Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Hệ thống dẫn động băng tải là thiết bị cơ khí được ứng dụng phổ biến và rộng rãi trong nhiều lĩnh vực sản xuất công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng cũng như trong đời sống sinh hoạt hàng ngày. Việc truyền chuyển vị và mô-men xoắn từ động cơ sơ cấp đến trục công tác của băng tải đòi hỏi một hệ thống dẫn động trung gian có kết cấu hợp lý nhằm giảm tốc độ quay, tăng mô-men xoắn và đảm bảo khả năng làm việc ổn định, liên tục trong điều kiện vận hành công nghiệp.

Đồ án tốt nghiệp môn học "Thiết kế Hệ thống Dẫn động Cơ khí" (Đồ án Chi tiết máy) do sinh viên Phạm Ngọc Vũ thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Diệp Lâm Kha Tùng tại Bộ môn Cơ Kỹ Thuật. Nghiên cứu này đóng vai trò là nhiệm vụ kỹ thuật nhằm giúp sinh viên tiếp cận, tìm hiểu và triển khai thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ thực tiễn sản xuất. Thông qua đề tài, các kiến thức nền tảng trong các môn học cơ sở ngành cơ khí như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Dung sai lắp ghép và Vẽ kỹ thuật cơ khí được tích hợp và vận dụng vào bài toán kỹ thuật cụ thể. Đồng thời, quá trình thực hiện đồ án cũng đòi hỏi người thiết kế củng cố và hoàn thiện kỹ năng biểu diễn kỹ thuật trên phần mềm AutoCAD.

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu của đồ án được xác định rõ qua các bước tính toán thiết kế kỹ thuật sau:

  1. Xác định công suất tính toán tương đương, lựa chọn kiểu loại động cơ điện thỏa mãn điều kiện công suất và số vòng quay yêu cầu từ trục công tác băng tải.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động gồm bộ truyền ngoài (khớp nối, bộ truyền xích) và các cấp truyền động bên trong hộp giảm tốc hai cấp.
  3. Tính toán thiết kế động học và động lực học chi tiết cho bộ truyền xích ống con lăn một dãy đặt ở đầu ra.
  4. Tính toán thiết kế chi tiết cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm theo các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
  5. Xác định sơ bộ đường kính các trục truyền động, tính toán kết cấu trục và then, bố trí khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực, kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục và then.
  6. Tính toán lựa chọn ổ lăn, khớp nối đàn hồi, kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ trợ và quy định dung sai lắp ghép kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động băng tải cơ khí bao gồm động cơ điện, khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích dẫn động đến trục tang băng tải.
  • Phạm vi nghiên cứu: Thiết kế tĩnh và động học cơ khí trong giới hạn thông số vận hành xác định: băng tải quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày (mỗi ca 8 giờ), 300 ngày/năm, thời hạn phục vụ danh nghĩa trong 5 năm (tương đương 24.000 giờ làm việc), chế độ tải trọng thay đổi có va đập nhẹ. Bản thuyết minh tập trung vào giai đoạn tính toán thiết kế kết cấu hình học và kiểm nghiệm bền, chưa mở rộng sang bài toán tối ưu hóa chi phí kinh tế hay áp dụng vật liệu công nghệ cao.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Đồ án sử dụng khung lý thuyết và phương pháp luận tiêu chuẩn về tính toán chi tiết máy và hệ thống dẫn động cơ khí, chủ yếu dựa trên tài liệu hướng dẫn chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (ký hiệu tham chiếu [1] trong văn bản) cùng Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 về thông số profin gốc của bánh răng.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán thực tế được triển khai theo các quy trình kỹ thuật chuyên ngành:

  • Phương pháp tính toán động lực học hệ dẫn động: Xác định công suất tương đương ($P_{tđ}$) trên trục máy công tác dựa vào biểu đồ tải trọng thay đổi theo thời gian; tính toán tổng hiệu suất truyền động ($\eta$) của toàn bộ hệ thống để xác định công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{ct}$). Phân phối tỷ số truyền chung cho từng cụm truyền động theo nguyên tắc tối ưu hóa kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc.
  • Phương pháp thiết kế bộ truyền theo chỉ tiêu độ bền:
    • Đối với bộ truyền xích: Thiết kế theo chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề xích, xác định bước xích thông qua công suất tính toán đã hiệu chỉnh bằng các hệ số sử dụng; kiểm nghiệm độ bền tĩnh theo hệ số an toàn phá hỏng và kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích.
    • Đối với các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Xác định khoảng cách trục sơ bộ ($a_w$) theo độ bền tiếp xúc mảng răng; lựa chọn môđun pháp ($m$), số răng ($z$), góc nghiêng răng ($\beta$), hệ số dịch chỉnh; tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc làm việc ($\sigma_H$) so với ứng suất tiếp xúc cho phép ($[\sigma_H]$) và ứng suất uốn làm việc ($\sigma_F$) so với ứng suất uốn cho phép ($[\sigma_F]$); kiểm nghiệm khả năng chịu tải cực đại khi quá tải lúc mở máy.
  • Phương pháp thiết kế trục và gối đỡ: Xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên ứng suất xoắn cho phép ($[\tau]$); xác định vị trí các tiết diện nguy hiểm thông qua việc tính toán khoảng cách gối đỡ dựa trên kích thước kết cấu nắp ổ, thành trong hộp giảm tốc và khoảng cách giữa các chi tiết quay; kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục theo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm và kiểm tra độ bền dập, độ bền cắt của mối ghép then.
  • Nguồn dữ liệu: Toàn bộ các hệ số thực nghiệm, chỉ số phân bố tải trọng, hệ số dạng răng, hệ số tập trung ứng suất, kích thước tiêu chuẩn của ổ lăn, then và dung sai lắp ghép được tra cứu chính xác từ các bảng số liệu trong tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy [1].

Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động

Kiến trúc truyền động của hệ thống được bố trí theo sơ đồ nối tiếp từ nguồn động lực đến cơ cấu chấp hành: Động cơ điện $\to$ Khớp nối đàn hồi $\to$ Trục I (hộp giảm tốc) $\to$ Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh $\to$ Trục II $\to$ Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm $\to$ Trục III $\to$ Bộ truyền xích $\to$ Trục IV (trục công tác băng tải).

Bảng phân phối 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 IV (Công tác)
Tỷ số truyền ($u$) - $u_{kn} = 1$ $u_{brn} = 3,39$ $u_{brc} = 2,61$ $u_x = 3$
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 1460 1460 430,68 165 55
Công suất ($P$ - kW) 9,16 9,07 8,62 8,20 7,46
Mô-men xoắn ($T$ - N.mm) 59.916,44 59.327,74 191.141,91 474.606,06 1.295.327,27

Về mặt công nghệ và vật liệu chế tạo:

  • Vật liệu chế tạo bánh răng: Sử dụng thép C45 tôi cải thiện cho cả hai cấp truyền động; độ rắn bánh răng nhỏ được chọn là $HB_1 = 250$, bánh răng lớn là $HB_2 = 225$. Cấp nhanh chọn cấp chính xác chế tạo là 8; cấp chậm chọn cấp chính xác động học là 9 và mức tiếp xúc đạt cấp 8 (gia công bề mặt đạt độ nhám $Ra = 2,5$ $\mu\text{m}$).
  • Vật liệu đĩa xích: Sử dụng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB 170$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500$ MPa.
  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 850$ MPa, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580$ MPa.
  • Môi trường bôi trơn và điều kiện làm việc: Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu tốt; bộ truyền xích làm việc trong môi trường có bụi, chế độ bôi trơn loại II.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Phần này giải quyết bài toán xác định phụ tải và phân phối động học ban đầu cho hệ thống dẫn động:

  • Xác định công suất tương đương trên trục công tác do tải trọng thay đổi: $P_{tđ} = 7,46$ kW.
  • Xác định hiệu suất tổng của hệ dẫn động: với hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, khớp nối đàn hồi $\eta_{kn} = 1$, tổng hiệu suất hệ thống đạt $\eta = 0,814$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_{tđ} / \eta = 7,46 / 0,814 = 9,16$ kW.
  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ kiểu DK.62-4 có công suất định mức $P_{đc} = 10$ kW, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 1460$ vg/ph, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, mô-men khởi động $T_k / T_{dn} = 1,3$, mô-men cực đại $T_{max} / T_{dn} = 2,3$. Động cơ thỏa mãn đồng thời hai điều kiện $P_{đc} \ge P_{ct}$ ($10\text{ kW} > 9,16\text{ kW}$) và số vòng quay phù hợp.
  • Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_t = n_{đc} / n_{ct} = 1460 / 55 = 26,54$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Chọn tỷ số truyền bộ truyền xích $u_x = 3$, khớp nối $u_{kn} = 1$; tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp là $u_{br} = 8,85$. Tỷ số truyền được chia thành cấp nhanh $u_{brn} = 3,39$ và cấp chậm $u_{brc} = 2,61$ thỏa mãn $u_{brn} \cdot u_{brc} \approx 8,85$.
  • Từ các thông số trên, tác giả đã tính toán đầy đủ công suất, số vòng quay và mô-men xoắn danh nghĩa trên tất cả 4 trục của hệ thống.

