Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu, hệ thống băng tải đóng vai trò trọng yếu trong việc vận chuyển liên tục nguyên vật liệu và thành phẩm. Để đảm bảo băng tải hoạt động ổn định với vận tốc yêu cầu, tải trọng kéo lớn và độ tin cậy cao qua nhiều ca vận hành, việc tính toán và thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh là yêu cầu kỹ thuật nền tảng. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải", thực hiện tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế máy và Rô bốt, Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội (học kỳ 2022.2), giải quyết bài toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí từ động cơ điện đến trục công tác của tang dẫn băng tải.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được triển khai theo 7 bước tuần tự:

  1. Tính toán chọn động cơ điện phù hợp với công suất cản và xác định tốc độ quay đồng bộ sơ bộ.
  2. Phân phối tỷ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền ngoài và bộ truyền trong hộp giảm tốc.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
  4. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp), kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  5. Thiết kế kết cấu trục (Trục I và Trục II), tính chọn then, ổ lăn đỡ-chặn và khớp nối trục đàn hồi; kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục.
  6. Xác định các kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ (nắp ổ, que thăm dầu, chốt định vị, vòng chắn dầu).
  7. Xác định chế độ bôi trơn, lựa chọn cấp dung sai và kiểu lắp ghép cho các mối ghép trục, then và ổ lăn.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải chở hàng. Phạm vi thiết kế và các dữ kiện kỹ thuật ban đầu gồm:

  • Lực kéo băng tải: $F = 8550\text{ N}$
  • Vận tốc di chuyển của băng tải: $v = 0,85\text{ m/s}$
  • Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 160\text{ mm}$
  • Thời gian phục vụ danh nghĩa: $L_h = 17000\text{ giờ}$
  • Chế độ làm việc: 3 ca/ngày, đặc tính tải trọng làm việc êm
  • Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài: $\alpha = 75^\circ$
  • Chiều nghiêng răng của bánh răng chủ động: nghiêng trái

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Cơ sở lý thuyết của đồ án dựa trên giáo trình tiêu chuẩn "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của các tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, kết hợp hệ thống Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN 1065-71 đối với profin gốc của bánh răng ăn khớp) và bảng tra cứu thông số kỹ thuật động cơ điện xoay chiều 3 pha do Công ty Cổ phần Chế tạo Điện cơ Hà Nội (HEM / Việt Hung) sản xuất.

Phương pháp nghiên cứu và giải quyết bài toán kỹ thuật bao gồm:

  • Phương pháp giải tích động học và động lực học: Tính toán công suất làm việc trên trục tang dẫn, xác định tổn thất công suất qua các cặp ổ lăn, bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và khớp nối để suy ra công suất yêu cầu trên trục động cơ. Phân phối tỷ số truyền căn cứ vào dải tỷ số truyền hợp lý của truyền động đai ($u_d = 2 \div 2,5$) và hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp ($u_{br} = 3 \div 5$).
  • Phương pháp thiết kế độ bền mỏi và tĩnh: Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ dựa trên giới hạn mỏi cơ sở, số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) và độ rắn tế vi bề mặt răng. Kiểm nghiệm khả năng chịu quá tải khi mở máy dựa trên giới hạn chảy của vật liệu ($\sigma_{ch}$).
  • Phương pháp mô men tương đương và hệ số an toàn: Xác định kích thước hình học các đoạn trục qua biểu đồ nội lực không gian ($M_x, M_y, T$), từ đó kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S_j$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục.
  • Phương pháp tải trọng quy ước và tuổi thọ ổ lăn: Tính toán tải trọng động quy ước $Q$ và khả năng tải động $C_d$ của ổ lăn theo lý thuyết tiếp xúc Hertz, đảm bảo ổ lăn làm việc không bị tróc rỗ bề mặt trong suốt thời gian $L_h = 17000\text{ giờ}$.

Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất từ các bảng tra thực nghiệm cơ tính vật liệu cơ khí (thép C45 tôi cải thiện, tôi thường hóa), hệ số tập trung ứng suất do hình học và trạng thái bề mặt, cũng như bảng tra kích thước tiêu chuẩn của các chi tiết lắp xiết, then bằng và vòng cao su khớp nối.

