Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án Chi tiết máy là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí được thực hiện tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật (Đà Nẵng) năm 2023. Tác giả thực hiện là sinh viên Nguyễn Văn Đức (Mã sinh viên: 1911504110211, Lớp 19C2), dưới sự hướng dẫn chuyên môn của giảng viên Nguyễn Thái Dương.
Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ nhu cầu thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cho cơ cấu băng tải công nghiệp. Hệ dẫn động đóng vai trò truyền chuyển động và biến đổi mô men xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (trục công tác của băng tải) với các thông số tải trọng và vận tốc xác định.
Hệ thống nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế kỹ thuật được phân định rõ ràng qua 6 nhiệm vụ cụ thể:
- Xác định công suất cần thiết trên trục công tác, lựa chọn quy cách động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) truyền động từ trục động cơ đến trục vào của hộp giảm tốc.
- Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc hai cấp, bao gồm cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) và cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng), kèm theo các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
- Tính toán thiết kế kết cấu trục, xác định phản lực gối đỡ, xây dựng biểu đồ mô men uốn - xoắn, xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm, kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và tính toán kiểm nghiệm mối ghép then (độ bền dập, độ bền cắt).
- Lựa chọn quy cách và kích thước ổ lăn cho các gối đỡ trên cả 3 trục (trục I, trục II, trục III), kiểm nghiệm khả năng tải động và khả năng tải tĩnh của ổ.
- Xác định các kích thước kết cấu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ phục vụ lắp ráp, nâng chuyển, bôi trơn và vận hành.
Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là hệ dẫn động băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/khai triển. Phạm vi thiết kế giới hạn trong các thông số kỹ thuật đầu vào: lực kéo băng tải tương ứng công suất trên trục công tác $P_{ct} = 6{,}4\text{ kW}$, số vòng quay trục công tác $n_{ct} = 48{,}37\text{ vòng/phút}$, chế độ làm việc quay một chiều, tải trọng tĩnh và điều kiện bôi trơn ngâm dầu tiêu chuẩn.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc trong tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ thống dẫn động cơ khí, căn cứ theo các giáo trình và sổ tay tra cứu chuyên ngành chế tạo máy.
Khung lý thuyết và mô hình tính toán bao gồm:
- Lý thuyết truyền động cơ khí: Tính toán cân bằng công suất, hiệu suất truyền động và phân phối tỷ số truyền theo quan điểm bôi trơn ngâm dầu tối ưu giữa cấp nhanh và cấp chậm.
- Lý thuyết độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng: Tính toán khoảng cách trục $a_w$, mô đun $m$, số răng $z$, xác định các hệ số tải trọng động ($K_H, K_F$), hệ số dạng răng ($Y_F$), hệ số góc nghiêng ($Y_\beta$), hệ số trùng khớp ($Y_\varepsilon$) và kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), ứng suất uốn ($\sigma_F \le [\sigma_F]$), cùng điều kiện quá tải ($\sigma_{H\max}, \sigma_{F\max}$).
- Lý thuyết sức bền vật liệu áp dụng cho trục: Tính toán tĩnh xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ, xác định mô men uốn tổng $M_u$ và mô men tương đương $M_{td}$, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($S \ge [S]$) có xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt ($R_a$), hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then và lắp căng.
- Lý thuyết tính toán ổ lăn: Đánh giá tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm ($F_a / F_r$) để lựa chọn kiểu ổ (ổ bi đỡ, ổ bi đỡ - chặn), tính toán tải trọng động quy ước ($Q$), kiểm nghiệm thời hạn sử dụng theo khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải trọng tĩnh quy ước ($Q_t \le C_0$).
Phương pháp nghiên cứu - thiết kế là phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu số liệu thực nghiệm từ các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí:
- Phương pháp phân tích động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí.
- Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của các chi tiết máy làm việc chịu tải chu kỳ.
- Nguồn dữ liệu tra cứu: Các bảng thông số động cơ điện không đồng bộ dòng 4A, bảng tiêu chuẩn đai thang sợi tổng hợp, bảng cơ tính thép 45 và thép hợp kim 40X, bảng quy cách ổ lăn tiêu chuẩn và bảng kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế theo sơ đồ truyền động hở phối hợp truyền động kín: Động cơ điện truyền mô men xoắn qua bộ truyền đai thang đến trục I (trục vào) của hộp giảm tốc hai cấp; chuyển động tiếp tục truyền qua cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh sang trục II (trục trung gian), qua cặp bánh răng thẳng cấp chậm sang trục III (trục ra) và nối với trục công tác băng tải.
Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I (Trục vào) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Trục ra) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P\text{ (kW)}$ | 6,93 | 6,90 | 6,66 | 6,43 | 6,40 |
| Tỷ số truyền $u$ | — | 3,15 (đai) | 4,00 (cấp nhanh) | 3,33 (cấp chậm) | 1,00 (khớp nối) |
| Số vòng quay $n\text{ (v/ph)}$ | 1950 | 619,05 | 154,76 | 46,47 | 48,37 |
| Mô men xoắn $T\text{ (N.mm)}$ | 46.443,16 | 145.656,30 | 562.360,80 | 1.808.200,83 | — |
Nội dung chính theo từng phần thiết kế
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Trong phần này, tác giả tính toán công suất cần thiết trên trục công tác của băng tải với giá trị $P_{ct} = 6{,}4\text{ kW}$. Dựa trên các giá trị hiệu suất thành phần gồm hiệu suất bộ truyền đai $\eta_d = 0{,}95$, hiệu suất bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0{,}97$, hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0{,}995$ và hiệu suất khớp nối $\eta_k = 1$, hiệu suất chung của hệ thống được xác định: $$\eta = \eta_d \times \eta_{br}^2 \times \eta_{ol}^4 \times \eta_k$$ Công suất yêu cầu trên trục động cơ là $P_{yc} = 6{,}54\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ được xác định qua tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = 20$, cho ra $n_{sb} = 967{,}4\text{ vòng/phút}$. Từ các dãy số vòng quay đồng bộ tiêu chuẩn (600, 750, 1000, 1500, 2000, 3000 v/ph) và điều kiện chọn $P_{dc} \ge P_{yc}$, tác giả chọn số vòng quay đồng bộ $n_{db} = 2000\text{ vòng/phút}$. Tra bảng phụ lục, động cơ điện được chọn là 4A112M4Y3 có các thông số: công suất danh định $P_{dc} = 7{,}0\text{ kW}$, tốc độ quay thực $n_{dc} = 1950\text{ vòng/phút}$, khối lượng động cơ $56\text{ kg}$.
Tỷ số truyền chung của hệ thống là: $$u_{ch} = \frac{n_{dc}}{n_{ct}} = \frac{1950}{48{,}37} = 40{,}31$$ Tỷ số truyền được phân phối cho bộ truyền đai ngoài $u_d = u_{ngoai} = 3{,}15$ và hộp giảm tốc hai cấp $u_{hop} = 13{,}33$. Tỷ số truyền trong hộp giảm tốc được phân chia cụ thể cho cấp nhanh $u_1 = 4{,}00$ và cấp chậm $u_2 = 3{,}33$.
Phần II: Thiết kế bộ truyền đai
Tác giả thiết kế bộ truyền đai thang sử dụng đai sợi tổng hợp, tiết diện đai loại Б. Đường kính bánh đai nhỏ được chọn tiêu chuẩn $d_1 = 160\text{ mm}$. Vận tốc đai tính được $v = 16{,}32\text{ m/s}$, nhỏ hơn vận tốc cho phép $v_{\max} = 25\text{ m/s}$.
Với hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}02$, đường kính bánh đai lớn được xác định và tiêu chuẩn hóa là $d_2 = 500\text{ mm}$, đưa tỷ số truyền thực tế về $u = 3{,}15$. Khoảng cách trục sơ bộ chọn $a = 450\text{ mm}$. Chiều dài tính toán của đai là $l = 2047\text{ mm}$, tác giả chọn chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2000\text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 137^\circ > \alpha_{\min} = 120^\circ$.
Số lượng dây đai được tính toán với các hệ số hiệu chỉnh góc ôm ($C_\alpha = 0{,}88$), chiều dài ($C_l = 0{,}975$), tỷ số truyền ($C_u = 1{,}14$) và phân bố tải trọng ($C_z = 0{,}9815$), xác định số đai cần thiết là $z = 3$. Chiều rộng bánh đai tính theo công thức kết cấu là $B = 63\text{ mm}$. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục đai được xác định với $F_r = 1413\text{ N}$.
Phần III: Tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc
Nội dung tính toán phân thành hai cấp truyền động:
-
Cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng nghiêng):
- Vật liệu: Thép 45 thường hóa cho cả hai bánh. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 190$, bánh lớn $HB_2 = 180$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 390\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 195{,}6\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 184{,}05\text{ MPa}$.
- Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_{w1} = 190\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 2{,}5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 9^\circ 18'$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 30$, bánh lớn $z_2 = 120$ ($u_1 = 4$), chiều rộng vành răng $b_w = 57\text{ mm}$. Đường kính chia $d_1 = 76\text{ mm}$, $d_2 = 304\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 81\text{ mm}$, $d_{a2} = 309\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc sinh ra $\sigma_H = 373{,}5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 390\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 89{,}9\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$; kiểm nghiệm quá tải $\sigma_{H1\max} = 470{,}4\text{ MPa} \le [\sigma_{H\max}] = 1260\text{ MPa}$.
-
Cấp chậm (Bộ truyền bánh răng thẳng):
- Vật liệu: Thép 40X tôi cải thiện. Bánh nhỏ đạt độ rắn $HB_3 = 280$ ($\sigma_b = 950\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 700\text{ MPa}$), bánh lớn đạt độ rắn $HB_4 = 270$.
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 435\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 283\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 272{,}7\text{ MPa}$.
- Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_{w2} = 260\text{ mm}$, mô đun $m = 4\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, số răng $z_1 = 30$, $z_2 = 100$ ($u_2 = 3{,}33$), chiều rộng vành răng $b_w = 78\text{ mm}$. Đường kính chia $d_1 = 120\text{ mm}$, $d_2 = 400\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 128\text{ mm}$, $d_{a2} = 408\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 423\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 435\text{ MPa}$; ứng suất uốn đạt yêu cầu; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $\sigma_{H1\max} = 458{,}2\text{ MPa} \le 1260\text{ MPa}$.
Phần IV: Thiết kế trục và tính then
Trục được chế tạo từ thép 45 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 20\text{ MPa}$). Đường kính sơ bộ của ba trục được xác định: $d_1 = 35\text{ mm}$, $d_2 = 50\text{ mm}$, $d_3 = 80\text{ mm}$. Chiều rộng ổ lăn sơ bộ tương ứng là $b_0 = 21, 27, 39\text{ mm}$.
Tác giả xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực dựa trên chiều dài may ơ ($l_m$) và khoảng cách khe hở vỏ hộp ($k_1 = 10\text{ mm}, k_2 = 10\text{ mm}$):
- Trục I: $l_{22} = 85\text{ mm}, l_{23} = 170\text{ mm}, l_{21} = 230\text{ mm}$.
- Trục II: Lực tác dụng gồm lực vòng $F_{t2} = 2888\text{ N}, F_{t3} = 7036\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 1389\text{ N}, F_{r3} = 2593\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a2} = 472\text{ N}$.
- Phản lực gối đỡ và mô men uốn tại các tiết diện nguy hiểm được giải tích: Trục I có $d_{n-n} = 30\text{ mm}, d_{m-m} = 35\text{ mm}$; Trục II có $d_{e-e} = 55\text{ mm}, d_{i-i} = 50\text{ mm}$; Trục III có $d = 70\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm độ bền mỏi được thực hiện chi tiết: Kiểu lắp ổ lăn và bánh răng trên trục theo $k6$ kết hợp rãnh then; độ nhám bề mặt trục gia công tiện đạt $R_a = 2{,}8\mu\text{m}$ ($K_x = 1{,}06$). Kết quả hệ số an toàn tổng hợp $S$ tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện $S \ge [S] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
Mối ghép then bằng được chọn có tiết diện $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 5\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$) và bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 60 \div 90\text{ MPa}$) đều đạt yêu cầu an toàn.
Phần V: Thiết kế gối đỡ trục
Dựa trên phân tích tải trọng hướng tâm ($F_r$) và tải trọng dọc trục ($F_a$), quy cách ổ lăn cho ba trục được lựa chọn:
- Trục I: Tồn tại lực dọc trục từ bánh răng nghiêng ($F_a = 472{,}3\text{ N}$), chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ trung hẹp ký hiệu 46306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}, C = 25{,}5\text{ kN}, C_0 = 17\text{ kN}, \alpha = 12^\circ$). Tải trọng động tính toán $C_d = 20{,}26\text{ kN} < C$, tải trọng tĩnh $Q_t \ll C_0$.
- Trục II: Có lực dọc trục $F_a = 911\text{ N}$, chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ trung hẹp ký hiệu 46310 ($d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}, C = 56\text{ kN}, C_0 = 44{,}8\text{ kN}, \alpha = 12^\circ$). Tải trọng động tính toán $C_d = 51\text{ kN} < C$, thỏa mãn độ bền.
