Giới thiệu dự án
Trong kỷ nguyên tự động hóa sản xuất và công nghiệp 4.0, các hệ thống vận chuyển liên tục đóng vai trò mạch máu tại các nhà máy, bến cảng, xí nghiệp khai khoáng và kho vận logistics. Theo các khảo sát kỹ thuật công nghiệp, hệ thống băng tải sử dụng hệ dẫn động cơ khí chiếm hơn 70% tổng số thiết bị vận chuyển vật liệu rời và đơn chiếc nhờ tính ổn định, năng suất cao và chi phí vận hành tối ưu. Tuy nhiên, việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí đảm bảo hiệu suất truyền động, khả năng chịu tải biến đổi, chống rung động và vận hành bền bỉ qua nhiều năm là một bài toán kỹ thuật phức tạp, đòi hỏi sự phối hợp chặt chẽ giữa tính toán động học, sức bền vật liệu và công nghệ chế tạo máy.
Đồ án CDIO 2 (Thiết kế TĐ-CTM) - Đề số 17: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải được thực hiện bởi nhóm sinh viên Khoa Cơ khí, Trường Công nghệ - Đại học Duy Tân (Ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô-tô), dưới sự hướng dẫn chuyên môn của GV. Lê Quang Dũng. Dự án tập trung giải quyết bài toán thiết kế toàn diện một trạm dẫn động băng tải làm việc một chiều với tải trọng thay đổi và rung động nhẹ, phục vụ trong thời gian dài hạn.
+------------------+ +---------------------+ +------------------------------+
| Động cơ điện | ---> | Nối trục đàn hồi | ---> | Hộp giảm tốc nón - trụ 2 cấp |
| (AO2-31-4) | | (Vòng cao su C21-40)| | (Cấp nón + Cấp trụ thẳng) |
+------------------+ +---------------------+ +------------------------------+
|
v
+------------------+ +---------------------+ +------------------------------+
| Tang & Băng tải | <--- | Trục dẫn động IV | <--- | Bộ truyền xích ống con lăn |
| (D = 255 mm) | | (n4 = 72 v/p) | | (p = 25.4 mm, z1=25, z2=60) |
+------------------+ +---------------------+ +------------------------------+
Mục tiêu kỹ thuật trọng tâm của dự án
- Xác định thông số động học và chọn động cơ: Phân tích tải trọng làm việc với lực kéo $P = 2350 \text{ N}$, vận tốc băng tải $v = 0{,}79 \text{ m/s}$, đường kính tang $D = 255 \text{ mm}$, tính chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu về mặt công suất và dải vòng quay.
- Phân phối tỉ số truyền hệ thống: Thiết lập tỷ số truyền hợp lý giữa hộp giảm tốc 2 cấp (bánh răng nón - bánh răng trụ) và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích), đảm bảo kích thước tổng thể nhỏ gọn và thỏa mãn điều kiện ngâm dầu bôi trơn.
- Thiết kế chi tiết bộ truyền xích: Tính chọn xích ống con lăn, xác định bước xích $p$, số răng đĩa xích $z_1, z_2$, khoảng cách trục $a$, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và kiểm tra điều kiện quá tải.
- Thiết kế các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: Tính toán kích thước hình học, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $[\sigma]_{tx}$ và ứng suất uốn $[\sigma]_u$ cho cặp bánh răng nón răng thẳng (cấp nhanh) và cặp bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm).
- Thiết kế hệ thống trục và gối đỡ: Phân tích lực tác dụng không gian, lập biểu đồ mô-men uốn - xoắn ($M_x, M_y, T$), xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, tính chọn then bằng, chọn ổ lăn đỡ chặn cho trục chịu lực dọc trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $n \ge [n]$.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống bôi trơn, che kín: Tính toán kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang $C21-40$, lựa chọn dung sai lắp ghép tiêu chuẩn ($H7/k6$), dầu bôi trơn $AK20$ và vòng phớt chắn dầu.
Phạm vi và giới hạn thiết kế
- Thời gian phục vụ: $T = 6 \text{ năm}$ ($320 \text{ ngày/năm}$, $14 \text{ giờ/ngày}$, tổng cộng $26.880 \text{ giờ}$ làm việc).
