Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong hệ thống sản xuất công nghiệp và vận chuyển nguyên vật liệu, băng tải là thiết bị vận tải liên tục được ứng dụng rộng rãi nhờ khả năng tự động hóa cao và năng suất vận hành ổn định. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Đề số 4) tập trung giải quyết bài toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động cơ cấu vận chuyển công nghiệp, biến đổi cơ năng từ động cơ điện thành chuyển động kéo liên tục của tang băng tải thông qua hệ thống giảm tốc cơ khí.
Vấn đề kỹ thuật cốt lõi đặt ra là tính toán, lựa chọn và phối hợp đồng bộ các cơ cấu truyền động ngoài và truyền động trong nhằm đáp ứng chính xác các yêu cầu làm việc thực tế, đảm bảo độ bền mỏi, độ cứng vững, kích thước nhỏ gọn và độ tin cậy trong suốt chu kỳ khai thác.
Hệ thống được thiết kế dựa trên các thông số vận hành ban đầu cho trước:
- Lực kéo trên băng tải: $F = 500 \text{ N}$
- Vận tốc kéo của băng tải: $v = 1,74 \text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn của băng tải: $D = 335 \text{ mm}$
- Thời gian phục vụ định mức: $L_h = 11.000 \text{ giờ}$
- Chế độ làm việc: 1 ca/ngày
- Đặc tính tải trọng: va đập vừa
- Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\beta = 30^\circ$
Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể bao gồm:
- Xác định công suất và số vòng quay yêu cầu, tính chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn phù hợp.
- Phân phối tỷ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống (bộ truyền ngoài và bộ truyền trong hộp giảm tốc).
- Xác định các thông số động học và lực học (tốc độ quay, công suất, mômen xoắn) trên từng trục truyền động.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài đai dẹt theo chỉ tiêu khả năng kéo và độ bền uốn của đai.
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong bánh răng côn răng thẳng theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc và kiểm nghiệm độ bền uốn.
- Thiết kế kết cấu các trục, chọn then, kiểm nghiệm then theo độ bền dập và cắt; kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi.
- Lựa chọn loại ổ lăn đỡ chặn (ổ đũa côn) và tính toán kiểm nghiệm theo khả năng tải động và tải tĩnh.
- Tính chọn khớp nối đàn hồi liên kết trục ra với trục tang tải.
- Xác định kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, các chi tiết phụ trợ bôi trơn, kiểm tra mức dầu và xác lập dung sai lắp ghép cơ bản.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí gồm 2 cấp giảm tốc: bộ truyền đai dẹt đặt ngoài và hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp đặt trong vỏ hộp kín. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở bài toán tính toán thiết kế kỹ thuật tĩnh và mỏi theo tiêu chuẩn cơ khí truyền động, áp dụng cho tải trọng một chiều có va đập vừa trong khoảng thời gian phục vụ 11.000 giờ.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Cơ sở lý thuyết của đồ án dựa trên nguyên lý thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí tiêu chuẩn, sử dụng các công thức giải tích và dữ liệu thực nghiệm kỹ thuật:
- Lý thuyết truyền động ma sát: ứng dụng trong tính toán khả năng kéo, ứng suất có ích cho phép, vận tốc vòng, lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục của bộ truyền đai dẹt.
- Lý thuyết tiếp xúc Hertz và độ bền mỏi uốn răng: ứng dụng trong kiểm nghiệm bề mặt làm việc của cặp bánh răng côn răng thẳng theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$.
- Sức bền vật liệu và cơ học máy: ứng dụng phương pháp mặt cắt, phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực gối tựa, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn và tính đường kính trục. Kiểm nghiệm mỏi của trục dựa trên hệ số an toàn mỏi kết hợp xét đến tập trung ứng suất, độ nhẵn bề mặt và kích thước tuyệt đối.
