Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật
Đồ án tập trung giải quyết bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải vận chuyển vật liệu rời/kiện hàng trong điều kiện công nghiệp. Trong các dây chuyền sản xuất cơ khí và vận tải liên tục, hệ dẫn động băng tải đóng vai trò trung gian chuyển đổi năng lượng từ động cơ điện sang cơ năng chuyển động tịnh tiến của băng tải với tốc độ và mô men xoắn phù hợp.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định cụ thể theo đề bài "Đề số 2: Thiết kế hệ dẫn động băng tải" với các thông số đầu vào cố định như sau:
- Lực kéo băng tải: $F = 1800\text{ N}$
- Vận tốc băng tải: $v = 1{,}68\text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn: $D = 305\text{ mm}$
- Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L_h = 12500\text{ giờ}$
- Chế độ làm việc: 2 ca/ngày ($soca = 2$)
- Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\alpha = 120^\circ$ (hoặc ký hiệu $\beta = 120^\circ$)
- Đặc tính tải trọng: va đập nhẹ, quay một chiều
Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là trạm dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, khớp nối trục đàn hồi và hệ thống các trục mang chi tiết quay. Phạm vi tính toán bao gồm toàn bộ chu trình xác định động học, động lực học, kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng tải của ổ lăn theo thời gian phục vụ danh định 12.500 giờ.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Đồ án được thực hiện dựa trên phương pháp giải tích kỹ thuật và tiêu chuẩn tính toán chi tiết máy truyền thống (theo tài liệu hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và Nguyễn Trọng Hiệp). Các mô hình và lý thuyết ứng dụng bao gồm:
- Lý thuyết động lực học máy và hiệu suất truyền động: Xác định công suất cản trên trục công tác dựa trên lực kéo $F$ và vận tốc $v$, từ đó đánh giá tổn thất cơ năng qua các mắt xích (ổ lăn, cặp bánh răng, bộ truyền đai, khớp nối) bằng phương pháp tích số hiệu suất.
- Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai ma sát: Áp dụng phương pháp xác định tiết diện đai theo công suất truyền và số vòng quay, tính toán ứng suất căng ban đầu, hiện tượng trượt đàn hồi và trượt trơn, kiểm tra góc ôm trên bánh đai nhỏ và tần số vòng chạy của dây đai trong một giây.
- Độ bền tiếp xúc và uốn bánh răng theo tiêu chuẩn cơ học máy: Phương pháp tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ dựa trên lý thuyết Hertz và độ bền uốn $\sigma_F$ theo phương pháp ứng suất uốn tại chân răng có xét đến hệ số dạng răng $Y_F$, hệ số trùng khớp $Y_\varepsilon$, hệ số góc nghiêng $Y_\beta$, các hệ số tải trọng động $K_H$, $K_F$.
- Lý thuyết mỏi chi tiết máy và tính toán trục: Phương pháp tải trọng tương đương, xây dựng biểu đồ nội lực mô men uốn và mô men xoắn theo các mặt phẳng không gian ($Oxy, Oxz$), xác định đường kính mặt cắt nguy hiểm dựa trên mô men uốn tương đương, kiểm tra hệ số an toàn bền mỏi $s \ge [s]$ xét đến sự tập trung ứng suất do rãnh then và độ dôi lắp ghép.
- Lý thuyết tính toán tải trọng động quy ước và tuổi thọ ổ lăn: Tính toán phản lực gối đỡ tổng hợp, lực dọc trục phụ, quy đổi tải trọng động quy ước $Q$ và kiểm nghiệm khả năng tải động $C$, tải tĩnh $C_0$ đối với ổ đũa côn.
