Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo khối ngành kỹ thuật cơ khí và công nghệ kỹ thuật ô tô, môn học Cơ sở thiết kế máy (Chi tiết máy) giữ vai trò cốt lõi nhằm trang bị cho sinh viên năng lực vận dụng kiến thức lý thuyết từ các học phần cơ sở như Cơ học máy, Sức bền vật liệu và Dung sai lắp ghép vào giải quyết các bài toán kỹ thuật thực tế. Đề tài đồ án môn học được thực hiện bởi nhóm sinh viên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô - Khóa 5, Khoa Cơ khí Động lực, Trường Đại học Nam Cần Thơ (thực hiện tháng 6 năm 2019), dưới sự hướng dẫn của cán bộ giảng dạy Nguyễn Qui Điền.
Đề tài tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh một trạm dẫn động băng tải công nghiệp phục vụ vận chuyển vật liệu. Một hệ thống dẫn động băng tải tiêu chuẩn bao gồm các bộ phận chính: động cơ điện (nguồn tạo công suất), bộ truyền đai ngoài (truyền động lực từ động cơ sang hộp giảm tốc), hộp giảm tốc chứa bộ truyền bánh răng (giảm số vòng quay và tăng mômen xoắn truyền đến máy công tác), khớp nối, trục tang và băng tải. Quá trình thiết kế đòi hỏi phải đồng thời thỏa mãn các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải đột ngột, độ cứng vững kết cấu, tính công nghệ trong chế tạo và các yêu cầu kinh tế - kỹ thuật.
Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được cụ thể hóa thành 5 nội dung chính:
- Xác định công suất làm việc, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
- Thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
- Thiết kế, tính toán sức bền và xác định kích thước hình học của bộ truyền cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc.
- Tính toán thiết kế trục, kiểm nghiệm mối ghép then và lựa chọn ổ lăn đỡ trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám, chọn lựa các chi tiết phụ (chốt định vị, nắp cửa thăm dầu, nút thông hơi, bu lông vòng, que thăm dầu), xác định phương pháp bôi trơn và quy định dung sai lắp ghép.
Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động băng tải công nghiệp với thông số làm việc ban đầu: vận tốc băng tải $v = 0,8\text{ m/s}$, lực kéo tạo mômen trên trục tang $M = 1.575.000\text{ Nmm} = 1.575\text{ Nm}$, làm việc trong điều kiện có va đập trung bình. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở việc tính toán động học, động lực học, thiết kế hình học và kết cấu cơ khí chi tiết cho hệ thống trạm dẫn động tại thời điểm hoàn thành đồ án (tháng 6/2019).
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc trong tính toán thiết kế máy và chi tiết máy, bao gồm:
- Lý thuyết truyền động cơ khí: Tính toán động học và động lực học hệ dẫn động nhiều cấp (đai - bánh răng); tính toán công suất đẳng trị, hiệu suất truyền động và phân phối tỉ số truyền tối ưu để kích thước các bộ truyền cân đối và đảm bảo điều kiện ngâm dầu.
- Lý thuyết độ bền chi tiết máy: Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng $[\sigma]{tx}$ và độ bền mỏi uốn chân răng $[\sigma]u$ theo số chu kỳ làm việc tương đương ($N{td}$); kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cực đại $[\sigma]{txqt}$ và ứng suất uốn cực đại $[\sigma]_{uqt}$ khi hệ thống chịu quá tải đột ngột lúc mở máy hoặc hãm máy.
- Lý thuyết tính toán trục, then và ổ lăn: Phương pháp phân tích lực tác dụng trong không gian, lập biểu đồ nội lực (mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $M_z$), tính mômen tương đương ($M_{td}$), xác định đường kính trục theo độ bền mỏi và chọn ổ bi theo khả năng tải động ($C$).
- Tiêu chuẩn và tài liệu tham khảo: Áp dụng tiêu chuẩn Việt Nam về profin gốc bánh răng TCVN 065-71, tiêu chuẩn bu lông vòng TOCT 4751-52, cùng hệ thống công thức, bảng tra cơ tính vật liệu, dung sai và kích thước định chuẩn từ tài liệu chuyên ngành Cơ sở thiết kế máy / Chi tiết máy (tài liệu mã hiệu [1] trong văn bản).
