Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học Chi tiết máy là học phần kỹ thuật cơ sở chuyên ngành trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm mục đích hệ thống hóa và vận dụng tổng hợp các kiến thức về tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu khả năng làm việc (độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền tĩnh, độ bền mỏi), kết cấu cơ khí, dung sai lắp ghép, cấp chính xác chế tạo và phương pháp biểu diễn bản vẽ kỹ thuật. Đề tài được thực hiện bởi sinh viên Đặng Hữu Thiện (lớp K65-KTCK, Khoa Cơ điện và Công trình, Trường Đại học Lâm nghiệp) dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Văn Tựu.
Nhiệm vụ thiết kế của đồ án là tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động băng tải cơ khí sử dụng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn - trụ kết hợp bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích). Hệ thống truyền chuyển động quay và mômen xoắn từ động cơ điện xoay chiều đến trục tang quay của băng tải để vận chuyển vật liệu.
Các thông số kỹ thuật đầu vào và điều kiện làm việc của hệ thống được xác định cụ thể trong đề bài:
- Lực vòng tác dụng trên băng tải: $F = 5290\text{ N}$.
- Vận tốc di chuyển của băng tải: $v = 1,46\text{ m/s}$.
- Đường kính tang quay của băng tải: $D = 328\text{ mm}$.
- Thời hạn sử dụng yêu cầu: $n = 10\text{ năm}$, mỗi năm làm việc $t = 12\text{ tháng}$, mỗi tháng $c = 24\text{ ngày}$, mỗi ngày làm việc $g = 2\text{ ca}$ với thời lượng $8\text{ giờ/ca}$.
- Đặc điểm và chế độ tải trọng: Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi theo chu kỳ, trong đó giai đoạn tải trọng cực đại $T_1 = T$ chiếm $50%$ thời gian ($t_1 = 0,5t$), giai đoạn tải trọng giảm $T_2 = 0,8T$ chiếm $50%$ thời gian ($t_2 = 0,5t$).
- Đặc điểm làm việc: Làm việc có va đập nhẹ, bộ truyền xích quay một chiều, góc nghiêng giữa đường nối tâm hai đĩa xích với phương nằm ngang là $\gamma = 20^\circ$. Mômen khi mở máy và mômen quá tải được quy định: $T_{mm} = T_{qt} = 1,4T$.
Phạm vi nghiên cứu và tính toán của đồ án bao gồm: chọn động cơ điện; xác định hiệu suất; phân phối tỷ số truyền chung cho hệ thống; tính toán động lực học trên các trục truyền; thiết kế chi tiết các bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích; tính toán thiết kế trục, then, ổ lăn; xác định phương án bôi trơn và kết cấu vỏ hộp giảm tốc.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng các cơ sở lý thuyết chuẩn mực trong lĩnh vực tính toán thiết kế máy và hệ dẫn động cơ khí, chủ yếu dựa trên các tài liệu chuyên ngành:
- Tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (NXB Giáo dục, Hà Nội, 2006) để làm căn cứ tra cứu hiệu suất các bộ truyền, tính toán thông số động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền bánh răng.
- Phương pháp phân phối tỷ số truyền tối ưu hóa theo tiêu chí kích thước vỏ hộp giảm tốc nhỏ nhất của tác giả Đào Ngọc Biên (công bố trên Tạp chí Khoa học công nghệ Hàng hải, 2011, số 28(11), tr. 39-41).
Phương pháp thực hiện trong đồ án bao gồm:
- Phương pháp tính toán cân bằng công suất và mômen xoắn: Xác định công suất cản trên trục công tác, công suất đẳng trị theo phổ tải trọng nhiều bậc, hiệu suất tổng của hệ thống để chọn công suất định mức của động cơ điện; tính toán tốc độ quay và mômen xoắn trên từng trục thành phần.
- Phương pháp kiểm nghiệm điều kiện động lực học: Kiểm tra khả năng mở máy chống kẹt ($T_{mm}/T \le T_k/T_{dn}$) và điều kiện quá tải tức thời của động cơ.
- Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn theo tiêu chuẩn ứng suất cho phép: Xác định số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) so với số chu kỳ cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$) để xác định hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$), từ đó xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$.
- Nguồn dữ liệu: Toàn bộ số liệu tra cứu về hệ số ma sát, hiệu suất cặp ổ lăn, hiệu suất bộ truyền bánh răng côn, bánh răng trụ, bộ truyền xích, thông số cơ tính vật liệu thép 45 tôi cải thiện và bảng thông số kỹ thuật của dòng động cơ điện công nghiệp loại K đều được trích xuất trực tiếp từ các tiêu chuẩn và sổ tay thiết kế cơ khí.
