Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật ngành Cơ khí, môn học Chi tiết máy cùng Đồ án Chi tiết máy giữ vai trò cốt lõi nhằm trang bị phương pháp tính toán, thiết kế các chi tiết và cụm chi tiết máy có công dụng chung trong các thiết bị cơ khí phục vụ công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải. Đồ án tạo mối liên kết trực tiếp giữa lý thuyết cơ sở với thực tiễn tính toán thiết kế và chế tạo máy.
Vấn đề kỹ thuật được giải quyết trong tài liệu là thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho hệ thống băng tải sử dụng hộp giảm tốc hai cấp (Phương án số 39). Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền lực và giảm tốc độ quay phổ biến, có yêu cầu cao về độ bền, độ tin cậy và kích thước kết cấu nhỏ gọn.
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế của đề tài bao gồm các nội dung cụ thể:
- Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí: chọn kiểu loại động cơ điện, xác định công suất định mức và tốc độ quay đồng bộ của động cơ; phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và từng bộ truyền; xác định các thông số công suất, số vòng quay, mômen xoắn trên từng trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: lựa chọn bộ truyền đai hình thang thường, xác định kích thước hình học đai và bánh đai, kiểm nghiệm tuổi thọ, tính toán số đai cần thiết, lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh trong hộp giảm tốc: thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng, lựa chọn vật liệu và nhiệt luyện, tính toán ứng suất cho phép, xác định khoảng cách trục, môđun, số răng, góc nghiêng răng, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và kiểm tra điều kiện quá tải tĩnh.
- Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm trong hộp giảm tốc: thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng, lựa chọn vật liệu, tính toán môđun tiêu chuẩn, số răng, góc ăn khớp, hệ số dịch chỉnh bánh răng, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (cấp nhanh răng nghiêng, cấp chậm răng thẳng).
- Phạm vi nghiên cứu: Các thông số tính toán kỹ thuật của Phương án số 39 thuộc Đồ án Chi tiết máy do sinh viên Mai Văn Tú (Lớp 64DCDM01, Khoa Cơ khí) thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy Trần Văn Hiếu, hoàn thành vào tháng 10 năm 2015 tại Hà Nội.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và mô hình tính toán:
- Lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy dựa trên nền tảng Toán học, Vật lý, Cơ học lý thuyết, Nguyên lý máy và Sức bền vật liệu, được kiểm chứng qua thực nghiệm kỹ thuật cơ khí.
- Phương pháp tính chọn công suất động cơ điện theo điều kiện cân bằng nhiệt và chế độ tải trọng thay đổi chu kỳ ($T_1 = T$, $T_2 = 0,9T$, $T_3 = 0,7T$), thỏa mãn điều kiện không bị phát nóng quá nhiệt độ cho phép ($P_{dm} \ge P_{dt}$).
- Phương pháp tính toán động học truyền động: xác định tỷ số truyền chung $u_t = u_h \cdot u_d$, tính toán phân phối công suất và mômen xoắn trên các trục theo công thức cơ học máy $T = 9,55 \cdot 10^6 \cdot \frac{P}{n}$ (Nmm).
- Lý thuyết tính toán bộ truyền đai theo chỉ tiêu khả năng kéo và độ bền mỏi uốn, xác định số đai $z$ theo công suất truyền cho phép $[P_0]$ kết hợp các hệ số hiệu chỉnh góc ôm $C_\alpha$, hệ số chiều dài $C_l$, hệ số tỷ số truyền $C_u$ và hệ số tải trọng phân bố không đều $C_z$.
- Lý thuyết tính toán độ bền tiếp xúc mỏi mặt răng ($[\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($[\sigma_F]$) của bộ truyền bánh răng trụ theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí, sử dụng đường cong mỏi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn với số chu kỳ cơ sở $N_{HO}, N_{FO}$.
Phương pháp nghiên cứu thực tế:
- Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu các tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí: tra bảng đặc tính động cơ điện, bảng vật liệu cơ khí (thép 45 tôi cải thiện), bảng tiêu chuẩn đai hình thang, bảng môđun tiêu chuẩn của bánh răng.
