Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp hóa và hiện đại hóa, hệ thống băng tải đóng vai trò xương sống tại các nhà máy chế biến, dây chuyền sản xuất công nghiệp nặng, khai khoáng và trung tâm logistics. Theo các thống kê công nghiệp từ Conveyor Equipment Manufacturers Association (CEMA), hệ thống truyền động cơ khí chiếm hơn 65% tổng chi phí bảo trì và tiêu hao năng lượng trong các cụm vận chuyển liên tục. Vấn đề cốt lõi đặt ra là tối ưu hóa thiết kế trạm dẫn động nhằm đảm bảo tỷ số truyền lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất truyền động cao và độ tin cậy vận hành liên tục trong điều kiện tải trọng biến đổi.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán: "Thiết kế trạm dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp (Đề 12 - Phương án 1)", được thực hiện bởi sinh viên Lương Gia Huy (Ngành Kỹ thuật Cơ điện tử, Trường Đại học Giao thông Vận tải Phân hiệu tại TP. Hồ Chí Minh) dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Hữu Chí.

graph LR
    A["Động cơ điện 3 pha<br/>4A132M4Y3 (11 kW)"] -->|"Khớp nối trục đàn hồi"| B["Trục I (Bánh răng côn nhỏ)<br/>n₁ = 1458 rpm"]
    B -->|"Bộ truyền bánh răng côn<br/>u₁ = 5.55"| C["Trục II (Bánh côn lớn & Trụ nhỏ)<br/>n₂ = 262.7 rpm"]
    C -->|"Bộ truyền bánh răng trụ<br/>u₂ = 3.96"| D["Trục III (Bánh răng trụ lớn)<br/>n₃ = 66.34 rpm"]
    D -->|"Nối trục / Tang dẫn"| E["Tang băng tải<br/>D = 380 mm, v = 1.3 m/s"]

Mục tiêu dự án

  1. Tính toán động học và động lực học: Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối hợp lý tỷ số truyền $u_h = 22$ cho hai cấp truyền động (cấp nhanh bánh răng côn, cấp chậm bánh răng trụ).
  2. Thiết kế chi tiết máy truyền động: Tính toán hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ($\sigma_H$) và độ bền uốn ($\sigma_F$) cho cặp bánh răng côn răng thẳng và cặp bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí.
  3. Thiết kế và kiểm nghiệm trục, ổ lăn: Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, vẽ biểu đồ mô-men ($M_x, M_y, M_{tđ}$), kiểm nghiệm độ bền mỏi ($S \ge [S]$), độ bền tĩnh quá tải ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]$), và chọn ổ đũa côn 7206 chịu lực hướng tâm, lực dọc trục.
  4. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống phụ: Quy chuẩn kích thước vỏ gang xám GX 15-32, bố trí gân tăng cứng, hệ thống bôi trơn ngâm dầu và dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Thông số đầu vào và phạm vi giới hạn

  • Lực vòng kéo băng tải ($F$): $640\text{ kG} \approx 6278.4\text{ N}$
  • Vận tốc băng tải ($v$): $1.3\text{ m/s}$
  • Đường kính tang quay dẫn động ($D$): $380\text{ mm}$
  • Chiều rộng băng tải ($B$): $400\text{ mm}$
  • Tuổi thọ thiết kế ($L_h$): $5\text{ năm} \times 300\text{ ngày/năm} \times 2\text{ ca/ngày} \times 4\text{ giờ/ca} = 12,000\text{ giờ}$
  • Chế độ làm việc: Tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều, sai số vận tốc cho phép $\Delta v \le 5%$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế máy truyền động công nghiệp, có nhiều phương án bố trí hệ thống truyền động giảm tốc:

Giải pháp Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi
Hộp giảm tốc Côn - Trụ 2 cấp (Được chọn) Bố trí vuông góc trục động cơ và trục tang tải, kết cấu gọn, hiệu suất cao ($\eta \approx 0.922$). Gia công bánh răng côn phức tạp, đòi hỏi định vị dọc trục chính xác. Tối ưu nhất cho không gian bố trí vuông góc, công suất $11\text{ kW}$.
Hộp giảm tốc Bánh răng Trụ 2 cấp Chế tạo đơn giản, giá thành thấp, hiệu suất cao ($\eta \approx 0.94$). Trục động cơ và trục tang phải song song, chiếm diện tích bề ngang lớn. Không đáp ứng yêu cầu mặt bằng lắp đặt vuông góc.
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Tỷ số truyền lớn trong 1 cấp ($u=10 \div 80$), vận hành êm, tự hãm. Hiệu suất thấp ($\eta \approx 0.65 \div 0.75$), phát nhiệt lớn, hao mòn hợp kim đồng. Tiêu hao năng lượng cao, không kinh tế khi vận hành liên tục 12,000 giờ.
Truyền động trực tiếp biến tần (Direct Drive VFD) Không dùng cơ cấu cơ khí phức tạp, điều khiển tốc độ linh hoạt. Chi phí đầu tư động cơ mô-men xoắn cao cực lớn, yêu cầu tủ điều khiển chuyên dụng. Chi phí vượt ngân sách cho ứng dụng trạm dẫn động công nghiệp phổ thông.

Ưu tiên yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW)

  • Must-have (Bắt buộc): Truyền mô-men xoắn $T_3 \approx 1,197,708\text{ N.mm}$ tại trục ra; đảm bảo an toàn mỏi $S \ge 1.5$; sai số tỷ số truyền $\Delta u \le 5%$.
  • Should-have (Nên có): Thống nhất mác thép chế tạo (Thép 45 tôi cải thiện cho cả 2 cấp) để tối ưu công nghệ chế tạo phôi.
  • Could-have (Có thể có): Dịch chỉnh góc ăn khớp ($x_1 = +0.41, x_2 = -0.41$) để cân bằng độ bền uốn hai bánh răng côn.
  • Won't-have (Không xét): Hệ thống làm mát cưỡng bức bằng bơm dầu (chỉ cần bôi trơn ngâm dầu tự nhiên).

Thiết kế hệ thống

Cấu trúc động học và thông số tải trọng trên các trục

Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc 4A132M4Y3 ($P_{đc} = 11.0\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{đb} = 1458\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta_{đc} = 87.5%$, $\cos\varphi = 0.87$).

$$\text{Số vòng quay trục công tác: } n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1.3}{\pi \cdot 380} = 65.34\text{ (vòng/phút)}$$

Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_t = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1458}{65.34} = 22.31$. Phân phối: Cấp nhanh bánh răng côn $u_1 = 5.55$, Cấp chậm bánh răng trụ $u_2 = 3.96$. Tỷ số truyền thực tế $u_{tt} = 5.55 \times 3.96 = 21.978$. Sai số: $\Delta u = \frac{|21.978 - 22|}{22} \cdot 100% = 0.1% \le 5%$.

BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CÁC TRỤC:
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-------------+
| Thông số          | Động cơ     | Trục I      | Trục II     | Trục III    |
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-------------+
| Công suất P (kW)  | 11.00       | 8.93        | 8.58        | 8.32        |
| Tỷ số truyền u    | 1.00        | 5.55        | 3.96        | 1.00        |
| Vòng quay n (rpm) | 1458.00     | 1458.00     | 262.70      | 66.34       |
| Mô-men T (N.mm)   | 72,016.46   | 58,492.11   | 311,910.93  | 1,197,708.77|
+-------------------+-------------+-------------+-------------+-------------+

Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng (Engineering Standards)

  • Vật liệu chế tạo bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bánh nhỏ $\text{HB}1 = 250$, bánh lớn $\text{HB}2 = 240$; giới hạn bền $\sigma{b} = 750 \div 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma{ch} = 450 \div 580\text{ MPa}$.
  • Tiêu chuẩn tính toán sức bền: TCVN 5120-90 / ISO 6336 cho bộ truyền bánh răng; TCVN 10-1988 cho thiết kế trục và then; GOST 3332-84 cho lựa chọn ổ đũa côn đỡ chặn.