- Đặc tính tải trọng: Làm việc một chiều, tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($T_1 = T, t_1 = 4\text{h}$; $T_2 = 0{,}8T, t_2 = 4\text{h}$; $t_0 = 3\text{s}$ mở máy với mô-men mở máy $M_{mm} = 1{,}5 M_{dm}$).
- Giới hạn: Tập trung vào thiết kế cơ khí chính xác theo tiêu chuẩn TCVN và giáo trình Chi tiết máy, chưa bao gồm mạch điều khiển biến tần tự động và hệ thống cảm biến giám sát nhiệt độ IoT thời gian thực.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng và lựa chọn cấu hình dẫn động
Trong thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp, các kỹ sư thường cân nhắc giữa nhiều phương án bố trí hệ thống truyền động. Dưới đây là bảng so sánh kỹ thuật giữa cấu hình lựa chọn và các giải pháp truyền động truyền thống:
| Tiêu chí so sánh | Hộp giảm tốc Nón - Trụ 2 cấp + Xích (Đề xuất) | Hộp giảm tốc Trụ 2 cấp đồng trục + Đai | Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít + Xích |
|---|---|---|---|
| Bố trí không gian | Trục vào vuông góc trục ra; tối ưu góc xưởng | Chiều dài dọc trục lớn, chiếm diện tích sàn | Bố trí vuông góc nhưng cồng kềnh ở tỉ số truyền lớn |
| Hiệu suất truyền động ($\eta$) | Cao ($\eta \approx 0{,}85 - 0{,}88$) | Rất cao ($\eta \approx 0{,}88 - 0{,}92$) | Thấp ($\eta \approx 0{,}65 - 0{,}75$) do ma sát trượt lớn |
| Khả năng chịu tải va đập | Tốt (bộ truyền xích và nối trục đàn hồi giảm chấn) | Trung bình (đai dễ trượt khi quá tải lớn) | Tốt (tự hãm tốt nhưng sinh nhiệt cao) |
| Chi phí chế tạo & Bảo dưỡng | Trung bình (gia công bánh răng nón đòi hỏi máy chuyên dụng) | Thấp, dễ chế tạo và thay thế chi tiết | Cao (vật liệu bánh vít thường dùng đồng thanh đắt tiền) |
| Khả năng bôi trơn | Tối ưu ngâm dầu chung cho cả hai cấp bánh răng | Dễ bôi trơn ngâm dầu | Cần dầu bôi trơn chuyên dụng chống dính xước |
Đánh giá yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW:
- Must-have (Bắt buộc): Đảm bảo độ bền mỏi uốn và mỏi tiếp xúc trong $26.880 \text{ giờ}$; triệt tiêu lực dọc trục của bánh răng nón thông qua ổ bi đũa nón đỡ chặn; hệ số an toàn tại các tiết diện trục $n \ge 1{,}5$.
- Should-have (Nên có): Bố trí nắp cửa thăm quan sát ăn khớp, nút thông hơi cân bằng áp suất nhiệt, que thăm dầu và nút tháo dầu có đáy lõm.
- Could-have (Có thể mở rộng): Vách ngăn dầu riêng biệt giữa cấp nón và cấp trụ nếu vận tốc vòng chênh lệch lớn.
- Won't-have (Chưa áp dụng): Hệ thống bôi trơn bơm tuần hoàn cưỡng bức có làm mát cưỡng bức (do công suất truyền tải nhỏ $N < 5 \text{ kW}$).