- Phương pháp lặp và hiệu chỉnh thông số kỹ thuật: tính toán sơ bộ khoảng cách trục $a_w$, chuẩn hóa môđun $m$, xác định số răng nguyên ($Z_1, Z_2, Z_3, Z_4$), tính toán chính xác góc nghiêng răng $\beta$ cho bộ truyền bánh răng nghiêng hoặc tính toán hệ số dịch chỉnh ($x_3, x_4$) cho bộ truyền bánh răng thẳng nhằm đảm bảo đúng khoảng cách trục chuẩn và bù trừ sai lệch tỷ số truyền.
Nguồn dữ liệu:
- Dữ liệu yêu cầu thiết kế Phương án số 39: Lực kéo băng tải tác dụng lên trục công tác $F_t = 4600\text{ N}$; vận tốc băng tải $v = 1,4\text{ m/s}$; đường kính tang dẫn băng tải $D = 300\text{ mm}$; chế độ tải thay đổi $T_1 = T, T_2 = 0,9T, T_3 = 0,7T$; tổng thời gian phục vụ thiết kế là 19200 giờ.
- Các bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật tra cứu từ giáo trình và tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế chi tiết máy.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống cơ khí được tính toán, thiết kế bao gồm sơ đồ động lực học và các cụm kết cấu chi tiết như sau:
- Động cơ điện và hệ dẫn động chung:
- Loại động cơ: Động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc, cấp điện áp xoay chiều tần số $f = 50\text{ Hz}$.
- Công suất định mức động cơ chọn: $P_{dm} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$.
- Khớp nối trục và các cặp ổ lăn đỡ trục có hiệu suất cao, đảm bảo truyền chuyển động êm từ động cơ sang các trục truyền động.
- Bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc:
- Kiểu loại: Bộ truyền đai hình thang thường.
- Thông số kết cấu: Gồm $z = 4$ đai; đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 250\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 600\text{ mm}$; chiều rộng vành đai $B = 110,5\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2800\text{ mm}$; khoảng cách trục thực tế $a = 710,87\text{ mm}$; góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 156,3^\circ$.
- Lực căng ban đầu của đai: $F_0 = 552,47\text{ N}$; lực tác dụng lên trục đai $F_r = 4325,57\text{ N}$.
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp:
- Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bề mặt bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230; giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Thông số hình học: Môđun pháp $m = 1,5\text{ mm}$; số răng $Z_1 = 24$, $Z_2 = 113$; góc nghiêng răng thực tế $\beta = 8^\circ 53' 6''$ ($8,885^\circ$); khoảng cách trục $a_{w1} = 104\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_{w1} = 30,93\text{ mm}$; hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0, x_2 = 0$.
- Góc ăn khớp $\alpha_{tw1} = 20,22^\circ$; hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1,698$, hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 1,023$.
- Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bề mặt bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230.
- Thông số hình học: Môđun $m = 2\text{ mm}$; số răng $Z_3 = 49$, $Z_4 = 142$; tỷ số truyền thực tế $u_{t2} = 2,898$; khoảng cách trục $a_{w2} = 145\text{ mm}$; góc ăn khớp $\alpha_{tw2} = 21,82^\circ$.
- Hệ số dịch chỉnh: Bánh răng 3 có $x_3 = 0,33$; bánh răng 4 có $x_4 = 0,8883$; tổng hệ số dịch chỉnh $x_{t2} = 1,223$; hệ số giảm đỉnh răng $y_2 = 0,053$.
- Quy trình kiểm nghiệm độ bền cơ khí:
- Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải động cơ: $P_{dc} = 7,5\text{ kW} \ge P_{dt} = 5,5125\text{ kW}$, mômen mở máy $T_{mm}/T_{dn}$ đạt yêu cầu.
- Kiểm nghiệm mỏi đai: Tần số uốn đai $i = v/l = 2,8 / 2,8 = 1\text{ s}^{-1} \le [i]_{max} = 10\text{ s}^{-1}$ (đạt yêu cầu tuổi thọ).