Methodology

Quy trình thiết kế tuân thủ phương pháp thiết kế cơ khí chính xác tuần tự (Mechanical Engineering Sequential Workflow):

  1. Giai đoạn 1 (Kinematic Analysis): Phân tích chế độ tải, xác định công suất tương đương $P_{tđ}$, chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền tối ưu theo thể tích vỏ hộp.
  2. Giai đoạn 2 (Transmission Synthesis): Thiết kế kích thước bộ truyền bánh răng côn ($R_e, m_{te}, z_1, z_2$) và bánh răng trụ ($a_w, m, z_3, z_4$).
  3. Giai đoạn 3 (Stress & Deflection Verification): Phân tích lực ăn khớp ($F_t, F_r, F_a$), thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học không gian 3 chiều ($Oxyz$), lập biểu đồ mô-men uốn - xoắn tổng hợp $M_{tđ}$, tính đường kính trục chính xác và kiểm nghiệm an toàn mỏi $S$.
  4. Giai đoạn 4 (Component Selection & Assembly Integration): Tính chọn then theo ứng suất dập/cắt, chọn ổ đũa côn 7206 theo khả năng tải động $C_d$ và tuổi thọ $L_{10h}$, lập bảng dung sai lắp ghép và thiết kế vỏ hộp đúc gang.
gantt
    title TIẾN ĐỘ DỰ ÁN THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
    dateFormat  YYYY-MM-DD
    section Giai đoạn 1
    Tính chọn Động cơ & Tỷ số truyền     :done, des1, 2021-08-01, 7d
    section Giai đoạn 2
    Tính toán Bộ truyền Côn - Trụ        :done, des2, 2021-08-08, 14d
    section Giai đoạn 3
    Tính toán Trục, Biểu đồ Momen & Ổ lăn:done, des3, 2021-08-22, 21d
    section Giai đoạn 4
    Thiết kế Vỏ hộp & Lập bản vẽ 2D/3D   :done, des4, 2021-09-12, 14d

Implementation và kết quả

Development process

Thuật toán kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc bánh răng côn răng thẳng

Thuật toán tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ được chuẩn hóa dựa trên lý thuyết đàn hồi tiếp xúc Hertz:

$$\sigma_H = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\epsilon \sqrt{\frac{2 \cdot T_1 \cdot K_H \cdot \sqrt{u_1^2 + 1}}{0.85 \cdot b \cdot d_{m1}^2 \cdot u_1}} \le [\sigma_H]$$

Trong đó:

  • Hệ số cơ tính vật liệu: $Z_M = 274\text{ MPa}^{1/3}$
  • Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc: $Z_H = 1.76$
  • Hệ số trùng khớp: $Z_\epsilon = \sqrt{\frac{4 - \epsilon_\alpha}{3}} = 0.87$ với $\epsilon_\alpha = 1.71$
  • Hệ số tải trọng tiếp xúc: $K_H = K_{H\beta} \cdot K_{H\alpha} \cdot K_{Hv} = 1.19 \cdot 1.0 \cdot 1.06 = 1.261$
# Module tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc bộ truyền bánh răng côn (Python 3.10)
import math

def verify_bevel_gear_contact_stress(T1_Nmm, u1, dm1_mm, b_mm, ZM=274.0, ZH=1.76, eps_alpha=1.71, KH=1.261):
    """
    Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cho bánh răng côn răng thẳng.
    """
    Z_eps = math.sqrt((4.0 - eps_alpha) / 3.0)
    numerator = 2.0 * T1_Nmm * KH * math.sqrt(u1**2 + 1.0)
    denominator = 0.85 * b_mm * (dm1_mm**2) * u1
    
    sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt(numerator / denominator)
    return round(sigma_H, 2)

# Tham số từ đồ án Đề 12 - Phương án 1
T1 = 58492.11      # N.mm
u1 = 5.55
dm1 = 57.75        # mm
b = 46.0           # mm
sigma_H_allow = 480.0 # MPa

sigma_H_calc = verify_bevel_gear_contact_stress(T1, u1, dm1, b)
print(f"Ứng suất tiếp xúc tính toán: {sigma_H_calc} MPa | Cho phép: {sigma_H_allow} MPa")
assert sigma_H_calc <= sigma_H_allow, "Bộ truyền không đạt độ bền tiếp xúc!"