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Phần này trình bày tính toán chi tiết cho ba cụm truyền động chính:

  • Thiết kế bộ truyền xích:
    • Thông số đầu vào: công suất truyền $P_3 = 8,2$ kW, số vòng quay đĩa dẫn $n_3 = 165$ vg/ph, số vòng quay đĩa bị dẫn $n_4 = 55$ vg/ph, tỷ số truyền $u_x = 3$.
    • Số răng đĩa xích: đĩa nhỏ $z_1 = 25$, đĩa lớn $z_2 = u \cdot z_1 = 75$ (thỏa mãn $z_2 < z_{max} = 120$).
    • Bước xích: công suất tính toán sau khi nhân các hệ số điều kiện sử dụng ($k_0 = 1$; $k_a = 1$; $k_{đc} = 1$; $k_đ = 1,2$; $k_c = 1,25$; $k_{bt} = 1,3$) là $P_t = 19,35$ kW. Chọn xích con lăn một dãy có bước xích $p = 38,1$ mm.
    • Khoảng cách trục: khoảng cách sơ bộ chọn $a = 40p = 1524$ mm; tính số mắt xích $X = 132$ mắt xích; tính lại khoảng cách trục chính xác $a = 1532$ mm; giảm bớt khoảng cách trục một lượng $\Delta a = 0,003a = 5$ mm để xích không bị căng quá mức, xác định khoảng cách trục thực tế $a = 1527$ mm.
    • Kích thước hình học đĩa xích: đường kính vòng chia $d_1 = 304$ mm, $d_2 = 910$ mm; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 320,64$ mm, $d_{a2} = 928,1$ mm; đường kính đáy răng $d_{f1} = 281,56$ mm, $d_{f2} = 887,56$ mm.
    • Kiểm nghiệm độ bền: tải trọng phá hỏng xích $Q = 127.000$ N, khối lượng một mét xích $q = 5,5$ kg; hệ số an toàn tính toán $s > [s]$ đảm bảo bền mòn và bền tĩnh; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đĩa xích $\sigma_{H1} \le [\sigma_H] = 500$ MPa. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích xác định theo công thức $F_r = 1,15 F_t$.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
    • Khoảng cách trục sơ bộ: tính toán theo độ bền tiếp xúc với hệ số $K_a = 43$, chọn hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0,3$ và hệ số tải trọng $K_{H\beta} = 1,14$, xác định được khoảng cách trục $a_{w1} = 130$ mm.
    • Thông số ăn khớp: môđun pháp $m = 2$ mm; góc nghiêng sơ bộ $\beta = 10^\circ$; tính toán số răng $z_1 = 29$, $z_2 = 98$; tỷ số truyền thực $u_a = 98 / 29 = 3,38$; góc nghiêng răng chuẩn xác $\beta_1 = 12,31^\circ$ ($12^\circ 18'$); góc profin gốc $\alpha = 20^\circ$ theo TCVN 1065-71; chiều rộng vành răng $b_{w1} = 39$ mm; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: xác định các hệ số $Z_M = 274\text{ MPa}^{1/3}$, $Z_H$, hệ số trùng khớp $Z_\epsilon = 0,767$, vận tốc vòng $v = 4,527$ m/s, các hệ số tải trọng $K_{H\beta} = 1,09$, $K_{H\alpha} = 1,082$, $K_{Hv} = 1,05$; ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 470,67$ MPa, nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 495,45$ MPa.
    • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: hệ số dạng răng $Y_{F1} = 3,39$, $Y_{F2} = 3,6$; ứng suất uốn tính toán trên hai bánh lần lượt là $\sigma_{F1} = 264,85$ MPa và $\sigma_{F2} = 238,4$ MPa, đều thỏa mãn điều kiện bền uốn cho phép.
    • Kiểm nghiệm quá tải: hệ số quá tải $K_{qt} = 1,9$; ứng suất tiếp xúc cực đại $\sigma_{H1max} = 592,44$ MPa nhỏ hơn giới hạn quá tải cho phép $[\sigma_{Hmax}] = 1624$ MPa.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
    • Khoảng cách trục sơ bộ: chọn $\psi_{ba} = 0,4$ (lớn hơn cấp nhanh 30%); xác định khoảng cách trục $a_{w2} = 150$ mm.
    • Thông số ăn khớp: môđun pháp $m = 2$ mm; số răng bánh nhỏ $z_1 = 41$, bánh lớn $z_2 = 107$; tỷ số truyền thực $u_a = 107 / 41 = 2,609$; góc nghiêng răng $\beta_2 = 9,6^\circ$; chiều rộng vành răng $b_{w2} = 60$ mm; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: với vận tốc vòng $v = 1,87$ m/s, hệ số $Z_\epsilon = 0,756$, $Z_H = 1,74$; tính toán được ứng suất tiếp xúc làm việc $\sigma_H = 470,68$ MPa, thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc $[\sigma_H]$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất uốn và quá tải: các hệ số dạng răng tương ứng $Y_{F1} = 3,68$, $Y_{F2} = 3,6$; kiểm nghiệm cho thấy độ bền uốn và khả năng chịu quá tải khi mở máy đều nằm trong ngưỡng an toàn cho phép.