- Kiểm nghiệm tiếp xúc mặt răng cấp nhanh: $\sigma_H = 493,3\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,96\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm uốn chân răng cấp nhanh: $\sigma_{F1} = 114,712\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 266,6412\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 105,888\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 248,824\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải tĩnh cấp nhanh: Ứng suất uốn cực đại khi quá tải $\sigma_{Fmax} = 232,9536\text{ MPa} \le [\sigma_F]_{max} = 360\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm tiếp xúc mặt răng cấp chậm: $\sigma_H = 422,539\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Nội dung trọng tâm của phần này là xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải:
- Xác định công suất danh nghĩa trên trục công tác của băng tải: $$P_{ct} = \frac{F_t \cdot v}{1000} = \frac{4600 \cdot 1,4}{1000} = 6,44\text{ kW}$$
- Xác định hiệu suất tổng thể của hệ dẫn động cơ khí: $$\eta = \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_d \cdot \eta_k = 0,98^2 \cdot 0,995^4 \cdot 0,96 \cdot 0,99 \approx 0,899$$ Trong đó: $\eta_{br} = 0,98$ (hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ), $\eta_{ol} = 0,995$ (hiệu suất một cặp ổ lăn), $\eta_d = 0,96$ (hiệu suất bộ truyền đai), $\eta_k = 0,99$ (hiệu suất khớp nối).
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{dc} = \frac{P_{ct}}{\eta} = \frac{6,44}{0,899} \approx 7,2\text{ kW}$$
- Lựa chọn động cơ điện: Chọn loại động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có công suất định mức $P_{dm} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$. Động cơ được kiểm nghiệm thỏa mãn điều kiện quá tải và mở máy ($P_{dc} \ge P_{dt} = 5,5125\text{ kW}$).
- Xác định số vòng quay của trục công tác (tang dẫn băng tải $D = 300\text{ mm}$): $$n_{ct} = \frac{60 \cdot 1000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,4}{\pi \cdot 300} \approx 89,13\text{ vòng/phút}$$
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $$u = \frac{n_{dc}}{n_{ct}} = \frac{2922}{89,13} = 32,78$$
- Phân phối tỷ số truyền: Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) $u_{ng} = u_d = 2,4$. Tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = \frac{32,78}{2,4} = 13,66$, phân chia thành cấp nhanh $u_1 = 4,71$ và cấp chậm $u_2 = 2,9$.
Bảng kết quả tính toán động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất ($P$, kW) | 7,20 | 7,10 | 6,92 | 6,75 | 6,44 |
| Tỷ số truyền ($u$) | 1,00 | 1,00 | 4,71 | 2,90 | 2,40 |
| Số vòng quay ($n$, v/ph) | 2922,00 | 2922,00 | 620,38 | 213,93 | 89,1375 |
| Mômen xoắn ($T$, Nmm) | 23531,83 | 23180,02 | 106525,033 | 301325,1998 | 689967,7465 |
Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động
Chương này trình bày quy trình tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền của từng bộ truyền trong hệ thống:
1. Thiết kế bộ truyền đai
- Sử dụng tiết diện đai hình thang thường. Thông số đầu vào: công suất trên trục chủ động $P_{III} = 6,75\text{ kW}$, số vòng quay $n_3 = 213,93\text{ v/ph}$, tỷ số truyền $u_d = 2,4$, hệ số trượt $\xi = 0,02$.
- Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 250\text{ mm}$; đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 600\text{ mm}$, tỷ số truyền thực tế $u_d = 2,45$.
- Chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $l = 2800\text{ mm}$, khoảng cách trục tính toán $a = 710,87\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 156,3^\circ$.
- Xác định số đai cần thiết: $z = 4$ đai; chiều rộng bánh đai $B = 110,5\text{ mm}$.
- Đường kính ngoài bánh đai: $d_{a1} = 261,4\text{ mm}$, $d_{a2} = 611,4\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu mỗi nhánh đai $F_0 = 552,47\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 4325,57\text{ N}$.
2. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng)
- Thông số đầu vào: $P_I = 7,1\text{ kW}$, $T_1 = 23180,02\text{ Nmm}$, $n_I = 2922\text{ v/ph}$, $u_1 = 4,71$, thời gian sử dụng 19200 giờ.
- Vật liệu bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bánh dẫn HB1 = 245, bánh bị dẫn HB2 = 230; ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 495,46\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục sơ bộ tính toán $a_{w1} = 104\text{ mm}$, chọn môđun pháp tiêu chuẩn $m = 1,5\text{ mm}$.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng $\beta = 10^\circ$, xác định số răng $Z_1 = 24$, $Z_2 = 113$, tính ra tỷ số truyền thực tế $u_{t1} = 4,7$.