Thiết kế và triển khai

Hệ dẫn động băng tải trong đồ án được cấu trúc dưới dạng một hệ thống cơ khí đồng bộ gồm 4 cụm chức năng chính:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha lồng sóc được cố định trên bệ đỡ chung.
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang thường truyền chuyển động quay từ trục động cơ sang trục vào của hộp giảm tốc, đặt nghiêng một góc $75^\circ$ so với phương ngang, đóng vai trò giảm chấn và bảo vệ quá tải cho động cơ khi có sự cố kẹt băng tải.
  • Bộ truyền trong: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp giảm số vòng quay từ $490\text{ vg/ph}$ xuống $101,45\text{ vg/ph}$, tăng mômen xoắn lên $684362\text{ N.mm}$. Cặp bánh răng nghiêng được chế tạo từ phôi thép với góc nghiêng $\beta = 8,43^\circ$, tạo tỷ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 0,902$ giúp hệ thống truyền tải êm và giảm rung động.
  • Cụm truyền động công tác: Nối trục vòng đàn hồi liên kết trực tiếp Trục II của hộp giảm tốc với trục của tang dẫn băng tải thông qua 8 chốt đàn hồi có đệm cao su.

Vật liệu được chỉ định cụ thể cho từng chi tiết cơ khí:

  • Bánh răng nhỏ và lớn: Chế tạo từ thép kết cấu, gia công đạt độ rắn mặt răng bánh chủ động $HB_1 = 255$, bánh bị động $HB_2 = 240$ (vùng độ rắn $HB < 350$, cho phép cắt gọt tinh răng sau nhiệt luyện cải thiện).
  • Trục I: Chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện đạt giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép sơ bộ $[\tau] = 15\text{ MPa}$.
  • Trục II: Chế tạo từ thép C45 tôi thường hóa, ứng suất xoắn cho phép sơ bộ $[\tau] = 28\text{ MPa}$.
  • Vỏ hộp giảm tốc: Đúc từ gang xám, mặt ghép nắp và thân được làm phẳng và kẹp chặt bằng bu lông, định vị chính xác bằng chốt côn.

Hệ thống được kiểm soát bền nghiêm ngặt theo các tiêu chuẩn kỹ thuật: độ bền tiếp xúc của vành răng đạt sai lệch ứng suất chỉ $1,32%$ so với mức cho phép; hệ số an toàn mỏi của trục tại các tiết diện lắp ổ lăn và bánh răng đều vượt ngưỡng quy định ($S_j \ge 5,54 > [S] = 1,5 \div 3$); các mối ghép then bằng đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt dưới tải trọng làm việc danh nghĩa.

Nội dung chính theo từng phần

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Phần này thực hiện tính toán các thông số động lực học tổng thể của hệ dẫn động băng tải:

  • Xác định công suất cản trên trục tang dẫn: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{8550 \cdot 0,85}{1000} = 7,27\text{ kW}$$
  • Hiệu suất chung của hệ thống với 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 1 bộ truyền bánh răng ($\eta_{br} = 0,96$), 1 bộ truyền đai ($\eta_d = 0,95$) và 1 khớp nối ($\eta_k = 1$): $$\eta_c = \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_d \cdot \eta_k = 0,99^3 \cdot 0,96 \cdot 0,95 \cdot 1 = 0,894$$
  • Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta_c} = \frac{7,27}{0,894} = 8,13\text{ kW}$$
  • Tốc độ quay của trục tang dẫn: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0,85}{\pi \cdot 160} = 101,46\text{ vg/ph}$$
  • Xác định tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_{sb(d)} \cdot u_{sb(br)} = 2,5 \cdot 4 = 10$, suy ra tốc độ quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 101,46 \cdot 10 = 1014,61\text{ vg/ph}$.
  • Đồ án lựa chọn động cơ điện 3 pha nhãn hiệu Việt Hung (HEM) ký hiệu 3K160L6 với các thông số: công suất định mức $P_{dc} = 11\text{ kW}$, tốc độ quay danh nghĩa $n_{dc} = 980\text{ vg/ph}$, khối lượng $146\text{ kg}$, đường kính trục $d_{dc} = 42\text{ mm}$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T_{dn} = 1,8$, tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.
  • Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống: $u_{ch} = 980 / 101,46 = 9,66$. Tác giả chọn tỷ số truyền bộ truyền đai $u_d = 2$, suy ra tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng $u_{br} = 9,66 / 2 = 4,83$.
  • Phân phối các thông số động lực học trên các trục được tổng kết trong bảng sau:
Thông số / Cụm trục Trục Động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Ra HGT) Trục Tang công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_{d} = 2,00$ $u_{br} = 4,83$ $u_{kn} = 1,00$
Tốc độ quay ($n$, vg/ph) $980$ $490$ $101,45$ $101,45$
Công suất ($P$, kW) $8,13$ $7,65$ $7,27$ $7,27$
Mômen xoắn ($T$, N.mm) $79226$ $149097$ $684362$ $684362$