- Trục III: Do dùng bánh răng thẳng nên không có lực dọc trục ($F_a = 0$), chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 312 ($d = 60\text{ mm}, D = 130\text{ mm}, B = 31\text{ mm}, C = 64{,}3\text{ kN}$). Tải trọng động tính toán $C_d = 23{,}075\text{ kN} \ll C$, thỏa mãn điều kiện làm việc.
Phần VI: Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác
Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc gang. Các kích thước kết cấu chính gồm:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0{,}03a + 3 = 8\text{ mm}$ (với $a = a_{w2} = 260\text{ mm}$).
- Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0{,}9\delta \approx 7\text{ mm}$.
- Đường kính bu lông nền: $d_1 = 16\text{ mm}$; chiều dày bích đế hộp $S_1 = 22\text{ mm}$, bề rộng bích đế $K_1 = 25\text{ mm}$.
- Đường kính bu lông cạnh ổ: $d_2 = 12\text{ mm}$; chiều dày bích nắp và thân $S_3 = S_4 = 16\text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 35\text{ mm}$.
- Chi tiết phụ: Bố trí bu lông vòng / móc nâng phục vụ nâng chuyển hộp giảm tốc khi gia công và lắp ghép; khối lượng toàn bộ hộp giảm tốc ước tính $160\text{ kg}$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã tính toán và hoàn thiện toàn bộ hồ sơ thiết kế kỹ thuật cho hệ thống dẫn động băng tải hai cấp với các thông số định lượng chính xác:
Bảng tổng hợp kết quả thiết kế các cụm chi tiết máy chính:
| Cụm chi tiết | Thông số kỹ thuật chính | Kết quả kiểm nghiệm bền |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Ký hiệu 4A112M4Y3; $P_{dc} = 7{,}0\text{ kW}$; $n_{dc} = 1950\text{ v/ph}$; Khối lượng $56\text{ kg}$ | Đảm bảo $P_{dc} > P_{yc}$ ($7{,}0 > 6{,}54\text{ kW}$) |
| Bộ truyền đai | Đai thang tiết diện Б; $d_1 = 160\text{ mm}$; $d_2 = 500\text{ mm}$; $z = 3\text{ đai}$; $l = 2000\text{ mm}$; $a = 450\text{ mm}$ | Vận tốc $v = 16{,}32\text{ m/s} \le 25\text{ m/s}$; $\alpha_1 = 137^\circ \ge 120^\circ$ |
| Bánh răng cấp nhanh | Thép 45; Bánh răng nghiêng ($\beta = 9^\circ 18'$); $a_{w1} = 190\text{ mm}$; $m = 2{,}5\text{ mm}$; $z_1 = 30, z_2 = 120$; $b_w = 57\text{ mm}$ | $\sigma_H = 373{,}5\text{ MPa} \le 390\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 89{,}9\text{ MPa} \le 195{,}6\text{ MPa}$ |
| Bánh răng cấp chậm | Thép 40X; Bánh răng thẳng ($\beta = 0^\circ$); $a_{w2} = 260\text{ mm}$; $m = 4\text{ mm}$; $z_1 = 30, z_2 = 100$; $b_w = 78\text{ mm}$ | $\sigma_H = 423\text{ MPa} \le 435\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} \le 283\text{ MPa}$ |
| Hệ thống trục | Thép 45; Đường kính trục I ($30{-}35\text{ mm}$), trục II ($50{-}55\text{ mm}$), trục III ($70{-}80\text{ mm}$) | Hệ số an toàn mỏi $S \ge [S]$; Then đảm bảo bền dập và cắt |
| Gối đỡ ổ lăn | Trục I: Ổ 46306; Trục II: Ổ 46310; Trục III: Ổ 312 | Khả năng tải động $C_d < C$ và tải tĩnh $Q_t \ll C_0$ cho cả 3 trục |
| Vỏ hộp giảm tốc | Vỏ đúc; Thân dày $8\text{ mm}$; Nắp dày $7\text{ mm}$; Bu lông nền $d_1 = 16\text{ mm}$; Khối lượng $160\text{ kg}$ | Đảm bảo độ cứng vững và không gian lắp ghép |
Đóng góp kỹ thuật của đồ án thể hiện ở việc thiết lập một quy trình thiết kế cơ khí tường minh, tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam và quốc tế về chọn vật liệu, tiêu chuẩn hóa kích thước lắp ghép và kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy.
