Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật
Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và vận chuyển nguyên vật liệu rời, hệ thống băng tải đóng vai trò cốt lõi nhằm duy trì dòng lưu chuyển vật phẩm liên tục, ổn định và tự động hóa. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số 06, Phương án số 2) do nhóm sinh viên Khoa Cơ khí - Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm TP. Hồ Chí Minh thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Nguyễn Thị Kiều Hạnh (tháng 12 năm 2023), tập trung vào việc tính toán, thiết kế toàn diện một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ vận hành băng tải.
Hệ thống dẫn động yêu cầu thiết kế bao gồm 5 cụm bộ phận chính liên kết nối tiếp:
- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;
- Khớp nối trục đàn hồi;
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục;
- Bộ truyền ngoài hở dạng xích ống con lăn;
- Tang dẫn và băng tải công tác.
Đặc tính vận hành kỹ thuật và chế độ tải trọng của hệ số 06 - phương án 2 được xác định theo các thông số đầu vào sau:
- Lực vòng kéo trên băng tải ($F$): $9500\text{ N}$
- Vận tốc làm việc của băng tải ($v$): $0{,}9\text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn băng tải ($D$): $400\text{ mm}$
- Thời gian phục vụ định mức ($L$): $6\text{ năm}$
- Thời gian làm việc trong năm ($K_{ng}$): $180\text{ ngày/năm}$
- Chế độ ca làm việc: $3\text{ ca/ngày}$ (mỗi ca làm việc tiêu chuẩn $8\text{ giờ}$)
- Đặc tính làm việc: Quay một chiều, tải trọng thay đổi với mức va đập nhẹ; chu kỳ tải trọng gồm 2 giai đoạn: $t_1 = 24\text{ s}$ ở mức tải định mức $T_1 = T$, và $t_2 = 25\text{ s}$ ở mức tải giảm $T_2 = 0{,}7T$.
Nhiệm vụ thiết kế của đồ án bao gồm:
- Tính chọn động cơ điện phù hợp với công suất đẳng trị và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống dẫn động;
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp;
- Tính toán thiết kế động học và độ bền (tiếp xúc, uốn) cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc đồng trục;
- Tính toán kết cấu, phân tích lực, vẽ biểu đồ mômen và định kích thước các trục truyền, then bằng;
- Tính toán chọn ổ lăn đỡ - chặn và kiểm tra tuổi thọ ổ theo tải trọng động;
- Lựa chọn khớp nối trục đàn hồi;
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, các chi tiết phụ trợ bôi trơn, làm mát và quy định hệ thống dung sai lắp ghép cơ khí.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế
Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng
Đồ án vận dụng tổng hợp kiến thức từ các học phần cơ sở kỹ thuật cốt lõi: Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu, Chi tiết máy, Dung sai và kỹ thuật đo, Vẽ kỹ thuật cơ khí. Các tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc $[ \sigma_H ]$ và sức bền uốn $[ \sigma_F ]$ của bánh răng, độ bền mòn và va đập của xích con lăn, độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn $s$, cùng phương pháp định tải động quy ước cho ổ lăn được trích xuất từ tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí chuẩn trong đào tạo kỹ sư cơ khí Việt Nam.
Phương pháp nghiên cứu và công cụ hỗ trợ
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tương đương (công suất đẳng trị $P_{tđ}$) qua chu kỳ tải biến thiên nhằm tối ưu kích thước động cơ mà không gây quá nhiệt hay thiếu tải;
- Phương pháp giải tích sức bền cơ học: Áp dụng các điều kiện phá hủy do mỏi tiếp xúc bề mặt và mỏi uốn chân răng bánh răng trụ răng nghiêng; tính toán kiểm nghiệm then theo độ bền dập và cắt;
- Phương pháp phân tích biểu đồ nội lực: Tách sơ đồ tĩnh định cho từng trục trong không gian $Oxy$ và $Oxz$, sử dụng phần mềm hỗ trợ phân tích kết cấu MDSolids để xác định chính xác các phản lực liên kết gối đỡ, mômen uốn và mômen uốn tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm;
- Phương pháp tra cứu bảng chuẩn và tiêu chuẩn hóa: Sử dụng bảng kích thước tiêu chuẩn về môđun bánh răng ($m_n$), bước xích ($p_c$), đường kính cổ trục tiêu chuẩn, vòng bi tiêu chuẩn và kích thước then bằng.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí
Hệ thống truyền động được bố trí theo sơ đồ động học đồng trục: chuyển động quay từ trục động cơ điện truyền qua khớp nối đàn hồi vào trục I của hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục làm giảm số vòng quay qua 2 lần ăn khớp bánh răng nghiêng (cặp cấp nhanh: trục I - trục II; cặp cấp chậm: trục II - trục III), đảm bảo trục vào (I) và trục ra (III) đồng tâm hình học. Từ trục III, công suất tiếp tục truyền qua bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc để dẫn động trục tang băng tải.