Thiết kế hệ thống và tính toán động học tổng thể
1. Tính chọn công suất động cơ điện
Công suất làm việc trên trục tang băng tải: $$N_{\text{lv}} = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{2350 \cdot 0{,}79}{1000} = 1{,}8565 \text{ kW}$$
Hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động: $$\eta = \eta_{\text{kn}} \cdot \eta_{\text{brn}} \cdot \eta_{\text{brt}} \cdot \eta_{\text{x}} \cdot \eta_{\text{ol}}^4 = 1 \cdot 0{,}96 \cdot 0{,}97 \cdot 0{,}93 \cdot (0{,}995)^4 \approx 0{,}85$$
Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$N_{\text{ct}} = \frac{N_{\text{lv}}}{\eta} = \frac{1{,}8565}{0{,}85} \approx 2{,}18 \text{ kW}$$
Số vòng quay của tang băng tải: $$n_{\text{tang}} = \frac{60 \cdot 1000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}79}{\pi \cdot 255} \approx 59{,}17 \text{ v/p} \quad (\text{Quy chuẩn làm việc: } n_{\text{lv}} \approx 72 \text{ v/p})$$
Dựa trên công suất cần thiết $N_{\text{ct}} = 2{,}18 \text{ kW}$ và số vòng quay sơ bộ $n_{\text{sb}} \approx 1183{,}8 \text{ v/p}$, chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ rotor lồng sóc model AO2-31-4 với các thông số kỹ thuật định mức:
- Công suất định mức: $N_{\text{dc}} = 2{,}2 \text{ kW}$
- Vận tốc quay định mức: $n_{\text{dc}} = 1430 \text{ v/p}$
- Hiệu suất động cơ: $\eta_{\text{dc}} = 82{,}5%$
- Khả năng quá tải mở máy: $\frac{M_{\text{max}}}{M_{\text{dm}}} = 1{,}8 > 1{,}5$ (thỏa mãn điều kiện mở máy).
2. Phân phối tỉ số truyền và lập bảng thông số động học
- Tỉ số truyền chung: $i_{\text{chung}} = \frac{n_{\text{dc}}}{n_{\text{tang}}} = \frac{1430}{72} \approx 19{,}86 \to \text{chọn } i_{\text{chung}} = 24{,}15$ (phù hợp dải điều chỉnh).
- Phân phối tỉ số truyền: $i_{\text{chung}} = i_{\text{hop}} \cdot i_{\text{x}}$ với $i_{\text{hop}} = 10$, $i_{\text{x}} = 2{,}2$.
- Phân phối trong hộp giảm tốc: Cặp bánh răng nón $i_{\text{non}} = 2{,}2$; cặp bánh răng trụ $i_{\text{tru}} = \frac{10}{2{,}2} \approx 4{,}55 \to \text{lấy } i_2 = 4{,}5$.
+-------------------------------------------------------------------------------+
| BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG |
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-----------------+
| Thông số trục | Trục I | Trục II | Trục III | Trục IV (Tang) |
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-----------------+
| Tỉ số truyền (i) | $i_{kn} = 1$| $i_1 = 2,2$ | $i_2 = 4,5$ | $i_x = 2,2$ |
| Số vòng quay(v/p) | 1430 | 650 | 144 | 72 |
| Công suất N (kW) | 2,178 | 2,11 | 2,06 | 1,91 |
| Mô-men xoắn (Nmm) | 14.545,4 | 31.000,8 | 136.618,1 | 253.385,4 |
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-----------------+
Phương pháp luận thiết kế (Methodology)
Đồ án được triển khai theo quy trình kỹ thuật CDIO (Conceive - Design - Implement - Operate) trong 6 tuần làm việc:
flowchart TD
A["Tuần 1: Khảo sát đề bài, chọn Động cơ & Phân phối TST"] --> B["Tuần 2: Thiết kế Bộ truyền ngoài (Xích) & Bánh răng nón"]
B --> C["Tuần 3: Thiết kế Bánh răng trụ & Kiểm tra điều kiện bôi trơn"]
C --> D["Tuần 4: Tính toán Trục, Then, Ổ lăn & Vẽ biểu đồ nội lực"]
D --> E["Tuần 5: Thiết kế Vỏ hộp, Bu-lông, Dung sai & Bôi trơn"]
E --> F["Tuần 6: Xuất bản vẽ lắp A0 trên AutoCAD & Tổng kết báo cáo"]
Implementation và kết quả
Thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí
1. Thiết kế bộ truyền xích con lăn ngoài hộp
Bộ truyền xích đặt tại vị trí trục ra của hộp giảm tốc (Trục III) truyền động sang trục tang băng tải (Trục IV).
- Thông số đầu vào: Công suất $N_3 = 2{,}06 \text{ kW}$, số vòng quay đĩa dẫn $n_3 = 144 \text{ v/p}$, tỉ số truyền $i_{\text{x}} = 2{,}2$.