Phương pháp nghiên cứu được triển khai thực tế bao gồm phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn cơ khí và phân tích biểu đồ nội lực tĩnh học. Dữ liệu tính toán xuất phát từ các yêu cầu công nghệ đầu vào của băng tải ($v = 0,8\text{ m/s}$, $M = 1.575\text{ Nm}$) và bảng đặc tính kỹ thuật của các chi tiết máy chuẩn hóa (động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng AO2, đai thang tiêu chuẩn loại B, ổ bi đỡ/chặn tiêu chuẩn, que thăm dầu, nút thông hơi, vật liệu gang xám GX).
Thiết kế và tính toán kỹ thuật hệ thống dẫn động
Hệ thống dẫn động được thiết kế dưới dạng chuỗi truyền lực liên tục nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối / Puly dẫn $\rightarrow$ Đai thang loại B $\rightarrow$ Puly bị dẫn (trục I) $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài (truyền động từ trục I sang trục II) $\rightarrow$ Khớp nối trục $\rightarrow$ Trục tang băng tải.
Toàn bộ quá trình tính toán cơ khí trải qua các bước kiểm nghiệm nghiêm ngặt:
- Bộ truyền đai được kiểm tra về vận tốc đai ($v \le v_{max}$), góc ôm đai trên bánh nhỏ ($\alpha_1 \ge 120^\circ$), số lượng đai cần thiết ($Z$) và lực căng tĩnh ban đầu ($S_0$).
- Bộ truyền bánh răng được xác định khoảng cách trục sơ bộ ($A$), chuẩn hóa môđun ($m$), số răng ($Z_1, Z_2$), góc ăn khớp ($\alpha = 20^\circ$) và kiểm tra kép điều kiện bền tiếp xúc mỏi, bền uốn mỏi và chống quá tải.
- Hệ thống trục được tính toán đường kính sơ bộ, dựng biểu đồ nội lực trên hai mặt phẳng vuông góc, xác định tiết diện nguy hiểm nhất, từ đó chuẩn hóa kích thước các đoạn ngõng trục lắp then, lắp ổ lăn và lắp bánh răng.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Chương 1 thực hiện các phép tính động lực học ban đầu để xác định công suất yêu cầu và lựa chọn động cơ điện. Từ vận tốc băng tải $v = 0,8\text{ m/s}$, số vòng quay của trục tang được tính ra $n_{\text{tang}} = 16,98\text{ vòng/phút}$. Mômen đẳng trị là $M_{dt} = 1.575\text{ Nm}$, tương ứng công suất đẳng trị trên băng tải $P_{dt} = 2,7\text{ kW}$. Hiệu suất chung của hệ dẫn động đạt $\eta = 0,89$ (tổng hợp từ hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,95$, bộ truyền bánh răng trụ kín $\eta_{br} = 0,97$ và các cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$), dẫn đến công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 3,03\text{ kW}$.
Dựa trên công suất yêu cầu và điều kiện làm việc chịu va đập trung bình, nhóm tác giả chọn động cơ điện kiểu AO2-41-4 có công suất định mức $4,0\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $1450\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $86%$ và khối lượng $55,5\text{ kg}$. Tỉ số truyền chung của hệ thống là $i_{\text{chung}} = 85,39$. Tỉ số truyền được phân phối cho bộ truyền đai ngoài là $i_d = 2$, và hộp giảm tốc 1 cấp $i_{\text{hgt}} = 42,695$ (với cấp nhanh $i_{\text{nh}} = 7,15$ và cấp chậm $i_{\text{ch}} = 5,96$ theo quan hệ $i_{\text{nh}} = 1,2 \cdot i_{\text{ch}}$ nhằm cân đối đường kính bánh răng ngâm dầu).