Phần 2: Thiết kế các bộ truyền

Nội dung phần 2 tập trung vào việc tính toán kích thước hình học, tải trọng ăn khớp và kiểm nghiệm độ bền cho hai bộ truyền:

  1. Bộ truyền ngoài (Đai thang):
  • Tiết diện đai: Chọn loại đai thang thường tiết diện Б.
  • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 280\text{ mm}$; vận tốc đai $v = 14,37\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai lớn: chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 560\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$, tính toán $d_2 = 548,8\text{ mm}$).
  • Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2800\text{ mm}$, tần số vòng chạy $i = 5,13\text{ s}^{-1} < i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$.
  • Khoảng cách trục tính toán: $a_{tl} = 726,78\text{ mm}$ (khoảng cách trục làm việc $a = 672\text{ mm}$, khoảng cách trục sơ bộ $a_{sb} = 710\text{ mm}$).
  • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 158,04^\circ > 120^\circ$.
  • Số đai: $Z = 2$ sợi. Lực căng ban đầu $F_0 = 316,95\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1244,59\text{ N}$.
  1. Bộ truyền trong (Bánh răng trụ răng nghiêng):
  • Khoảng cách trục tính toán sơ bộ: $a_w = 184,97\text{ mm}$, lấy tiêu chuẩn $a_w = 185\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m = 3\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh nhỏ $Z_1 = 21$ răng, bánh lớn $Z_2 = 101$ răng. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 101 / 21 = 4,81$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,414%$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 8,43^\circ$ (hướng răng bánh 1: nghiêng trái, bánh 2: nghiêng phải). Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,20^\circ$.
  • Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_w = 58\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 63,68\text{ mm}$, $d_{w2} = 306,32\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 69,69\text{ mm}$, $d_{a2} = 312,37\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 56,19\text{ mm}$, $d_{f2} = 298,27\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_{Ht} = 506,84\text{ MPa} \le [\sigma_H]_{cx} = 513,64\text{ MPa}$ (độ chênh lệch $1,32% < 10%$).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} \le [\sigma_{F1}]{cx} = 262,29\text{ MPa}$, $\sigma{F2} \le [\sigma_{F2}]_{cx} = 246,86\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 750,80\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1624\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 205,08\text{ MPa} \le 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 184,58\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$.
  • Lực ăn khớp tác dụng lên các trục: Lực vòng $F_t = 4682,69\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1741,83\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 693,99\text{ N}$.

Phần 3: Thiết kế trục, chọn ổ lăn và các chi tiết máy khác

Phần 3 giải quyết bài toán thiết kế cơ kết cấu của Trục I, Trục II, chọn ổ lăn và khớp nối:

  • Sơ bộ đường kính trục: Trục I có $d_{sb1} \ge 36,77\text{ mm}$ (chọn sơ bộ $40\text{ mm}$, bề rộng ổ lăn $b_0 = 23\text{ mm}$); Trục II có $d_{sb2} \ge 49,62\text{ mm}$ (chọn sơ bộ $50\text{ mm}$, $b_{02} = 27\text{ mm}$).
  • Kết cấu các đoạn Trục I: Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh đai $d_{12} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{13} = 40\text{ mm}$. Chiều dài moay-ơ bánh đai $l_{m12} = 50\text{ mm}$, khoảng chìa công xôn $l_{12} = 66,5\text{ mm}$, khoảng cách gối đỡ $l_{11} = 128\text{ mm}$, khoảng cách từ tâm bánh răng đến gối đỡ $l_{13} = 64\text{ mm}$.
  • Mối ghép then bằng trên Trục I:
    • Vị trí bánh răng ($d_{13} = 40\text{ mm}$): Then $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, chiều dài $l = 45\text{ mm}$, ứng suất dập và cắt đều nhỏ hơn giới hạn cho phép ($[\sigma_d] = 150\text{ MPa}, [\tau_c] = 60\text{ MPa}$).
    • Vị trí bánh đai ($d_{12} = 30\text{ mm}$): Then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều dài $l = 40\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bền.
  • Kiểm nghiệm mỏi Trục I: Hệ số an toàn tổng hợp tại tiết diện lắp ổ lăn 1-0 là $S_j = 7,76$, tại tiết diện lắp bánh răng 1-3 là $S_j = 5,54$ (đều lớn hơn $[S] = 1,5 \div 3$). Ứng suất tương đương kiểm nghiệm bền tĩnh $\sigma_{td} = 34,77\text{ MPa} < [\sigma]$.
  • Tính chọn ổ lăn Trục I: Do xuất hiện lực dọc trục ngoài $F_a = 694\text{ N}$ kết hợp lực hướng tâm lớn tại gối 0 ($F_{r10} = 4441,87\text{ N}$, $F_{r11} = 1796,96\text{ N}$), tác giả chọn cặp ổ bi đỡ-chặn một dãy góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$, ký hiệu 66407 ($d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, b = 25\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 45,4\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 33,7\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải động $C_d = 35250,44\text{ N} < C$ và tải tĩnh $Q_t = 4441,87\text{ N} < C_0$, đảm bảo tuổi thọ làm việc.
  • Khớp nối vòng đàn hồi: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối Trục II với trục công tác. Mômen tính toán $T_t = 889,67\text{ N.m} \le T_{cfkn} = 1000\text{ N.m}$, đường kính ngõng trục $d_t = 49,62\text{ mm} \le d_{cfkn} = 50\text{ mm}$. Khớp có 8 chốt đàn hồi, đường kính chốt $d_c = 18\text{ mm}$, vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 36\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$ và bền uốn chốt $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$ đều thỏa mãn. Lực khớp nối tác dụng lên trục $F_{kn} = 0,2 F_t = 1710,91\text{ N}$.
  • Thiết kế Trục II: Xác định các phản lực tại các gối tựa $R_{y20} = -1701,41\text{ N}, R_{y21} = -40,59\text{ N}, R_{x21} = -1258,81\text{ N}, R_{x20} = -5135,1\text{ N}$. Mômen tương đương cực đại tại tiết diện D là $M_{td20} = 608661,61\text{ N.mm}$, tại tiết diện lắp bánh răng là $M_{td23} = 598131,08\text{ N.mm}$.

Phần 4: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

Phần 4 trình bày các kích thước cấu tạo vỏ hộp và phụ kiện theo phương pháp đúc gang xám:

  • Vỏ hộp giảm tốc đúc: Bề mặt ghép giữa nắp và thân hộp được chọn đi qua đường tâm của hai trục để thuận tiện cho việc gia công đồng thời lỗ gối đỡ ổ lăn và tháo lắp các cụm trục.
  • Kích thước thân và nắp hộp: Xác định chiều dày thành thân hộp, chiều dày thành nắp hộp, gân tăng cứng, chiều dày bích ghép nắp - thân và gối tựa bu lông nền theo công thức thực nghiệm phụ thuộc vào khoảng cách trục $a_w = 185\text{ mm}$.
  • Các chi tiết định vị và phụ kiện:
    • Chốt định vị hình côn để cố định vị trí tương quan giữa nắp và thân trước khi gia công lỗ ổ.
    • Hệ thống kiểm tra mức dầu sử dụng que thăm dầu hoặc mắt chỉ thị mức dầu đặt ở vị trí thành bên của thân hộp.
    • Cửa thăm và nút thông hơi bố trí trên đỉnh nắp hộp phục vụ việc quan sát vùng ăn khớp và cân bằng áp suất bên trong hộp giảm tốc khi dầu bị nung nóng.
    • Nút tháo dầu đặt ở đáy vát của thân hộp nhằm xả cặn bẩn khi thay dầu định kỳ.
    • Vành chắn dầu và nắp ổ kẹp chặt ổ lăn, ngăn ngừa dầu bôi trơn rò rỉ ra ngoài và tránh bụi bẩn xâm nhập.