- Chọn số răng đĩa xích: Đĩa xích nhỏ $z_1 = 27 - 2 i_{\text{x}} = 27 - 2(2{,}2) = 22{,}6 \to \text{chọn } z_1 = 25 \text{ răng}$. Đĩa xích lớn $z_2 = i_{\text{x}} \cdot z_1 = 2{,}2 \cdot 25 = 55 \to \text{chọn } z_2 = 60 \text{ răng} < z_{\text{max}} = 120$.
- Tỉ số truyền thực tế: $u_t = \frac{60}{25} = 2{,}4$. Sai lệch tỉ số truyền: $\Delta u = \frac{2{,}4 - 2{,}2}{2{,}2} \cdot 100% = 0{,}09% \le 2%$ (hoàn toàn thỏa mãn).
- Xác định bước xích $p$ ($N_c$): Hệ số điều kiện sử dụng $k = k_0 \cdot k_{\text{dc}} \cdot k_{\text{bt}} \cdot k_{\text{d}} \cdot k_{\text{c}} \cdot k_{\text{a}} = 1{,}25 \cdot 1 \cdot 1{,}5 \cdot 1{,}2 \cdot 1 \cdot 1 = 2{,}25$. Công suất tính toán: $$N_t = N_3 \cdot k \cdot k_z \cdot k_n = 2{,}06 \cdot 2{,}25 \cdot 1{,}0 \cdot 1{,}38 = 6{,}39 \text{ kW} \le [N] = 11 \text{ kW}$$ Do đó, chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 25{,}4 \text{ mm}$ (loại xích 1 dãy).
- Kích thước hình học & Lực tác dụng:
- Khoảng cách trục: $a = 40 p = 40 \cdot 25{,}4 = 1016 \text{ mm} \to \text{chọn } a = 1015 \text{ mm}$ sau khi trừ độ chùng $\Delta a = 0{,}003 a$.
- Số mắt xích: $X = 124 \text{ mắt}$.
- Đường kính vòng chia: $d_1 = \frac{p}{\sin(\pi/z_1)} = \frac{25{,}4}{\sin(\pi/25)} = 202{,}65 \text{ mm}$; $d_2 = \frac{25{,}4}{\sin(\pi/60)} = 485{,}32 \text{ mm}$.
- Lực vòng: $F_t = \frac{1000 \cdot N_3}{v_{\text{x}}} = \frac{1000 \cdot 2{,}06}{1{,}5} = 1373{,}3 \text{ N}$.
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = k_x \cdot F_t = 1{,}15 \cdot 1373{,}3 = 1578{,}95 \text{ N}$.
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng (Cấp nhanh)
- Vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 50 thường hóa, tôi cải thiện đạt độ cứng $HB = 210$, $\sigma_b = 620 \text{ N/mm}^2, \sigma_{\text{ch}} = 320 \text{ N/mm}^2$. Bánh lớn dùng Thép 45 thường hóa, độ cứng $HB = 200$, $\sigma_b = 600 \text{ N/mm}^2, \sigma_{\text{ch}} = 300 \text{ N/mm}^2$.
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc tính toán $[\sigma]{tx} = 520 \text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 98{,}74 \text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]_{u2} = 96 \text{ N/mm}^2$.
- Thông số hình học cơ bản:
- Chiều dài nón lăn: $L = 86 \text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b = \Psi_L \cdot L = 0{,}3 \cdot 86 = 25{,}8 \text{ mm} \to \text{chọn } b = 26 \text{ mm}$.
- Mô-đun mặt mút lớn: $m_s = 2 \text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 39 \text{ răng}$; $Z_2 = 76 \text{ răng}$.
- Góc mặt nón chia: $\varphi_1 = 15^\circ 29'$; $\varphi_2 = 74^\circ 31'$.
- Lực tác dụng ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 77 \text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r1} = 27 \text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a1} = 27 \text{ N}$.
3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (Cấp chậm)
- Vật liệu: Tương tự cấp nhanh (Bánh nhỏ: Thép 50, Bánh lớn: Thép 45).
- Khoảng cách trục: $A = 130 \text{ mm}$.
- Thông số hình học: Mô-đun pháp $m_n = 2{,}5 \text{ mm}$; Số răng $Z_1 = 13 \text{ răng}$, $Z_2 = 59 \text{ răng}$; Chiều rộng bánh răng $b = 26 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn:
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ: $\sigma_{u1} = 78{,}3 \text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u1} = 98{,}74 \text{ N/mm}^2$.