| Thông số động học / động lực học | Trục động cơ | Trục I (Trục vào) | Trục II (Trục ra) | Trục tang băng tải |
|---|---|---|---|---|
| Công suất ($P$, kW) | $4,0$ | $3,762$ | $3,6126$ | $3,4691$ |
| Tỉ số truyền ($i$) | - | $i_d = 2$ | $i_{\text{nh}} = 7,15$ | $i_{\text{ch}} = 5,96$ |
| Số vòng quay ($n$, vòng/phút) | $1450$ | $725$ | $101,4$ | $17,01$ |
| Mômen xoắn ($M_x$, Nmm) | $26.344,83$ | $49.554,62$ | $340.239,94$ | $1.947.672,25$ |
Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai
Chương 2 tính toán chi tiết bộ truyền đai thang đặt ngoài giữa động cơ và trục I của hộp giảm tốc. Do vận tốc làm việc và công suất truyền động ($P_đ = 4\text{ kW}, n_I = 725\text{ vòng/phút}$), đai hình thang loại B được lựa chọn với kích thước tiết diện $a \times h = 17 \times 10,5\text{ mm}$, diện tích tiết diện đai $A = 138\text{ mm}^2$.
| Thông số bộ truyền đai | Ký hiệu | Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Tiết diện đai | - | Loại B ($17 \times 10,5$) | mm |
| Đường kính bánh đai nhỏ | $D_1$ | $180$ | mm |
| Vận tốc đai | $v$ | $13,67$ | m/s |
| Đường kính bánh đai lớn | $D_2$ | $360$ | mm |
| Tỉ số truyền thực của đai | $u_đ$ | $2,04$ (sai lệch $2%$ so với yêu cầu) | - |
| Khoảng cách trục định chuẩn | $a$ | $431,50$ | mm |
| Chiều dài đai theo tiêu chuẩn | $L$ | $1730$ | mm |
| Số lượng đai | $Z$ | $2$ | sợi |
| Chiều rộng bánh đai | $B$ | $45$ | mm |
| Đường kính ngoài bánh dẫn / bị dẫn | $D_{n1} / D_{n2}$ | $188,2 / 368,1$ | mm |
| Lực căng ban đầu / Lực tác dụng lên trục | $S_0 / R$ | $165,6 / 971,88$ | N |
Chương 3: Thiết kế hộp giảm tốc
Chương này tập trung tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài cấp chậm. Bánh răng nhỏ được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện (phôi đường kính $\varnothing 120\text{ mm}$, giới hạn bền $\sigma_b = 800\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 400\text{ MPa}$, độ rắn $HB = 220 \div 240$), bánh răng lớn chế tạo từ thép 40 thường hóa (phôi đường kính $\varnothing 450\text{ mm}$, $\sigma_b = 520\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 260\text{ MPa}$, độ rắn $HB = 180 \div 220$). Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ là $[\sigma]{tx1} = 624\text{ N/mm}^2$, bánh lớn là $[\sigma]{tx2} = 572\text{ N/mm}^2$. Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 90\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]{u2} = 60\text{ N/mm}^2$.
Cấp chính xác chế tạo bánh răng được chọn là cấp 9 do vận tốc vòng thấp ($v = 0,389\text{ m/s}$). Khoảng cách trục chuẩn hóa đạt $A = 292,5\text{ mm}$, môđun pháp tuyến $m = 3\text{ mm}$.
| Thông số hình học bộ truyền bánh răng | Bánh dẫn (Bánh 1) | Bánh bị dẫn (Bánh 2) | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Số răng ($Z$) | $28$ | $167$ | răng |
| Chiều rộng vành răng ($b$) | $126$ | $121$ | mm |
| Đường kính vòng chia ($d_c$) | $84$ | $501$ | mm |
| Đường kính vòng đỉnh răng ($D_e$) | $90$ | $507$ | mm |
| Đường kính vòng chân răng ($D_i$) | $76,5$ | $493,5$ | mm |
| Góc profin gốc ($\alpha$) | $20$ | $20$ | độ |
| Lực vòng tác dụng ($P_t$) | $1180$ | $1358,24$ | N |
| Lực hướng tâm tác dụng ($P_r$) | $429,48$ | $494,36$ | N |
| Lực dọc trục ($P_a$) | $0$ (răng thẳng) | $0$ (răng thẳng) | N |
Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất uốn thực tế tại chân răng bánh dẫn $\sigma_{u1} = 67,3\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]{u1} = 90\text{ N/mm}^2$. Khi quá tải đột ngột, ứng suất tiếp xúc cực đại bánh dẫn $\sigma{txqt1} = 882,5\text{ N/mm}^2 < [\sigma]{txqt1} = 1560\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn cực đại bánh dẫn $\sigma{uqt1} = 166\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{uqt1} = 320\text{ N/mm}^2$, đảm bảo tuyệt đối an toàn về sức bền.
