Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật ngành Cơ khí chế tạo máy, môn học Chi tiết máy giữ vai trò cầu nối cơ bản giữa các khối kiến thức lý thuyết cơ sở (Toán học, Vật lý, Cơ học lý thuyết, Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu) với thực tiễn thiết kế sản xuất. Đồ án môn học Chi tiết máy là công trình tính toán thiết kế kỹ thuật nhằm giải quyết bài toán xác định kết cấu, thông số hình học và kiểm nghiệm độ bền cho một hệ thống dẫn động cơ khí cụ thể.

Bối cảnh thực tiễn của đồ án xuất phát từ yêu cầu trang bị hệ thống dẫn động cho máy móc công tác trong các ngành công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải, cụ thể ở đây là dẫn động hệ thống băng tải vận chuyển vật liệu. Đề tài được thực hiện bởi sinh viên Đỗ Văn Vinh (lớp CK5 - K5) dưới sự hướng dẫn của giảng viên Hoàng Xuân Khoa, hoàn thành ngày 11/08/2012 tại Hà Nội.

Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế được quy định với các số liệu đầu vào xác định:

  1. Lực kéo băng tải: $F = 14000 \text{ N}$.
  2. Vận tốc băng tải: $v = 0,48 \text{ m/s}$.
  3. Chế độ làm việc: Tải trọng thay đổi với hệ số phụ tải $\beta = 0,8$; hệ thống vận hành 2 ca mỗi ngày (tương đương 16 giờ/ngày).
  4. Thiết lập hệ thống dẫn động gồm: Động cơ điện, bộ truyền đai ngoài giảm tốc, hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/phân đôi chứa hai cặp bánh răng trụ ăn khớp, hệ trục quay tựa trên các ổ lăn và truyền mômen xoắn ra máy công tác thông qua khớp nối đàn hồi.

Đối tượng nghiên cứu là toàn bộ các chi tiết máy có công dụng chung cấu thành hệ dẫn động cơ khí băng tải. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở các bước tính toán động học, động lực học, tính toán thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải, độ bền mỏi và độ bền dập/cắt của then trên các trục của hộp giảm tốc.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Văn bản sử dụng toàn bộ khung lý thuyết và quy trình tính toán tiêu chuẩn của ngành cơ khí chế tạo máy tại Việt Nam, dựa trên tài liệu tham khảo chính là bộ giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (chủ biên Trịnh Chất - Lê Văn Uyển) cùng các bảng tra cứu tiêu chuẩn nhà nước:

  • Khung lý thuyết tính toán động học: Xác định hiệu suất chung, công suất yêu cầu, số vòng quay đồng bộ và phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và các cấp bên trong hộp giảm tốc.
  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc mặt răng (theo công thức Hertz) và độ bền mỏi uốn chân răng: Sử dụng các hệ số hiệu chỉnh tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng, hệ số cơ tính vật liệu, ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở và chu kỳ tương đương ($N_{HO}, N_{HE}, N_{FO}, N_{FE}$).
  • Lý thuyết tính toán thiết kế trục và độ bền mỏi: Phân tích lực tác dụng trong không gian 3 chiều từ các bộ truyền về tâm trục ($F_t, F_r, F_a$), thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, xây dựng biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$), xác định đường kính trục theo ứng suất uốn - xoắn tương đương và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s$).
  • Lý thuyết tính toán mối ghép then bằng: Kiểm nghiệm ứng suất dập trên mặt làm việc của then và ứng suất cắt trên tiết diện dọc then.

Phương pháp nghiên cứu trong đồ án là phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu sổ tay tiêu chuẩn kỹ thuật:

  • Thu thập dữ liệu thông số tải trọng và vận tốc ban đầu từ yêu cầu công nghệ của băng tải.
  • Sử dụng phương pháp tra bảng kỹ thuật đối với hiệu suất truyền động (Bảng 2.3), thông số chọn động cơ điện xoay chiều (Bảng phụ lục P1.3), hệ số tập trung ứng suất và kích thước then bằng (Bảng 9.1a), khoảng cách giữa các chi tiết quay và thành vỏ hộp (Bảng 10.3), hệ số độ bền mỏi và ứng suất cho phép (Bảng 6.2, 6.5, 6.7, 6.13, 6.14, 10.5).
  • Phương pháp lặp và chuẩn hóa: Các thông số hình học (đường kính bánh đai, môdun răng, khoảng cách trục, đường kính ngõng trục) sau khi tính giải tích đều được làm tròn về dãy số tiêu chuẩn để thuận tiện cho gia công cơ khí và chế tạo hàng loạt.