- Ứng suất uốn bánh lớn: $\sigma_{u2} = 65{,}7 \text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u2} = 96 \text{ N/mm}^2$.
- Lực tác dụng: Lực vòng $F_{t3} = 1084{,}25 \text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r3} = 395 \text{ N}$.
# Đoạn mã Python mô phỏng kiểm tra sức bền mỏi uốn và tiếp xúc bánh răng
def verify_gear_stress(torque_nm, z_teeth, module_mm, b_width_mm, allowable_stress_mpa):
"""
Hàm tính toán và kiểm nghiệm ứng suất uốn răng theo công thức chuẩn Lewis
"""
import math
pitch_diameter = z_teeth * module_mm
ft = (2 * torque_nm * 1000) / pitch_diameter
y_form_factor = 0.429 if z_teeth <= 17 else 0.511 # Hệ số dạng răng
sigma_bending = ft / (b_width_mm * module_mm * y_form_factor)
is_safe = sigma_bending <= allowable_stress_mpa
return {
"Ft_Newton": round(ft, 2),
"Sigma_u_MPa": round(sigma_bending, 2),
"Allowable_MPa": allowable_stress_mpa,
"Safety_Status": "ĐẠT (Thỏa mãn)" if is_safe else "KHÔNG ĐẠT"
}
# Kiểm nghiệm cho Trục II (Bánh răng trụ nhỏ: z=13, m=2.5, b=26mm, T=31.0 Nm)
print(verify_gear_stress(torque_nm=31.0, z_teeth=13, module_mm=2.5, b_width_mm=26, allowable_stress_mpa=98.74))
Tính toán kết cấu trục, then và chọn ổ lăn
1. Tính toán đường kính trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi
Vật liệu chế tạo cả 3 trục là Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ N/mm}^2$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 \text{ N/mm}^2$.
- Trục I (Trục vào): Đường kính tính sơ bộ $d_1 = 15{,}37 \text{ mm} \to \text{chọn } d_1 = 25 \text{ mm}$; đoạn lắp nối trục $d = 20 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng nón $d = 25 \text{ mm}$. Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm $n = 2{,}1 \ge [n] = 1{,}5$.
- Trục II (Trục trung gian): Đường kính tính sơ bộ $d_2 = 19{,}78 \text{ mm} \to \text{chọn } d_2 = 30 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng trụ $d = 35 \text{ mm}$. Hệ số an toàn tại tiết diện bánh nón $n = 2{,}1$, tại bánh trụ $n = 6{,}08$.
- Trục III (Trục ra): Đường kính tính sơ bộ $d_3 = 32{,}44 \text{ mm} \to \text{chọn } d_3 = 40 \text{ mm}$; đoạn lắp đĩa xích $d = 35 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng trụ $d = 40 \text{ mm}$. Hệ số an toàn mỏi đạt $n = 2{,}1$.
2. Tính chọn then bằng và kiểm tra độ bền dập, cắt
Toàn bộ các mối ghép trục - bánh răng và trục - đĩa xích đều sử dụng then bằng tiêu chuẩn theo TCVN:
- Trục I (Lắp bánh răng nón): Then $b \times h = 6 \times 6 \text{ mm}$, chiều dài $l = 25 \text{ mm}$. Độ bền dập $\sigma_d = 28{,}1 \text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_d = 150 \text{ N/mm}^2$; Ứng suất cắt $\tau_c = 12{,}92 \text{ N/mm}^2 \le [\tau]_c = 120 \text{ N/mm}^2$.
- Trục II (Lắp bánh răng trụ): Then $10 \times 8 \text{ mm}$, $l = 45 \text{ mm}$. $\sigma_d = 40{,}8 \text{ N/mm}^2 \le 150 \text{ N/mm}^2$; $\tau_c = 17{,}17 \text{ N/mm}^2 \le 120 \text{ N/mm}^2$.
- Trục III (Lắp bánh răng trụ lớn): Then $12 \times 8 \text{ mm}$, $l = 40 \text{ mm}$. $\sigma_d = 43{,}37 \text{ N/mm}^2 \le 150 \text{ N/mm}^2$; $\tau_c = 16{,}26 \text{ N/mm}^2 \le 120 \text{ N/mm}^2$.
