Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí và Chế tạo máy, đồ án môn học Chi tiết máy giữ vai trò là học phần tổng hợp kiến thức cơ sở chuyên ngành nhằm rèn luyện phương pháp tính toán, thiết kế cấu tạo và nguyên lý làm việc của các bộ truyền, cụm chi tiết máy phục vụ chế tạo thực tế. Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho đề tài "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" (Đề số: 03), dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Văn Hiếu.

Bối cảnh kỹ thuật xuất phát từ yêu cầu vận hành của một hệ thống trạm dẫn động băng tải công nghiệp vận chuyển liên tục. Băng tải chịu tải trọng làm việc biến đổi theo bậc trong chu kỳ hoạt động $t_{ck} = 90\text{ s}$, cụ thể gồm 3 chế độ tải:

  • Chế độ 1: $T_1 = 1,0,T$ trong khoảng thời gian $t_1 = 20\text{ s}$.
  • Chế độ 2: $T_2 = 0,9,T$ trong khoảng thời gian $t_2 = 40\text{ s}$.
  • Chế độ 3: $T_3 = 0,6,T$ trong khoảng thời gian $t_3 = 30\text{ s}$.

Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế được xác định gồm các nội dung kỹ thuật bắt buộc:

  1. Tính toán động học toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí và lựa chọn động cơ điện phù hợp với công suất tương đương.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho bộ truyền ngoài và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc.
  3. Thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí (bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng cấp nhanh, bộ truyền bánh răng cấp chậm).
  4. Thiết kế hệ trục, tính toán then, chọn ổ lăn đỡ trục và chọn khớp nối liên kết trục máy công tác.
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, hệ thống bôi trơn, các chi tiết phụ định vị - kiểm tra và xác định chế độ lắp ghép tiêu chuẩn.
  6. Hoàn thành 01 bản thuyết minh tính toán chi tiết khổ giấy A4 và 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ giấy A0.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ khai triển (cấp nhanh răng thẳng, cấp chậm răng nghiêng), khớp nối và trục tang dẫn băng tải.
  • Phạm vi không gian & thời gian làm việc: Hệ thống vận hành 1 ca/ngày (8 giờ/ca), 300 ngày/năm (tương đương 2.400 giờ làm việc mỗi năm). Thông số đầu ra tại tang băng tải gồm: lực kéo băng tải $P = 3.700\text{ N}$, vận tốc chuyển động của băng tải $v = 1,6\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 320\text{ mm}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Đồ án được thực hiện dựa trên hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo máy, sổ tay thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn và các giáo trình chuyên ngành cơ khí:

  • Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng: Lý thuyết tiếp xúc Hertz, lý thuyết sức bền mỏi kim loại, phương pháp tính độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$ theo tiêu chuẩn TCVN/ISO; tiêu chuẩn profin răng thân khai TCVN 1065-71; tiêu chuẩn động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc vỏ nhôm/gang dòng 4A; tiêu chuẩn đai thang tiết diện A và ổ lăn công nghiệp.
  • Phương pháp tính toán kỹ thuật:
    • Phương pháp động học và động lực học: Xác định công suất tương đương $P_{td}$ dựa trên tích phân tải trọng thay đổi theo bậc, tính toán hiệu suất truyền dẫn tích hợp $\eta$, xác định dải số vòng quay sơ bộ và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho sơ đồ khai triển.
    • Phương pháp tính toán độ bền chi tiết máy: Xác định ứng suất cho phép theo chu kỳ cơ sở, hiệu chỉnh qua hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$), hệ số tải trọng động ($K_H, K_F$), hệ số phân bố tải trọng không đều ($K_{H\beta}, K_{F\beta}$) và hệ số hình dạng răng ($Y_F$).
    • Phương pháp giải tích cơ học kết cấu: Thiết lập sơ đồ đặt lực không gian 3 chiều ($Oxyz$), viết phương trình cân bằng mômen và lực cắt để tìm phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn; lập biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$, mômen xoắn $T$ và mômen tương đương $M_{td}$ theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất để xác định chính xác đường kính trục tại từng tiết diện nguy hiểm.
    • Phương pháp tra cứu sổ tay kỹ thuật: Sử dụng dữ liệu thực nghiệm tiêu chuẩn để tra bảng dung sai lắp ghép, kết cấu vỏ đúc, đường kính bu lông và kích thước then bằng.
  • Nguồn dữ liệu: Số liệu đề bài Đề số 03 và hệ thống bảng tra kỹ thuật cơ khí trong tài liệu chuyên ngành của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển ("Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí", ký hiệu [TL1]).

