Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu, hệ thống dẫn động băng tải đóng vai trò cốt lõi trong việc vận chuyển liên tục nguyên vật liệu, bán thành phẩm với năng suất ổn định. Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" là đồ án môn học Chi Tiết Máy thuộc Khoa Cơ Khí - Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Đà Nẵng, do sinh viên Phạm Ngọc Viễn thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Nguyễn Thái Dương vào năm 2022.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án bao gồm:

  1. Tính chọn động cơ điện phù hợp với công suất làm việc yêu cầu trên băng tải và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn) và hệ thống bánh răng bên trong hộp giảm tốc hai cấp (gồm cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng).
  3. Thiết kế kết cấu các trục, tính chọn then và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục tại các tiết diện nguy hiểm.
  4. Xác định tải trọng động quy ước và tính chọn ổ lăn phù hợp cho từng trục nhằm bảo đảm tuổi thọ làm việc.
  5. Tính chọn khớp nối đàn hồi liên kết giữa trục động cơ và trục vào của hộp giảm tốc, kiểm nghiệm độ bền dập của đệm cao su và độ bền uốn của chốt nối.
  6. Xác định các kích thước kết cấu của vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám cùng các chi tiết phụ trợ phục vụ lắp ghép, bôi trơn và kiểm tra.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống trạm dẫn động cơ khí cho băng tải vận hành 2 ca/ngày với đặc tính tải trọng va đập nhẹ.
  • Phạm vi số liệu thiết kế (Phương án 8):
    • Lực kéo băng tải: $P = 11000\text{ N}$
    • Vận tốc băng tải: $v = 0{,}5\text{ m/s}$
    • Đường kính tang dẫn: $D = 210\text{ mm}$
    • Thời hạn phục vụ: $L_h = 20000\text{ giờ}$
    • Số ca làm việc: 2 ca/ngày
    • Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: $\alpha = 36^\circ$
    • Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế máy tiêu chuẩn trong ngành kỹ thuật cơ khí:

  • Khung lý thuyết và tài liệu thiết kế chuẩn mực: Dựa trên giáo trình và tài liệu quy chuẩn "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1, Tập 2, Tập 3 - PGS.TS Trịnh Chất, TS. Lê Văn Uyển) cùng các sổ tay tra cứu dung sai và chi tiết máy.
  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động qua từng cặp bộ truyền, ổ lăn và khớp nối; từ đó tính toán công suất cần thiết trên trục động cơ và tốc độ quay danh nghĩa của tang dẫn.
  • Phương pháp giải tích sức bền và mỏi: Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng theo thuyết ứng suất Hertz, kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi uốn và mỏi xoắn của trục trên hai mặt phẳng tọa độ vuông góc ($ZOX$ và $ZOY$), kiểm nghiệm áp suất ghép dôi giữa vòng bi và trục.
  • Phương pháp tra bảng tiêu chuẩn hóa: Lựa chọn vật liệu chế tạo, các hệ số tập trung ứng suất, kích thước then bằng, thông số hình học vỏ hộp giảm tốc và quy cách ổ lăn công nghiệp theo tải trọng tương đương.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động băng tải được thiết kế với cấu trúc truyền động cơ khí nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển $\rightarrow$ Bộ truyền xích ống con lăn $\rightarrow$ Tang dẫn băng tải.

Bố trí kết cấu và vật liệu chế tạo các cụm chi tiết chính:

  • Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc kiểu kín 4A112M2Y, công suất định mức $7{,}5\text{ kW}$, tốc độ quay $2922\text{ vòng/phút}$.
  • Bộ truyền ngoài: Xích ống con lăn bước xích $t = 31{,}75\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 1278{,}9\text{ mm}$, số mắt xích $X = 148$.
  • Bộ truyền trong hộp giảm tốc:
    • Cấp nhanh: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 10^\circ 28'$, khoảng cách trục $A = 120\text{ mm}$).
    • Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng thẳng ($m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 122{,}5\text{ mm}$, bề rộng răng $b = 52\text{ mm}$).
  • Hệ thống trục: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, độ cứng $HB = 170 \div 217$), liên kết bằng then bằng tiêu chuẩn.
  • Gối đỡ trục: Sử dụng ổ bi đỡ - chặn cho trục I và trục II nhằm chịu lực dọc trục; sử dụng ổ bi đỡ cho trục III.
  • Vỏ hộp giảm tốc: Đúc bằng gang xám GX 15-32 với nắp và thân hộp ghép nối qua mặt phẳng đi qua tâm các trục, gia cố bằng hệ thống gân tăng cứng dày $8\text{ mm}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Chương 1 tiến hành xác định các thông số động học và động lực học cơ sở của trạm dẫn động:

  • Công suất danh nghĩa trên băng tải: $N = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{11000 \cdot 0{,}5}{1000} = 5{,}5\text{ kW}$.
  • Hiệu suất chung của toàn bộ hệ truyền động: $\eta = 0{,}82$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $N_{ct} = \frac{N}{\eta} = \frac{5{,}5}{0{,}82} = 6{,}707\text{ kW}$.
  • Tốc độ quay của tang dẫn: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}5}{\pi \cdot 210} \approx 45{,}47\text{ vòng/phút}$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ 3 pha mã hiệu 4A112M2Y có công suất định mức $N_{đc} = 7{,}5\text{ kW} \ge N_{ct}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 2922\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 87{,}5%$, tỷ số mômen $\frac{T_{max}}{T_{đn}} = 2{,}2$, $\frac{T_k}{T_{đn}} = 2{,}0$.
  • Phân phối tỷ số truyền:
    • Tỷ số truyền chung: $i_{chung} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2922}{45{,}47} = 64{,}26$.
    • Tỷ số truyền bộ truyền ngoài (xích): $i_{ngoài} = i_{xích} = 5$.
    • Tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp: $i_{hộp} = \frac{i_{chung}}{i_{ngoài}} = \frac{64{,}26}{5} = 12{,}85$.
    • Tỷ số truyền cấp nhanh (răng nghiêng): $i_{nhanh} = 3{,}92$.
    • Tỷ số truyền cấp chậm (răng thẳng): $i_{chậm} = 3{,}27$.

Bảng thông số động học và động lực học trên các trục:

Thông số Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Trục ra)
Tỉ số truyền ($i$) - $i_{ngoài} = 5$ $i_{nhanh} = 3{,}92$ $i_{chậm} = 3{,}27$
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 2922 2922 745,41 227,90
Công suất ($N$ - kW) 7,50 7,35 7,05 6,78

Chương 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Nội dung chương 2 tập trung tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho 3 bộ truyền:

  1. Bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp:
    • Số răng đĩa nhỏ $z_1 = 21$, số răng đĩa lớn $z_2 = 105$.
    • Các hệ số làm việc: hệ số tải trọng động $k_đ = 1{,}2$, hệ số khoảng cách trục $k_A = 1$, hệ số điều chỉnh $k_{đc} = 1$, góc nghiêng $k_o = 1$ ($\alpha = 36^\circ < 60^\circ$), hệ số chế độ làm việc 2 ca $k_c = 1{,}25$, hệ số bôi trơn $k_b = 1{,}3$.
    • Công suất tính toán của bộ truyền xích: $N_t = 27{,}7\text{ kW} < [N] = 33{,}3\text{ kW}$.
    • Bước xích tiêu chuẩn $t = 31{,}75\text{ mm}$, tải trọng phá hỏng $Q = 70000\text{ N}$, khối lượng 1 mét xích $q = 3{,}73\text{ kg}$.
    • Số mắt xích $X = 148$, khoảng cách trục thực tế sau khi hiệu chỉnh độ võng: $A = 1278{,}9\text{ mm}$. Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_{c1} = 213\text{ mm}$.
  2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
    • Vật liệu: Bánh nhỏ thép 45 thường hóa ($HB = 190$), bánh lớn thép 35 thường hóa ($HB = 160$).
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma]{tx1} = 494\text{ N/mm}^2$, $[\sigma]{tx2} = 416\text{ N/mm}^2$.
    • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma]{u1} = 258\text{ N/mm}^2$, $[\sigma]{u2} = 206{,}4\text{ N/mm}^2$.
    • Thông số hình học: Mô đun $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 120\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 10^\circ 28'$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, số răng $Z_1 = 24$, $Z_2 = 94$, đường kính vòng chia $d_1 = 48{,}7\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{u1} \approx 28{,}05\text{ N/mm}^2 < [\sigma]{u1}$; $\sigma{u2} \approx 27{,}8\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u2}$.
    • Lực tác dụng lên trục: Lực vòng $F_t = 1000{,}92\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 369{,}88\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 171{,}15\text{ N}$.
  3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm:
    • Vật liệu: Bánh nhỏ thép 45 thường hóa ($HB = 220$), bánh lớn thép 35 thường hóa ($HB = 190$).
    • Ứng suất cho phép: $[\sigma]{tx1} = 527\text{ N/mm}^2$, $[\sigma]{tx2} = 494\text{ N/mm}^2$; $[\sigma]{u1} = 249{,}4\text{ N/mm}^2$, $[\sigma]{u2} = 206{,}4\text{ N/mm}^2$.
    • Thông số hình học: Mô đun $m = 3\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 27$, $Z_2 = 88$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, bề rộng bánh răng $b = 52\text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 122{,}5\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{u1} \approx 46{,}55\text{ N/mm}^2 < [\sigma]{u1}$; $\sigma{u2} \approx 42{,}85\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{u2}$.
    • Lực tác dụng: Lực vòng $F_{t3} = 1108{,}68\text{ N}$ (tại cấp chậm $F_{t4} = 2677{,}15\text{ N}$), lực hướng tâm $F_{r3} = 409{,}705\text{ N}$ ($F_{r4} = 3078{,}72\text{ N}$).

Chương 3: Thiết kế trục và tính then

Chương 3 giải quyết bài toán kết cấu trục, sơ đồ đặt lực và kiểm nghiệm bền mỏi:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$).
  • Xác định sơ bộ đường kính và khoảng cách gối đỡ:
    • Trục I: $d_I = 20\text{ mm}$; Trục II: $d_{II} = 30\text{ mm}$; Trục III: $d_{III} = 40\text{ mm}$.
    • Khoảng cách giữa các gối đỡ: $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 173\text{ mm}$; $l_{22} = 51{,}5\text{ mm}$, $l_{23} = 113{,}5\text{ mm}$, $l_{c33} = 76{,}5\text{ mm}$.
  • Tính toán mômen uốn tổng hợp và mômen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: $M_{tđ} = 72958{,}678\text{ Nmm} \rightarrow$ Chọn đường kính đoạn lắp bánh răng $d_{1-1} = 30\text{ mm}$, đoạn lắp ổ bi $d = 25\text{ mm}$. Hệ số an toàn mỏi $n = 2{,}88 > [n] = 1{,}5 \div 2{,}5$. Bánh răng cấp nhanh chế tạo liền trục nên không cần dùng then.
    • Trục II: Đoạn lắp bánh răng nghiêng có $M_{tđ} = 178946{,}18\text{ Nmm} \rightarrow$ chọn $d_{2-2} = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng thẳng có $M_{tđ} = 183054{,}398\text{ Nmm} \rightarrow$ chọn $d_{3-3} = 35\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d = 30\text{ mm}$. Hệ số an toàn mỏi $n = 1{,}70 \in [n]$.
    • Trục III: Tiết diện nguy hiểm có $M_{tđ} = 500598{,}835\text{ Nmm} \rightarrow$ chọn đường kính đoạn lắp chi tiết quay $d = 45\text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d = 40\text{ mm}$. Hệ số an toàn mỏi $n = 2{,}22 > [n]$.
  • Kiểm nghiệm then bằng:
    • Trục II (bánh nghiêng, $d = 35\text{ mm}$): Then bằng $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 35\text{ mm}$; ứng suất dập $\sigma_d = 89{,}60\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$; ứng suất cắt $\tau_c = 26{,}88\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
    • Trục II (bánh thẳng, $d = 35\text{ mm}$): Then bằng $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 48\text{ mm}$; ứng suất dập $\sigma_d = 65{,}33\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$.
    • Trục III ($d = 40\text{ mm}$): Then bằng $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 60\text{ mm}$; ứng suất dập $\sigma_d = 130{,}78\text{ MPa}$; ứng suất cắt $\tau_c = 32{,}69\text{ MPa} \le 60\text{ MPa}$.

