ mm}$, $L = 2360 \text{ mm}$
Cặp bánh răng cấp nhanh Dạng răng, Khoảng cách trục, Môđun, Số răng Trụ răng nghiêng phân đôi, $a_{w1} = 160 \text{ mm}, m_1 = 2 \text{ mm}$, $z_1 = 30, z_2 = 93, \beta = 39,76^\circ$
Cặp bánh răng cấp chậm Dạng răng, Khoảng cách trục, Môđun, Số răng Trụ răng thẳng, $a_{w2} = 250 \text{ mm}, m_2 = 4 \text{ mm}$, $z_3 = 35, z_4 = 90, \beta = 0^\circ$
Hệ thống trục Đường kính các đoạn trục chính Trục I (30-35-40 mm), Trục II (45-50-60 mm), Trục III (63-65-70 mm)
Ổ lăn trục I Loại ổ, Ký hiệu, Kích thước danh nghĩa Ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ, Ký hiệu 207 ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}$)
Khớp nối trục đầu ra Loại khớp nối, Đường kính tâm chốt Nối trục vòng đàn hồi, $D_0 = 160 \text{ mm}$

Giải pháp và đóng góp kỹ thuật của tác giả:

  • Giải pháp bố trí phân đôi cấp nhanh: Khắc phục được nhược điểm lực dọc trục lớn của bộ truyền bánh răng nghiêng bằng cách tách vành răng cấp nhanh thành hai nửa đối xứng có chiều xoắn ngược nhau, giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ lên trục I, tăng độ cứng vững và giảm kích thước đường kính ngõng trục.
  • Tính thống nhất vật liệu: Sử dụng thống nhất mác thép C45 tôi cải thiện cho cả bánh răng và trục giúp tối ưu hóa quy trình gia công cơ khí, giảm chi phí chế tạo và chuẩn hóa việc nhiệt luyện trong sản xuất công nghiệp.
  • Hệ thống tài liệu thiết kế hoàn chỉnh: Cung cấp đầy đủ cơ sở tính toán kiểm nghiệm sức bền (tiếp xúc, uốn, mỏi, dập, cắt, tĩnh), đồng thời xác lập chi tiết bảng dung sai lắp ghép và kết cấu vỏ hộp theo tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế được ghi nhận từ phạm vi đề tài:
    • Mô hình tính toán tải trọng vận hành dựa trên giả định hai mức tải trọng đơn giản ($T_1 = T, T_2 = 0$) với tải va đập nhẹ, chưa mô phỏng được các dải dao động xoắn phi tuyến tính hoặc hiện tượng quá tải đột ngột khi băng tải bị kẹt liệu.
    • Thuyết minh chưa bao gồm phần tính toán cân bằng nhiệt chi tiết cho toàn bộ vỏ hộp giảm tốc khi làm việc liên tục 2 ca/ngày trong điều kiện khí hậu nhiệt đới gió mùa.
  • Hướng mở rộng và phát triển:
    • Ứng dụng các phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất cục bộ tại các vị trí góc lượn trục, rãnh then và kiểm tra biến dạng vỏ hộp khi chịu tải trọng lớn nhất.
    • Xây dựng thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu bằng máy tính nhằm cực tiểu hóa khối lượng toàn bộ hộp giảm tốc và giảm thiểu mômen quán tính thu gọn của các bánh răng lớn.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo ứng dụng cao:

  • Đối tượng sử dụng: Sinh viên, học viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Nội dung tham khảo giá trị:
    • Trình tự mẫu mực về phân phối tỉ số truyền và chọn động cơ điện theo điều kiện công suất tương đương.
    • Phương pháp giải tích kết cấu phân đôi cấp nhanh, cách lập phương trình cân bằng tĩnh học không gian và vẽ biểu đồ mômen nội lực cho dầm nhiều bậc.
    • Bảng tổng hợp dung sai lắp ghép kỹ thuật, lựa chọn then bằng và chi tiết phụ của hộp giảm tốc đúc.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lại lựa chọn sơ đồ hộp giảm tốc khai triển phân đôi cấp nhanh thay vì hộp giảm tốc hai cấp đồng trục hay khai triển thông thường?
Sơ đồ phân đôi cấp nhanh giúp chia đôi tải trọng tiếp xúc lên hai vành răng nghiêng đối xứng. Cách bố trí này giúp lực dọc trục sinh ra từ hai vành răng nghiêng tự triệt tiêu lẫn nhau, loại bỏ hoàn toàn tải trọng dọc trục tác dụng lên gối trục I, qua đó cho phép sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ thay vì ổ đũa côn phức tạp, đồng thời làm giảm mômen uốn và đường kính trục.

2. Động cơ điện được lựa chọn trong hệ thống dẫn động có các thông số kỹ thuật chính xác nào?
Động cơ được chọn là loại động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ 4A132M4Y3 với công suất định mức $P_{đc} = 11,0 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1458 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và $T_k/T_{dn} = 1,4$.

3. Vật liệu và phương pháp xử lý nhiệt được sử dụng cho các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là gì?
Cả hai cấp bánh răng đều sử dụng thống nhất mác thép C45 tôi cải thiện, đạt giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$, giới hạn bền $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$. Độ rắn của bánh răng nhỏ được chọn là HB1 = 260 và bánh răng lớn là HB2 = 250, đảm bảo độ chênh lệch độ cứng hợp lý giữa bánh dẫn và bánh bị dẫn.

4. Kích thước khoảng cách trục và môđun của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đạt bao nhiêu?
Bộ truyền cấp nhanh răng nghiêng phân đôi có khoảng cách trục $a_{w1} = 160 \text{ mm}$ (theo tiêu chuẩn SEV 229-75) và môđun pháp $m_1 = 2 \text{ mm}$. Bộ truyền cấp chậm răng thẳng có khoảng cách trục $a_{w2} = 250 \text{ mm}$ và môđun $m_2 = 4 \text{ mm}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục có thỏa mãn điều kiện bền không?
Tất cả các tiết diện trục nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi với hệ số an toàn tính toán $S$ lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[S] = 1,5 \dots 2,5$. Cụ thể, tại trục I tiết diện lắp đai $S = 5,16$, lắp bánh răng $S = 3,2$; tại trục II tiết diện lắp bánh răng cấp nhanh $S = 2,8$, lắp bánh răng cấp chậm $S = 2,14$; tại trục III tiết diện lắp bánh răng lớn $S = 3,86$ và lắp nối trục $S = 5,95$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số 12, Phương án số 14) do sinh viên Tiêu Minh Đức thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Vũ Công Hòa đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ quy trình tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí cho hệ dẫn động 2 cấp phân đôi. Các kết quả tính toán bộ truyền đai, bánh răng, trục, then, ổ lăn và chi tiết vỏ hộp đều đạt các tiêu chuẩn kiểm nghiệm bền tiếp xúc, bền uốn, độ an toàn mỏi và quá tải tĩnh theo quy chuẩn TCVN. Đây là bản thuyết minh thiết kế máy hoàn chỉnh, có tính chuẩn xác kỹ thuật cao và là tài liệu tham khảo giá trị cho sinh viên và kỹ sư ngành kỹ thuật cơ khí chế tạo máy.