Nội dung chính theo từng chương
Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Nội dung phần này tập trung vào việc tính toán nhu cầu năng lượng của hệ thống dẫn động và phân phối tỷ số truyền cho các cụm truyền động.
- Lựa chọn động cơ: Tác giả chọn loại động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc (ngắn mạch) mã hiệu K132M4. Động cơ có công suất định mức $11\text{ kW}$ ở tần số $50\text{Hz}$ (tương ứng $13\text{ kW}$ ở $60\text{Hz}$), tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1445\text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 86,0%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, tỷ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$, tỷ số dòng điện mở máy $I_k/I_{dn} = 5,9$, khối lượng động cơ $72\text{ kg}$.
- Xác định hiệu suất và công suất:
- Tốc độ quay của trục tang băng tải: $n_{bt} = (60 \times 10^3 \times v)/(\pi \times D) = (60 \times 10^3 \times 1,46)/(3,14 \times 328) \approx 85,06\text{ vg/ph}$ (khi tính toán phân phối ở phần sau tác giả lấy chuẩn $n_{bt} = 76,4\text{ vg/ph}$).
- Hiệu suất tổng của hệ thống: $\eta_{ht} = \eta_k \cdot \eta_{Brcôn} \cdot \eta_{Brtrụ} \cdot (\eta_ổ)^4 \cdot \eta_{xích} = 1 \times 0,96 \times 0,97 \times (0,99)^4 \times 0,92 \approx 0,82$.
- Mômen đẳng trị trên trục băng tải: $T_{đtbt} = 780,08\text{ Nm}$.
- Công suất đẳng trị trên trục băng tải: $P_{đtbt} = 6,95\text{ kW}$.
- Công suất đẳng trị yêu cầu trên trục động cơ: $P_{đtđc} = P_{đtbt}/\eta_{ht} = 6,95/0,82 = 8,4\text{ kW}$. Do $P_{đc} = 11\text{ kW} > 8,4\text{ kW}$, động cơ thỏa mãn điều kiện công suất.
- Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải: Tỷ số $T_{mm}/T = 1,4 \le T_k/T_{dn} = 2,0$; điều kiện quá tải $[T_{đc}] > T_{maxqtđc}$ đều được thỏa mãn.
- Phân phối tỷ số truyền:
- Tỷ số truyền chung toàn hệ thống: $u_t = n_{đc} / n_{bt} = 1445 / 76,4 = 18,9$.
- Chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài hộp: $u_{xích} = 2$ (khớp nối có $u_{kn} = 1$).
- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp: $u_h = u_t / u_{xích} = 18,9 / 2 = 9,45$.
- Tỷ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ) tính theo công thức thực nghiệm của Đào Ngọc Biên: $u_2 \approx 1,32 \cdot \sqrt{u_h} \approx 2,79$.
- Tỷ số truyền cấp nhanh (bánh răng côn): $u_1 = u_h / u_2 = 9,45 / 2,79 = 3,39$.
- Xác định thông số trên 4 trục truyền động (Trục I: trục vào hộp giảm tốc; Trục II: trục trung gian; Trục III: trục ra hộp giảm tốc; Trục IV: trục tang băng tải):
- Tốc độ quay: $n_I = 1445\text{ vg/ph}$; $n_{II} = 426,25\text{ vg/ph}$; $n_{III} = 152,78\text{ vg/ph}$; $n_{IV} = 76,39\text{ vg/ph}$.
- Công suất danh nghĩa: $P_I = 8,316\text{ kW}$; $P_{II} = 7,9\text{ kW}$; $P_{III} = 7,59\text{ kW}$; $P_{IV} = 6,9\text{ kW}$.
- Mômen xoắn tính toán: $T_I = 32311\text{ Nmm}$; $T_{II} = 104115\text{ Nmm}$; $T_{III} = 278974\text{ Nmm}$; $T_{IV} = 508192\text{ Nmm}$.
Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền
Phần này trình bày tính toán chi tiết động học và độ bền cho bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm:
- Lựa chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh: Do công suất thuộc nhóm nhỏ ($P \le 5,5 \div 10\text{ kW}$), tác giả chọn vật liệu nhóm I có độ rắn $HB \le 350$ nhằm mục đích thuận tiện cho việc cắt răng chính xác sau nhiệt luyện và giúp bộ truyền có khả năng chạy mòn tốt:
- Bánh răng nhỏ (Bánh 1): Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 250$ (trong dải $241 \div 285$), giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
- Bánh răng lớn (Bánh 2): Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_2 = 240$ (trong dải $192 \div 240$), giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc giới hạn: $\sigma^o_{Hlim1} = 2HB_1 + 70 = 570\text{ MPa}$; $\sigma^o_{Hlim2} = 2HB_2 + 70 = 550\text{ MPa}$. Với hệ số an toàn $S_H = 1,1$, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ đạt $[\sigma_{H1}] = 518,181\text{ MPa}$ và $[\sigma_{H2}] = 500\text{ MPa}$. Giá trị tính toán chung cho cặp bánh răng côn răng thẳng lấy theo giá trị nhỏ hơn: $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn giới hạn: $\sigma^o_{Flim1} = 1,8HB_1 = 450\text{ MPa}$; $\sigma^o_{Flim2} = 1,8HB_2 = 432\text{ MPa}$. Với hệ số an toàn $S_F = 1,75$ và hệ số tải trọng đặt một phía $K_{FC} = 1$, ứng suất uốn cho phép đạt $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$ và $[\sigma_{F2}] = 246,857\text{ MPa}$.
- Xác định số chu kỳ làm việc và hệ số tuổi thọ:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc: $N_{HO1} = 30 \times (HB_1)^{2,4} = 30 \times 250^{2,4} = 17.067.789\text{ chu kỳ}$; $N_{HO2} = 30 \times (HB_2)^{2,4} = 30 \times 240^{2,4} = 15.474.913\text{ chu kỳ}$.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về uốn: $N_{FO} = 4 \times 10^6\text{ chu kỳ}$ đối với thép.
- Tổng số giờ làm việc của hệ thống: $t_\Sigma = 12\text{ năm} \times 360\text{ ngày} \times 15\text{ giờ} = 64800\text{ giờ}$ (theo công thức tính toán độ bền bánh răng của đồ án).
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: $N_{HE} = N_{FE} = 60 \times 1 \times 1445 \times 64800 = 5.618.160.000\text{ chu kỳ}$.
- Do $N_{HE} > N_{HO}$ và $N_{FE} > N_{FO}$, hệ số tuổi thọ mỏi tiếp xúc và uốn đều đạt giá trị bão hòa: $K_{HL} = 1$ và $K_{FL} = 1$.
Phần 3: Chọn khớp nối
Nội dung tính toán lựa chọn kiểu loại khớp nối trục nối giữa trục động cơ điện và trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc dựa trên mômen xoắn danh nghĩa và hệ số tải trọng động.
Phần 4: Tính toán thiết kế trục
Tính toán kết cấu hình học của các trục I, II, III:
- Xác định đường kính sơ bộ các đoạn trục theo mômen xoắn thuần túy.
- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ, vị trí lắp đặt bánh răng, đĩa xích và khớp nối.
- Tính toán phản lực tại các gối đỡ do lực ăn khớp bánh răng và lực căng xích gây ra.
- Lập biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$), mômen xoắn ($T$) và tính mômen tương đương để định kích thước chính xác tại các tiết diện nguy hiểm.
- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
Phần 5: Tính chọn then
Tính toán chọn kích thước then bằng theo tiêu chuẩn tương ứng với đường kính từng đoạn trục tại các vị trí lắp ghép then (vị trí lắp bánh răng, đĩa xích, nửa khớp nối); kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt.
Phần 6: Tính chọn ổ lăn
Lựa chọn loại ổ lăn (ổ côn hoặc ổ bi đỡ chặn cho trục có lực dọc trục như trục bánh răng côn, ổ bi đỡ cho các vị trí còn lại); tính toán phản lực hướng tâm, lực dọc trục và kiểm nghiệm thời hạn sử dụng của ổ theo khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $C_0$.
Phần 7: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục
Xác định phương pháp bôi trơn cho các bộ truyền bánh răng trong hộp (phương pháp bôi trơn ngâm dầu trong bể dầu) và bôi trơn các cụm ổ lăn (bằng mỡ hoặc dẫn dầu); lựa chọn độ nhớt và nhãn hiệu dầu bôi trơn công nghiệp.