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

Chương 1 thực hiện các bước tính chọn nguồn động lực và xác định các thông số làm việc trên toàn bộ các trục truyền động:

  • Xác định công suất tính toán tương đương: Với lực vòng $P = 3.700\text{ N}$ và vận tốc $v = 1,6\text{ m/s}$, công suất lớn nhất trên trục công tác là $P = 5,92\text{ kW}$. Dựa trên chế độ tải thay đổi $T_1, T_2, T_3$, công suất tác dụng tương đương tính được là $P_{lv} = P_{td} = 4,69\text{ kW}$.
  • Hiệu suất hệ thống: Tính toán qua tích hiệu suất các bộ phận nối tiếp: hiệu suất đai $\eta_d = 0,955$, hiệu suất cặp bánh răng trụ $\eta_{br} = 0,98$, hiệu suất khớp nối $\eta_k = 0,985$, hiệu suất 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,993$. Tổng hiệu suất toàn hệ thống: $$\eta = \eta_d \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 = 0,955 \cdot (0,98)^2 \cdot 0,985 \cdot (0,993)^4 \approx 0,88$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{4,69}{0,88} = 5,33\text{ kW}$$
  • Xác định số vòng quay và chọn động cơ: Số vòng quay trục công tác $n_{lv} = \frac{60.000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60.000 \cdot 1,6}{3,14 \cdot 320} = 83,5\text{ vòng/phút}$. Chọn sơ bộ tỷ số truyền chung $u_{sb} = u_d \cdot u_h = 3 \cdot 8 = 24$, số vòng quay sơ bộ động cơ $n_{sb} = 83,5 \cdot 24 = 2.004\text{ vòng/phút}$. Động cơ được lựa chọn là loại 4A112M2Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2.922\text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải mở máy $T_{max}/T_{dn} = 2,0$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung thực tế $u_t = \frac{2.922}{83,5} = 35$. Chọn tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_d = 3,0$; tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = \frac{35}{3} = 11,7$. Theo công thức phân phối hộp giảm tốc khai triển ($u_1 = 1,2,u_2$), xác định được tỷ số truyền cấp nhanh $u_1 = 3,7$ và tỷ số truyền cấp chậm $u_2 = 3,1$.
Thông số động học Trục Động cơ Trục I (Hộp GT) Trục II (Trung gian) Trục III (Trục ra)
Tỷ số truyền ($u$) 1 3,0 3,7 3,1
Công suất ($P$, kW) 5,16 5,05 4,92 4,79
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 2.922 974 263,2 84,9
Mômen xoắn ($T$, Nmm) 16.864,5 49.514,9 178.518,2 538.804,5

Chương 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

1. Thiết kế bộ truyền đai thang

  • Lựa chọn thông số đai: Chọn loại đai thang có diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$, kích thước tiết diện $b = 17\text{ mm}$, $h = 10,5\text{ mm}$.
  • Kích thước bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 24,4\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện $v < v_{max} = 25\text{ m/s}$). Đường kính bánh đai lớn tính toán $d_2 = 489,8\text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai $d_{a1} = 168,4\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Chiều dài đai tiêu chuẩn được chọn $L = 2.500\text{ mm}$, tính toán khoảng cách trục chính xác $a = 721\text{ mm}$.
  • Số lượng đai và lực tác dụng: Số đai tính toán $z = 2$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục truyền là $F_r = F_d = 848,33\text{ N}$.

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

  • Đặc tính kết cấu & vật liệu: Sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. Vật liệu chế tạo hai bánh là thép 45 tôi cải thiện; bánh nhỏ đạt độ rắn $HB_1 = 250$, bánh lớn đạt $HB_2 = 235$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 490,9\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 248,9\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 140\text{ mm}$, môđun pháp $m = 1,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 19,04^\circ$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 36$, số răng bánh lớn $z_2 = 133$. Hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$. Chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền đều nằm trong giới hạn cho phép; kiểm nghiệm quá tải với $K_{qt} = 1$ đạt yêu cầu kỹ thuật.