- Tiêu chuẩn tính toán ổ lăn: kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$ dựa trên lý thuyết mỏi tiếp xúc lăn dưới tác dụng của tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục đồng thời.
Phương pháp nghiên cứu thực hiện là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật giải tích kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí chế tạo máy:
- Nguồn công thức và bảng tra cứu đối chiếu: Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của các tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
- Nguồn số liệu tra cứu: Bảng thông số động cơ điện không đồng bộ dãy 4K, bảng cơ tính thép hợp kim và thép kết cấu cacbon (thép 45), bảng tiêu chuẩn đai dẹt vải cao su, bảng tiêu chuẩn ổ đũa côn một dãy, bảng then bằng và dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam và TCVN/GOST.
Thiết kế và triển khai
Hệ dẫn động băng tải trong đồ án được xây dựng với kiến trúc truyền động nối tiếp gồm các cụm cơ cấu chính:
Động cơ điện (4K90L6) $\rightarrow$ Bộ truyền đai dẹt ngoài (góc nghiêng $30^\circ$) $\rightarrow$ Trục I (trục vào HGT) $\rightarrow$ Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng $\rightarrow$ Trục II (trục ra HGT) $\rightarrow$ Khớp nối vòng đàn hồi $\rightarrow$ Trục công tác (tang băng tải).
Vật liệu và thông số kỹ thuật được lựa chọn cho các cụm chi tiết:
- Động cơ điện: Động cơ xoay chiều 3 pha kiểu 4K90L6, công suất định mức 1,1 kW, tốc độ quay 940 vòng/phút.
- Bộ truyền ngoài: Đai vải cao su mã hiệu BKHJI-65-2 không có lớp lót, chiều dày $\delta = 3 \text{ mm}$, chiều rộng đai $b = 25 \text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 163,61^\circ$.
- Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp: Vỏ hộp đúc bằng gang xám, kết cấu nắp và thân ghép mặt bích có bu lông và chốt định vị. Cặp bánh răng côn răng thẳng chế tạo từ thép 45 (bánh chủ động tôi cải thiện $HB_1 = 220$, bánh bị động thường hóa $HB_2 = 210$).
- Cụm trục và ổ đỡ: Vật liệu trục bằng thép 45 tôi cải thiện. Trục I được lắp 2 ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7204 cỡ nhẹ ($d = 20 \text{ mm}, D = 47 \text{ mm}, B = 14 \text{ mm}$) để triệt tiêu tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục phát sinh từ bánh răng côn.
- Cụm liên kết: Then bằng theo tiêu chuẩn B9.1 lắp cố định, mối nối trục ra sử dụng khớp nối vòng đàn hồi kích thước định mức truyền mômen 125 N.m.
Quy trình kiểm nghiệm kỹ thuật được triển khai qua các bước: kiểm tra ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và uốn $\sigma_F$ tại vùng ăn khớp răng; kiểm tra ứng suất xoắn và hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$ tại các tiết diện nguy hiểm trên trục; kiểm tra tải trọng động quy ước $Q$ và tĩnh $Q_t$ của ổ đũa côn đảm bảo tuổi thọ $L = 221,57$ triệu vòng quay.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Tính động học
Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và động học của toàn bộ hệ dẫn động. Công suất làm việc trên trục tang dẫn được xác định theo lực kéo và vận tốc: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{500 \cdot 1,74}{1000} = 0,87 \text{ kW}$$
Hiệu suất chung của hệ thống tính qua tích số hiệu suất các cặp chi tiết: $$\eta_c = \eta_{ol}^2 \cdot \eta_k \cdot \eta_đ \cdot \eta_{br} = 0,99^2 \cdot 0,99 \cdot 0,95 \cdot 0,97 = 0,89$$
Từ đó, công suất yêu cầu trên trục động cơ là: $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta_c} = \frac{0,87}{0,89} = 0,98 \text{ kW}$$
Tốc độ quay của trục tang dẫn được tính toán: $$n_{lv} = \frac{60.000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60.000 \cdot 1,74}{\pi \cdot 335} = 99,20 \text{ vòng/phút}$$
Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} \approx 12$, tốc độ sơ bộ của động cơ là $n_{sb} \approx 1000 \text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn động cơ điện 4K90L6 có công suất 1,1 kW, tốc độ quay 940 vòng/phút, hệ số $\cos\varphi = 0,76$, hiệu suất $\eta = 74%$, tỷ số mômen mở máy $T_K/T_{dn} = 2,0$, tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, khối lượng 28 kg và đường kính trục 24 mm.