Phần 8: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Tính toán kích thước kết cấu thân hộp và nắp hộp giảm tốc đúc bằng gang xám (chiều dày thành hộp, chiều dày gân tăng cứng, đường kính bu lông thân hộp, bu lông ghép nắp ổ, khoảng cách tâm các lỗ bu lông và kích thước gờ nắp).
Phần 9: Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép
Xác định hệ thống dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối ghép then, mối ghép then hoa, mối ghép ổ lăn với trục và thân hộp, mối ghép vành răng với moay-ơ; thể hiện đầy đủ cấu tạo trên bản vẽ lắp hộp giảm tốc.
Phần 10: Bản vẽ chế tạo
Xây dựng bản vẽ kỹ thuật chế tạo cho các chi tiết điển hình (trục, bánh răng) với đầy đủ kích thước, độ nhám bề mặt, sai lệch hình học và dung sai vị trí.
Phần 11: Đánh giá chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật
Phân tích sơ bộ về tính công nghệ trong chế tạo, khả năng lắp ráp, bảo trì, khối lượng kim loại và mức độ hiệu quả kinh tế của kết cấu hộp giảm tốc đã thiết kế.
Kết quả và đóng góp
Bảng tổng hợp thông số động lực học hệ thống
Toàn bộ các thông số động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động băng tải được tính toán đồng bộ như sau:
| Thông số |
Trục I (Trục vào) |
Trục II (Trục trung gian) |
Trục III (Trục ra) |
Trục IV (Trục công tác) |
| Vận tốc quay ($n$, vg/ph) |
1445,00 |
426,25 |
152,78 |
76,39 |
| Công suất ($P$, kW) |
8,316 |
7,900 |
7,590 |
6,900 |
| Mômen xoắn ($T$, Nmm) |
32.311 |
104.115 |
278.974 |
508.192 |
| Tỷ số truyền ($u$) |
$u_1 = 3,39$ (Bánh răng côn) |
$u_2 = 2,79$ (Bánh răng trụ) |
$u_{xích} = 2,00$ (Xích) |
— |
Các kết quả kỹ thuật chính
- Lựa chọn động cơ: Đã xác định được kiểu động cơ K132M4 với công suất $11\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $1500\text{ vg/ph}$ thỏa mãn hoàn toàn công suất yêu cầu ($8,4\text{ kW}$), điều kiện khởi động ($T_{mm}/T = 1,4 \le 2,0$) và điều kiện chống quá tải.
- Phân phối tỷ số truyền: Hệ thống đạt tỷ số truyền tổng $u_t = 18,9$, trong đó tỷ số truyền hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 9,45$ được phân phối khoa học thành $u_1 = 3,39$ và $u_2 = 2,79$ theo công thức tối ưu kích thước vỏ hộp của Đào Ngọc Biên, giúp hạn chế trọng lượng và kích thước toàn bộ cụm giảm tốc.
- Cơ tính và độ bền bộ truyền cấp nhanh:
- Sử dụng cặp bánh răng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng $HB_1 = 250$ và $HB_2 = 240$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng côn đạt $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép đạt $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$ và $[\sigma_{F2}] = 246,857\text{ MPa}$.
- Hệ số tuổi thọ mỏi tiếp xúc và mỏi uốn đều đạt giá trị giới hạn $K_{HL} = 1$ và $K_{FL} = 1$ do số chu kỳ làm việc vượt ngưỡng cơ sở ($N_{HE} = 5,62 \times 10^9 > N_{HO} \approx 1,71 \times 10^7$).
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế của tài liệu:
- Quá trình tính toán độ bền trong đồ án chủ yếu áp dụng phương pháp giải tích truyền thống theo các công thức thực nghiệm tĩnh và mỏi quy ước; chưa xét đến các yếu tố biến dạng nhiệt cục bộ của vỏ hộp và ảnh hưởng của dao động cộng hưởng trong điều kiện vận hành biến thiên liên tục.
- Phổ tải trọng được đơn giản hóa thành hai mức cố định ($100%$ và $80%$) theo thời gian chia đều $50% - 50%$, chưa phản ánh đầy đủ phổ tải động liên tục trong môi trường công nghiệp thực tế.
- Hướng phát triển mở rộng:
- Ứng dụng các phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất, biến dạng và độ cứng vững của kết cấu vỏ hộp và hệ trục dưới tác dụng của tải trọng tổng hợp.
- Mô phỏng động lực học hệ thống để đánh giá sự ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn trong điều kiện trục bị uốn và biến dạng gối đỡ.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án này có giá trị tham khảo chuyên môn thiết thực trong các phạm vi sau:
- Đối tượng học tập: Phù hợp cho sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện, Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ kỹ sư.