- Tính lại góc nghiêng răng chính xác: $\beta = 8^\circ 53' 6''$ ($8,885^\circ$). Do điều chỉnh chính xác góc nghiêng $\beta$ nên không cần dùng hệ số dịch chỉnh ($x_1 = 0, x_2 = 0$) mà vẫn đảm bảo khoảng cách trục $a_{w1} = 104\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = 30,93\text{ mm}$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 36,44\text{ mm}, d_2 = 171,56\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 39,44\text{ mm}, d_{a2} = 174,56\text{ mm}$; đường kính vòng đáy: $d_{f1} = 32,69\text{ mm}, d_{f2} = 167,81\text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 493,3\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495,96\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 114,712\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 266,64\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 105,888\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 248,82\text{ MPa}$; ứng suất uốn quá tải $\sigma_{Fmax} = 232,95\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
Bảng tổng hợp thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
| Thông số | Ký hiệu | Giá trị | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Số răng bánh nhỏ / bánh lớn | $Z_1$ / $Z_2$ | 24 / 113 | Răng |
| Môđun pháp | $m$ | 1,50 | mm |
| Khoảng cách trục | $a_{w1}$ | 104,00 | mm |
| Chiều rộng vành răng | $b_{w1}$ | 30,93 | mm |
| Đường kính vòng chia | $d_1$ / $d_2$ | 36,44 / 171,56 | mm |
| Đường kính vòng lăn | $d_{w1}$ / $d_{w2}$ | 36,50 / 171,50 | mm |
| Đường kính đỉnh răng | $d_{a1}$ / $d_{a2}$ | 39,44 / 174,56 | mm |
| Đường kính đáy răng | $d_{f1}$ / $d_{f2}$ | 32,69 / 167,81 | mm |
| Đường kính cơ sở | $d_{b1}$ / $d_{b2}$ | 34,242 / 161,204 | mm |
| Góc nghiêng của răng | $\beta$ | 8,885 ($8^\circ 53' 6''$) | Độ |
| Góc profin gốc / profin răng | $\alpha$ / $\alpha_t$ | 20,00 / 20,22 | Độ |
| Góc ăn khớp | $\alpha_{tw1}$ | 20,22 | Độ |
| Hệ số dịch chỉnh | $x_1$ / $x_2$ | 0,00 / 0,00 | - |
| Hệ số trùng khớp ngang / dọc | $\varepsilon_\alpha$ / $\varepsilon_\beta$ | 1,698 / 1,023 | - |
3. Thiết kế bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)
- Thông số đầu vào: $P_{II} = 6,92\text{ kW}$, $T_{II} = 106525,033\text{ Nmm}$, $n_{II} = 620,38\text{ v/ph}$, $u_2 = 2,9$.
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1 = 245, HB2 = 230; $[\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$.
- Môđun chọn thống nhất tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$.
- Do là bộ truyền răng thẳng nên góc nghiêng $\beta = 0^\circ$. Số răng tính toán: $Z_3 = 49$, $Z_4 = 142$, tổng số răng $Z_t = 191$, tỷ số truyền thực tế $u_{t2} = 2,898$.
- Tính toán dịch chỉnh bánh răng: Tổng hệ số dịch chỉnh $x_{t2} = 1,223$, hệ số dịch chỉnh bánh 3 là $x_3 = 0,33$, hệ số dịch chỉnh bánh 4 là $x_4 = 0,8883$, hệ số giảm đỉnh răng $y_2 = 0,053$.
- Khoảng cách trục $a_{w2} = 145\text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha_{tw2} = 21,82^\circ$, đường kính vòng lăn bánh dẫn $d_{w3} = 73,4\text{ mm}$.
- Vận tốc vòng $v = 2,384\text{ m/s}$, lựa chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 8.
- Kết quả kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 422,539\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền).
Kết quả và đóng góp
Kết quả chính của đồ án:
- Hoàn thiện toàn bộ hệ thống tính toán động học và động lực học cho hệ thống dẫn động băng tải theo Phương án số 39, xác định chính xác công suất, tỷ số truyền, số vòng quay và mômen xoắn cho 4 trục truyền động từ động cơ điện đến trục công tác.