Tỷ số truyền chung của hệ thống: $$u_c = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{940}{99,20} = 9,48$$
Tác giả phân phối tỷ số truyền cho bộ truyền đai dẹt ngoài là $u_đ = 2,8$ và tỷ số truyền của cặp bánh răng côn là: $$u_{br} = \frac{u_c}{u_đ} = \frac{9,48}{2,8} = 3,39$$
| Thông số động học | Trục động cơ | Trục I (Trục vào HGT) | Trục II (Trục ra HGT) | Trục tang công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | - | $u_đ = 2,8$ | $u_{br} = 3,39$ | $u_k = 1$ |
| Tốc độ quay ($n$, vòng/phút) | 940 | 335,71 | 99,03 | 99,03 |
| Công suất ($P$, kW) | 0,98 | 0,92 | 0,88 | 0,87 |
| Mômen xoắn ($T$, N.mm) | 9.956 | 26.171 | 84.863 | 83.899 |
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền
Nội dung chương trình bày hai bài toán thiết kế cơ cấu truyền động:
- Bộ truyền ngoài đai dẹt:
- Chọn loại đai vải cao su BKHJI-65-2 không lớp lót, chiều dày $\delta = 3 \text{ mm}$.
- Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn: $d_1 = 125 \text{ mm}$ (thỏa mãn điều kiện $d_1 > d_{min} = 90 \text{ mm}$).
- Với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$, đường kính bánh đai lớn tính toán và quy chuẩn là $d_2 = 355 \text{ mm}$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,9$, sai số so với thiết kế ban đầu là $3,57% < 4%$, đạt yêu cầu kỹ thuật.
- Khoảng cách trục được chọn $a = 800 \text{ mm}$, chiều dài đai tính toán và lấy theo tiêu chuẩn là $l = 2.240 \text{ mm}$.
- Vận tốc đai đạt $v = 6,15 \text{ m/s}$. Góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 163,61^\circ$.
- Ứng suất có ích cho phép tính được $[\sigma_F] = 2,19 \text{ MPa}$, diện tích tiết diện đai cần thiết $A = 72,75 \text{ mm}^2$, chiều rộng đai tính toán $b = 24,25 \text{ mm}$, quy chuẩn chọn $b = 25 \text{ mm}$. Chiều rộng bánh đai tương ứng là $B = 32 \text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu của đai $F_0 = 135 \text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 267 \text{ N}$.
- Bộ truyền trong bánh răng côn răng thẳng:
- Vật liệu chế tạo: Cả hai bánh đều làm từ Thép 45; bánh nhỏ tôi cải thiện đạt độ cứng $HB_1 = 220$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450 \text{ MPa}$; bánh lớn thường hóa đạt độ cứng $HB_2 = 210$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 340 \text{ MPa}$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép tính được $[\sigma_H] = 445,45 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 226,29 \text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F2}] = 216 \text{ MPa}$.
- Chiều dài côn ngoài xác định $R_e = 109,5 \text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 31$, số răng bánh lớn $z_2 = 105$. Tỷ số truyền thực $u_t = 105/31 = 3,39$.
- Môđun vòng ngoài $m_{te} = 2 \text{ mm}$, môđun trung bình $m_{tm} = 1,75 \text{ mm}$.