- Nguồn dữ liệu: Số liệu tra cứu từ các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí, thông số phôi thép, kích thước tiêu chuẩn đai thang, mô đun tiêu chuẩn, ổ lăn tiêu chuẩn công nghiệp.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí
Hệ thống dẫn động băng tải được thiết kế gồm các cụm kết cấu cơ khí ghép nối nối tiếp:
- Động cơ điện: Nguồn dẫn động sơ cấp được lựa chọn qua tính toán công suất yêu cầu và dải số vòng quay đồng bộ.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang đóng vai trò giảm tốc sơ bộ cấp một, giảm rung chấn và bảo vệ quá tải cho toàn bộ hệ thống nhờ tính chất đàn hồi và ma sát của dây đai.
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp: Vỏ hộp chứa cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp trong môi trường bôi trơn ngâm dầu, thực hiện chức năng giảm tốc cấp hai với tỷ số truyền xác định, làm tăng mô men xoắn truyền động ra trục dẫn.
- Khớp nối trục: Khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết cơ khí giữa trục động cơ và trục vào (hoặc trục ra với trục tang), giảm va đập tải trọng khi khởi động và vận hành.
- Hệ thống đỡ trục và ổ lăn: Các trục I và II được chế tạo bằng thép hợp khối với ngõng trục lắp then bằng cố định bánh răng, đĩa xích/khớp nối; gối đỡ sử dụng cặp ổ đũa côn đỡ chặn nhằm triệt tiêu phản lực hướng tâm và lực dọc trục do góc nghiêng răng sinh ra.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Tính động học
Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và tỷ số truyền trên từng trục dẫn động:
- Chọn động cơ điện: Công suất tác dụng trên trục bộ phận làm việc được tính theo công thức: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1800 \cdot 1{,}68}{1000} = 3{,}024\text{ kW}$$ Hiệu suất chung của hệ thống qua các cặp ổ lăn và bánh răng: $\eta = 0{,}89$, từ đó xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ là $P_{yc} = \frac{3{,}024}{0{,}89} = 3{,}4\text{ kW}$.
- Tốc độ quay và tỷ số truyền: Số vòng quay trục tang băng tải: $n_{lv} \approx 105{,}2\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = 12$, dẫn đến số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} \approx 1262\text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn động cơ có tốc độ quay đồng bộ $1500\text{ vòng/phút}$, số vòng quay định mức thực tế $n_{đc} = 1420\text{ vòng/phút}$.
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $U_c = \frac{1420}{105{,}2} = 13{,}5$. Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài chọn $U_đ = 2{,}8$; tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng chọn $U_{br} = \frac{13{,}5}{2{,}8} = 4{,}82$.
- Xác định các thông số trên các trục: Phân định rõ ràng tốc độ quay ($n$), công suất ($P$) và mô men xoắn ($T$) từ trục động cơ, trục I, trục II đến trục bộ phận công tác, lập bảng thông số động học tổng quát phục vụ các bước tính toán tiếp theo.
Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài
Chương 2 trình bày toàn bộ tiến trình thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang:
- Lựa chọn loại đai và tiết diện: Căn cứ vào công suất chủ động $P = 3{,}38\text{ kW}$ và số vòng quay $n_1 = 1420\text{ vòng/phút}$, tiết diện đai thang được chọn là loại A.
- Đường kính bánh đai và tỷ số truyền: Đường kính bánh đai nhỏ lấy theo tiêu chuẩn $d_1 = 160\text{ mm}$, vận tốc đai đạt $v_1 = 11{,}89\text{ m/s}$. Đường kính bánh đai lớn tính toán qua hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}02$ là $d_2 = 450\text{ mm}$, dẫn tới tỷ số truyền thực tế $u_t = 2{,}87$, mức sai lệch tỷ số truyền so với thiết kế sơ bộ nằm trong ngưỡng cho phép.
- Chiều dài đai và khoảng cách trục: Khoảng cách trục tính sơ bộ $a \approx 462\text{ mm}$, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2000\text{ mm}$. Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây đạt $i = \frac{11{,}89}{2} = 5{,}945\text{ lần/giây} < i_{max} = 10\text{ lần/giây}$. Khoảng cách trục tính chính xác lại là $a = 499{,}87\text{ mm}$.