[Động cơ 4A132S4Y3]
(Khớp nối đàn hồi)
[Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: Trục I -> Trục II -> Trục III]
(Bộ truyền xích)
[Tang dẫn băng tải]
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Tính chọn động cơ & phân phối tỉ số truyền
Xác định công suất trên trục công tác:
$$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{9500 \cdot 0{,}9}{1000} = 8{,}55\text{ kW}$$
Hệ số tải trọng đẳng trị tính theo chu kỳ tải bậc:
$$K_{tđ} = \sqrt{\frac{\sum \left(\frac{T_i}{T_{max}}\right)^2 t_i}{\sum t_i}} = \sqrt{\frac{1^2 \cdot 24 + 0{,}7^2 \cdot 25}{24 + 25}} = 0{,}86$$
Hiệu suất chung của hệ thống:
$$\eta_{ch} = \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{x} = 0{,}97 \cdot 0{,}97 \cdot (0{,}99)^4 \cdot 0{,}92 = 0{,}832$$
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
$$P_{ct} = \frac{P_{lv} \cdot K_{tđ}}{\eta_{ch}} = \frac{8{,}55 \cdot 0{,}86}{0{,}832} = 8{,}84\text{ kW}$$
Số vòng quay trên trục tang dẫn:
$$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}9}{\pi \cdot 400} \approx 42{,}97\text{ vg/ph}$$
Dựa trên công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ ($n_{sb} \approx 1289{,}1\text{ vg/ph}$), động cơ điện được chọn là loại 4A132S4Y3 với các thông số định mức:
- Công suất: $P_{đc} = 11\text{ kW}$
- Vận tốc quay định mức: $n_{đc} = 1458\text{ vg/ph}$
- Hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}87$; Hiệu suất $\eta = 87{,}5%$
- Tỉ số mômen: $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$; $T_k/T_{dn} = 2{,}0$
Tỉ số truyền chung toàn hệ thống: $u_{ch} = \frac{1458}{42{,}97} = 33{,}931$. Phân phối tỉ số truyền:
- Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: $u_{hgt} = 9{,}986$ (trong đó $u_{br1} = u_{br2} = \sqrt{10} = 3{,}16$, sai số $\Delta = 0{,}14%$);
- Tỉ số truyền bộ truyền xích ngoài: $u_x = \frac{33{,}931}{9{,}986} = 3{,}4$.
Bảng phân phối thông số kỹ thuật trên các trục:
| Thông số |
Trục ĐC |
Trục I |
Trục II |
Trục III |
Trục Công tác |
| Tỷ số truyền ($u$) |
- |
$u_{kn} = 1$ |
$u_{br1} = 3{,}16$ |
$u_{br2} = 3{,}16$ |
$u_x = 3{,}4$ |
| Số vòng quay ($n$, vg/ph) |
$1458$ |
$1458$ |
$461{,}39$ |
$146{,}01$ |
$42{,}94$ |
| Công suất ($P$, kW) |
$11$ |
$10{,}282$ |
$9{,}365$ |
$8{,}993$ |
$8{,}55$ |
| Mômen xoắn ($T$, Nmm) |
- |
$67347{,}8$ |
$193839{,}8$ |
$588200{,}5$ |
$1901548{,}7$ |
Chương II: Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Thông số đầu vào: $P_1 = 8{,}993\text{ kW}$, $n_1 = 146{,}01\text{ vg/ph}$, $u = 3{,}4$.