Chương 4: Thiết kế trục và then
Chương 4 thực hiện thiết kế kết cấu trục từ vật liệu thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 85\text{ MPa}$. Dựa trên biểu đồ mômen uốn và xoắn kết hợp, đường kính các đoạn trục được xác định và quy chuẩn:
- Trục I: Đường kính sơ bộ $d_I = 25\text{ mm}$, đường kính tại tiết diện nguy hiểm $d_D = 30\text{ mm}$. Tại vị trí lắp bánh đai ngoài, sử dụng then bằng kiểu 1 với kích thước $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều dài then $l = 24\text{ mm}$. Đặc biệt, đối với bánh răng dẫn trên trục I, do đường kính vòng chân răng nhỏ ($D_{i1} = 76,5\text{ mm}$), tác giả lựa chọn giải pháp đúc/chế tạo bánh răng liền khối với trục và không dùng mối ghép then để đảm bảo độ bền kết cấu.
- Trục II: Đường kính sơ bộ $d_{II} = 45\text{ mm}$, đường kính lắp bánh răng bị dẫn $d = 45\text{ mm}$, then có kích thước $b \times h = 14 \times 9\text{ mm}$, chiều dài then $l_m = 110\text{ mm}$. Đoạn đầu trục lắp khớp nối có đường kính $d = 40\text{ mm}$, sử dụng then kích thước $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, chiều dài $l_m = 125\text{ mm}$. Các then đều thỏa mãn độ bền dập và độ bền cắt ($[\tau]_d = 87\text{ N/mm}^2$).
- Lựa chọn ổ lăn: Với thời gian phục vụ $h = 10160\text{ giờ/năm}$, trục I chọn cặp ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 36205 ($d = 25\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$, khả năng tải động bảng $C = 20.000\text{ N}$). Trục II chọn cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 208 ($d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$, khả năng tải động bảng $C = 39.000\text{ N}$).
Chương 5: Thiết kế cấu tạo các chi tiết máy, bôi trơn và lắp hộp giảm tốc
Chương 5 hoàn thiện kết cấu hình học của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ định hình:
- Vỏ hộp giảm tốc: Đúc bằng gang xám với bề mặt ghép giữa nắp và thân nằm ngang tâm các trục để thuận tiện tháo lắp. Chiều dày thân hộp $\delta = 10\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 10\text{ mm}$, chiều dày mặt bích dưới thân hộp $b = 15\text{ mm}$, chiều dày mặt đế $p = 23,5 \div 27,5\text{ mm}$.
- Hệ thống liên kết bu lông: Sử dụng 6 bu lông nền $d_n = 24\text{ mm}$ (M24) liên kết vỏ với bệ máy; bu lông cạnh ổ $d_1 = 16\text{ mm}$ (M16); bu lông ghép mặt bích nắp và thân $d_2 = 10\text{ mm}$ (M10); bu lông nắp cửa thăm dầu $d_4 = 8\text{ mm}$ (M8x22, số lượng 4 chiếc).