- Góc ôm và số đai: Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 146{,}93^\circ \ge 120^\circ$. Tính toán số đai yêu cầu theo khả năng tải $Z = 2$ đai.
- Kích thước kết cấu và lực tác dụng: Chiều rộng bánh đai $B = 32\text{ mm}$, đường kính ngoài $d_{a1} = 166{,}6\text{ mm}$, $d_{a2} = 456{,}6\text{ mm}$. Lực căng ban đầu của đai xác định được $F_0 = 148{,}77\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 570{,}47\text{ N}$.
Chương 3: Thiết kế bộ truyền trong
Chương này tập trung giải quyết bài toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài của hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo và ứng suất cho phép: Bánh răng nhỏ và bánh răng lớn sử dụng thép có độ cứng bề mặt $HB < 350$. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 400\text{ MPa}$ (sau hiệu chỉnh chính xác đạt $[\sigma_H] = 380\text{ MPa}$); ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 199{,}34\text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F2}] = 188{,}84\text{ MPa}$.
- Xác định thông số ăn khớp cơ bản: Khoảng cách trục chọn sơ bộ $a_w = 160\text{ mm}$. Mô đun pháp chọn theo tiêu chuẩn $m = 2{,}5\text{ mm}$. Số răng tính toán: $Z_1 = 21$ răng, $Z_2 = 101$ răng, tỷ số truyền thực tế $u_t = \frac{101}{21} = 4{,}81$. Góc nghiêng răng tính chính xác $\beta = 17{,}64^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}9^\circ$.
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn: Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên mặt răng $\sigma_H = 399{,}31\text{ MPa}$ được kiểm chứng kết hợp với điều kiện tải động; ứng suất uốn thực tế $\sigma_{F1}, \sigma_{F2}$ đều nhỏ hơn ngưỡng uốn cho phép. Bộ truyền đồng thời thỏa mãn điều kiện bền khi quá tải với hệ số quá tải $K_{qt} = 2{,}2$.
- Kích thước hình học và lực ăn khớp: Chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 55{,}08\text{ mm}$, $d_{w2} = 264{,}93\text{ mm}$. Hệ lực tác dụng tại điểm ăn khớp gồm: lực vòng $F_t = 2174{,}4\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 830{,}45\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 691{,}43\text{ N}$.
Chương 4: Tính toán thiết kế trục
Chương 4 hoàn thiện thiết kế động lực học và kết cấu của toàn bộ hệ thống trục:
- Tính toán khớp nối trục: Sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi để liên kết trục động cơ với đầu vào hộp giảm tốc. Khớp chịu mô men xoắn tính toán $T_t = 34098\text{ Nmm}$, mô men cho phép danh định của khớp $[T_{cfkn}] = 63\text{ Nm}$. Khớp có 6 chốt ($Z = 6$), đường kính tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 10\text{ mm}$, sinh ra lực tác dụng lên trục $F_{kn} = 160\text{ N}$. Kiểm tra điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và bền uốn của chốt đều đạt yêu cầu.
- Tính toán thiết kế trục I: Trục làm bằng thép C45 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$). Đường kính sơ bộ $d_{sb1} = 20\text{ mm}$. Dựa trên sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men uốn tổng hợp, tác giả chọn đường kính các đoạn trục: vị trí lắp then bánh răng và khớp nối $d_{12} = d_{13} = 20\text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 25\text{ mm}$, vai trục $d_v = 30\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then và mỏi trục I: Sử dụng then bằng bề rộng $b = 6\text{ mm}$, chiều cao $h = 6\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 20\text{ mm}$, thỏa mãn độ bền dập ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($[\tau_c] = 45\text{ MPa}$). Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: $s_{11} = 3 \ge [s]$, $s_{12} = 10 \ge [s]$, $s_{13} = 9{,}7 \ge [s]$ (với $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$), kết luận trục I đủ bền mỏi.
- Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục I: Tác giả chọn cặp ổ đũa côn một dãy cỡ trung ký hiệu 7305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 29{,}6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 20{,}9\text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13{,}50^\circ$). Tải trọng động quy ước tính toán $Q = 3075{,}59\text{ N}$, khả năng tải động yêu cầu $C_d = 26\text{ kN} < C = 29{,}6\text{ kN}$; tải tĩnh tương đương $Q_t = 1{,}8\text{ kN} < C_0 = 20{,}9\text{ kN}$, đảm bảo an toàn làm việc trong 12.500 giờ.
- Tính toán thiết kế trục II: Thực hiện cân bằng hệ lực, tính phản lực tại các gối tựa gối trục: $F_{Bx} = 676{,}59\text{ N}$, $F_{By} = 556{,}68\text{ N}$, $F_{Dx} = 348{,}76\text{ N}$, $F_{Dy} = 1051{,}1\text{ N}$. Chọn đường kính trục: ngõng lắp ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 25\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng $d_{23} = 28\text{ mm}$, vị trí lắp đĩa xích $d_{22} = d_{24} = 22\text{ mm}$, vai trục $d_v = 35\text{ mm}$. Then bằng ($b \times h = 8 \times 7$) và độ bền mỏi tại tiết diện lắp bánh răng ($s_{23} = 3{,}14 \ge [s]$) đều đạt chuẩn an toàn.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Đồ án đã xây dựng bộ thông số thiết kế hoàn chỉnh cho hệ dẫn động băng tải, đáp ứng chính xác các yêu cầu cơ học đặt ra ở đầu bài. Các kết quả tính toán định lượng chính được tổng hợp qua các bảng số liệu kỹ thuật sau:
Bảng 1: Phân phối động học và động lực học trên các trục
| Đại lượng kỹ thuật | Ký hiệu | Trục Động cơ | Trục I (Trục vào) | Trục II (Trục ra) | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền | $u$ | - | $U_đ = 2{,}8$ | $U_{br} = 4{,}82$ | $U_{kn} = 1$ |
| Tốc độ quay (vòng/phút) | $n$ | 1420 | 507,14 | 105,22 | 105,22 |
| Công suất (kW) | $P$ | 3,38 | 3,18 | 3,055 | 3,024 |
| Mô men xoắn (Nmm) | $T$ | 22732 | 59883 | 277278 | 274465 |
Bảng 2: Kích thước và thông số bộ truyền ngoài (Đai thang)
| Thông số kỹ thuật | Ký hiệu | Giá trị tính toán | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Loại đai / Tiết diện đai | - | Đai thang thường / Tiết diện A | - |
| Đường kính bánh đai nhỏ / lớn | $d_1 / d_2$ | 160 / 450 | mm |
| Tỷ số truyền thực tế | $u_t$ | 2,87 | - |
| Chiều dài dây đai tiêu chuẩn | $L$ | 2000 | mm |
| Khoảng cách trục chính xác | $a$ | 499,87 | mm |
| Góc ôm trên bánh đai nhỏ | $\alpha_1$ | 146,93 | độ |
| Số lượng dây đai | $Z$ | 2 | sợi |
| Lực căng ban đầu / Lực tác dụng lên trục | $F_0 / F_r$ | 148,77 / 570,47 | N |
Bảng 3: Kích thước và thông số bộ truyền trong (Bánh răng trụ răng nghiêng)
| Thông số kỹ thuật | Ký hiệu | Bánh răng 1 (Chủ động) | Bánh răng 2 (Bị động) |
|---|---|---|---|
| Khoảng cách trục | $a_w$ | 160 mm | 160 mm |
| Mô đun pháp | $m$ | 2,5 mm | 2,5 mm |
| Số răng | $Z$ | 21 răng | 101 răng |
| Góc nghiêng của răng | $\beta$ | 17,64° | 17,64° |