- Số răng đĩa xích: Chọn đĩa dẫn $z_1 = 23\text{ răng}$; đĩa bị dẫn $z_2 = 79\text{ răng}$ (tỉ số truyền thực tế $u' = 3{,}43$, sai số $0{,}88%$, thỏa điều kiện $z_2 < z_{max} = 120$);
- Bước xích: Hệ số sử dụng $K = 1{,}392$. Chọn xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn có bước xích $p_c = 31{,}75\text{ mm}$, công suất cho phép $[P] = 19{,}3\text{ kW}$;
- Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40p_c = 1270\text{ mm}$, tính ra số mắt xích $X = 134$. Khoảng cách trục thực tế sau khi tính toán là $a = 1282\text{ mm}$; Chiều dài xích $L = 4254{,}5\text{ mm}$;
- Kiểm nghiệm độ bền: Hệ số an toàn $s = 10{,}99 \ge [s] = 9{,}4$ với tải trọng phá hỏng $Q = 70\text{ kN}$; lực vòng $F_t = 5060{,}78\text{ N}$; lực căng do trọng lượng $F_0 = 281{,}46\text{ N}$; lực căng ly tâm $F_v = 11{,}78\text{ N}$;
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1{,}15 \cdot F_t = 5819{,}9\text{ N}$;
- Kích thước đĩa xích: Đường kính chia $d_1 = 232{,}45\text{ mm}$, $d_2 = 798{,}4\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 254{,}675\text{ mm}$, $d_{a2} = 820{,}625\text{ mm}$.
Chương III: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
Cả hai cấp đều sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng chế tạo từ thép C40 tôi cải thiện:
- Độ rắn bánh nhỏ: $265\text{ HB}$, giới hạn mỏi tiếp xúc $\sigma^0_{Hlim1} = 600\text{ MPa}$, uốn $\sigma^0_{Flim1} = 477\text{ MPa}$;
- Độ rắn bánh lớn: $250\text{ HB}$, giới hạn mỏi tiếp xúc $\sigma^0_{Hlim2} = 570\text{ MPa}$, uốn $\sigma^0_{Flim2} = 450\text{ MPa}$.
Bảng tổng hợp thông số hình học và kiểm nghiệm bánh răng hai cấp:
| Thông số bộ truyền |
Cấp chậm (Trục II - III) |
Cấp nhanh (Trục I - II) |
| Khoảng cách trục ($a_w$) |
$180\text{ mm}$ |
$180\text{ mm}$ |
| Môđun pháp ($m_n$) |
$2{,}5\text{ mm}$ |
$2{,}5\text{ mm}$ |
| Góc nghiêng răng ($\beta$) |
$16{,}6^\circ$ |
$16{,}6^\circ$ |
| Số răng ($z_1 / z_2$) |
$33\text{ răng} / 105\text{ răng}$ |
$33\text{ răng} / 105\text{ răng}$ |
| Tỷ số truyền thực tế ($u_m$) |
$3{,}18$ (sai số $0{,}633%$) |
$3{,}18$ (sai số $0{,}633%$) |
| Đường kính vòng chia ($d_1 / d_2$) |
$86{,}09\text{ mm} / 273{,}92\text{ mm}$ |
$86{,}09\text{ mm} / 273{,}92\text{ mm}$ |
| Đường kính vòng đỉnh ($d_{a1} / d_{a2}$) |
$91{,}09\text{ mm} / 278{,}92\text{ mm}$ |
$91{,}09\text{ mm} / 278{,}92\text{ mm}$ |
| Đường kính đáy răng ($d_{f1} / d_{f2}$) |
$79{,}84\text{ mm} / 267{,}67\text{ mm}$ |
$79{,}84\text{ mm} / 267{,}67\text{ mm}$ |
| Bề rộng vành răng ($b_{w1} / b_{w2}$) |
$77\text{ mm} / 72\text{ mm}$ ($\psi_{ba} = 0{,}4$) |
$50\text{ mm} / 45\text{ mm}$ ($\psi_{ba} = 0{,}25$) |
| Vận tốc vòng ($v$) & Cấp chính xác |
$2{,}08\text{ m/s}$ (Cấp chính xác 9) |
$6{,}57\text{ m/s}$ (Cấp chính xác 8) |
| Lực ăn khớp ($F_t / F_r / F_a$) |
$4503{,}2\text{ N} / 1710{,}3\text{ N} / 1342{,}5\text{ N}$ |