Phần 5: Dung sai và lắp ghép

Phần 5 xác định các giải pháp bảo dưỡng bôi trơn và chế độ dung sai kỹ thuật:

  • Phương pháp bôi trơn:
    • Bôi trơn bộ truyền bánh răng: Áp dụng phương pháp ngâm dầu trong thân hộp, mức dầu ngập chiều cao răng của bánh lớn từ $1 \div 3$ lần chiều cao răng ($h \approx 2,25m$).
    • Bôi trơn bộ phận ổ lăn: Sử dụng mỡ bôi trơn chuyên dụng hoặc dầu bắn tóe từ hộp giảm tốc, thiết kế vòng chắn dầu ngăn không cho mạt kim loại từ vùng ăn khớp xâm nhập vào đường lăn của ổ bi.
    • Bôi trơn bộ truyền đai: Bộ truyền ngoài làm việc trong không khí, không bôi trơn, định kỳ kiểm tra lực căng đai.
  • Lựa chọn dung sai và kiểu lắp ghép:
    • Mối ghép giữa vòng trong ổ lăn với trục: Sử dụng mối ghép có độ dôi theo hệ thống lỗ cơ bản, chọn kiểu lắp trục k6 ($d_{ol} = 35\text{ mm}$) để chống hiện tượng trượt xoay vòng trong trên ngõng trục dưới tác dụng của tải trọng quay.
    • Mối ghép giữa vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp: Chọn kiểu lắp lỏng hoặc trung gian nhẹ (H7/Js7) tạo điều kiện thuận lợi cho việc dịch chỉnh dọc trục và bù giãn nở nhiệt.
    • Mối ghép bánh răng và moay-ơ lên trục: Chọn kiểu lắp then bằng theo tiêu chuẩn với cấp dung sai chiều rộng rãnh then trên trục và trên moay-ơ đảm bảo độ đồng tâm và khả năng truyền mômen ổn định.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho hệ dẫn động băng tải làm việc 3 ca liên tục với lực kéo $8550\text{ N}$. Toàn bộ các thông số kỹ thuật then chốt được trích xuất và tổng hợp trong bảng đối chiếu sau:

Cụm chi tiết / Thông số Ký hiệu / Mã hiệu Giá trị thiết kế Đơn vị Tiêu chuẩn kiểm tra Trạng thái kỹ thuật
Động cơ điện 3K160L6 (HEM) $P = 11; n = 980$ kW; vg/ph $P_{dc} \ge P_{yc} = 8,13\text{ kW}$ Đạt công suất
Tỷ số truyền chung $u_{ch}$ $9,66$ - $u_d \cdot u_{br} = 2 \cdot 4,83$ Chuẩn động học
Đai thang thường Loại Б, $Z = 2$ $d_1=280; d_2=560; L=2800$ mm Vận tốc $v = 14,37 < 25\text{ m/s}$ Thỏa mãn độ bền
Khoảng cách trục HGT $a_w$ $185$ mm Tiêu chuẩn hóa Chuẩn kích thước
Môđun bánh răng $m$ $3$ mm Dãy môđun tiêu chuẩn TCVN Chuẩn hóa
Số răng bánh răng $Z_1 / Z_2$ $21 / 101$ răng Góc nghiêng $\beta = 8,43^\circ$ Sai lệch tỷ số $0,414%$
Ứng suất tiếp xúc $\sigma_{Ht}$ $506,84$ MPa $[\sigma_H]_{cx} = 513,64\text{ MPa}$ Thỏa mãn (dư $1,32%$)
Ứng suất quá tải tiếp xúc $\sigma_{Hmax}$ $750,80$ MPa $[\sigma_H]_{max} = 1624\text{ MPa}$ An toàn cao
Đường kính Trục I $d_{10}/d_{12}/d_{13}$ $35 / 30 / 40$ mm Bậc trục theo ổ lăn và bánh đai Chuẩn lắp ghép
Hệ số an toàn mỏi Trục I $S_{j(1-0)} / S_{j(1-3)}$ $7,76 / 5,54$ - Ngưỡng an toàn $[S] = 1,5 \div 3$ Đủ bền mỏi
Ổ bi đỡ-chặn Trục I 66407 ($\alpha=12^\circ$) $d=35, D=100, b=25$ mm Tải động $C_d = 35,25 < C = 45,4\text{ kN}$ Đủ tuổi thọ
Khớp nối vòng đàn hồi $T_{cfkn} = 1000\text{ N.m}$ $Z = 8, d_c = 18, D_0 = 160$ mm Mômen $T_t = 889,67 < 1000\text{ N.m}$ Đủ bền chốt/vòng