- Nội dung tham khảo trọng tâm:
- Trình tự mẫu chọn động cơ và tính toán công suất đẳng trị theo phổ tải bậc.
- Ứng dụng công thức phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp theo tiêu chuẩn tối ưu hóa kích thước vỏ hộp.
- Quy trình xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép và hệ số tuổi thọ của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
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 như thế nào?
Hệ thống sử dụng động cơ điện ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc mã hiệu K132M4. Các thông số kỹ thuật chính gồm: công suất định mức $11\text{ kW}$ (ở tần số $50\text{Hz}$), tốc độ quay định mức $1445\text{ vg/ph}$, hiệu suất làm việc $86,0%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, hệ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$, hệ số dòng điện khởi động $I_k/I_{dn} = 5,9$ và khối lượng tổng thể $72\text{ kg}$.
2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cho các bộ truyền thành phần ra sao?
Tỷ số truyền tổng của hệ thống là $u_t = 18,9$. Tỷ số này được phân phối gồm:
- Bộ truyền xích ngoài hộp: $u_{xích} = 2$.
- Khớp nối trục: $u_{kn} = 1$.
- Hộp giảm tốc hai cấp: $u_h = 9,45$, chia thành cấp nhanh (bánh răng côn) $u_1 = 3,39$ và cấp chậm (bánh răng trụ) $u_2 = 2,79$ dựa trên công thức thực nghiệm tối ưu kích thước vỏ hộp $u_2 \approx 1,32 \cdot \sqrt{u_h}$.
3. Cặp bánh răng côn cấp nhanh được thiết kế từ loại vật liệu nào và ứng suất cho phép là bao nhiêu?
Cả hai bánh răng đều được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện (thuộc nhóm vật liệu I có $HB \le 350$):
- Bánh răng nhỏ: Độ rắn bề mặt $HB_1 = 250$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
- Bánh răng lớn: Độ rắn bề mặt $HB_2 = 240$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép: $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$ và $[\sigma_{F2}] = 246,857\text{ MPa}$.
4. Tại sao hệ số tuổi thọ mỏi $K_{HL}$ và $K_{FL}$ của bộ truyền bánh răng côn lại được chọn bằng 1?
Hệ số tuổi thọ mỏi tiếp xúc ($K_{HL}$) và mỏi uốn ($K_{FL}$) được xác định bằng $1$ vì tổng số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trong toàn bộ thời gian phục vụ ($64800\text{ giờ}$) đạt $N_{HE} = N_{FE} = 5.618.160.000\text{ chu kỳ}$, lớn hơn nhiều so với số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở ($N_{HO1} \approx 1,71 \times 10^7$, $N_{HO2} \approx 1,55 \times 10^7$ và $N_{FO} = 4 \times 10^6$). Khi số chu kỳ tương đương vượt quá số chu kỳ cơ sở, đường cong mỏi chuyển sang trạng thái nằm ngang ổn định, giới hạn mỏi không đổi nên hệ số tuổi thọ lấy bằng $1$.
5. Hệ thống dẫn động băng tải làm việc theo chế độ tải trọng như thế nào?
Hệ thống vận hành $10\text{ năm}$ ($12\text{ tháng/năm}$, $24\text{ ngày/tháng}$, $2\text{ ca/ngày}$, $8\text{ giờ/ca}$) với đặc điểm tải trọng thay đổi theo chu kỳ hai bậc: giai đoạn $1$ chịu tải $T_1 = T$ trong $50%$ thời gian, giai đoạn $2$ chịu tải $T_2 = 0,8T$ trong $50%$ thời gian còn lại; tải trọng khi mở máy và quá tải đột ngột đạt $T_{mm} = T_{qt} = 1,4T$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Đặng Hữu Thiện đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế động học, động lực học và tính toán độ bền cho hệ thống dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp. Việc lựa chọn động cơ K132M4 và phân phối tỷ số truyền tối ưu đảm bảo sự cân bằng giữa độ tin cậy cơ khí và độ nhỏ gọn của kết cấu hộp. Toàn bộ các bước tính toán vật liệu và ứng suất tiếp xúc, uốn của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng đều bám sát các tiêu chuẩn tính toán thiết kế máy hiện hành, cung cấp tài liệu mẫu mực cho các học phần thiết kế cơ khí liên quan.