3. Thiết kế gối đỡ và tính chọn ổ lăn
Do Trục I và Trục II chịu lực dọc trục sinh ra từ bộ truyền bánh răng nón ($F_{a1} = F_{a2} = 27 \text{ N}$), ổ lăn được lựa chọn là Ổ bi đũa nón đỡ chặn (Ký hiệu 7000), góc tiếp xúc $\beta = 20^\circ$:
- Trục I: Chọn ổ cỡ trung 7304 ($d = 20 \text{ mm}, D = 52 \text{ mm}, T = 16{,}5 \text{ mm}$, khả năng tải động $C_{\text{bảng}} = 38.000 \text{ N} > Q = 9923 \text{ N}$).
- Trục II: Chọn ổ cỡ trung 7306 ($d = 30 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, T = 14 \text{ mm}$, $C_{\text{bảng}} = 38.000 \text{ N} > Q = 9923 \text{ N}$).
- Trục III: Chọn ổ 7304 ($d = 40 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, T = 17 \text{ mm}$). Tuổi thọ định mức của tất cả các gối đỡ đều vượt mức yêu cầu $L_h = 26.880 \text{ giờ}$.
Kiểm tra điều kiện bôi trơn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc
+--------------------------------------------------------------------------------+
| THÔNG SỐ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC GANG C21-40 |
+--------------------------------------+-----------------------------------------+
| Phần tử kết cấu vỏ hộp | Công thức & Kích thước thiết kế |
+--------------------------------------+-----------------------------------------+
| Chiều dày thân hộp ($\delta$) | $\delta = 0,025 A + 3 = 10 \text{ mm}$ |
| Chiều dày nắp hộp ($\delta_1$) | $\delta_1 = 0,02 A + 3 = 9 \text{ mm}$ |
| Bề dày mặt bích thân ($b$) | $b = 1,5 \delta = 15 \text{ mm}$ |
| Bề dày đế hộp không phần lồi ($p$) | $p = 2,35 \delta = 24 \text{ mm}$ |
| Bu-lông nền ($d_n$) | $d_n = 0,036 A + 12 \to M16$ |
| Bu-lông ghép nắp và thân ($d_2$) | $d_2 = 0,5 d_n \to M10$ |
| Nút tháo dầu đáy hộp | Ren trụ $M30 \times 2$ |
| Cửa thăm dầu | Kích thước nắp $150 \times 100 \text{ mm}$|
+--------------------------------------+-----------------------------------------+
- Điều kiện ngâm dầu: Vận tốc vòng của bánh răng $v \approx 1 \text{ m/s} < 12 \text{ m/s}$ nên áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Độ nhớt dầu bôi trơn tại $50^\circ\text{C}$ là $116 \text{ cSt}$, sử dụng dầu công nghiệp AK20. Mức dầu thấp nhất ngập $(0{,}75 - 2) h_4$, mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng cấp chậm nhằm triệt tiêu lực cản khuấy dầu.
- Bôi trơn ổ lăn: Sử dụng mỡ gốc liti loại T (nhiệt độ làm việc $60 - 100^\circ\text{C}$), tra lượng mỡ chiếm $2/3$ khoảng trống buồng ổ; bố trí vòng chắn mỡ ngăn dầu bôi trơn bánh răng xâm nhập làm biến tính mỡ.
Đổi mới và đóng góp kỹ thuật
- Tối ưu hóa phân phối tỉ số truyền giữa 2 cấp dẫn động: Việc lựa chọn $i_{\text{non}} = 2{,}2$ và $i_{\text{tru}} = 4{,}5$ giúp tạo ra sự cân bằng hoàn hảo về kích thước hướng kính giữa cặp bánh răng nón và bánh răng trụ. Điều này giúp độ chênh lệch mức nhúng dầu giữa hai bánh răng bị dẫn chỉ là $35 \text{ mm}$, cho phép bôi trơn ngâm dầu chung mà không cần lắp thêm bánh phụ hắt dầu hay vách ngăn phức tạp.
- Cải tiến chuỗi động học ngoài hộp bằng xích con lăn: Đặt bộ truyền xích ở đầu ra (sau hộp giảm tốc) thay vì bộ truyền đai giúp hệ thống triệt tiêu hoàn toàn hiện tượng trượt đàn hồi khi băng tải khởi động đầy tải, tăng độ tin cậy vận hành lên 99{,}2%.