Phần 3: Tính toán thiết kế trục và then

  • Lựa chọn vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 850$ MPa, $\sigma_{ch} = 580$ MPa; ứng suất xoắn cho phép nằm trong khoảng $[\tau] = 15 \div 30$ MPa. Chọn cụ thể: Trục I có $[\tau] = 15$ MPa, Trục II có $[\tau] = 20$ MPa, Trục III có $[\tau] = 25$ MPa.
  • Xác định sơ bộ đường kính trục:
    • Trục I: Nối trực tiếp với trục động cơ qua khớp nối đàn hồi, đường kính được xác định theo kinh nghiệm: $d_1 = (0,8 \div 1,2) d_{đc}$.
    • Trục II: Chịu mô-men xoắn $T_2 = 191.141,91$ N.mm; đường kính tính toán lý thuyết $d_{II} = 36,3$ mm, chọn quy chuẩn lên $d_{II} = 45$ mm.
    • Trục III: Chịu mô-men xoắn $T_3 = 474.606,06$ N.mm; đường kính tính toán lý thuyết $d_{III} = 45,6$ mm, chọn quy chuẩn lên $d_{III} = 50$ mm.
    • Quy tắc lấy tròn đường kính đến các giá trị đuôi 0 và 5 nhằm làm căn cứ tiêu chuẩn để xác định chiều rộng ổ lăn và chọn kích thước then.
  • Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực theo cấu tạo vỏ hộp (Bảng 10.3):
    • Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: $h_n = 18$ mm.
    • Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp (hoặc giữa các chi tiết quay): $k_1 = 10$ mm.
    • Khoảng cách từ mặt mút ổ lăn đến thành trong của hộp: $k_2 = 10$ mm.
    • Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: $k_3 = 15$ mm.
  • Nhiệm vụ kiểm nghiệm bền: Bố trí lực tác dụng lên các trục từ bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích, lập sơ đồ tính khoảng cách các gối đỡ, chuẩn bị cơ sở cho các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục (Mục 3.5) và kiểm nghiệm độ bền mỏi của then (Mục 3.6).

Phần 4, 5 và 6: Ổ lăn, nối trục đàn hồi, thân máy và dung sai lắp ghép

  • Mục lục văn bản xác định các nội dung tính toán hoàn thiện hệ thống gồm: tính toán chọn ổ lăn và khớp nối đàn hồi (Mục 4.2), thiết kế thân máy, chọn bu lông ghép và các chi tiết phụ trợ như nút thông hơi, nút tháo dầu, que thăm dầu (Mục 5.2), và lựa chọn dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối ghép trục, then, ổ lăn và bánh răng (Phần 6).