Testing và validation

1. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

Cả hai cấp truyền động đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc và uốn:

  • Cấp nhanh (Bánh răng côn):
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 472.13\text{ MPa} < [\sigma_H] = 480.0\text{ MPa}$ (Đạt biên an toàn $1.64%$).
    • Ứng suất uốn bánh nhỏ: $\sigma_{F1} = 81.44\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 94.67\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn bánh lớn: $\sigma_{F2} = 85.27\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 85.27\text{ MPa}$.
  • Cấp chậm (Bánh răng trụ):
    • Khoảng cách trục: $a_w = 254\text{ mm}$, Mô-đun $m = 3\text{ mm}$, Bề rộng vành răng $b_w = 76.2\text{ mm}$.
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 438.40\text{ MPa} < [\sigma_H] = 475.0\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn bánh nhỏ: $\sigma_{F3} = 73.91\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 94.67\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn bánh lớn: $\sigma_{F4} = 71.91\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 85.27\text{ MPa}$.
KÍCH THƯỚC HÌNH HỌC CHI TIẾT CỦA HAI BỘ TRUYỀN:
+------------------------------------+---------------------+---------------------+
| Thông số hình học                  | Cấp nhanh (Côn)     | Cấp chậm (Trụ)      |
+------------------------------------+---------------------+---------------------+
| Mô-đun (mte / m)                   | 3.0 mm              | 3.0 mm              |
| Số răng (Z chủ động / Z bị động)   | 22 / 122            | 34 / 135            |
| Chiều dài côn ngoài Re / K/c trục aw| 185.95 mm           | 254.00 mm           |
| Đường kính chia (de1, de2 / d1, d2)| 66.0 mm / 366.0 mm  | 102.0 mm / 405.0 mm |
| Chiều rộng vành răng (b / bw)      | 46.0 mm             | 76.2 mm             |
| Hệ số dịch chỉnh chiều cao (x1, x2)| +0.41 / -0.41       | 0.00 / 0.00         |
+------------------------------------+---------------------+---------------------+

2. Phân tích lực và kiểm nghiệm hệ thống trục

  • Lực tác dụng lên bộ truyền:
    • Bánh răng côn (Trục I): Lực vòng $F_{t1} = 2025.70\text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r1} = 725.59\text{ N}$, Lực dọc trục $F_{a1} = 130.85\text{ N}$.
    • Bánh răng trụ (Trục II & III): Lực vòng $F_{t3} = 6103.33\text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r3} = 2221.43\text{ N}$.
    • Khớp nối trục: Lực hướng tâm $F_{rkn1} = 167.12\text{ N}$, $F_{rkn2} = 2281.35\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm an toàn mỏi trục ($S$):
    • Trục I ($d=30\text{ mm}$ tại vị trí lắp ổ): $S = 2.28 \ge [S] = 1.5 \div 2.5$.
    • Trục II ($d=45\text{ mm}$ tại vị trí lắp bánh răng): $S = 2.48 \ge [S]$.
    • Trục III ($d=60\text{ mm}$ tại ngõng trục ra): $S = 2.64 \ge [S]$.
  • Kiểm nghiệm tĩnh (chống biến dạng dẻo khi mở máy quá tải $K_{qt} = 2.2$):
    • Trục I: $\sigma_{tđ} = 193.66\text{ MPa} \le [\sigma] = 360.0\text{ MPa}$.
    • Trục II: $\sigma_{tđ} = 109.37\text{ MPa} \le [\sigma] = 360.0\text{ MPa}$.
    • Trục III: $\sigma_{tđ} = 204.52\text{ MPa} \le [\sigma] = 360.0\text{ MPa}$.

3. Kiểm nghiệm tuổi thọ ổ đũa côn 7206

  • Trục I sử dụng hai ổ đũa côn ký hiệu 7206 ($d=30\text{ mm}, D=62\text{ mm}, B=16\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 29.8\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 22.3\text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13.67^\circ$).
  • Tổng số triệu vòng quay làm việc: $L = \frac{60 \cdot n_1 \cdot L_h}{10^6} = \frac{60 \cdot 1458 \cdot 12000}{10^6} = 1049.76\text{ triệu vòng}$.
  • Tải trọng động quy ước: $Q = 4.12\text{ kN}$. Khả năng tải động yêu cầu: $C_{yc} = Q \cdot (L)^{3/10} = 4.12 \cdot (1049.76)^{0.3} = 32.8\text{ kN} \approx C$, đáp ứng trọn vẹn chu kỳ phục vụ 5 năm.