Nội dung chính theo từng phần tính toán

Phần 1: Tính toán hệ dẫn động

Tác giả tiến hành tính toán công suất cần thiết trên trục động cơ điện dựa trên công suất làm việc trên trục máy công tác và hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống truyền động. Công suất tính toán trên trục máy công tác được xác định:

  • Lực kéo: $F = 14000 \text{ N}$; vận tốc $v = 0,48 \text{ m/s}$.
  • Công suất danh nghĩa: $P = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{14000 \cdot 0,48}{1000} = 6,72 \text{ kW}$.
  • Công suất tính toán với hệ số tải trọng thay đổi $\beta = 0,8$: $P_t = \beta \cdot P = 0,8 \cdot 6,72 = 5,38 \text{ kW}$.

Hiệu suất tổng của hệ thống được tính từ hiệu suất từng phần (tra Bảng 2.3):

  • Hiệu suất bộ truyền đai: $\eta_đ = 0,95$.
  • Hiệu suất khớp nối: $\eta_k = 1$.
  • Hiệu suất một bộ truyền bánh răng trụ: $\eta_{br} = 0,97$ (hệ có $m = 2$ cặp bánh răng).
  • Hiệu suất một cặp ổ lăn: $\eta_{ol} = 0,99$ (hệ có $n = 4$ cặp ổ lăn).
  • Hiệu suất toàn bộ hệ thống: $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_k = 0,95 \cdot 0,97^2 \cdot 0,99^4 \cdot 1 \approx 0,859$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{5,38}{0,859} = 6,26 \text{ kW}$.

Số vòng quay trên trục máy công tác đạt $n_{lv} = 28,66 \text{ vòng/phút}$. Với tỉ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_h \cdot u_đ = 16 \cdot 3 = 48$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 28,66 \cdot 48 = 1419 \text{ vòng/phút}$. Tra Bảng phụ lục P1.3, tác giả chọn động cơ kiểu 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 7,5 \text{ kW} > P_{ct}$ và số vòng quay định mức $n_{đc} = 1455 \text{ vòng/phút}$.

Tỉ số truyền chung thực tế của hệ là $u = \frac{1455}{28,66} \approx 49,2$. Phân phối tỉ số truyền gồm: Bộ truyền đai ngoài chọn $u_đ = 3,15$; hộp giảm tốc hai cấp có $u_h = 16$, được phân thành cấp nhanh bánh răng trụ $u_1 = 4,91$ và cấp chậm $u_2 = 3,26$. Các thông số động học và động lực học trên các trục được tổng hợp tại bảng dưới đây:

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục Công tác
Tỉ số truyền ($u$) - $u_đ = 3,15$ $u_1 = 4,91$ $u_2 = 3,26$ $u_k = 1$
Công suất ($P$, kW) 7,5 7,47 3,585 6,89 6,82
Số vòng quay ($n$, v/ph) 1455 462 94 29 28,66
Mômen xoắn ($T$, N.mm) 49227 154412 364221 2268948 -

Phần A: Tính toán bộ truyền đai

Bộ truyền ngoài sử dụng loại đai dẹt làm bằng vật liệu vải cao su nhằm đáp ứng yêu cầu làm việc ổn định 2 ca (16 giờ/ngày), đảm bảo độ bền cao và chi phí chế tạo thấp:

  • Mômen xoắn trên trục chủ động: $T_{đc} = 49227 \text{ N.mm}$.
  • Đường kính bánh đai nhỏ sơ bộ tính theo thực nghiệm và quy chuẩn theo dãy tiêu chuẩn: $d_1 = 224 \text{ mm}$.
  • Vận tốc đai đạt mức phù hợp với điều kiện làm việc của đai dẹt.
  • Đường kính bánh đai lớn: Tính theo công thức $d_2 = d_1 \cdot u_đ \cdot (1 - \xi)$ với hệ số trượt $\xi = 0,01$ và $u_đ = 3,15$, quy chuẩn $d_2 = 710 \text{ mm}$. Sai số vòng quay thực tế $\Delta n < 4%$, đảm bảo tỉ số truyền danh nghĩa.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a$ và chiều dài dây đai tính toán $L = 4467 \text{ mm}$ (khi nối đai có dự phòng tăng thêm $100 \div 400 \text{ mm}$).
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 161^\circ 31' > 150^\circ$, thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn.
  • Tần số chạy của dây đai: $i = 3,8 \text{ s}^{-1} < [i] = 3 \div 5 \text{ s}^{-1}$, đảm bảo độ bền mỏi.
  • Chiều dày đai: Xác định theo tỷ lệ uốn $\delta / d_1 \le 1/40$, chọn $\delta = 5 \text{ mm}$ (thực nghiệm $5,6 \text{ mm}$).
  • Chiều rộng dây đai: Tính từ lực vòng và ứng suất có ích cho phép $[\sigma_t]$, chọn $b = 63 \text{ mm}$.
  • Chiều rộng bánh đai: $B = 71 \text{ mm}$.
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1178 \text{ N}$.

Phần III: Tính toán các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc hai cấp sử dụng kết cấu phối hợp gồm cặp bánh răng trụ răng thẳng ở cấp nhanh và cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp chậm:

  1. Thiết kế cặp bánh răng thẳng cấp nhanh:
  • Vật liệu: Cả hai bánh răng đều dùng thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 250$ (giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580 \text{ MPa}$). Bánh lớn có độ cứng $HB_2 = 235$ (giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450 \text{ MPa}$).
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép xác định được: $[\sigma_H] = 490,9 \text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục tính toán và quy chuẩn: $a = 182 \text{ mm}$.
  • Môđun răng tiêu chuẩn: $m = 3 \text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 25$ răng, bánh bị dẫn $Z_2 = 125$ răng (không dịch chỉnh, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$).
  • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_w = 70 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b = 64 \text{ mm}$.
  • Đường kính đỉnh răng: $d_{a2} = 367,5 \text{ mm}$; đường kính cơ sở $d_{b1} = 352,4 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện $\sigma_H = 397,7 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 490,9 \text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
  • Kiểm nghiệm độ bền uốn và kiểm nghiệm quá tải: Thỏa mãn giới hạn an toàn với hệ số quá tải $K_{qt} = 2,2$.
  1. Thiết kế cặp bánh răng nghiêng cấp chậm:
  • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có $HB_1 = 250$, bánh lớn có $HB_2 = 235$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 504,54 \text{ MPa}$ (ứng suất cho phép hệ truyền động nghiêng tính toán là $518,15 \text{ MPa}$).
  • Khoảng cách trục quy chuẩn: $a = 215 \text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m = 3 \text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh nhỏ $Z_1 = 30$ răng, bánh lớn $Z_2 = 98$ răng.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 36,87^\circ$ ($36^\circ 52'$).
  • Chiều rộng bánh răng: $b_1 = 60 \text{ mm}$, $b_2 = 55 \text{ mm}$. Đường kính cơ sở $d_{b1} = 345,3 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 339,2 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 504,54 \text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền uốn: Hệ số tải trọng uốn $K_F = 1,37$, cả hai bánh răng đều đáp ứng yêu cầu bền uốn và khả năng chịu quá tải khi mở máy hoặc hãm máy.

Phần C: Thiết kế hệ thống trục

Vật liệu chế tạo cả ba trục là thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, độ cứng $200 HB$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$.

Tác giả xác định kết cấu khoảng cách các gối đỡ dựa trên Bảng 10.3 ($k_1 = 10 \text{ mm}, k_2 = 10 \text{ mm}, k_3 = 15 \text{ mm}, h_n = 20 \text{ mm}$), xác định khoảng cách nhịp gối đỡ trên cả ba trục là $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 270 \text{ mm}$; khoảng chìa công xôn lắp bánh đai $l_{c12} = 72 \text{ mm}$, khoảng chìa nối trục $l_{c33} = 130 \text{ mm}$.