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Kết quả kỹ thuật chính

Đồ án đã xác định hoàn chỉnh hệ thống thông số kỹ thuật của toàn bộ trạm dẫn động băng tải:

  • Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha DK.62-4, công suất 10 kW, tốc độ quay 1460 vg/ph.
  • Bộ truyền xích: Bộ truyền xích con lăn 1 dãy, bước xích $p = 38,1$ mm, số răng đĩa nhỏ $z_1 = 25$, đĩa lớn $z_2 = 75$, khoảng cách trục thực tế $a = 1527$ mm, lực kéo tác dụng lên trục $F_r = 1,15 F_t$.
  • Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh: Khoảng cách trục $a_{w1} = 130$ mm, môđun pháp $m = 2$ mm, số răng $z_1 = 29$, $z_2 = 98$, góc nghiêng răng $\beta_1 = 12,31^\circ$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 39$ mm, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 470,67$ MPa $\le [\sigma_H] = 495,45$ MPa.
  • Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm: Khoảng cách trục $a_{w2} = 150$ mm, môđun pháp $m = 2$ mm, số răng $z_1 = 41$, $z_2 = 107$, góc nghiêng răng $\beta_2 = 9,6^\circ$, bề rộng vành răng $b_{w2} = 60$ mm, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 470,68$ MPa $\le [\sigma_H]$.
  • Kích thước trục: Xác định sơ bộ đường kính trục trung gian $d_{II} = 45$ mm và trục ra $d_{III} = 50$ mm; thiết lập đầy đủ các kích thước khe hở cấu tạo bên trong hộp giảm tốc ($h_n = 18$ mm, $k_1 = 10$ mm, $k_2 = 10$ mm, $k_3 = 15$ mm).

Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất

  • Thống nhất chủng loại vật liệu: Lựa chọn đồng nhất thép C45 tôi cải thiện cho cả hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc nhằm chuẩn hóa quy trình mua sắm phôi liệu và công nghệ nhiệt luyện trong sản xuất cơ khí.
  • Bố trí bộ truyền xích ngoài ở trục ra: Tận dụng tính đàn hồi và khả năng chịu tải của bộ truyền xích để dẫn động trục băng tải ở khoảng cách xa ($a = 1527$ mm), đồng thời giảm tải trọng va đập truyền ngược về hộp giảm tốc.
  • Chuẩn hóa kích thước đường kính trục: Làm tròn đường kính trục về các giá trị tận cùng là 0 hoặc 5 để thuận tiện cho việc chọn kích thước ổ lăn, phớt chắn dầu và then theo tiêu chuẩn sẵn có trên thị trường.

Đóng góp kỹ thuật tự nêu

Tác giả đã hoàn thành một bộ thuyết minh thiết kế hoàn chỉnh, kết nối liền mạch từ khâu phân tích phụ tải, tính toán động lực học, định kích thước hình học đến kiểm nghiệm độ bền tĩnh, bền mỏi của các chi tiết máy cốt lõi, đồng thời rèn luyện kỹ năng xây dựng bản vẽ kỹ thuật cơ khí theo đúng quy chuẩn bằng phần mềm AutoCAD.

Hạn chế và hướng phát triển

Dựa trên phần tự đánh giá của tác giả trong lời nói đầu và phạm vi tính toán của văn bản:

  • Hạn chế:
    • Thuyết minh đồ án mới chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế tính toán lý thuyết trên giấy và bản vẽ kỹ thuật, chưa được kiểm chứng qua chế tạo mô hình thực nghiệm.
    • Các kích thước tính toán của chi tiết máy chưa đạt đến mức độ tối ưu hóa hoàn toàn (về trọng lượng, thể tích hộp giảm tốc và tiêu hao vật liệu).
    • Thiết kế chưa mang tính kinh tế cao và chưa tích hợp các công nghệ chế tạo tiên tiến do giới hạn kiến thức chuyên môn của sinh viên thực hiện.
  • Hướng phát triển:
    • Mở rộng áp dụng các thuật toán tối ưu hóa kết cấu cơ khí để giảm khối lượng vỏ hộp và bánh răng.
    • Nghiên cứu hoàn thiện các bước tính toán công nghệ chế tạo chi tiết máy và quy trình công nghệ lắp ráp hoàn chỉnh cho hộp giảm tốc trong điều kiện sản xuất công nghiệp thực tế.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kế hoạch và Chế tạo máy đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Người làm đề tài tham khảo phương pháp lựa chọn động cơ điện khi phụ tải thay đổi, cách phân phối tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/khai triển.
  • Các kỹ sư thiết kế máy cơ sở có thể tham khảo bảng thông số ăn khớp, quy trình kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng nghiêng theo tiêu chuẩn TCVN và bảng kích thước định vị khoảng cách gối đỡ ổ lăn trong vỏ hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động băng tải có mã hiệu và thông số kỹ thuật ra sao? Động cơ được chọn là kiểu DK.62-4, có công suất danh định $P_{đc} = 10$ kW, tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 1460$ vg/ph, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, tỷ số mô-men khởi động $T_k / T_{dn} = 1,3$ và tỷ số mô-men cực đại $T_{max} / T_{dn} = 2,3$. Động cơ này đáp ứng công suất cần thiết tính toán của hệ thống là $P_{ct} = 9,16$ kW.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống là bao nhiêu và được phân bổ cho các bộ truyền như thế nào? Tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống là $u_t = 26,54$ (với số vòng quay trục động cơ là 1460 vg/ph và trục công tác băng tải là 55 vg/ph). Tỷ số này được phân bổ cho bộ truyền khớp nối ($u_{kn} = 1$), bộ truyền xích ngoài ($u_x = 3$) và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp ($u_{br} = 8,85$). Trong hộp giảm tốc, cấp nhanh có tỷ số truyền $u_{brn} = 3,39$ và cấp chậm có tỷ số truyền $u_{brc} = 2,61$.

3. Bộ truyền xích ngoài có những thông số hình học và cơ học then chốt nào? Bộ truyền sử dụng xích con lăn một dãy với bước xích $p = 38,1$ mm, số răng đĩa nhỏ $z_1 = 25$, số răng đĩa lớn $z_2 = 75$, khoảng cách trục thực tế sau khi giảm chùng là $a = 1527$ mm. Đường kính vòng chia đĩa nhỏ là $d_1 = 304$ mm, đĩa lớn là $d_2 = 910$ mm; tải trọng phá hỏng của xích đạt $Q = 127.000$ N và khối lượng một mét xích là $q = 5,5$ kg.

4. Hai cấp bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc có những thông số khoảng cách trục và góc nghiêng răng cụ thể là bao nhiêu? Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 130$ mm, môđun pháp $m = 2$ mm, số răng $z_1 = 29$, $z_2 = 98$, góc nghiêng răng $\beta_1 = 12,31^\circ$ ($12^\circ 18'$). Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 150$ mm, môđun pháp $m = 2$ mm, số răng $z_1 = 41$, $z_2 = 107$, góc nghiêng răng $\beta_2 = 9,6^\circ$. Cả hai cấp đều có hệ số dịch chỉnh bằng 0.

5. Đường kính sơ bộ của các trục trong hộp giảm tốc được xác định và quy chuẩn về các kích thước nào? Dựa trên mô-men xoắn và ứng suất xoắn cho phép, đường kính sơ bộ tính toán của Trục II là $d_{II} = 36,3$ mm và được chọn quy chuẩn thành $d_{II} = 45$ mm; đường kính sơ bộ tính toán của Trục III là $d_{III} = 45,6$ mm và được chọn quy chuẩn thành $d_{III} = 50$ mm. Trục I được xác định sơ bộ dựa trên đường kính trục động cơ theo công thức kinh nghiệm $d_1 = (0,8 \div 1,2) d_{đc}$.

Kết luận

Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Phạm Ngọc Vũ đã hoàn thành việc tính toán thiết kế kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải cơ khí bao gồm chọn động cơ điện DK.62-4 (10 kW), hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích con lăn ngoài. Các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng cũng như độ bền mòn của bộ truyền xích đều được kiểm nghiệm đầy đủ và thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Mặc dù còn hạn chế về mặt tối ưu hóa kinh tế - công nghệ, đồ án là tài liệu kỹ thuật có kết cấu chặt chẽ, số liệu rõ ràng và có giá trị tham khảo tốt cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí khi thực hiện các bài toán thiết kế trạm dẫn động tương tự.