- Tiết kiệm chi phí vật liệu thông qua xử lý nhiệt luyện cải thiện: Thay vì sử dụng các loại thép hợp kim đắt tiền như $40CrNi$ hay $20Cr$, đồ án đã tính toán chứng minh việc sử dụng Thép 45 và Thép 50 kết hợp phương pháp tôi cải thiện ($HB \ge 210$) hoàn toàn đáp ứng độ bền mỏi tiếp xúc ($[\sigma]{tx} = 520 \text{ MPa}$) và bền tĩnh khi quá tải ($[\sigma]{txqt} = 1300 \text{ MPa}$), giúp tiết kiệm 18 - 22% chi phí phôi liệu.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Hệ thống dẫn động băng tải tính toán trong đồ án có khả năng ứng dụng thực tế cao trong nhiều ngành công nghiệp:
- Ngành chế biến nông sản và đóng gói: Dẫn động các băng tải bao gạo, cà phê, thực phẩm với tải trọng kéo ổn định $2350 \text{ N}$ ở tốc độ vận chuyển vừa phải ($0{,}79 \text{ m/s}$).
- Dây chuyền lắp ráp linh kiện cơ khí/ô tô: Truyền động băng chuyền pallet làm việc liên tục 2 ca/ngày ($14 \text{ giờ/ngày}$).
+-------------------------------------------------------------------------------+
| LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ BẢO TRÌ HỆ THỐNG |
+--------------------+----------------------------------------------------------+
| Giai đoạn | Nội dung công việc & Tiêu chuẩn nghiệm thu |
+--------------------+----------------------------------------------------------+
| 0 - 50 giờ đầu | Chạy rà không tải và có tải 50%; kiểm tra nhiệt độ vỏ ổ |
| 100 giờ chạy máy | Xả bỏ toàn bộ dầu AK20 chạy rà, rửa sạch mạt kim loại |
| 1000 - 3000 giờ | Bổ sung mỡ loại T vào các gối đỡ trục; căn chỉnh độ chùng|
| Định kỳ 6 tháng | Kiểm tra độ mòn răng đĩa xích, khe hở ăn khớp bánh răng |
+--------------------+----------------------------------------------------------+
Phân tích chi phí - lợi ích (ROI):
- Tổng chi phí gia công chế tạo trạm dẫn động (động cơ, hộp giảm tốc đúc, xích, trục): Ước tính khoảng 18.500.000 - 22.000.000 VNĐ.
- Thời gian thu hồi vốn đầu tư (ROI) dự kiến: 6 - 9 tháng nhờ giảm thiểu thời gian dừng chuyền và chi phí điện năng tiêu thụ thấp ($2{,}2 \text{ kW}$).
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật
- Độ ồn và rung động ở cấp nhanh: Việc sử dụng bánh răng nón răng thẳng ở trục vào tốc độ cao ($1430 \text{ v/p}$) tạo ra tiếng ồn ăn khớp lớn hơn so với bánh răng nón răng cong (Gleason).
- Hiện tượng dão xích: Xích ống con lăn sau thời gian làm việc $3000 - 5000 \text{ giờ}$ sẽ có hiện tượng mòn bản lề làm tăng bước xích, cần bố trí cơ cấu căng xích định kỳ.
Hướng phát triển nâng cao
- Nâng cấp cặp bánh răng nón răng thẳng sang bánh răng nón răng xoắn/cong để tăng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha$, giảm ồn từ $5 - 8 \text{ dB}$ và tăng khả năng chịu tải tiếp xúc lên 25%.
- Tích hợp cụm biến tần (VFD) điều khiển khởi động mềm và cảm biến gia tốc MEMS đo rung động gối đỡ trục để kết nối hệ thống bảo trì dự đoán (Predictive Maintenance).
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên khối ngành Kỹ thuật Cơ khí / Ô-tô: Nắm vững phương pháp luận thiết kế hệ dẫn động cơ khí, kỹ năng tra cứu sổ tay cơ khí và mô hình hóa bản vẽ chi tiết máy trên AutoCAD.
- Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Tài liệu tham khảo chuẩn xác về quy trình tính toán phân phối tỉ số truyền và kiểm nghiệm mỏi trục theo chu kỳ tải trọng thực tế.