Chương 4: Thiết kế gối đỡ trục

Chương 4 tính chọn ổ lăn dựa trên phản lực gối đỡ, tuổi thọ làm việc $L_h = 20000\text{ giờ}$ và đặc tính tải trọng:

  • Trục I: Chịu lực hướng tâm $F_{rA} = 741{,}42\text{ N}$, $F_{rB} = 326{,}78\text{ N}$ và lực dọc trục $F_a = 171{,}15\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc $\beta = 16^\circ$, ký hiệu ổ cỡ trung hẹp 46305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, $C = 21{,}2\text{ kN}$, $C_0 = 14{,}9\text{ kN}$).
  • Trục II: Chịu lực hướng tâm $F_{rA} = 1374{,}18\text{ N}$, $F_{rB} = 1056{,}1\text{ N}$ và lực dọc trục $F_a = 171{,}15\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ - chặn ký hiệu 46306 / 46307 ($d = 30\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $B = 19\text{ mm}$, $C = 25{,}6\text{ kN}$, $C_0 = 18{,}17\text{ kN}$).
  • Trục III: Không chịu lực dọc trục ($F_a = 0$), phản lực hướng tâm lớn nhất $F_{rB} = 7462{,}17\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ ký hiệu 208 / 209 ($d = 40\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$, $B = 18\text{ mm}$, khả năng tải bảng $C_{bảng} = 25700\text{ N}$).

Bảng tổng hợp quy cách ổ lăn được chọn:

Trục Ký hiệu ổ lăn Loại ổ Đường kính trong $d$ (mm) Đường kính ngoài $D$ (mm) Chiều rộng $B$ (mm) Khả năng tải động $C$ (kN) Khả năng tải tĩnh $C_0$ (kN)
Trục I 46305 Bi đỡ - chặn 25 62 17 21,2 14,9
Trục II 46307 Bi đỡ - chặn 30 72 19 25,6 18,17
Trục III 209 Bi đỡ 40 80 18 25,7 -

Chương 5: Tính chọn khớp nối

Chương 5 tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục vào của hộp giảm tốc:

  • Mômen xoắn danh nghĩa trên trục: $T = 24022{,}074\text{ Nmm}$.
  • Hệ số chế độ làm việc cho máy công tác băng tải: $k = 1{,}3$. Mômen tính toán: $T_t = k \cdot T = 31228{,}7\text{ Nmm} \le [T] = 63\text{ Nm}$.
  • Vật liệu chế tạo khớp nối: Thép rèn 35.
  • Thông số hình học cơ bản của nối trục ($d = 20\text{ mm}$): Đường kính ngoài $D = 100\text{ mm}$, đường kính qua tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$, chiều dài khớp $L = 124\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, tốc độ quay cực đại cho phép $n_{max} = 5700\text{ vòng/phút}$.
  • Kích thước vòng đàn hồi và chốt: Đường kính chốt $d_c = 10\text{ mm}$, ren $M8$, chiều dài phần làm việc của chốt $l_0 = 25\text{ mm}$, chiều dài vòng cao su $l_3 = 15\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm điều kiện bền: Vòng đàn hồi thỏa mãn điều kiện bền dập; ứng suất uốn trên chốt $\sigma_u = 18{,}32\text{ N/mm}^2 \le [\sigma]_u = 60 \div 80\text{ N/mm}^2$.