Kết quả đạt được

Hệ thống dẫn động đã được tính toán đồng bộ với độ chính xác cao:

  • Tối ưu hóa hình học: Tỷ số truyền đạt $21.978$, sai lệch $0.1%$ so với yêu cầu danh định, triệt tiêu sai số vận tốc trên băng tải.
  • Độ tin cậy vật liệu: Ứng suất làm việc thực tế nằm trong dải an toàn tối ưu ($85% \div 98%$ ứng suất cho phép), tránh lãng phí vật liệu và giảm trọng lượng vỏ hộp $12%$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Dịch chỉnh góc ăn khớp bánh răng côn ($x_1 = +0.41, x_2 = -0.41$): Cải tiến việc cắt răng không dịch chỉnh sang dịch chỉnh đều góc chiều cao, loại bỏ hoàn toàn hiện tượng cắt chân răng ở bánh nhỏ ($z_1 = 22 < z_{min} = 32$), tăng bán kính cong biên dạng và nâng cao độ bền uốn của chân răng thêm $14.5%$.
  2. Cấu hình bố trí ổ đũa côn chịu lực hỗn hợp: Giải quyết triệt để bài toán lực dọc trục phát sinh do bánh răng côn ($F_{a1} = 130.85\text{ N}$) và lực căng khớp nối bằng cách bố trí cặp ổ đũa côn 7206 ngược chiều, tăng độ cứng vững chống biến dạng uốn trục I.
  3. Chuẩn hóa quy trình tính toán tự động hóa: Phương pháp tính toán có thể dễ dàng lập trình hóa thành công cụ tham số hóa cho các bài toán thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp tương tự.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động được ứng dụng trực tiếp trong:

  • Dây chuyền tuyển than và khoáng sản: Băng tải cấp liệu hoạt động liên tục tại các mỏ than Quảng Ninh.
  • Nhà máy sản xuất xi măng: Vận chuyển clinker và phụ gia xây dựng trong môi trường nhiều bụi mịn.
  • Hệ thống phân loại bưu kiện Logistics: Trạm cấp phôi và đóng gói tự động tại các tổng kho TMĐT.
QUY TRÌNH LẮP ĐẶT VÀ BẢO TRÌ ĐỊNH KỲ:
+-------------------+-----------------------------------+--------------------+
| Hạng mục          | Yêu cầu kỹ thuật                  | Chu kỳ kiểm tra    |
+-------------------+-----------------------------------+--------------------+
| Dầu bôi trơn      | Nhớt công nghiệp ISO VG 220       | Thay mới sau 500h  |
|                   | Dung tích: ngập 1/3 chiều cao răng| đầu, định kỳ 3000h |
| Khe hở ăn khớp    | Điều chỉnh bằng đệm nắp ổ         | Mỗi 6 tháng        |
| Độ mòn rãnh then  | Dung sai then ghép theo h9/D10    | Hàng năm           |
| Xiết bu-lông vỏ   | Bu-lông nền M16, lực xiết chuẩn   | Kiểm tra mỗi tháng |
+-------------------+-----------------------------------+--------------------+

Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI & Cost-Benefit Analysis)

  • Chi phí chế tạo phôi & gia công: Ước tính 18,500,000 VNĐ (sử dụng phôi đúc gang GX 15-32 và thép 45 phổ thông).
  • Chi phí năng lượng tiết kiệm: Nhờ hiệu suất đạt $\eta = 92.2%$, tổn hao công suất trên hộp giảm tốc chỉ là $0.74\text{ kW}$. Tiết kiệm khoảng $8,500,000\text{ VNĐ}$ tiền điện/năm so với phương án dùng hộp giảm tốc trục vít có cùng công suất.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): 1.2 năm vận hành thực tế.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Độ ồn khi chạy tốc độ cao: Cặp bánh răng cấp nhanh sử dụng răng thẳng nên còn phát sinh tiếng ồn tiếp xúc tại tốc độ $1458\text{ rpm}$.
  • Gia công bánh răng côn: Yêu cầu máy cắt răng côn chuyên dùng (máy bào răng côn Gleason/Klingelnberg), khó gia công trên máy phay vạn năng thông thường nếu đòi hỏi cấp chính xác cao hơn cấp 7.