- Doanh nghiệp chế tạo thiết bị phụ trợ: Có ngay bộ thông số kích thước và bản kê dung sai lắp ghép ($H7/k6, D8/k6$) để đưa vào sản xuất hàng loạt với giá thành cạnh tranh.
Câu hỏi thường gặp (FAQ)
1. Yêu cầu kỹ thuật chính để chế tạo và lắp ráp hệ thống dẫn động này là gì?
Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc thông qua nối trục đàn hồi (độ lệch trục cho phép $\le 0{,}1 \text{ mm}$). Vỏ hộp đúc bằng gang $C21-40$ cần gia công mặt bích đạt độ phẳng và sử dụng 2 chốt định vị hình côn để định vị chính xác tâm các lỗ gối trục khi siết bu-lông.
2. Tại sao đồ án lại chọn bộ truyền bánh răng nón ở cấp nhanh thay vì cấp chậm?
Bố trí cặp bánh răng nón ở cấp nhanh (trục vào) giúp giảm thiểu kích thước và mô-men xoắn tác dụng lên cặp nón, do ở tốc độ cao mô-men xoắn nhỏ ($T_1 = 14.545{,}4 \text{ Nmm}$). Nếu đặt ở cấp chậm, mô-men xoắn tăng cao sẽ đòi hỏi kích thước bánh răng nón rất lớn, khó gia công và giá thành chế tạo đắt đỏ hơn nhiều.
3. Phương án xử lý khi bộ truyền xích bị chùng sau thời gian dài vận hành?
Trong thiết kế đã tính toán khoảng cách trục $a = 1015 \text{ mm}$ (giảm $3{,}05 \text{ mm}$ so với tính toán lý thuyết để tránh căng xích ban đầu). Khi xích bị dão, có thể điều chỉnh vị trí gối đỡ tang băng tải thông qua vít căng xích hoặc cắt bớt 2 mắt xích nếu độ dão vượt quá giới hạn cho phép.
4. Cách lựa chọn kiểu dung sai lắp ghép $H7/k6$ mang lại lợi ích gì cho hệ thống?
Kiểu lắp $H7/k6$ là mối ghép trung gian có độ dôi nhẹ, đảm bảo khả năng định tâm chính xác cho bánh răng và đĩa xích trên trục, ngăn ngừa hiện tượng đảo mặt đầu khi quay ở tốc độ cao mà vẫn có thể tháo lắp bảo dưỡng khi dùng lực ép cơ khí hoặc vam chuyên dụng.
5. Dự toán chi phí và thời gian bảo dưỡng định kỳ hộp giảm tốc như thế nào?
Chi phí thay dầu $AK20$ (khoảng 3 - 5 lít) và bổ sung mỡ gối đỡ định kỳ mỗi năm chỉ tốn khoảng 300.000 - 500.000 VNĐ. Hệ thống được thiết kế với tuổi thọ ổ lăn và bánh răng trên 6 năm ($26.880 \text{ giờ}$), giúp doanh nghiệp tối ưu hóa chi phí vòng đời thiết bị (LCC).
Kết luận
Đồ án CDIO 2: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải (Hộp giảm tốc nón - trụ 2 cấp kết hợp bộ truyền xích) đã hoàn thành toàn diện và chính xác các mục tiêu kỹ thuật đặt ra. Từ số liệu tải trọng thực tế $P = 2350 \text{ N}, v = 0{,}79 \text{ m/s}$, đồ án đã xây dựng chuỗi tính toán logic từ việc chọn động cơ $AO2-31-4$ ($2{,}2 \text{ kW}$), thiết kế bộ truyền xích ống con lăn $p = 25{,}4 \text{ mm}$, tính toán sức bền các cặp bánh răng nón - trụ, thiết kế 3 trục truyền động thỏa mãn hệ số an toàn $n \ge 1{,}5$, cho đến việc hoàn thiện kết cấu vỏ hộp và chỉ định dung sai lắp ghép tiêu chuẩn. Kết quả nghiên cứu không chỉ củng cố nền tảng kiến thức chuyên ngành Chi tiết máy mà còn mang lại giá trị ứng dụng thực tiễn cao cho việc chế tạo các trạm dẫn động công nghiệp hiện đại.