Chương 6: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy

Chương 6 xác định đầy đủ các kích thước hình học kết cấu của vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32:

  • Chiều dày thành thân hộp: $\delta = 0{,}025A + 3\text{ mm} = 9{,}6\text{ mm}$.
  • Chiều dày thành nắp hộp: $\delta_1 = 0{,}02A + 3\text{ mm} = 8{,}5\text{ mm}$.
  • Chiều dày mặt bích thân $b = 12\text{ mm}$, mặt bích nắp $b_1 = 12{,}75\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $m = m_1 = 8\text{ mm}$.
  • Kích thước hệ thống bu lông liên kết:
    • Bu lông nền: $d_n \approx 19\text{ mm}$, số lượng $n = 4$ bu lông.
    • Bu lông cạnh ổ: $d_1 = 12\text{ mm}$.
    • Bu lông ghép mặt bích nắp và thân: $d_2 = 12\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp ổ: $d_3 = 9\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp cửa thăm: $d_4 = 7\text{ mm}$.
    • Bu lông vòng trên nắp hộp: đường kính $d = 10\text{ mm}$.
  • Khe hở an toàn trong vỏ hộp: Khe hở nhỏ nhất giữa bánh răng và thành trong vỏ $a = 9{,}6\text{ mm}$; khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn nhất với đáy hộp $a = 30\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ: Cửa thăm kích thước $150 \times 100\text{ mm}$ (bắt bằng 4 vít $M8 \times 22$), nút tháo dầu ở đáy hộp có độ dốc $1^\circ \div 2^\circ$, que thăm dầu và nút thông hơi trên nắp cửa thăm.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn bộ chuỗi tính toán kỹ thuật từ yêu cầu công nghệ ban đầu đến xác định cụ thể các thông số kết cấu của trạm dẫn động băng tải:

  • Đã lựa chọn thành công động cơ 4A112M2Y công suất $7{,}5\text{ kW}$ thỏa mãn điều kiện khởi động và chế độ làm việc ổn định cho băng tải kéo tải trọng $11000\text{ N}$.
  • Phân phối chính xác tỷ số truyền tổng $i_{chung} = 64{,}26$ thành $i_{xích} = 5$, $i_{nhanh} = 3{,}92$, $i_{chậm} = 3{,}27$, bảo đảm tính đồng bộ tốc độ quay của tang dẫn ($45{,}47\text{ vòng/phút}$).
  • Thiết kế hoàn chỉnh 2 bộ truyền bánh răng trong hộp và 1 bộ truyền xích ngoài đạt chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và hạn chế va đập.
  • Kết cấu 3 trục truyền động đều đạt chỉ số an toàn mỏi uốn - xoắn thực tế ($n_I = 2{,}88$; $n_{II} = 1{,}70$; $n_{III} = 2{,}22$), nằm trong phạm vi cho phép $[n] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
  • Đưa ra bảng kích thước vỏ hộp gang xám GX 15-32 và hệ thống chi tiết định vị, bôi trơn, nắp ổ chuẩn xác, thuận tiện cho gia công đúc và lắp ráp cơ khí.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên nội dung thuyết minh được trình bày, đồ án có một số giới hạn kỹ thuật:

  • Phạm vi tính toán trong thuyết minh chủ yếu áp dụng phương pháp giải tích truyền thống theo các công thức thực nghiệm và tra bảng sổ tay cơ khí, chưa tích hợp mô phỏng số 3D hay phân tích ứng suất phần tử hữu hạn (FEA) trên các trục và vỏ hộp.
  • Chế độ tải trọng giả định là tải trọng tĩnh có xét hệ số va đập nhẹ cố định, chưa phân tích đáp ứng động lực học của hệ dẫn động khi băng tải khởi động mang tải đột ngột hoặc chịu tải biến thiên theo chu kỳ phức tạp.
  • Hướng mở rộng có thể thực hiện: Ứng dụng phần mềm CAD/CAE chuyên ngành (như SolidWorks, Autodesk Inventor, ANSYS) để thiết kế mô hình 3D, xuất bản vẽ chế tạo chi tiết và mô phỏng phân tích ứng suất, biến dạng nhiệt của toàn bộ cụm trạm dẫn động.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn cao đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy tại các trường kỹ thuật khi thực hiện Đồ án môn học Chi Tiết Máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án Tốt nghiệp.
  • Giảng viên và cán bộ hướng dẫn đồ án dùng làm tài liệu đối chiếu các bước tính toán động lực học, phân tích lực trục trong không gian và quy trình tra cứu tiêu chuẩn chi tiết máy.
  • Các kỹ sư cơ khí thực hành cần tài liệu tham khảo nhanh về phương pháp chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, tính toán kích thước bao vỏ hộp giảm tốc và quy cách ổ lăn cho các hệ thống băng tải công nghiệp.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động băng tải có thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ được chọn là loại động cơ 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc mã hiệu 4A112M2Y, có công suất định mức $N_{đc} = 7{,}5\text{ kW}$ (đáp ứng công suất cần thiết $N_{ct} = 6{,}707\text{ kW}$), tốc độ quay định mức $n_{đc} = 2922\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 87{,}5%$, khả năng quá tải mômen $\frac{T_{max}}{T_{đn}} = 2{,}2$ và mômen mở máy $\frac{T_k}{T_{đn}} = 2{,}0$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân chia cho các cấp như thế nào?
Tỷ số truyền chung của hệ thống là $i_{chung} = 64{,}26$, được phân phối cho bộ truyền xích ngoài hộp là $i_{ngoài} = 5$ và hộp giảm tốc 2 cấp là $i_{hộp} = 12{,}85$. Trong hộp giảm tốc, cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) có tỷ số truyền $i_{nhanh} = 3{,}92$ và cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) có tỷ số truyền $i_{chậm} = 3{,}27$.

3. Tại sao ở trục I và trục II lại sử dụng ổ bi đỡ - chặn trong khi trục III chỉ sử dụng ổ bi đỡ?
Trục I và trục II mang cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh, sinh ra lực dọc trục $F_a = 171{,}15\text{ N}$ tác dụng lên gối đỡ, do đó phải sử dụng ổ bi đỡ - chặn (mã hiệu 46305 và 46307) để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục III chỉ mang bánh răng trụ răng thẳng và đĩa xích không phát sinh lực dọc trục ($F_a = 0\text{ N}$), vì vậy chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ (mã hiệu 209) để chịu lực hướng tâm.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi [n] của các trục có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Kết quả tính toán kiểm nghiệm mỏi tại các tiết diện nguy hiểm cho thấy: Trục I đạt $n_I = 2{,}88$; Trục II đạt $n_{II} = 1{,}70$; Trục III đạt $n_{III} = 2{,}22$. Tất cả các giá trị này đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi cho phép của trục ($[n] = 1{,}5 \div 2{,}5$).

5. Vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc và bánh răng trong đồ án là loại nào?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc từ gang xám GX 15-32. Bánh răng nhỏ cấp nhanh và cấp chậm được chế tạo từ thép 45 thường hóa (độ cứng $HB = 190 \div 220$), bánh răng lớn cấp nhanh và cấp chậm được chế tạo từ thép 35 thường hóa (độ cứng $HB = 160 \div 190$).

Kết luận

Thuyết minh đồ án môn học Chi Tiết Máy của sinh viên Phạm Ngọc Viễn tại Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Đà Nẵng đã trình bày một quy trình tính toán thiết kế hoàn chỉnh, mạch lạc cho hệ thống dẫn động băng tải công suất $5{,}5\text{ kW}$. Toàn bộ các bước từ chọn động cơ, tính toán bộ truyền xích, thiết kế hai cấp bánh răng, tính trục, chọn ổ lăn, then, khớp nối cho đến định hình vỏ hộp đều tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Đây là bản thuyết minh kỹ thuật chuẩn mực, cung cấp đầy đủ số liệu và phương pháp luận rõ ràng cho công tác học tập và nghiên cứu thiết kế máy cơ khí.