- Góc côn chia: $\delta_1 = 16,45^\circ$, $\delta_2 = 73,55^\circ$. Hệ số dịch chỉnh chiều cao: $X_1 = 0,31$, $X_2 = -0,31$. Góc côn đỉnh: $\delta_{a1} = 18,03^\circ$, $\delta_{a2} = 74,48^\circ$. Góc côn đáy: $\delta_{f1} = 15,52^\circ$, $\delta_{f2} = 71,97^\circ$.
- Đường kính vòng chia ngoài: $d_{e1} = 62 \text{ mm}$, $d_{e2} = 210 \text{ mm}$; chiều cao răng ngoài $h_e = 4,4 \text{ mm}$.
- Qua bước kiểm nghiệm tiếp xúc ban đầu, tác giả nhận thấy độ chênh lệch ứng suất vượt ngưỡng $10%$ nên đã hiệu chỉnh lại chiều rộng vành răng từ $27,38 \text{ mm}$ xuống $b = 21,86 \text{ mm}$ để đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn nằm trong miền cho phép.
Phần III: Tính thiết kế trục và chọn ổ lăn
Chương III giải quyết bài toán động lực học trục, khớp nối và cụm ổ đỡ:
- Khớp nối trục: Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi liên kết trục II với trục tang. Mômen tính toán $T_t = 101.835,6 \text{ N.mm}$. Khớp được chọn có mômen cho phép $T_{cfkn} = 125 \text{ N.m}$, đường kính cho phép $d_{cfkn} = 32 \text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 90 \text{ mm}$. Lực tác dụng của khớp nối lên đầu trục II là $F_{kn} = 377,16 \text{ N}$.
- Lực tác dụng lên các bộ truyền: Lực từ bộ truyền đai $F_d = 267 \text{ N}$. Lực từ cặp bánh răng côn: lực vòng $F_{t1} = 964,82 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 336,80 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 99,44 \text{ N}$.
- Tính toán trục I:
- Đường kính sơ bộ $d_{sb1} = 25 \text{ mm}$. Xác định khoảng cách giữa các gối tựa và điểm đặt lực dựa trên kích thước chiều dài may-ơ ($l_{m12} = 30 \text{ mm}$, $l_{m23} = 30 \text{ mm}$).
- Giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học tìm được phản lực gối đỡ: gối đỡ 0 có $F_{x10} = 1094,10 \text{ N}$, $F_{y10} = -439,90 \text{ N}$; gối đỡ 1 có $F_{x11} = -1827,70 \text{ N}$, $F_{y11} = 643,20 \text{ N}$.
- Xác định đường kính các đoạn trục I theo tiêu chuẩn lắp ghép: vị trí lắp bánh đai $d_2 = 17 \text{ mm}$, vị trí ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 20 \text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng côn $d_3 = 17 \text{ mm}$.
- Chọn then bằng kích thước $b \times h = 5 \times 5 \text{ mm}$, chiều dài then bánh đai $l = 22 \text{ mm}$, then bánh răng $l = 25 \text{ mm}$. Cả hai then đều thỏa mãn độ bền dập và độ bền cắt.
- Kiểm nghiệm mỏi trục I: Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_{ol} = 2,44 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$; tại tiết diện lắp bánh răng côn đạt $s_3 = 5,30 \ge [s]$. Trục hoàn toàn đảm bảo an toàn về mỏi.
- Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục I: Do có lực dọc trục $F_{a1} = 99,44 \text{ N}$, tác giả chọn cặp ổ đũa côn ký hiệu 7204 ($d = 20 \text{ mm}, D = 47 \text{ mm}, B = 14 \text{ mm}$, khả năng tải động $C = 19,10 \text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 13,3 \text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13,5^\circ$). Tải trọng động quy ước tính được $Q = 1937,57 \text{ N}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 9,79 \text{ kN} < C$; tải trọng tĩnh quy ước $Q_t = 1,50 \text{ kN} < C_0$. Cụm ổ lăn thỏa mãn điều kiện làm việc.