$1564{,}6\text{ N} / 594{,}2\text{ N} / 466{,}4\text{ N}$ |
| Kiểm nghiệm tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) |
$394{,}23\text{ MPa} \le 459{,}44\text{ MPa}$ |
$298{,}02\text{ MPa} \le 515{,}17\text{ MPa}$ |
| Kiểm nghiệm uốn bánh dẫn ($\sigma_{F1} \le [\sigma_{F1}]$) |
$126{,}024\text{ MPa} < 286{,}64\text{ MPa}$ |
$72{,}344\text{ MPa} < 286{,}64\text{ MPa}$ |
Ghi chú về kết cấu đồng trục: Cấp nhanh có khoảng cách trục bằng cấp chậm ($a_w = 180\text{ mm}$) dẫn đến hiện tượng dư bền tiếp xúc và uốn đáng kể ($\sigma_H = 298{,}02\text{ MPa} \ll 515{,}17\text{ MPa}$); điều này hoàn toàn phù hợp với đặc thù hình học của hộp giảm tốc đồng trục. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn do bánh lớn hai cấp có cùng đường kính đỉnh ($278{,}92\text{ mm}$), biên độ chênh lệch mức dầu cho phép là $36{,}49\text{ mm}$ (chọn giới hạn mức dầu thực tế $10 - 15\text{ mm}$).
Chương IV: Tính toán thiết kế trục và then
- Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 850\text{ MPa}$; ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20\text{ MPa}$ (trục I, III) và $[\tau] = 15\text{ MPa}$ (trục II);
- Đường kính sơ bộ: Trục I ($d_1 \ge 25{,}63\text{ mm}$), Trục II ($d_2 \ge 40{,}13\text{ mm}$), Trục III ($d_3 \ge 52{,}79\text{ mm}$);
- Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực:
- Trục I: $l_{12} = 75{,}5\text{ mm}$, $l_{13} = 60{,}5\text{ mm}$, $l_{11} = 121\text{ mm}$;
- Trục II: $l_{22} = 62{,}5\text{ mm}$, $l_{23} = 237\text{ mm}$, $l_{21} = 316\text{ mm}$;
- Trục III: $l_{32} = 79\text{ mm}$, $l_{31} = 158\text{ mm}$, $l_{33} = 249{,}5\text{ mm}$;
- Phản lực liên kết và mômen tính toán (kết quả từ MDSolids):
- Trục I: $F_{kn} = 323{,}3\text{ N}$; phản lực gối đỡ: $R_{Ay} = 463{,}02\text{ N}$, $R_{By} = 131{,}18\text{ N}$, $R_{Ax} = 257{,}27\text{ N}$, $R_{Bx} = 984{,}03\text{ N}$;
- Trục II: Phản lực gối đỡ: $R_{Ay} = 884{,}98\text{ N}$, $R_{By} = 1419{,}52\text{ N}$, $R_{Ax} = 129{,}35\text{ N}$, $R_{Bx} = 3067{,}95\text{ N}$;
- Trục III: Chịu tải trọng uốn từ bánh răng cấp chậm và lực xích $F_r = 5819{,}9\text{ N}$; phản lực gối đỡ: $R_{Ay} = 3061{,}81\text{ N}$, $R_{By} = 7171{,}41\text{ N}$, $R_{Ax} = R_{Bx} = 2251{,}6\text{ N}$;
- Đường kính trục tiêu chuẩn tại các tiết diện:
- Trục I: Đầu trục lắp khớp $d_C = 22\text{ mm}$; ngõng ngỗng ổ lăn $d_A = d_B = 25\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_D = 30\text{ mm}$;
- Trục II: Ngõng ngỗng ổ lăn $d_A = d_B = 35\text{ mm}$; đoạn lắp hai bánh răng $d_C = d_D = 42\text{ mm}$;
- Trục III: Đoạn lắp đĩa xích $d_x = 60\text{ mm}$; ngõng ổ lăn $d_o = 65\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{br3} = 70\text{ mm}$;
- Kiểm nghiệm: Toàn bộ các then bằng và các tiết diện trục đều được kiểm nghiệm đạt độ bền dập, độ bền cắt và hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$.