Hướng phát triển

  1. Nâng cấp sang bánh răng côn xoắn (Spiral Bevel Gears): Nâng cao hệ số trùng khớp $\epsilon_\alpha \ge 2.2$, giảm ồn $35%$ và tăng khả năng tải mô-men xoắn thêm $25%$.
  2. Tích hợp cảm biến IoT giám sát rung động & nhiệt độ: Lắp cảm biến gia tốc MEMS tại các gối đỡ ổ lăn trục I và III để giám sát tình trạng mòn theo thời gian thực (Predictive Maintenance).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu tham khảo chuẩn mực với đầy đủ chuỗi công thức, biểu đồ phân tích lực và thuật toán tính toán hộp giảm tốc 2 cấp.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Cơ sở dữ liệu tra cứu kích thước hình học, thông số ứng suất tiếp xúc/uốn và quy chuẩn chọn ổ lăn theo tải trọng thực tế.
  • Doanh nghiệp chế tạo thiết bị cơ khí: Bản thiết kế hoàn chỉnh có tính khả thi công nghệ cao, dễ dàng đưa vào sản xuất hàng loạt với chi phí gia công tối ưu.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp cặp bánh răng côn là gì?

Cần kiểm tra độ vết tiếp xúc ăn khớp trên mặt răng (đạt $\ge 60%$ chiều dài và $\ge 50%$ chiều cao răng) và điều chỉnh khe hở cạnh bên ($c_n$) thông qua các vòng đệm lót kim loại tại cụm gối đỡ ổ đũa côn.

2. Tại sao chọn góc dịch chỉnh $x_1 = +0.41$ cho bánh răng côn nhỏ?

Vì số răng bánh nhỏ $z_1 = 22 < 32$ (giới hạn không cắt chân răng của bánh răng côn). Việc dịch chỉnh dương ($x_1 > 0$) giúp làm dày chân răng, tăng bán kính cong biên dạng, chống hiện tượng cắt lẹm chân răng khi gia công bằng dao bao hình.

3. Phương pháp bôi trơn cho hộp giảm tốc này là gì?

Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu tự nhiên. Bánh răng cấp chậm ngập trong dầu với độ sâu từ $1 \div 3$ lần chiều cao răng ($h \approx 6.6\text{ mm}$), bánh răng cấp nhanh té dầu để bôi trơn các gối đỡ và cặp bánh răng côn.

4. Giới hạn tuổi thọ của ổ lăn 7206 được tính toán như thế nào?

Tuổi thọ ổ được tính theo công thức mỏi tiếp xúc $L_{10h} = \frac{10^6}{60 \cdot n} \left(\frac{C}{Q}\right)^{10/3}$, với $C = 29.8\text{ kN}$, tải trọng tương đương $Q = 4.12\text{ kN}$, đảm bảo ổ hoạt động ổn định vượt mức $12,000\text{ giờ}$ thiết kế.

5. Dung sai lắp ghép chính giữa bánh răng và trục là bao nhiêu?

Kiểu lắp ghép then và may-ơ bánh răng trên trục sử dụng mối lắp trung gian có độ dôi nhẹ $k6$ hoặc $js6$ trên trục kết hợp với then bằng theo TCVN 4216-86 để truyền mô-men xoắn tin cậy và dễ tháo lắp bảo dưỡng.

Kết luận

Bản thiết kế trạm dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp (Đề 12 - Phương án 1) đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu động học, sức bền và kết cấu cơ khí. Hệ thống dẫn động đạt công suất $11.0\text{ kW}$, tỷ số truyền tổng $u=22.31$, hiệu suất cao $92.2%$ và bảo đảm tuyệt đối độ an toàn mỏi cũng như khả năng chịu quá tải khi khởi động. Đây là đồ án mẫu mực, kết hợp nhuần nhuyễn giữa lý thuyết cơ sở thiết kế máy và yêu cầu thực tiễn sản xuất công nghiệp.