- Tính toán trục II: Lực tác dụng gồm lực ăn khớp từ bánh răng côn ($F_{t23} = 964,82 \text{ N}$, $F_{r23} = 99,44 \text{ N}$, $F_{a23} = 336,80 \text{ N}$) và lực khớp nối $F_{kn} = 377,16 \text{ N}$. Tác giả thiết lập và so sánh hai trường hợp tương quan chiều giữa lực khớp nối $F_{kn}$ và lực tiếp tuyến $F_t$. Kết quả chỉ ra trường hợp $F_{kn}$ ngược chiều $F_t$ làm phát sinh mômen uốn và phản lực lớn hơn ($F_{x20} = 913,89 \text{ N}$, $F_{y20} = -247,70 \text{ N}$, $F_{x21} = 428,09 \text{ N}$, $F_{y21} = 148,26 \text{ N}$), do đó trường hợp này được lựa chọn để tiến hành tính toán thiết kế trục.
Phần IV: Tính thiết kế kết cấu
Chương này trình bày các kích thước cấu tạo của vỏ hộp và chi tiết định vị, quan sát:
- Vỏ hộp giảm tốc: Xác định chiều dày thành thân hộp và thành nắp hộp theo công thức kinh nghiệm đảm bảo độ cứng vững khi đúc; bố trí các gân tăng cứng, gờ đặt bu lông nắp ổ và bu lông ghép bích thân - nắp.
- Các chi tiết phụ trợ trên hộp: Thiết kế vị trí và chọn kích thước bu lông vòng phục vụ quá trình cẩu nâng di chuyển hộp; chốt định vị hình côn đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ ngõng trục khi gia công và lắp ráp; que thăm dầu hoặc mắt quan sát mức dầu bôi trơn tại đáy hộp.
- Kết cấu bánh răng côn: Thiết kế moay-ơ, đĩa răng và vành răng phù hợp với kích thước đường kính ngoài $d_{e2} = 210 \text{ mm}$ và chiều rộng vành răng $b = 21,86 \text{ mm}$.
Phần V: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai
Nội dung chương hoàn thiện các chỉ tiêu kỹ thuật phục vụ chế tạo và vận hành:
- Dung sai lắp ghép: Xác định chế độ lắp ghép có độ dôi cho vòng trong ổ lăn lên ngõng trục và lắp lỏng/trung gian cho vòng ngoài ổ lăn vào lỗ vỏ hộp; quy định kiểu lắp có độ dôi giữa bánh răng và may-ơ lên trục; quy định dung sai rãnh then trên trục và trên may-ơ.
- Bôi trơn hộp giảm tốc: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng côn để tản nhiệt và giảm mài mòn mặt răng; chọn giải pháp bôi trơn mỡ cho các gối ổ đũa côn kèm theo phớt chắn dầu ngăn cách khoang dầu với mỡ bôi trơn ổ.