Chương V: Tính toán chọn ổ lăn
Các ổ lăn đỡ chặn trên các trục I, II, III được tính toán lựa chọn dựa trên đường kính ngõng trục, tốc độ quay, phản lực gối đỡ tổng hợp và lực dọc trục phát sinh từ bánh răng nghiêng:
- Xác định tỷ số tải trọng dọc trục và hướng tâm để chọn góc tiếp xúc;
- Tính toán tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ $Q$;
- Xác định thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay ($L_{triệu}$);
- Tính toán khả năng tải động $C_{tt}$ và đối chiếu với khả năng tải động danh định $C$ của ổ bi/ổ đũa tiêu chuẩn tra bảng;
- Kiểm tra số vòng quay tới hạn và tuổi thọ thực tế của từng bộ ổ lăn nhằm bảo đảm không bị phá hủy vì mỏi trong suốt 6 năm phục vụ.
Chương VI: Tính toán khớp nối trục
Lựa chọn khớp nối đàn hồi (nối trục có đệm cao su) liên kết giữa trục động cơ điện và trục vào (trục I) của hộp giảm tốc. Khớp nối được kiểm nghiệm theo điều kiện mômen xoắn danh định $T = 67347{,}8\text{ Nmm}$, mômen tính toán $T_{tt} = k \cdot T$, kiểm tra độ bền dập của chốt đàn hồi và vòng đệm cao su.
Chương VII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, chi tiết phụ và dung sai lắp ghép
- Kết cấu vỏ hộp đúc: Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, kích thước gân tăng cứng, gờ và mặt bích ghép thân - nắp; xác định số lượng và kích thước bu lông nền ($Z$), bu lông vòng, bu lông bích;
- Các chi tiết phụ trợ: Bố trí chốt định vị nắp - thân, que thăm/mắt kiểm tra mức dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu, vòng chắn dầu bảo vệ ổ bi;
- Quy định dung sai lắp ghép tiêu chuẩn:
- Bánh răng, đĩa xích, khớp nối ghép trên trục: Lắp theo hệ trục/hệ lỗ tiêu chuẩn có độ dôi nhẹ hoặc trung gian có then;
- Ổ lăn: Vòng trong lắp trên trục theo sai lệch $\text{k6}/\text{m6}$, vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo sai lệch $\text{H7}/\text{J7}$;
- Then bằng lắp với rãnh then trên trục và rãnh then trên mayơ theo sai lệch bề rộng $b$.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
- Thiết lập chuỗi thông số truyền động đồng bộ: Đồ án hoàn thành quy trình tính toán hệ thống dẫn động băng tải đạt công suất làm việc $8{,}55\text{ kW}$ với tổng tỉ số truyền $u_{ch} = 33{,}931$, phân bổ hợp lý giữa hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục ($u_{hgt} = 9{,}986$) và bộ truyền xích ($u_x = 3{,}4$).
- Tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc: Việc lựa chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 180\text{ mm}$ cho cả hai cấp nhanh và chậm của hộp đồng trục cho phép thống nhất kích thước khuôn vỏ hộp, thuận lợi cho việc gia công thân nắp đồng tâm trên máy tiện/phay công nghiệp.
- Ứng dụng công cụ kỹ thuật hiện đại: Kết hợp mô hình hóa giải tích sức bền cổ điển với phần mềm MDSolids để vẽ chính xác các biểu đồ nội lực $(M_x, M_y, M_z)$ và xác định chính xác các phản lực gối đỡ, loại bỏ sai số trong tính toán thủ công.
Hạn chế và hướng phát triển
- Hạn chế:
- Do đặc điểm cố hữu của sơ đồ đồng trục (khoảng cách trục hai cấp bằng nhau $a_w = 180\text{ mm}$), bộ truyền cấp nhanh có độ dự trữ bền tiếp xúc và uốn rất lớn ($\sigma_H = 298{,}02\text{ MPa}$ so với $[\sigma_H] = 515{,}17\text{ MPa}$), dẫn đến việc sử dụng vật liệu ở cấp nhanh chưa đạt hiệu suất khối lượng tối ưu;
- Phương án bôi trơn sử dụng ngâm dầu tự do và bôi trơn nhỏ giọt cho bộ truyền xích ngoài hở, chưa áp dụng cơ chế bôi trơn cưỡng bức hoặc hệ thống giám sát nhiệt độ tự động.