| Chiều rộng vành răng | $b_w$ | 48 mm | 48 mm |
| Đường kính vòng lăn | $d_w$ | 55,08 mm | 264,93 mm |
| Đường kính đỉnh răng | $d_a$ | 49 mm (hoặc $d_1+2m$) | 217 mm |
| Đường kính đáy răng | $d_f$ | 37,75 mm | 205,75 mm |
| Lực tác dụng khi ăn khớp | $F_t / F_r / F_a$ | $F_t = 2174{,}4\text{ N}; F_r = 830{,}45\text{ N}; F_a = 691{,}43\text{ N}$ | - |
Bảng 4: Kết cấu trục, then và ổ lăn
| Bộ phận | Thông số kỹ thuật chính | Đánh giá độ bền |
|---|---|---|
| Khớp nối trục | Khớp nối trục vòng đàn hồi, $T_{cfkn} = 63\text{ Nm}$, $Z = 6$ chốt ($d_c = 10\text{ mm}$, $D_0 = 71\text{ mm}$) | Bền dập cao su và bền uốn chốt thỏa mãn |
| Trục I | Thép C45; $d_{10}=d_{11}=25\text{ mm}$, $d_{12}=d_{13}=20\text{ mm}$, $d_v=30\text{ mm}$ | Hệ số an toàn mỏi $s_{11}=3; s_{12}=10; s_{13}=9{,}7 \ge [s]$ |
| Trục II | Thép C45; $d_{20}=d_{21}=25\text{ mm}$, $d_{23}=28\text{ mm}$, $d_{22}=d_{24}=22\text{ mm}$ | Hệ số an toàn mỏi $s_{23}=3{,}14 \ge [s]$ |
| Then bằng | Trục I: $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$; Trục II: $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$ | Đạt độ bền dập ($[\sigma_d]=100\text{ MPa}$) và cắt ($[\tau_c]=45\text{ MPa}$) |
| Ổ lăn trục I | Cặp ổ đũa côn cỡ trung 7305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$) | $C_d = 26\text{ kN} < C = 29{,}6\text{ kN}$; $Q_t = 1{,}8\text{ kN} < C_0 = 20{,}9\text{ kN}$ |
Về mặt đóng góp kỹ thuật, đồ án đã triển khai mạch tính toán khép kín, chuẩn hóa các kích thước theo chuỗi số tiêu chuẩn công nghiệp (đường kính bánh đai, chiều dài đai, mô đun răng, kích thước then bằng, ổ lăn tiêu chuẩn 7305), kiểm chứng đầy đủ hệ số an toàn về mỏi và tải trọng động theo đúng tuổi thọ danh định $L_h = 12500\text{ giờ}$.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên phạm vi và nội dung tính toán được trình bày trong tài liệu, đồ án còn một số điểm giới hạn kỹ thuật:
- Văn bản mới hoàn thiện bước tính toán giải tích chi tiết máy từ động học, bộ truyền ngoài, bộ truyền trong, trục, then và ổ lăn; chưa xuất hiện phần tính toán nhiệt truyền dẫn trong hộp giảm tốc, thiết kế vỏ hộp giảm tốc (thành hộp, gân tăng cứng, bu lông ghép nắp và thân) cũng như hệ thống bôi trơn ngâm dầu/vung té.
- Việc kiểm nghiệm dao động xoắn, độ võng trục và góc xoay tại gối đỡ chưa được thể hiện chi tiết bằng số liệu cụ thể trong văn bản.
- Hướng hoàn thiện tiếp theo: Bổ sung phần thiết kế kết cấu vỏ hộp, xác định dung tích dầu bôi trơn, lập bảng dung sai lắp ghép và thiết kế bản vẽ lắp tổng thể cùng bản vẽ chế tạo chi tiết (bánh răng, trục) phục vụ gia công thực tế.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo trực tiếp đối với:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Người làm đồ án tốt nghiệp cần tham khảo quy trình mẫu chuẩn về phân phối tỷ số truyền, trình tự tính toán độ bền mỏi trục và quy trình tra cứu, kiểm nghiệm khả năng tải động/tĩnh của ổ đũa côn cỡ trung.
