Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và logistics hiện đại, thiết bị vận chuyển liên tục như băng tải đóng vai trò cốt lõi trong việc trung chuyển nguyên vật liệu và thành phẩm. Để đảm bảo băng tải hoạt động ổn định với hiệu suất năng lượng tối ưu và độ tin cậy cơ học cao, việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm nguồn động lực (động cơ điện), bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) và hộp giảm tốc đóng vai trò then chốt trong kỹ thuật cơ khí chế tạo máy.

Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" được thực hiện trong khuôn khổ Học phần Thiết kế hệ thống cơ khí - Dự án số 1 (Mã lớp học phần: 101255023102101A / Nh21) tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng. Nghiên cứu do nhóm sinh viên Lê Quốc Tuấn (MSV: 101210247) và Lê Võ Văn Ý (MSV: 101210250) thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Trần Ngọc Hải và TS. Võ Trần Anh, trong thời gian từ Tuần 4 (21/8/2023) đến Tuần 19.

Nhiệm vụ thiết kế đặt ra là xây dựng hoàn chỉnh phương án động học và kết cấu cho hệ thống cơ khí dẫn động băng tải vận chuyển hàng hóa dựa trên tập số liệu kỹ thuật cho trước:

  1. Lực kéo băng tải: $P = 1850\text{ N}$.
  2. Vận tốc băng tải: $V = 1{,}3\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 310\text{ mm}$.
  4. Đặc tính tải trọng: Tải thay đổi, rung động nhẹ.
  5. Chế độ làm việc: 5 năm, mỗi năm làm việc 320 ngày, mỗi ngày làm việc 14 giờ (tổng thời gian phục vụ $L_h = 22.400\text{ giờ}$), làm việc 2 ca.
  6. Chiều quay: Làm việc một chiều.

Phạm vi nghiên cứu tập trung vào chuỗi truyền động cơ khí từ trục động cơ điện, qua bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc, đi qua hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng kiểu khai triển, đến khớp nối đàn hồi nối với trục tang băng tải.

Thông số đầu vào Giá trị danh định Đơn vị
Lực kéo băng tải ($P$) 1850 $\text{N}$
Vận tốc chuyển động băng tải ($V$) 1,3 $\text{m/s}$
Đường kính tang dẫn ($D$) 310 $\text{mm}$
Chế độ vận hành Tải thay đổi, rung động nhẹ —
Thời gian phục vụ tổng cộng ($L_h$) 22.400 $\text{giờ}$
Chiều quay làm việc 1 chiều —

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Phương pháp luận của đề tài dựa trên quy trình tính toán thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí chuẩn theo tài liệu chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của PGS.TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển:

  • Lý thuyết động lực học máy và truyền động điện: Phân tích đặc tính làm việc của động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch so với động cơ một chiều (DC) và xoay chiều một pha; tính toán công suất tương đương khi tải trọng thay đổi theo thời gian; xác định hiệu suất truyền động tổng thể của toàn hệ thống thông qua tích số hiệu suất của từng cặp bộ truyền và cặp ổ lăn.
  • Phương pháp tính toán bộ truyền ma sát (truyền động đai): Áp dụng lý thuyết biến dạng dẻo và tiếp xúc ma sát trên bề mặt rãnh bánh đai thang; kiểm nghiệm vận tốc đai, tần số uốn $i$, góc ôm đai $\alpha_1$, và xác định số lượng dây đai nhằm tránh hiện tượng trượt trơn và mỏi sớm.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng: Dựa trên tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc mặt răng (theo công thức Hertz) và sức bền uốn tại chân răng (theo công thức Lewis hiệu chỉnh); tính toán kiểm nghiệm quá tải khi khởi động và phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.
  • Phương pháp sức bền vật liệu và thiết kế trục máy: Phân tích lực không gian tác dụng lên các đoạn trục (lực vòng, lực hướng tâm, lực dọc trục); lập biểu đồ mômen uốn theo hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$) và mômen xoắn; xác định đường kính trục theo độ bền mỏi (xét đến hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và độ dôi khi lắp ghép) và độ bền tĩnh khi quá tải.
  • Phương pháp lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Dựa trên khả năng tải động ($C$) và khả năng tải tĩnh ($C_0$) theo tiêu chuẩn chịu tải trọng hướng tâm kết hợp tải trọng dọc trục.

Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí

Hệ thống dẫn động được thiết kế dưới dạng một trạm dẫn động hoàn chỉnh với cấu trúc truyền lực gồm các cụm cụ thể:

[Động cơ điện DK 42-2] 
[Trục I vào HGT] 
[Trục II trung gian] 
[Trục III ra HGT] 
[Tang dẫn băng tải]

Toàn bộ hệ thống cơ khí được đồng bộ hóa vật liệu và thông số kết cấu:

  • Hộp giảm tốc hai cấp khai triển: Sử dụng vỏ đúc bằng gang, bố trí các cặp bánh răng trụ răng nghiêng nhằm nâng cao hệ số trùng khớp, giúp bộ truyền làm việc êm ái, giảm rung động và tiếng ồn.
  • Kết cấu trục và then: Các trục được bậc thang hóa để định vị các ổ lăn và chi tiết quay, rãnh then được phay bằng dao phay ngón lắp ghép then bằng theo tiêu chuẩn TCVN với kiểu lắp $k6$.
  • Gối đỡ: Bố trí ổ bi đỡ - chặn và ổ bi đỡ một dãy định vị ngõng trục, tiếp nhận phản lực gối đỡ và lực dọc trục do góc nghiêng của răng sinh ra.

Nội dung chính theo từng phần

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí và chọn động cơ

Tác giả tiến hành xác định các thông số năng lượng và động học của toàn hệ thống dựa trên yêu cầu vận hành của băng tải:

  1. Xác định công suất trên trục công tác:

    • Công suất làm việc lớn nhất: $$P_{\max} = \frac{P \cdot V}{1000} = \frac{1850 \cdot 1{,}3}{1000} = 2{,}405\text{ kW}$$
    • Công suất tính toán tương đương theo biểu đồ tải trọng thay đổi: $$P_t = P_{tđ} = 1{,}983\text{ kW}$$

  2. Hiệu suất truyền động tổng thể:

    • Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động qua 4 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền đai và 2 cặp bánh răng: $$\eta = \eta_{đai} \cdot \eta_{ôl}^4 \cdot \eta_{br}^2 = 0{,}841$$
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta} = \frac{1{,}983}{0{,}841} \approx 2{,}354\text{ kW}$$

  3. Số vòng quay và chọn động cơ điện:

    • Số vòng quay của trục tang dẫn băng tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot V}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1{,}3}{\pi \cdot 310} = 80{,}09\text{ vòng/phút}$$
    • Tỷ số truyền sơ bộ định hướng: $u_{sb} = u_đ \cdot u_h = 3{,}56 \cdot 10 = 35{,}6$.
    • Số vòng quay sơ bộ động cơ: $n_{sb} = 80{,}09 \cdot 35{,}6 \approx 2851\text{ vòng/phút}$.
    • Tra bảng động cơ điện ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch, chọn động cơ DK 42-2 với các thông số:
      • Công suất định mức: $P_{đc} = 2{,}8\text{ kW}$ (thỏa mãn $P_{đc} \ge P_{ct} = 2{,}354\text{ kW}$).
      • Số vòng quay đồng bộ: $n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$.
      • Hệ số công suất: $\cos\gamma = 0{,}88$.
      • Tỷ số mômen mở máy: $T_k / T_{dn} = 1{,}9$ (thỏa mãn điều kiện quá tải $T_m/T_{đn} = 1{,}4 \le 1{,}9$).
      • Khối lượng động cơ: $47\text{ kg}$.