- Chi tiết phụ: Sử dụng 2 chốt định vị hình côn ($\varnothing 6\text{ mm}$) đặt tại mặt bích ghép nắp và thân nhằm định vị chính xác tâm lỗ ổ lăn trước và sau gia công; cửa thăm dầu kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ có nắp đậy; nút thông hơi ren M27x2 đặt trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất nhiệt bên trong hộp; sử dụng bu lông vòng M16 (tiêu chuẩn TOCT 4751-52) để cẩu và vận chuyển hộp giảm tốc nặng khoảng $330\text{ kg}$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán và thiết kế một trạm dẫn động băng tải công nghiệp hoàn chỉnh với các thông số kỹ thuật được định lượng rõ ràng:
| Hạng mục kết cấu | Kết quả thiết kế định lượng |
|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ 3 pha AO2-41-4 ($4,0\text{ kW}$, $1450\text{ v/p}$, $\eta = 86%$) |
| Bộ truyền đai ngoài | 02 đai thang loại B ($17 \times 10,5\text{ mm}$), $D_1=180\text{ mm}, D_2=360\text{ mm}, a=431,5\text{ mm}$ |
| Bộ truyền bánh răng | Bánh răng trụ răng thẳng ($m=3\text{ mm}, A=292,5\text{ mm}, Z_1=28, Z_2=167, b_1=126\text{ mm}, b_2=121\text{ mm}$) |
| Vật liệu cặp bánh răng | Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện ($HB = 220 \div 240$); Bánh bị dẫn: Thép 40 thường hóa ($HB = 180 \div 220$) |
| Giải pháp kết cấu trục I | Đúc liền bánh răng dẫn với trục I (không dùng then do đường kính chân răng nhỏ) |
| Giải pháp kết cấu trục II | Lắp then bằng ($14 \times 9\text{ mm}$ cho bánh răng, $12 \times 8\text{ mm}$ cho khớp nối) |
| Ổ lăn đỡ trục | Trục I dùng ổ bi đỡ chặn 36205 ($\varnothing 25\text{ mm}$); Trục II dùng ổ bi đỡ một dãy 208 ($\varnothing 40\text{ mm}$) |
| Vật liệu & kết cấu vỏ hộp | Gang xám, bề mặt ghép ngang trục, 02 chốt định vị côn $\varnothing 6$, bu lông nền M24, bu lông vòng M16 |
Các giải pháp kỹ thuật do nhóm tác giả đề xuất và áp dụng mang tính hợp lý cao:
- Đề xuất giải pháp đúc bánh răng liền trục đối với trục vào (trục I), giúp loại bỏ mối ghép then tại vị trí có đường kính trục nhỏ, tránh hiện tượng suy giảm diện tích tiết diện và tập trung ứng suất nguy hiểm.
- Sử dụng hai chốt định vị hình côn ở hai góc đối xứng trên mặt bích vỏ hộp nhằm đảm bảo độ đồng tâm của gối đỡ ổ lăn khi gia công và lắp ráp lại, chống biến dạng vòng ngoài của ổ bi.
- Bố trí nút thông hơi tích hợp trên nắp cửa thăm dầu giúp giải phóng áp suất sinh ra do giãn nở nhiệt của dầu bôi trơn trong quá trình vận hành liên tục.
Về mặt học thuật và thực tiễn môn học, đồ án đóng góp một bản thuyết minh tính toán chi tiết, có tính logic chặt chẽ từ khâu xác định tải trọng đến việc tra bảng tiêu chuẩn hóa từng chi tiết cơ khí, tuân thủ nghiêm ngặt các quy chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên phạm vi nghiên cứu của đồ án môn học, các hạn chế và hướng phát triển được xác định như sau:
- Hạn chế:
- Nghiên cứu chỉ dừng lại ở các bước tính toán thiết kế lý thuyết, tra bảng tiêu chuẩn và lập bản vẽ kết cấu; chưa tiến hành chế tạo thử nghiệm mô hình thực tế hoặc kiểm nghiệm thực nghiệm về độ ồn, độ rung và nhiệt độ làm việc của hộp giảm tốc.
- Các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và chế độ tải trọng thay đổi chủ yếu được giả định ở mức va đập trung bình theo tài liệu mẫu, chưa phản ánh đầy đủ các biến động tải trọng ngẫu nhiên phức tạp trong môi trường công nghiệp thực tế.
- Hướng phát triển tiếp theo:
- Ứng dụng các phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) như ANSYS hoặc SolidWorks Simulation để phân tích ứng suất động, biến dạng đàn hồi của trục và vỏ hộp giảm tốc dưới tải trọng làm việc thực tế.