- Phần đáng tham khảo nhất là Chương 3 và Chương 4 với hệ thống công thức giải tích rõ ràng về kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, ứng suất uốn $\sigma_F$, hệ số an toàn mỏi trục tổng hợp $s$ và bài toán kiểm nghiệm lực dọc trục phụ $F_s$ đối với ổ đũa côn.
Câu hỏi thường gặp
1. Công suất yêu cầu trên trục động cơ được xác định là bao nhiêu và tính từ những đại lượng nào? Công suất yêu cầu trên trục động cơ là $P_{yc} = 3{,}4\text{ kW}$. Giá trị này được xác định từ công suất làm việc trên trục tang băng tải $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1800 \cdot 1{,}68}{1000} = 3{,}024\text{ kW}$ chia cho hiệu suất chung của toàn hệ thống $\eta = 0{,}89$ ($P_{yc} = \frac{3{,}024}{0{,}89} = 3{,}4\text{ kW}$).
2. Đai truyền ngoài được chọn thuộc loại nào, số lượng đai và khoảng cách trục chính xác là bao nhiêu? Bộ truyền ngoài sử dụng đai thang thường với tiết diện đai loại A. Số lượng đai tính toán theo điều kiện tải là $Z = 2$ sợi, chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2000\text{ mm}$, và khoảng cách trục chính xác sau khi hiệu chỉnh là $a = 499{,}87\text{ mm}$.
3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có thông số mô đun, số răng và góc nghiêng răng bằng bao nhiêu? Cặp bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, mô đun pháp tiêu chuẩn $m = 2{,}5\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 21$ răng, số răng bánh lớn $Z_2 = 101$ răng (tỷ số truyền thực tế $u_t = 4{,}81$), và góc nghiêng của răng đạt $\beta = 17{,}64^\circ$.
4. Ổ lăn trên trục I được chọn theo tiêu chuẩn nào và có thỏa mãn điều kiện làm việc 12.500 giờ không? Tác giả chọn ổ đũa côn một dãy cỡ trung mang ký hiệu 7305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13{,}50^\circ$, tải trọng động danh định $C = 29{,}6\text{ kN}$). Kết quả tính toán cho thấy tải trọng động quy ước lớn nhất là $Q = 3075{,}59\text{ N}$, khả năng tải động yêu cầu $C_d = 26\text{ kN} < C = 29{,}6\text{ kN}$, đảm bảo an toàn làm việc trong suốt thời hạn phục vụ $L_h = 12500\text{ giờ}$.
5. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên trục I ra sao? Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện ngõng trục lắp ổ lăn (tiết diện 11) đạt $s_{11} = 3$; tại tiết diện lắp khớp nối (tiết diện 12) đạt $s_{12} = 10$; tại tiết diện lắp then bánh răng (tiết diện 13) đạt $s_{13} = 9{,}7$. Tất cả các hệ số này đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$, khẳng định trục I hoàn toàn đảm bảo độ bền mỏi.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động băng tải (Đề số 2)" đã hoàn thành việc tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh từ khâu phân tích động học, xác định công suất động cơ đến thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và kết cấu hệ thống trục - then - ổ lăn. Toàn bộ các kích thước kết cấu đều được quy chuẩn hóa theo danh mục tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành và vượt qua các phép kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi cũng như tải trọng động ổ lăn dưới điều kiện làm việc 2 ca/ngày trong 12.500 giờ. Đây là bản thuyết minh tính toán chi tiết máy có tính mạch lạc cao, phản ánh đúng quy chuẩn thiết kế cơ khí truyền thống.