Lực tác dụng lên các trục được phân tách chi tiết:

  • Lực đai tác dụng lên Trục I: $F_đ = 1178 \text{ N}$ (chiếu theo phương $x$ là $F_{xđ} = 589 \text{ N}$, phương $y$ là $F_{yđ} = 1020 \text{ N}$).
  • Lực ăn khớp bánh răng thẳng (Trục I và Trục II): Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 4118 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1499 \text{ N}$.
  • Lực ăn khớp bánh răng nghiêng (Trục II và Trục III): Lực vòng $F_{t3} = F_{t4} = 6475 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r3} = F_{r4} = 3684 \text{ N}$; lực dọc trục $F_{a3} = F_{a4} = 4856 \text{ N}$.
  • Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên Trục III: $F_k = 6000 \text{ N}$ (với mômen $T_3 = 2268948 \text{ N.mm}$, đường kính danh nghĩa khớp $D_t = 200 \text{ mm}$).

Đường kính các đoạn trục được tính toán chính xác và tiêu chuẩn hóa:

  • Trục I: Vị trí lắp bánh đai $d_đ = 30 \text{ mm}$; vị trí lắp ổ lăn $d_A = d_B = 35 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $d_C = 40 \text{ mm}$. Tại tiết diện nguy hiểm $C$, mômen tương đương đạt $M_C = 329431 \text{ N.mm}$, ứng suất uốn $\sigma_C = 61,4 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn $\tau_C = 6,6 \text{ MPa}$, thỏa mãn hệ số an toàn mỏi $[s] \ge 1,5 \div 2,5$.
  • Trục II: Vị trí lắp bánh răng thẳng $d_F = 52 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_E = 48 \text{ mm}$ (tiêu chuẩn $50 \text{ mm}$); vị trí lắp gối đỡ ổ lăn $d_D = d_H = 45 \text{ mm}$. Tại tiết diện $E$: $M_E = 684717 \text{ N.mm}$, $\sigma_E = 63,7 \text{ MPa}$, $\tau_E = 7,9 \text{ MPa}$; tại tiết diện $F$: $M_F = 698271 \text{ N.mm}$, $\sigma_F = 49 \text{ MPa}$, $\tau_F = 6 \text{ MPa}$; đều thỏa mãn độ bền mỏi.
  • Trục III: Vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_K = 70 \text{ mm}$; vị trí lắp khớp nối ra $d = 65 \text{ mm}$; gờ chặn trục đạt $75 \text{ mm}$. Tại tiết diện $K$: $M_K = 1092828 \text{ N.mm}$, $\sigma_K = 31,2 \text{ MPa}$, $\tau_K = 14,8 \text{ MPa}$, kiểm nghiệm thỏa mãn điều kiện mỏi.

Phần D: Tính toán kiểm nghiệm then lắp trên trục

Để cố định bánh đai, bánh răng và khớp nối lên trục theo phương chu vi, tác giả sử dụng mối ghép then bằng tra cứu theo Bảng 9.1a:

  • Trục I (tiết diện lắp bánh răng $d = 40 \text{ mm}$): Then có bề rộng $b = 12 \text{ mm}$, chiều cao $h = 8 \text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 5 \text{ mm}$, trên mayơ $t_2 = 3,3 \text{ mm}$.
  • Trục II (tiết diện lắp bánh răng thẳng $d = 52 \text{ mm}$): Then có $b = 16 \text{ mm}, h = 10 \text{ mm}, t_1 = 6 \text{ mm}, t_2 = 4,3 \text{ mm}$.
  • Trục II (tiết diện lắp bánh răng nghiêng $d = 48 \text{ mm}$): Then có $b = 14 \text{ mm}, h = 9 \text{ mm}, t_1 = 5,5 \text{ mm}, t_2 = 3,8 \text{ mm}$.
  • Trục III (tiết diện lắp bánh răng nghiêng $d = 70 \text{ mm}$): Then có $b = 20 \text{ mm}, h = 12 \text{ mm}, t_1 = 7,5 \text{ mm}, t_2 = 4,9 \text{ mm}$.