Hạn chế và phạm vi nghiên cứu
Phạm vi và hạn chế kỹ thuật của đồ án bao gồm:
- Tính toán thiết kế được thực hiện dưới giả định tải trọng tĩnh, làm việc 1 chiều, chưa xét đến các ảnh hưởng phức tạp của tải trọng va đập động lực học thay đổi theo thời gian thực tế của dây chuyền băng tải.
- Việc tính toán nhiệt và kiểm tra cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục chưa được trình bày trong thuyết minh.
- Đồ án dừng lại ở mức độ tính toán thiết kế giải tích và xác định kích thước danh nghĩa, chưa đi sâu vào mô phỏng ứng suất bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) hoặc khảo sát dao động học của hệ trục.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Cán bộ kỹ thuật và người làm đề tài thiết kế máy tương tự cần tra cứu quy trình phân phối tỷ số truyền, phương pháp kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc - uốn của bộ truyền bánh răng hai cấp phối hợp bộ truyền đai ngoài.
- Phần đáng tham khảo nhất là quy trình thiết kế trục hoàn chỉnh: Từ xác định sơ bộ kích thước, phân tích lực trong không gian 3 chiều, vẽ biểu đồ mô men, đến các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi có xét đầy đủ hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và lắp căng.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ điện được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A112M4Y3, có công suất danh định $P_{dc} = 7{,}0\text{ kW}$, số vòng quay danh định $n_{dc} = 1950\text{ vòng/phút}$, số vòng quay đồng bộ $n_{db} = 2000\text{ vòng/phút}$ và khối lượng $56\text{ kg}$.
2. Bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc sử dụng loại đai nào và có bao nhiêu dây đai?
Bộ truyền đai sử dụng đai thang sợi tổng hợp có tiết diện loại Б, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 500\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2000\text{ mm}$ và số lượng dây đai tính toán là $z = 3\text{ đai}$.
3. Vật liệu và thông số ăn khớp của hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được quy định ra sao?
- Cấp nhanh: Bánh răng nghiêng góc $\beta = 9^\circ 18'$, vật liệu thép 45 thường hóa (bánh nhỏ đạt 190 HB, bánh lớn đạt 180 HB), mô đun $m = 2{,}5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w1} = 190\text{ mm}$, số răng $z_1 = 30, z_2 = 120$.
- Cấp chậm: Bánh răng thẳng ($\beta = 0^\circ$), vật liệu thép 40X tôi cải thiện (bánh nhỏ đạt 280 HB, bánh lớn đạt 270 HB), mô đun $m = 4\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w2} = 260\text{ mm}$, số răng $z_1 = 30, z_2 = 100$.
4. Kích thước đường kính của 3 trục tại các tiết diện nguy hiểm được xác định là bao nhiêu?
Đường kính các trục tại các tiết diện nguy hiểm tính toán được: Trục I có $d_{n-n} = 30\text{ mm}$ và $d_{m-m} = 35\text{ mm}$; Trục II có $d_{i-i} = 50\text{ mm}$ và $d_{e-e} = 55\text{ mm}$; Trục III có đường kính đoạn lắp ổ và bánh răng $d = 70\text{ mm}$ (đường kính sơ bộ trục III là $80\text{ mm}$).
5. Các loại ổ lăn nào được trang bị cho từng trục của hộp giảm tốc?
- Trục I: Trang bị cặp ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ trung hẹp mã hiệu 46306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$).
- Trục II: Trang bị cặp ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ trung hẹp mã hiệu 46310 ($d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}$).
- Trục III: Trang bị cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã hiệu 312 ($d = 60\text{ mm}, D = 130\text{ mm}, B = 31\text{ mm}$).
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Văn Đức đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động băng tải công suất $6{,}4\text{ kW}$ với hộp giảm tốc hai cấp phối hợp bộ truyền đai thang. Toàn bộ các cụm kết cấu từ động cơ điện 4A112M4Y3, bộ truyền đai 3 sợi tiết diện Б, cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh ($a_{w1} = 190\text{ mm}$), cặp bánh răng thẳng cấp chậm ($a_{w2} = 260\text{ mm}$) cho đến hệ trục thép 45, ổ lăn và vỏ hộp đúc đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng tải động/tĩnh. Công trình cung cấp một tài liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên ngành kỹ thuật chế tạo máy.