3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

  • Đặc tính kết cấu & vật liệu: Sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nhằm tăng hệ số trùng khớp và giảm rung động khi mômen truyền lớn. Vật liệu thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_3 = 250$ và $HB_4 = 235$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma_{F3}] = 257,1\text{ MPa}$, bánh lớn $[\sigma_{F4}] = 241,7\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_w = 165\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 11^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,9^\circ$. Số răng bánh chủ động $z_3 = 36$, số răng bánh bị động $z_4 = 112$ (tỷ số truyền thực tế $u = 3,11$). Hệ số dịch chỉnh $x_3 = x_4 = 0$. Chiều rộng vành răng $b_w = 60,4\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Hệ số trùng khớp ngang đạt 1,73; các chỉ tiêu về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và khả năng chịu tải đỉnh đều đạt điều kiện bền mỏi.
Thông số hình học bộ truyền bánh răng Cấp nhanh (Răng thẳng) Cấp chậm (Răng nghiêng)
Khoảng cách trục ($a_w$, mm) 140 165
Môđun ($m$, mm) 1,5 2,0
Tỷ số truyền ($u$) 3,7 3,1
Số răng bánh nhỏ / bánh lớn ($z_1, z_2$ / $z_3, z_4$) 36 / 133 36 / 112
Góc nghiêng răng ($\beta$) $0^\circ$ $11^\circ$
Góc ăn khớp ($\alpha_{tw}$) $19,04^\circ$ $22,9^\circ$
Đường kính lăn ($d_{w1}, d_{w2}$ / $d_{w3}, d_{w4}$, mm) 50 / 229 73,6 / 225,16
Đường kính đỉnh răng ($d_{a1}, d_{a2}$ / $d_{a3}, d_{a4}$, mm) 57 / 234 84 / 228,3
Đường kính đáy răng ($d_{f1}, d_{f2}$ / $d_{f3}, d_{f4}$, mm) 45 / 222 68,3 / 223,2
Hệ số trùng khớp ngang 1,76 1,73

Chương 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối

Chương 3 trình bày các bước thiết kế hoàn chỉnh hệ thống trục, then, ổ lăn và khớp nối:

  • Vật liệu và đường kính sơ bộ: Toàn bộ 3 trục đều chế tạo từ thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \dots 25\text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ xác định: Trục I: $d_{sb1} = 20\text{ mm}$ (chiều rộng ổ lăn $b_{01} = 15\text{ mm}$); Trục II: $d_{sb2} = 30\text{ mm}$ ($b_{02} = 19\text{ mm}$); Trục III: $d_{sb3} = 45\text{ mm}$ ($b_{03} = 25\text{ mm}$).
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và mayơ:
    • Chiều dài mayơ bánh đai $l_{m1d} = 26\text{ mm}$, mayơ bánh răng $1$ là $l_{m11} = 30\text{ mm}$.
    • Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II: $l_{m22} = l_{m23} = 40\text{ mm}$.
    • Mayơ bánh răng 4 và mayơ khớp nối trên trục III: $l_{m34} = l_{m3k} = 70\text{ mm}$.
    • Khe hở cấu tạo: $k_1 = 10\text{ mm}$ (mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp), $k_2 = 10\text{ mm}$ (mặt mút ổ đến thành trong hộp), $k_3 = 15\text{ mm}$ (chi tiết quay đến nắp ổ), $k_4 = 10\text{ mm}$ (giữa các chi tiết quay), chiều cao nắp ổ $h_n = 15\text{ mm}$.
  • Phân tích lực tác dụng và vẽ biểu đồ nội lực: Lực căng đai ngoài $F_d = 848,33\text{ N}$ (hướng góc $\beta_n = 45^\circ$, thành phần $F_d\sin 45^\circ = 600\text{ N}$), lực khớp nối trục $F_k = 1.100\text{ N}$, kết hợp cùng các lực ăn khớp bánh răng (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$). Lập biểu đồ mômen uốn trên hai mặt phẳng vuông góc $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$.
  • Xác định chính xác đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn:
    • Trục I: Đoạn lắp ổ lăn 10: $d_{10} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng 1: $d_{11} = 32\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn 11: $d_{12} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh đai ngoài: $d_{13} = 28\text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn lắp ổ lăn 20 và 23: $d_{20} = d_{23} = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng nghiêng 3: $d_{21} = 38\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng thẳng 2: $d_{22} = 38\text{ mm}$.
    • Trục III: Đoạn lắp khớp nối: $d_{30} = 48\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn 30 và 31: $d_{31} = d_{33} = 50\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng 4: $d_{32} = 55\text{ mm}$.
  • Các nội dung liên quan: Chương 3 tính toán mối ghép then bằng truyền mômen xoắn tại các vị trí lắp bánh đai, bánh răng và khớp nối; kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục tại các tiết diện nguy hiểm; chọn ổ bi/ổ đũa đỡ chặn phù hợp với lực hướng tâm và lực dọc trục cho 3 trục; lựa chọn khớp nối đàn hồ trục ra.