Kích thước mối ghép then được thiết lập tuân thủ điều kiện ứng suất dập và ứng suất cắt: $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và $\tau_c \le [\tau_c]$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành việc xây dựng chuỗi thông số kỹ thuật đồng bộ cho hệ dẫn động cơ khí băng tải, đáp ứng chính xác tải trọng kéo $14000 \text{ N}$ ở vận tốc $0,48 \text{ m/s}$. Các kết quả thiết kế định lượng chính bao gồm:

  • Tuyển chọn được động cơ điện 4A132S4Y3 công suất $7,5 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $1455 \text{ vòng/phút}$, đảm bảo khả năng chịu quá tải khi khởi động với hệ số an toàn lớn hơn yêu cầu tối thiểu $6,26 \text{ kW}$.
  • Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai dẹt ngoài: Bánh nhỏ $d_1 = 224 \text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 710 \text{ mm}$, chiều dài đai $L = 4467 \text{ mm}$, tiết diện dây đai $5 \times 63 \text{ mm}^2$, lực tác dụng lên trục $1178 \text{ N}$, góc ôm $\alpha_1 = 161^\circ 31'$.
  • Xác lập kích thước hình học hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc: Cấp nhanh răng thẳng có khoảng cách trục $a = 182 \text{ mm}$, môđun $m = 3 \text{ mm}$, số răng $Z_1 = 25, Z_2 = 125$, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 397,7 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 490,9 \text{ MPa}$; Cấp chậm răng nghiêng có khoảng cách trục $a = 215 \text{ mm}$, môđun pháp $m = 3 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 36,87^\circ$, số răng $Z_1 = 30, Z_2 = 98$, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 339,2 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 504,54 \text{ MPa}$.
  • Thiết lập kết cấu ba trục truyền động bằng thép C45: Trục I ($d = 30, 35, 40 \text{ mm}$), Trục II ($d = 45, 48, 52 \text{ mm}$), Trục III ($d = 65, 70, 75 \text{ mm}$); các gối đỡ có khoảng cách $270 \text{ mm}$. Toàn bộ các tiết diện nguy hiểm đều đạt độ bền mỏi dưới tải trọng thay đổi chu kỳ đối xứng và mạch động.

Đóng góp của tác giả nằm ở việc áp dụng đầy đủ quy trình giải tích cơ khí tiêu chuẩn, liên kết mạch lạc giữa lý thuyết sức bền vật liệu với tiêu chuẩn hóa chi tiết máy, giúp chuyển hóa bài toán động học thành các kích thước hình học cụ thể có thể chế tạo được trong điều kiện gia công thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án thể hiện một số giới hạn trực tiếp:

  • Văn bản kết thúc ở phần công thức kiểm tra ứng suất then, chưa trình bày đầy đủ các phần tính chọn then cho đầu trục ra liên kết với khớp nối, chưa có phần tính toán kiểm nghiệm ổ lăn (khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$, tuổi thọ triệu vòng quay của ổ lăn đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ).
  • Chưa thể hiện phần tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc (chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, bulông ghép nắp và thân, vị trí cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu) và hệ thống bôi trơn, ngâm dầu bánh răng.
  • Có sự sai lệch cục bộ trong khâu trình bày số liệu ở một vài bước trung gian (ví dụ bảng tóm tắt công suất Trục II ghi $3,585 \text{ kW}$ thay vì giá trị tính toán danh nghĩa tương ứng với tỷ số truyền, công thức kiểm nghiệm quá tải chân răng hiển thị giá trị số học chưa khớp ở trang 18).

Hướng phát triển tiếp theo của nghiên cứu:

  • Hoàn thiện tính toán lựa chọn quy cách ổ lăn theo thời gian phục vụ danh định cho 4 cặp ổ trên ba trục.
  • Tính toán kích thước hình học toàn phần của vỏ hộp giảm tốc đúc hoặc hàn và thiết kế các chi tiết phụ (que thăm dầu, nắp quan sát, vòng chắn dầu).
  • Xây dựng bản vẽ lắp tổng thể A0 và các bản vẽ chế tạo chi tiết A3 cho trục và bánh răng phục vụ gia công thực tế.