  4. Phân phối tỷ số truyền và lập bảng thông số động học:

    • Tỷ số truyền toàn bộ thực tế: $$u_t = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2880}{80{,}09} = 35{,}958$$
    • Tỷ số truyền bộ truyền đai: $u_đ = 3{,}56$.
    • Tỷ số truyền hộp giảm tốc hai cấp: $u_h = \frac{35{,}958}{3{,}56} \approx 10{,}101$.
    • Phân chia cho hai cấp bánh răng: Cặp cấp nhanh $u_1 = 3{,}83$; Cặp cấp chậm $u_2 = 2{,}61$.
    • Sai lệch tỷ số truyền bộ truyền đai thực nghiệm chỉ đạt $0{,}8% < 4%$, nằm trong giới hạn cho phép.
Trục Động cơ Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 2,432 2,218 2,108 2,003 1,983
Tỷ số truyền $u$ — 3,56 3,83 (thực 3,81) 2,61 1,00
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2880 808,99 211,22 80,93 80,09
Mômen xoắn $T$ (N.mm) 8.063,76 26.180,77 95.298,83 236.392,94 236.392,94

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

1. Tính toán bộ truyền đai thang thường

  • Chọn loại đai: Dựa trên công suất $P = 2{,}432\text{ kW}$ và tốc độ $n = 2880\text{ vòng/phút}$, lựa chọn đai thang loại A ($b_t = 11\text{ mm}, b = 13\text{ mm}, h = 8\text{ mm}, y_0 = 2{,}8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$).
  • Kích thước bánh đai:
    • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 140\text{ mm}$.
    • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n}{60000} = 21{,}11\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$ (đảm bảo điều kiện làm việc của đai thường).
    • Hệ số trượt tương đối: $\varepsilon = 0{,}02$.
    • Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: $d_2 = 500\text{ mm}$ (sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 2{,}37% \le 4%$).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai:
    • Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2240\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục thực tế sau khi căng đai: $a = 589{,}88\text{ mm}$.
    • Tần số uốn đai: $i = \frac{v}{L} = 9{,}42\text{ s}^{-1} \le i_{\max} = 10\text{ s}^{-1}$.
    • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 145{,}21^\circ > 120^\circ$.
  • Số đai và lực tác dụng:
    • Số lượng dây đai tính toán: $z = 1$ sợi.
    • Chiều rộng bánh đai: $B = 20\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh đai $d_{a1} = 146{,}6\text{ mm}$, $d_{a2} = 506{,}6\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu của 1 dây đai: $F_0 = 180{,}72\text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên trục vào hộp giảm tốc: $F_r = 344{,}93\text{ N}$.

2. Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

  • Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện; Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 255$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$); Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 240$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$).
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 513{,}636\text{ MPa}$, ứng suất uốn $[\sigma_{F1}] = 262\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 247\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học bộ truyền:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 95\text{ mm}$.
    • Môđun pháp: $m_n = 1{,}5\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 25$, bánh bị dẫn $z_2 = 96$ ($u_m = 3{,}84$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 17{,}20^\circ$; Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}93^\circ$.
    • Chiều rộng vành răng hiệu chỉnh: $b_w = 30\text{ mm}$.
    • Đường kính chia: $d_1 = 39{,}3\text{ mm}$, $d_2 = 150{,}7\text{ mm}$; Đường kính đỉnh: $d_{a1} = 41\text{ mm}$, $d_{a2} = 153\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm sức bền:
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 501{,}498\text{ MPa} \approx [\sigma_H]_{tx} = 487{,}95\text{ MPa}$ (sai lệch nằm trong ngưỡng $4%$).
    • Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải: $\sigma_{H\max} = 593{,}38\text{ MPa} < [\sigma_H]_{\max} = 1260\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cực đại: $\sigma_{F1\max} = 149{,}19\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]_{\max} = 464\text{ MPa}$.

3. Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

  • Thống nhất môđun pháp: $m_n = 1{,}5\text{ mm}$.
  • Thông số hình học bộ truyền:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 115\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 41$, bánh bị dẫn $z_2 = 107$ ($u_m = 2{,}61$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 15{,}15^\circ$; Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}67^\circ$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = 46\text{ mm}$.
    • Đường kính chia: $d_1 = 64\text{ mm}$, $d_2 = 166\text{ mm}$; Đường kính đỉnh: $d_{a1} = 66\text{ mm}$, $d_{a2} = 168\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm sức bền:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 470\text{ MPa} < [\sigma_H] = 487{,}95\text{ MPa}$ (đảm bảo độ bền tiếp xúc).
    • Ứng suất uốn tại chân răng: $\sigma_{F1} = 138\text{ MPa} < [\sigma_F]$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 556\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1\max} = 189\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.

Phần III: Thiết kế trục, then và tính chọn gối đỡ ổ lăn

1. Thiết kế động học và kích thước trục

  • Vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn tĩnh cho phép $[\sigma] = 272\text{ MPa}$.
  • Đường kính sơ bộ các trục:
    • Trục I: $d_I \approx 16\text{ mm}$.
    • Trục II: $d_{II} \approx 30\text{ mm}$.
    • Trục III: $d_{III} \approx 35\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ trên các trục: $l_{11} = l_{21} = l_{33} = 186{,}5\text{ mm}$.
  • Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục III: $F_{kn} = 886{,}474\text{ N}$ (với đường kính vòng chốt $D_t = 160\text{ mm}$).
  • Xác định kết cấu đường kính các đoạn trục:
    • Trục I (Trục vào): Đoạn lắp bánh đai $d_A = 16\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_E = 20\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 24\text{ mm}$.
    • Trục II (Trục trung gian): Đoạn lắp ổ lăn $d_A = d_D = 25\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng cấp nhanh $d_B = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng cấp chậm $d_C = 34\text{ mm}$.
    • Trục III (Trục ra): Đoạn lắp khớp nối $d_D = 32\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_A = d_C = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_B = 38\text{ mm}$.

2. Kiểm nghiệm then bằng lắp trên các trục

Áp dụng then bằng tiêu chuẩn theo TCVN, tính toán kiểm nghiệm độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 40 \div 60\text{ MPa}$):

Tiết diện trục Đường kính ($d$, mm) Chiều dài then ($l_t$, mm) Tiết diện then ($b \times h$, mm) Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa) Đánh giá
A1 (Trục I - đai) 16 16 $5 \times 5$ 3 102 (xấp xỉ [$\sigma_d$]) 40,9 Đạt
A2 (Trục I - bánh răng) 24 18 $8 \times 7$ 4 40 15,0 Đạt
B1 (Trục II - bánh lớn 1) 30 40 $8 \times 7$ 4 52,94 19,85 Đạt
B2 (Trục II - bánh nhỏ 2) 34 40 $10 \times 8$ 5 46,7 14,0 Đạt
C1 (Trục III - bánh lớn 2) 38 50 $10 \times 8$ 5 83 25,0 Đạt
C2 (Trục III - khớp nối) 32 50 $10 \times 8$ 5 92 27,0 Đạt

3. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục

  • Độ bền mỏi: Tính toán hệ số an toàn uốn ($s_\sigma$) và xoắn ($s_\tau$) tại tất cả các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng:
    • Hệ số an toàn tổng hợp: Tiết diện A2 ($s = 2{,}46$), B1 ($s = 2{,}3$), B2 ($s = 2{,}34$), C1 ($s = 3{,}82$), C2 ($s = 3{,}06$).
    • Tất cả các giá trị đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
  • Độ bền tĩnh khi quá tải:
    • Trục I: $\sigma_{tđ} = 46{,}293\text{ MPa} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
    • Trục II: $\sigma_{tđ} = 57{,}752\text{ MPa} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
    • Trục III: $\sigma_{tđ} = 49{,}706\text{ MPa} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.

4. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Dựa trên đường kính ngõng trục, số vòng quay, trị số lực hướng tâm $F_r$ và lực dọc trục $F_a$, lựa chọn quy cách ổ lăn tiêu chuẩn:

  • Trục I ($d = 20\text{ mm}$): Lực dọc trục $F_a = 412{,}11\text{ N}$, tỷ số $F_a/F_r > 0{,}3 \Rightarrow$ Chọn Ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46354 (Kích thước $d=20\text{ mm}, D=52\text{ mm}, B=15\text{ mm}$, tải trọng động $C = 14\text{ kN}, C_0 = 9{,}17\text{ kN}$).
  • Trục II ($d = 25\text{ mm}$): Lực dọc trục $F_a = |F_{a2} - F_{a3}| = 431{,}59\text{ N} \Rightarrow$ Chọn Ổ đũa côn ký hiệu 7205 hoặc Ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng ký hiệu 405 ($d=25\text{ mm}, D=80\text{ mm}, B=21\text{ mm}, C = 29{,}2\text{ kN}, C_0 = 20{,}8\text{ kN}$).
  • Trục III ($d = 35\text{ mm}$): Lực dọc trục $F_a = 843{,}712\text{ N} \Rightarrow$ Chọn Ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp ký hiệu 36207 (Kích thước $d=35\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=17\text{ mm}$, tải trọng động $C = 24\text{ kN}, C_0 = 18{,}1\text{ kN}$).

Kết quả và đóng góp

Đề tài đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật và thiết kế kết cấu cho toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí băng tải, đạt được các kết quả cụ thể:

  1. Lựa chọn chính xác động cơ điện: Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha rôto ngắn mạch DK 42-2 ($P = 2{,}8\text{ kW}, n = 2880\text{ vòng/phút}$) đảm bảo đủ công suất kéo tải liên tục ($2{,}354\text{ kW}$) và dư công suất khi quá tải mở máy ($T_k/T_{dn} = 1{,}9$).
  2. Xác lập bộ thông số hình học chuẩn hóa:
    • Bộ truyền đai thang loại A với 1 dây đai bản rộng $B=20\text{ mm}$, chiều dài $L=2240\text{ mm}$, đường kính bánh đai $d_1 = 140\text{ mm}, d_2 = 500\text{ mm}$.
    • Hai cặp bánh răng nghiêng ăn khớp với cùng môđun pháp $m_n = 1{,}5\text{ mm}$; cấp nhanh $a_w = 95\text{ mm}$ ($z_1 = 25, z_2 = 96$), cấp chậm $a_w = 115\text{ mm}$ ($z_1 = 41, z_2 = 107$).
  3. Đảm bảo tính bền vững và an toàn kết cấu:
    • Tất cả các tiết diện trục đều vượt qua các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi ($s \ge 2{,}3$) và độ bền tĩnh quá tải ($\sigma_{tđ} \le 57{,}75\text{ MPa} \ll 272\text{ MPa}$).
    • Mối ghép then và gối đỡ ổ lăn đáp ứng trọn vẹn yêu cầu tuổi thọ làm việc $22.400\text{ giờ}$ (5 năm).
  4. Đóng góp kỹ thuật: Đề tài đã chuẩn hóa quy trình phân phối tỷ số truyền và đồng nhất hóa môđun ($m_n = 1{,}5\text{ mm}$) giữa hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển, giúp tối ưu hóa việc lựa chọn dao cắt khi gia công cơ khí và giảm thiểu chủng loại phụ tùng thay thế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Báo cáo tập trung chính vào phần tính toán động học, động lực học và sức bền cơ học chi tiết máy; chưa đi sâu vào tính toán nhiệt của hộp giảm tốc và thiết kế hệ thống bôi trơn, làm mát chi tiết.
    • Chưa tính đến việc tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp giảm tốc và phân tích dao động động lực học toàn hệ thống khi chịu tải ngẫu nhiên phức tạp.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Mở rộng tính toán cân bằng nhiệt vỏ hộp trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca/ngày.
    • Ứng dụng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để kiểm nghiệm trạng thái ứng suất - biến dạng của vỏ hộp và trục dưới tác động tải trọng động đa chiều.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo chuyên môn phục vụ trực tiếp cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy: Dùng làm tài liệu mẫu hoàn chỉnh về phương pháp luận và trình tự tính toán cho đồ án môn học "Chi tiết máy", "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí", "Đồ án chuyên ngành cơ khí".
  • Kỹ sư thiết kế cơ sở: Tham khảo tập thông số thực nghiệm, quy trình kiểm nghiệm trục theo ứng suất biến đổi chu kỳ đối xứng/mạch động và phương pháp tra cứu chọn ổ lăn, then tiêu chuẩn.
  • Nội dung giá trị nhất: Phần phương pháp phân phối tỷ số truyền tối ưu giữa bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc 2 cấp, cùng bảng tính kiểm nghiệm mỏi trục chi tiết tại từng tiết diện nguy hiểm.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đề tài lại lựa chọn động cơ DK 42-2 thay vì các loại động cơ khác?