- Tối ưu hóa kích thước hình học và khối lượng vỏ hộp giảm tốc bằng thuật toán tối ưu kết cấu nhằm tiết kiệm vật liệu gang đúc.
- Mở rộng tính toán mô phỏng động lực học hệ thống khi tích hợp các bộ biến tần điều khiển tốc độ động cơ điện.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo thiết thực cho sinh viên các ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử và Kỹ thuật Giao thông khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống truyền động cơ khí.
Các phần nội dung có giá trị tham khảo nổi bật bao gồm:
- Quy trình phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc 1 cấp để đảm bảo tính gọn gàng và điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc.
- Chuỗi công thức và các bảng tra cứu kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng trụ răng thẳng khi chịu tải trọng thay đổi và quá tải đột ngột.
- Phương pháp vẽ biểu đồ nội lực không gian, tính toán then và chọn ổ lăn đỡ trục theo tiêu chuẩn công nghiệp.
- Bảng kích thước tiêu chuẩn hóa các phần tử cấu tạo vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho trạm dẫn động băng tải là loại nào và có các thông số cơ bản ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu AO2-41-4, công suất định mức $4,0\text{ kW}$, số vòng quay định mức $1450\text{ vòng/phút}$, hiệu suất làm việc $86%$, khối lượng $55,5\text{ kg}$, đáp ứng tốt công suất cần thiết tính toán là $3,03\text{ kW}$ trong điều kiện làm việc có va đập trung bình.
2. Bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai nào và khoảng cách trục là bao nhiêu?
Bộ truyền ngoài sử dụng 02 đai thang loại B (kích thước tiết diện $17 \times 10,5\text{ mm}$, diện tích $A = 138\text{ mm}^2$). Đường kính bánh đai nhỏ $D_1 = 180\text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn $D_2 = 360\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1730\text{ mm}$ và khoảng cách trục chuẩn hóa là $a = 431,50\text{ mm}$.
3. Vật liệu và các thông số hình học chính của cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?
Bánh răng dẫn (nhỏ) làm bằng thép 45 tôi cải thiện ($HB = 220 \div 240$), số răng $Z_1 = 28$, bề rộng $b_1 = 126\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_{c1} = 84\text{ mm}$. Bánh răng bị dẫn (lớn) làm bằng thép 40 thường hóa ($HB = 180 \div 220$), số răng $Z_2 = 167$, bề rộng $b_2 = 121\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_{c2} = 501\text{ mm}$. Cặp bánh răng có môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 292,5\text{ mm}$ và chế tạo theo cấp chính xác 9.
4. Tại sao trên trục I nhóm tác giả không dùng mối ghép then để lắp bánh răng dẫn?
Bánh răng dẫn trên trục I có đường kính vòng chia nhỏ ($84\text{ mm}$) và đường kính chân răng chỉ đạt $76,5\text{ mm}$, trong khi đường kính đoạn trục cần thiết là $30\text{ mm}$. Nếu khoét rãnh then trên trục, độ dày phần thân bánh răng còn lại quá mỏng, gây nguy cơ tập trung ứng suất và nứt gãy; do đó tác giả chọn giải pháp kết cấu đúc bánh răng liền khối với trục I.
5. Hộp giảm tốc sử dụng các loại ổ lăn nào cho trục I và trục II?
Trục I (trục vào) sử dụng cặp ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 36205 (kích thước $d = 25\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$). Trục II (trục ra) sử dụng cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 208 (kích thước $d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$).
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của nhóm sinh viên Khoa Cơ khí Động lực - Trường Đại học Nam Cần Thơ đã hoàn thành toàn diện việc tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống trạm dẫn động băng tải công nghiệp. Hệ thống được trang bị động cơ điện AO2-41-4 ($4,0\text{ kW}$), bộ truyền đai thang loại B gồm 2 sợi và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp ($m = 3\text{ mm}, A = 292,5\text{ mm}$) đặt trong vỏ gang xám đúc. Toàn bộ các bộ phận cơ khí từ bộ truyền, trục, then, ổ lăn đến vỏ hộp đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn về sức bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu tải tĩnh khi quá tải. Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí trong quá trình làm quen với quy trình thiết kế máy thực tế.