Đóng góp kỹ thuật của đồ án thể hiện ở sự cân bằng thông số giữa các bộ truyền: việc phân bổ tỷ số truyền hợp lý ($u_d = 2$ cho bộ truyền đai và $u_{br} = 4,83$ cho bộ truyền bánh răng) giúp kích thước bánh răng lớn trong hộp giảm tốc không bị quá khổ ($d_{a2} = 312,37\text{ mm}$), giữ cho khoảng cách trục $a_w = 185\text{ mm}$ ở mức nhỏ gọn, đồng thời giảm thiểu lực uốn tác dụng lên ngõng trục động cơ. Quá trình tính toán kiểm nghiệm mỏi và kiểm tra ứng suất tiếp xúc có sai số rất hẹp ($1,32%$), phản ánh mức độ tận dụng vật liệu cơ khí cao mà vẫn đảm bảo hệ số an toàn phục vụ 17000 giờ làm việc.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án bộc lộ một số giới hạn kỹ thuật gắn liền với phạm vi tính toán giải tích truyền thống:

  • Giả định điều kiện làm việc lý tưởng: Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên giả thiết tải trọng tĩnh, làm việc êm liên tục trong cả 3 ca, chưa tính đến các hiện tượng giật tải, dao động xoắn hoặc xung kích thực tế phát sinh khi băng tải bị nạp liệu bất thường hoặc chuyển hướng.
  • Phương pháp tính trục dựa trên dầm tĩnh định: Trục được mô hình hóa thành dầm tựa trên hai gối cứng tuyệt đối, bỏ qua sự ảnh hưởng của chuyển vị góc xoay tại gối trục và biến dạng đàn hồi của thân vỏ hộp giảm tốc lên sự tập trung áp suất dọc chiều dài răng.
  • Chưa khảo sát nhiệt độ hộp giảm tốc: Văn bản chưa thực hiện bài toán tính nhiệt truyền dẫn và đối lưu cho hộp giảm tốc nhằm xác định chính xác nhiệt độ dầu bôi trơn khi làm việc 3 ca liên tục, đảm bảo độ nhớt của dầu không bị suy giảm dưới nhiệt độ cao.

Hướng phát triển tiếp theo của đề tài gồm:

  • Ứng dụng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (CAE/FEA) để phân tích trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của các trục và kết cấu vỏ hộp dưới tải trọng 3 chiều phức tạp.
  • Bổ sung bài toán tính toán cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc, thiết kế thêm gân tản nhiệt hoặc cánh quạt làm mát trên trục I nếu nhiệt độ dầu vượt ngưỡng $80^\circ\text{C}$.
  • Tích hợp thiết bị điều khiển biến tần cho động cơ điện để tối ưu hóa quá trình khởi động êm và điều chỉnh dải vận tốc băng tải linh hoạt theo lưu lượng hàng hóa thực tế.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật hữu ích đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy, Máy xây dựng tại các trường đại học kỹ thuật đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành thiết kế máy.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí đang tìm kiếm phương pháp tính toán, chuỗi công thức và các bước kiểm nghiệm thực tế cho hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp bộ truyền đai ngoài.