Giá trị tham khảo

Đồ án có giá trị tham khảo thiết thực đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Cán bộ kỹ thuật cần một tài liệu tra cứu quy trình tính toán mẫu cho hộp giảm tốc hai cấp phối hợp bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng dẫn động bằng đai dẹt.
  • Các nội dung đáng tham khảo nhất trong tài liệu gồm: Trình tự phân tích lực ăn khớp ba chiều từ các cặp bánh răng truyền về hệ trục, các bước lập phương trình cân bằng để vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn và thuật toán tra bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s_\sigma, s_\tau, s$) cho ngõng trục có rãnh then.

Câu hỏi thường gặp

  1. Hệ thống dẫn động trong đồ án được thiết kế cho loại máy công tác nào với thông số tải trọng là bao nhiêu? Hệ thống được thiết kế để dẫn động băng tải công nghiệp, vận hành với lực kéo danh nghĩa $F = 14000 \text{ N}$ ở vận tốc $v = 0,48 \text{ m/s}$, hệ số tải trọng thay đổi $\beta = 0,8$, làm việc 2 ca mỗi ngày (tương đương 16 giờ/ngày).

  2. Động cơ điện được lựa chọn có ký hiệu gì và đạt thông số công suất ra sao? Tác giả chọn động cơ điện xoay chiều kiểu 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 7,5 \text{ kW}$ và số vòng quay định mức $n_{đc} = 1455 \text{ vòng/phút}$, thỏa mãn điều kiện lớn hơn công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{ct} = 6,26 \text{ kW}$).

  3. Hộp giảm tốc hai cấp sử dụng những loại bánh răng nào và khoảng cách trục là bao nhiêu? Hộp giảm tốc gồm cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng với khoảng cách trục $a = 182 \text{ mm}$ (môđun $m = 3 \text{ mm}, Z_1 = 25, Z_2 = 125$) và cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng với khoảng cách trục $a = 215 \text{ mm}$ (môđun pháp $m = 3 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 36,87^\circ, Z_1 = 30, Z_2 = 98$).

  4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục trong đồ án là loại thép nào? Cả hai cặp bánh răng đều được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện (độ cứng bánh nhỏ đạt $HB_1 = 250$, bánh lớn đạt $HB_2 = 235$). Các trục I, II, III được chế tạo từ thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$ và độ cứng $200 HB$.

  5. Kích thước đường kính cơ bản trên ba trục được xác định là bao nhiêu? Đường kính tiêu chuẩn tại các vị trí lắp ghép then chốt: Trục I có $d_đ = 30 \text{ mm}$ (lắp bánh đai), $d_{ổ} = 35 \text{ mm}$, $d_C = 40 \text{ mm}$ (lắp bánh răng); Trục II có $d_{ổ} = 45 \text{ mm}$, $d_E = 48 \text{ mm}$ (lắp bánh răng nghiêng), $d_F = 52 \text{ mm}$ (lắp bánh răng thẳng); Trục III có $d_{khớp} = 65 \text{ mm}$, $d_K = 70 \text{ mm}$ (lắp bánh răng nghiêng) và gờ trục $75 \text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Đỗ Văn Vinh đã giải quyết trọn vẹn quy trình tính toán thiết kế động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền cho hệ thống dẫn động băng tải hai cấp sử dụng bộ truyền đai dẹt kết hợp hộp giảm tốc bánh răng trụ. Toàn bộ các thông số kết cấu của bộ truyền đai, hai cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm cùng hệ thống ba trục quay đều được tính toán giải tích và chuẩn hóa theo tiêu chuẩn chế tạo máy hiện hành. Kết quả nghiên cứu là tài liệu kỹ thuật có tính ứng dụng cao, phản ánh chính xác phương pháp thiết kế cơ khí truyền thống và là nguồn tham khảo hữu ích cho sinh viên cùng ngành.