- Lựa chọn chính xác động cơ điện xoay chiều 3 pha công suất 7,5 kW, tốc độ quay 2922 vòng/phút, bảo đảm hệ số an toàn khi mở máy và chống quá tải nhiệt.
- Thiết lập đầy đủ các thông số hình học, lực căng và kiểm nghiệm mỏi cho bộ truyền đai hình thang thường gồm 4 dây đai, đường kính bánh đai $d_1 = 250\text{ mm}, d_2 = 600\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 710,87\text{ mm}$.
- Thiết kế hoàn chỉnh hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc: Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh ($m = 1,5\text{ mm}, Z_1 = 24, Z_2 = 113, a_{w1} = 104\text{ mm}$) và cặp bánh răng thẳng cấp chậm ($m = 2\text{ mm}, Z_3 = 49, Z_4 = 142, a_{w2} = 145\text{ mm}$), tất cả đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu tải đột ngột.
Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất:
- Bố trí cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng nghiêng nhằm tăng hệ số trùng khớp ($\varepsilon_\gamma = \varepsilon_\alpha + \varepsilon_\beta = 1,698 + 1,023 = 2,721$), giúp truyền động êm dịu, giảm tải trọng động và tiếng ồn ở dải tốc độ cao (2922 v/ph).
- Sử dụng giải pháp vi chỉnh góc nghiêng $\beta = 8^\circ 53' 6''$ ở cấp nhanh để vừa đảm bảo tỷ số truyền, vừa đạt chuẩn khoảng cách trục $a_{w1} = 104\text{ mm}$ mà không cần áp dụng dịch chỉnh bánh răng ($x_1 = 0, x_2 = 0$).
- Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh góc ($x_3 = 0,33; x_4 = 0,8883$) cho cấp chậm răng thẳng nhằm đạt khoảng cách trục chuẩn $a_{w2} = 145\text{ mm}$, đồng thời nâng cao khả năng chịu tải tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng.
Đóng góp của đồ án:
- Cung cấp phương án tính toán hoàn chỉnh, logic và chuẩn tắc cho bài toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hai cấp có tải trọng thay đổi chu kỳ.
- Minh chứng việc áp dụng đồng bộ các công thức tính toán sức bền và tiêu chuẩn hóa cơ khí vào việc lựa chọn vật liệu (thép 45 tôi cải thiện) và kết cấu máy cụ thể.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế trong văn bản:
- Phạm vi nội dung văn bản hiện tại dừng lại ở việc tính toán động học hệ dẫn động và thiết kế các bộ truyền ngoài/trong (bộ truyền đai và hai cấp bánh răng); chưa bao gồm các phần tính toán tiếp theo của một đồ án hoàn chỉnh như thiết kế trục, tính toán then, chọn và tính tuổi thọ ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn.
- Văn bản có một số lỗi hiển thị ký tự (do quá trình quét OCR tài liệu gốc), làm ngắt quãng một số công thức tính toán chi tiết.
Hướng phát triển và nghiên cứu tiếp:
- Tiến hành tính toán kết cấu trục (trục I, II, III), xác định đường kính trục theo độ bền mỏi và độ cứng xoắn/uốn.
- Chọn và kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt tại các vị trí lắp bánh đai, bánh răng và khớp nối.
- Lựa chọn chủng loại ổ lăn (ổ bi đỡ, ổ bi đỡ chặn hoặc ổ đũa) trên từng gối đỡ trục và tính toán tuổi thọ của ổ lăn theo tải trọng động tương đương.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc hoặc hàn, bố trí các chi tiết phụ (nút tháo dầu, que thăm dầu, nút thông hơi, nắp ổ) và xây dựng bản vẽ lắp tổng thể A0 cùng bản vẽ chế tạo chi tiết A3.
Giá trị tham khảo
Tài liệu có giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy, Kỹ thuật Công nghiệp đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động cơ khí.
- Giảng viên và cán bộ hướng dẫn kỹ thuật dùng làm tài liệu tham khảo về phương pháp tính toán chuẩn tắc cho bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải.
Các nội dung có giá trị tham khảo cao:
- Bảng phân phối công suất, mômen xoắn và số vòng quay trên các trục truyền động theo chế độ tải trọng thay đổi.