- Hướng phát triển:
- Khảo sát phương án phân bố tỉ số truyền tối ưu hơn hoặc sử dụng bánh răng dịch chỉnh để giảm bề rộng vành răng cấp nhanh, giảm khối lượng toàn hộp;
- Thiết kế hộp che chắn kín có bơm dầu bôi trơn tuần hoàn cho bộ truyền xích để nâng cao tuổi thọ làm việc trong môi trường nhiều bụi bẩn.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy: Tham khảo cấu trúc thuyết minh, phương pháp giải tích động lực học, phân phối tỉ số truyền và quy trình kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy;
- Các kỹ sư thiết kế hệ thống vận chuyển liệu rời: Tham khảo bảng thông số bộ truyền bánh răng nghiêng đồng trục, phương pháp tính chọn công suất đẳng trị cho chu kỳ tải trọng bậc, và bảng quy định dung sai lắp ghép cơ khí chuẩn.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao công suất động cơ được chọn dựa trên công suất đẳng trị thay vì công suất cực đại?
Chế độ tải trọng của băng tải thay đổi theo chu kỳ ($t_1 = 24\text{ s}$ ở mức $T_1 = T$, $t_2 = 25\text{ s}$ ở mức $T_2 = 0{,}7T$). Việc tính chọn theo công suất đẳng trị ($K_{tđ} = 0{,}86$, $P_{ct} = 8{,}84\text{ kW}$) giúp chọn động cơ $11\text{ kW}$ vừa đủ phát huy hiệu suất nhiệt và cơ, tránh lãng phí chi phí đầu tư và giảm hệ số công suất $\cos\varphi$ nếu chọn theo công suất cực đại.
2. Ưu điểm và nhược điểm nổi bật của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục trong đề tài là gì?
- Ưu điểm: Kết cấu gọn gàng theo chiều ngang, trục vào và trục ra đồng tâm giúp bố trí tổng thể trạm dẫn động trên cùng một đường trục thẳng hàng, đơn giản hóa kết cấu khung bệ đỡ.
- Nhược điểm: Cấp nhanh bị thừa bền lớn do phải duy trì cùng khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$ với cấp chậm; kết cấu gối đỡ trục trung gian II nằm sâu trong hộp phức tạp hơn việc bố trí các trục so le.
3. Thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp chậm là bao nhiêu?
Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm có khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 2{,}5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 16{,}6^\circ$, số răng $z_1 = 33$ và $z_2 = 105$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 77\text{ mm}$, $b_{w2} = 72\text{ mm}$.
4. Bộ truyền xích ống con lăn được chọn có thông số kỹ thuật chính như thế nào?
Bộ truyền sử dụng xích 1 dãy, bước xích tiêu chuẩn $p_c = 31{,}75\text{ mm}$, số răng đĩa dẫn $z_1 = 23$, đĩa bị dẫn $z_2 = 79$, số mắt xích $X = 134$, khoảng cách trục $a = 1282\text{ mm}$, hệ số an toàn tính toán $s = 10{,}99$ (vượt yêu cầu cho phép $[s] = 9{,}4$).
5. Vật liệu nào được sử dụng để chế tạo trục và bánh răng trong đồ án?
- Bánh răng: Sử dụng thép C40 tôi cải thiện đạt độ rắn $265\text{ HB}$ (bánh nhỏ) và $250\text{ HB}$ (bánh lớn);
- Trục: Sử dụng thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 850\text{ MPa}$.
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề 06 - Phương án 2) của nhóm sinh viên Trường Đại học Nông Lâm TP.HCM đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí từ khâu xác định động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết. Toàn bộ các cụm bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trục, bộ truyền xích con lăn, trục, then, ổ lăn và khớp nối đều thỏa mãn các điều kiện bền mỏi tiếp xúc, bền mỏi uốn và hệ số an toàn tĩnh định theo tiêu chuẩn. Bản thuyết minh thể hiện sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết giải tích cơ học truyền thống và công cụ phân tích hiện đại, cung cấp nguồn tư liệu học thuật giá trị cho công tác đào tạo và nghiên cứu kỹ thuật cơ khí chế tạo.