Động cơ DK 42-2 là loại động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có công suất định mức $P_{đc} = 2{,}8\text{ kW}$ và tốc độ quay $n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$. Công suất này lớn hơn công suất cần thiết tính toán ($P_{ct} = 2{,}354\text{ kW}$), đáp ứng tốt yêu cầu mômen mở máy khi khởi động có tải với tỷ số $T_k/T_{dn} = 1{,}9 \ge 1{,}4$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào giữa các bộ truyền?

Tỷ số truyền toàn bộ thực tế $u_t = 35{,}958$ được phân bổ gồm:

  • Bộ truyền đai thang ngoài hộp: $u_đ = 3{,}56$.
  • Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh trong hộp giảm tốc: $u_1 = 3{,}83$.
  • Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm trong hộp giảm tốc: $u_2 = 2{,}61$.

3. Quy cách và số lượng dây đai được lựa chọn trong bộ truyền ngoài là bao nhiêu?

Đề tài lựa chọn đai thang thường loại A với số lượng $z = 1$ sợi đai, chiều dài tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 589{,}88\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 145{,}21^\circ$, bản rộng bánh đai $B = 20\text{ mm}$.

4. Kết cấu đường kính trục tại các đoạn lắp ghép then và ổ lăn trên ba trục được xác định là bao nhiêu?

  • Trục I: Lắp bánh đai $d=16\text{ mm}$, lắp ổ lăn $d=20\text{ mm}$, lắp bánh răng $d=24\text{ mm}$.
  • Trục II: Lắp ổ lăn $d=25\text{ mm}$, lắp bánh răng cấp nhanh $d=30\text{ mm}$, lắp bánh răng cấp chậm $d=34\text{ mm}$.
  • Trục III: Lắp khớp nối $d=32\text{ mm}$, lắp ổ lăn $d=35\text{ mm}$, lắp bánh răng $d=38\text{ mm}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm bền mỏi trên các trục có thỏa mãn tiêu chuẩn an toàn không?

Tất cả các tiết diện nguy hiểm trên ba trục đều đạt hệ số an toàn tổng hợp $s \ge 2{,}3$ (tiết diện thấp nhất là $s=2{,}3$ tại rãnh then trục II), vượt qua phạm vi hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$, đảm bảo trục không bị phá hủy mỏi trong suốt $22.400\text{ giờ}$ phục vụ.

Kết luận

Báo cáo học phần "Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" của nhóm tác giả tại Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải vận chuyển hàng hóa với lực kéo $1850\text{ N}$ và vận tốc $1{,}3\text{ m/s}$. Bằng phương pháp tính toán chuẩn tắc, đề tài đã xác lập hệ thống thông số kỹ thuật đồng bộ từ động cơ điện $2{,}8\text{ kW}$, bộ truyền đai thang loại A, đến hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển có cùng môđun $1{,}5\text{ mm}$. Toàn bộ các chi tiết then chốt gồm bánh răng, trục, then và ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải trong thời gian phục vụ 5 năm.