Các nội dung có giá trị tham khảo chuyên sâu nhất trong văn bản gồm:

  • Quy trình chuẩn hóa việc kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và quá tải của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn TCVN và giáo trình thiết kế chi tiết máy.
  • Phương pháp xác định phản lực gối tựa trong không gian 3 chiều và các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn tổng hợp $S_j$.
  • Bảng kích thước cấu tạo vỏ hộp giảm tốc đúc và cách lựa chọn ổ bi đỡ-chặn chịu lực dọc trục kết hợp.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động băng tải là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha xoay chiều nhãn hiệu Việt Hung (HEM), ký hiệu 3K160L6, có công suất định mức $P_{dc} = 11\text{ kW}$, tốc độ quay danh nghĩa $n_{dc} = 980\text{ vg/ph}$, đường kính trục $d_{dc} = 42\text{ mm}$, khối lượng $146\text{ kg}$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T_{dn} = 1,8$ và tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Động cơ này đáp ứng điều kiện lớn hơn công suất yêu cầu $P_{yc} = 8,13\text{ kW}$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối như thế nào cho các bộ truyền? Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ dẫn động là $u_{ch} = 9,66$. Tác giả chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai thang ngoài là $u_d = 2,00$, do đó tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là $u_{br} = 9,66 / 2 = 4,83$. Sau khi chuẩn hóa số răng bánh răng ($Z_1 = 21, Z_2 = 101$), tỷ số truyền thực tế của cặp bánh răng đạt $u_t = 4,81$, mức sai lệch so với tính toán là $0,414%$.

3. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số hình học và chỉ số bền cơ bản nào? Cặp bánh răng có khoảng cách trục $a_w = 185\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 21$ và $Z_2 = 101$, góc nghiêng răng $\beta = 8,43^\circ$ (bánh nhỏ nghiêng trái, bánh lớn nghiêng phải), bề rộng vành răng $b_w = 58\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán là $\sigma_{Ht} = 506,84\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền so với giới hạn cho phép $[\sigma_H]_{cx} = 513,64\text{ MPa}$ (chênh lệch an toàn $1,32%$).

4. Tại sao Trục I phải sử dụng ổ bi đỡ-chặn và ký hiệu ổ được chọn là gì? Do bộ truyền bánh răng sử dụng răng nghiêng ($\beta = 8,43^\circ$) sinh ra lực dọc trục $F_a = 694\text{ N}$ kết hợp với lực hướng tâm lớn tại gối 0 ($F_{r10} = 4441,87\text{ N}$), tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm nhỏ nhất đạt $0,39 \in [0,35; 0,7]$. Tác giả chọn loại ổ bi đỡ-chặn 1 dãy góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$, ký hiệu tiêu chuẩn là 66407 ($d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, b = 25\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 45,4\text{ kN}$).

5. Khớp nối trục được lựa chọn sử dụng loại nào và làm việc với tải trọng bao nhiêu? Đồ án sử dụng nối trục vòng đàn hồi để liên kết Trục II với trục tang dẫn băng tải. Khớp nối có khả năng truyền mômen cho phép $T_{cfkn} = 1000\text{ N.m}$, đường kính lỗ trục cho phép $d_{cfkn} = 50\text{ mm}$, gồm 8 chốt đàn hồi có đường kính $d_c = 18\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 36\text{ mm}$, vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$, đáp ứng an toàn cho mômen tính toán $T_t = 889,67\text{ N.m}$ của Trục II.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" đã giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán thiết kế động học, động lực học và kết cấu cơ khí cho trạm dẫn động băng tải với lực kéo $8550\text{ N}$ và thời gian phục vụ $17000\text{ giờ}$. Các chỉ số kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, khả năng quá tải, độ bền mỏi trục và tuổi thọ ổ lăn đều nằm trong giới hạn an toàn theo quy chuẩn cơ khí hiện hành. Đây là tài liệu thuyết minh thiết kế máy mẫu mực, phản ánh đầy đủ quy trình tính toán kỹ thuật truyền thống và cung cấp cơ sở dữ liệu tra cứu chính xác cho các nghiên cứu, đồ án thuộc khối ngành Kỹ thuật Cơ khí.