- Bảng tổng hợp dung sai: Liệt kê các trị số sai lệch giới hạn trên và dưới cho các mối ghép quan trọng trong hộp giảm tốc.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã xây dựng trọn vẹn chuỗi tính toán thiết kế kỹ thuật cho hệ dẫn động băng tải công suất nhỏ, đưa ra các kết quả cụ thể:
| Hạng mục thiết kế | Thông số kết quả | Giá trị kỹ thuật |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Kiểu loại / Công suất / Tốc độ | 4K90L6 / 1,1 kW / 940 vòng/phút |
| Tỷ số truyền hệ thống | Chung / Bộ truyền đai / Bánh răng côn | $u_c = 9,48$ / $u_đ = 2,8$ / $u_{br} = 3,39$ |
| Bộ truyền đai dẹt ngoài | Loại đai / Kích thước tiết diện / Chiều dài đai | Đai vải cao su BKHJI-65-2 / $25 \times 3 \text{ mm}$ / $2.240 \text{ mm}$ |
| Bộ truyền bánh răng côn | Vật liệu / Môđun ngoài / Số răng | Thép 45 / $m_{te} = 2 \text{ mm}$ / $z_1 = 31, z_2 = 105$ |
| Kích thước bánh răng côn | Chiều dài côn ngoài / Chiều rộng vành răng | $R_e = 109,5 \text{ mm}$ / $b = 21,86 \text{ mm}$ |
| Cụm trục I | Đường kính các đoạn / Then | $d_2 = 17 \text{ mm}, d_0 = d_1 = 20 \text{ mm}, d_3 = 17 \text{ mm}$ / Then bằng $5 \times 5 \text{ mm}$ |
| Ổ đỡ trục I | Chủng loại / Mã hiệu tiêu chuẩn | Ổ đũa côn đỡ chặn một dãy / 7204 |
| Khớp nối liên kết | Chủng loại / Mômen cho phép / Lực tác dụng | Vòng đàn hồi / $125 \text{ N.m}$ / $F_{kn} = 377,16 \text{ N}$ |
Đóng góp kỹ thuật của đề tài thể hiện qua việc tối ưu hóa tỷ số truyền thực tế giúp sai số vận tốc đai nhỏ ($3,57% < 4%$), giải quyết bài toán tải trọng dọc trục phức tạp của bánh răng côn bằng phương án bố trí ổ đũa côn 7204, đồng thời hiệu chỉnh chiều rộng vành răng $b = 21,86 \text{ mm}$ đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng mà không gây lãng phí vật liệu. Tác giả cũng phân tích chi tiết hai trường hợp ngược chiều và cùng chiều của lực nối trục tác dụng lên trục II để chọn đúng trạng thái chịu tải nguy hiểm nhất.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án:
- Toàn bộ tính toán được thiết lập theo bài toán giải tích tĩnh và bán thực nghiệm, coi tải trọng va đập ở mức danh định quy ước mà chưa khảo sát quá trình động lực học thực tế khi băng tải khởi động mang tải.
- Phần tính toán trục II mới dừng lại ở việc lập phương trình cân bằng, vẽ biểu đồ mômen và chọn trường hợp chịu lực nguy hiểm nhất, chưa trình bày đầy đủ bước tính kiểm nghiệm mỏi chi tiết tại từng tiết diện như trục I trong phần nội dung văn bản.
- Chưa khảo sát biến dạng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc và tác động biến dạng uốn trục ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng côn.
Hướng phát triển tiếp theo:
- Hoàn thiện kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ cứng vững cho trục II và tính toán chọn cụm ổ lăn cho trục II.
- Triển khai bản vẽ lắp tổng thể hộp giảm tốc 2D và mô hình hóa hình học 3D của các chi tiết.
- Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để mô phỏng trường ứng suất và biến dạng của bánh răng côn và vỏ hộp dưới điều kiện tải trọng va đập động.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Tài liệu cung cấp trình tự tính toán chuẩn mực cho trạm dẫn động sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp kết hợp bộ truyền đai dẹt ngoài, đặc biệt có giá trị trong các nội dung:
- Trình tự phân phối tỷ số truyền và lập bảng thông số động học trên các trục.
- Phương pháp xác định các thông số hình học phức tạp của bánh răng côn răng thẳng có dịch chỉnh ($X_1 = -X_2 = 0,31$).
- Cách thiết lập hệ phương trình cân bằng không gian để xác định phản lực ổ đỡ và quy trình kiểm nghiệm ổ đũa côn chịu tải trọng hướng tâm kết hợp tải trọng dọc trục lớn.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động băng tải là loại nào và có thông số kỹ thuật chính ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4K90L6. Động cơ có công suất định mức $P_{đc} = 1,1 \text{ kW}$ (đáp ứng công suất yêu cầu $P_{yc} = 0,98 \text{ kW}$), tốc độ quay định mức $n_{đc} = 940 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,76$, hiệu suất $74%$, hệ số mômen $T_K/T_{dn} = 2,0$, khối lượng 28 kg và đường kính trục động cơ bằng 24 mm.