- Quy trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mỏi, độ bền uốn và kiểm nghiệm quá tải bánh răng nghiêng/bánh răng thẳng.
- Phương pháp xác định các thông số dịch chỉnh bánh răng ($x, y$) và góc nghiêng răng ($\beta$) để chuẩn hóa khoảng cách trục trong hộp giảm tốc.
Câu hỏi thường gặp
-
Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động có thông số kỹ thuật định mức như thế nào và dựa trên cơ sở tính toán nào? Động cơ được chọn là loại động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto lồng sóc có công suất định mức $P_{dm} = 7,5\text{ kW}$ và tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922\text{ vòng/phút}$. Lựa chọn này dựa trên công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{dc} = 7,2\text{ kW}$ (được xác định từ công suất làm việc trên trục băng tải $P_{ct} = 6,44\text{ kW}$ chia cho hiệu suất toàn hệ thống $\eta \approx 0,899$) và thỏa mãn điều kiện cân bằng nhiệt theo công suất đẳng trị $P_{dt} = 5,5125\text{ kW}$.
-
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào? Tổng tỷ số truyền của toàn bộ hệ dẫn động là $u = 32,78$. Tỷ số truyền được phân chia cho bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) là $u_d = 2,4$ (sau khi chuẩn hóa đường kính bánh đai $d_1=250\text{ mm}, d_2=600\text{ mm}$ thì tỷ số truyền thực tế $u_d = 2,45$). Tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp là $u_h = 13,66$, gồm cấp nhanh $u_1 = 4,71$ (tỷ số truyền thực tế $u_{t1} = 4,7$) và cấp chậm $u_2 = 2,9$ (tỷ số truyền thực tế $u_{t2} = 2,898$).
-
Vì sao cấp nhanh không cần dùng dịch chỉnh răng ($x_1=0, x_2=0$) trong khi cấp chậm lại phải sử dụng hệ số dịch chỉnh ($x_3=0,33; x_4=0,8883$)? Ở cấp nhanh, do sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên tác giả điều chỉnh chính xác góc nghiêng của răng đạt $\beta = 8^\circ 53' 6''$ ($8,885^\circ$), qua đó đảm bảo đúng khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w1} = 104\text{ mm}$ mà không cần dịch chỉnh. Ở cấp chậm, do sử dụng bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$), việc áp dụng tổng hệ số dịch chỉnh $x_{t2} = 1,223$ ($x_3=0,33; x_4=0,8883$) là bắt buộc để đạt đúng khoảng cách trục chuẩn $a_{w2} = 145\text{ mm}$ từ số răng nguyên ($Z_3=49, Z_4=142$).
-
Vật liệu chế tạo các cặp bánh răng và độ rắn bề mặt được quy định ra sao? Cả hai cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng vật liệu là thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn bề mặt HB1 = 245; bánh răng lớn đạt độ rắn bề mặt HB2 = 230 (chênh lệch 15 đơn vị HB để đảm bảo độ bền tiếp xúc đồng đều do bánh nhỏ quay với tần số cao hơn), giới hạn bền kéo $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$ và giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
-
Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng cấp nhanh có thỏa mãn điều kiện làm việc không? Có, toàn bộ các chỉ tiêu kiểm nghiệm đều thỏa mãn điều kiện an toàn: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 493,3\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,96\text{ MPa}$; ứng suất uốn chân răng $\sigma_{F1} = 114,712\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 266,6412\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 105,888\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 248,824\text{ MPa}$; ứng suất uốn cực đại khi quá tải $\sigma_{Fmax} = 232,9536\text{ MPa} \le [\sigma_F]_{max} = 360\text{ MPa}$.
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy Phương án số 39 của sinh viên Mai Văn Tú đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán động học và thiết kế kỹ thuật các bộ truyền cho hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp. Tài liệu xây dựng được chuỗi dữ liệu động lực học chính xác từ động cơ điện 7,5 kW qua bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp với các thông số kích thước hình học rõ ràng. Các kết quả kiểm nghiệm về độ bền mỏi tiếp xúc, mỏi uốn và khả năng chịu tải trọng đột ngột đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành của ngành cơ khí chế tạo máy.