2. Tại sao bộ truyền bánh răng trong đồ án lại yêu cầu sử dụng ổ đũa côn thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Bộ truyền trong sử dụng bánh răng côn răng thẳng. Trong quá trình ăn khớp, bánh răng côn sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 99,44 \text{ N}$ trên trục I và $F_{a2} = 336,80 \text{ N}$ trên trục II) cùng lực hướng tâm lớn. Ổ bi đỡ thông thường không có khả năng chịu lực dọc trục lớn kết hợp lực hướng tâm; do đó, tác giả bắt buộc chọn ổ đũa côn đỡ chặn (ký hiệu 7204 cho trục I) để đảm bảo độ cứng vững và đáp ứng yêu cầu khả năng tải động quy ước ($C_d = 9,79 \text{ kN} < C = 19,10 \text{ kN}$).
3. Tỷ số truyền của hệ thống được phân chia như thế nào và sai số thực tế là bao nhiêu?
Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_c = 9,48$. Tác giả chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt ngoài là $u_đ = 2,8$, dẫn đến tỷ số truyền của cặp bánh răng côn là $u_{br} = 3,39$. Khi quy chuẩn đường kính bánh đai lớn $d_2 = 355 \text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$), tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là $u_t = 2,9$. Sai số tỷ số truyền tính được là $3,57%$, nằm trong giới hạn cho phép ($< 4%$).
4. Vì sao chiều rộng vành răng của bánh răng côn phải hiệu chỉnh từ 27,38 mm xuống 21,86 mm?
Khi tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, độ chênh lệch ứng suất so với ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 445,45 \text{ MPa}$ vượt quá ngưỡng $10%$ ($10,63%$). Để tối ưu hóa kết cấu và kích thước vành răng mà vẫn đảm bảo độ bền tiếp xúc lẫn độ bền uốn, tác giả đã áp dụng công thức điều chỉnh chiều rộng vành răng $b' = K_{be} \cdot (398,09 / 445,45)^2$, đưa chiều rộng vành răng về giá trị $b = 21,86 \text{ mm}$.
5. Khi tính toán trục II, tác giả đã khảo sát hai trường hợp nào của lực khớp nối và chọn trường hợp nào để tính toán?
Tác giả đã khảo sát hai trường hợp tương quan giữa lực khớp nối $F_{kn12} = 377,16 \text{ N}$ và lực tiếp tuyến ăn khớp $F_{t23} = 964,82 \text{ N}$: trường hợp ngược chiều và trường hợp cùng chiều. Kết quả tính toán cho thấy khi $F_{kn12}$ ngược chiều với $F_{t23}$, mômen uốn tổng và phản lực tại các gối tựa lớn hơn đáng kể ($F_{x20} = 913,89 \text{ N}$, $F_{x21} = 428,09 \text{ N}$), tạo ra trạng thái chịu lực nguy hiểm nhất cho trục. Do đó, trường hợp ngược chiều được chọn làm căn cứ thiết kế kích thước trục II.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Đề số 4) đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán cơ học cho trạm dẫn động công nghiệp công suất 1,1 kW, từ việc chọn động cơ điện, thiết kế bộ truyền đai dẹt, bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cho đến kết cấu trục và cụm ổ đũa côn. Các bước tính toán tuân thủ đúng phương pháp giải tích kỹ thuật và hệ thống bảng tra tiêu chuẩn chi tiết máy, đem lại các thông số kích thước cụ thể, thỏa mãn đồng thời các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, độ bền mỏi và khả năng tải của ổ lăn. Đây là tài liệu thuyết minh kỹ thuật chi tiết, có giá trị tham khảo rõ ràng cho các nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc cơ khí tương tự.