Chương 4: Thiết kế vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp

Chương 4 hoàn thiện các chi tiết kết cấu định hình hộp giảm tốc và quy định kỹ thuật lắp ráp:

  • Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang xám, phân đôi bề mặt ghép qua tâm các trục (gồm thân hộp dưới và nắp hộp trên). Xác định chiều dày thành thân hộp, chiều dày nắp hộp, gân tăng cứng đáy và gối đỡ ổ, kích thước mặt bích ghép thân - nắp bằng bu lông.
  • Thiết kế các chi tiết phụ trợ:
    • Que thăm dầu: Bố trí tại vị trí nghiêng trên thân hộp để kiểm tra mức dầu bôi trơn định kỳ.
    • Chốt định vị: 02 chốt định vị hình côn đặt chéo góc nhằm cố định vị trí tương đối giữa thân và nắp trước khi gia công lỗ lắp ổ lăn.
    • Bu lông vòng: Bố trí trên đỉnh nắp hộp phục vụ việc móc cẩu nâng hạ trong quá trình vận chuyển và lắp đặt.
    • Nút thông hơi và nút tháo dầu: Nút thông hơi gắn trên nắp quan sát để cân bằng áp suất nhiệt bên trong vỏ hộp; nút tháo dầu có đệm kín bố trí tại đáy hộp trũng để xả cặn dầu bôi trơn.
  • Bôi trơn hệ thống: Bôi trơn ngâm dầu cho các cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc (dầu công nghiệp ngập chiều cao răng bánh lớn); bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng cho các ổ lăn gắn kèm vòng chắn dầu ngăn mỡ rò rỉ vào buồng ngâm dầu.
  • Xác định chế độ lắp ghép: Lựa chọn kiểu lắp có độ dôi tiêu chuẩn (như $H7/k6, H7/m6$) cho vị trí bánh răng gắn trên trục; kiểu lắp chuyển tiếp hoặc lỏng tiêu chuẩn ($H7/js6, k6/H7$) cho vòng trong/vòng ngoài ổ lăn và then bằng.

Thiết kế và triển khai hệ thống cơ khí

Cấu trúc hệ thống truyền động cơ khí của trạm dẫn động băng tải được thiết lập theo chuỗi liên kết:

[Động cơ điện 4A112M2Y3] 
[Trục I - Bánh răng thẳng nhỏ z1 = 36]
[Trục II - Bánh răng lớn z2 = 133 & Bánh răng nghiêng nhỏ z3 = 36]
[Trục III - Bánh răng nghiêng lớn z4 = 112]
[Tang dẫn động băng tải: D = 320 mm; v = 1,6 m/s]

Toàn bộ các thông số hình học và bố trí không gian đã được phối hợp chính xác qua các khoảng cách trục gối đỡ ($a_{w1} = 140\text{ mm}, a_{w2} = 165\text{ mm}$), khe hở cấu tạo trong vỏ hộp ($k_1 = k_2 = k_4 = 10\text{ mm}, k_3 = 15\text{ mm}$) nhằm đảm bảo khả năng gia công thực tế, tính công nghệ khi đúc vỏ và thuận tiện trong thao tác tháo lắp sửa chữa.

Kết quả triển khai được thể hiện trên 01 bản thuyết minh A4 bao quát toàn bộ lý thuyết tính toán và 01 bản vẽ lắp tổng thể A0 mô tả đầy đủ các hình chiếu cắt, bảng kê danh mục chi tiết, dung sai lắp ghép và bảng thông số kỹ thuật chính của hộp giảm tốc.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Tổng hợp thông số kỹ thuật của trạm dẫn động

Cụm kết cấu Đại lượng kỹ thuật Giá trị tính toán thiết kế
Nguồn động lực Động cơ điện xoay chiều 3 pha 4A112M2Y3 ($P = 5,5\text{ kW}, n = 2.922\text{ vg/ph}$)
Bộ truyền ngoài Bộ truyền đai thang 2 đai tiết diện A, $d_1 = 160\text{ mm}, d_2 = 489,8\text{ mm}, a = 721\text{ mm}$
Cấp nhanh (Hộp GT) Bánh răng trụ răng thẳng Thép 45 tôi cải thiện, $a_w = 140\text{ mm}, m = 1,5\text{ mm}, z_1 = 36, z_2 = 133$
Cấp chậm (Hộp GT) Bánh răng trụ răng nghiêng Thép 45 tôi cải thiện, $a_w = 165\text{ mm}, m = 2,0\text{ mm}, z_3 = 36, z_4 = 112, \beta = 11^\circ$
Hệ thống trục Kích thước trục tiêu chuẩn Trục I: $\varnothing 28 - \varnothing 32\text{ mm}$; Trục II: $\varnothing 35 - \varnothing 38\text{ mm}$; Trục III: $\varnothing 48 - \varnothing 55\text{ mm}$
Đầu ra hệ thống Thông số tại tang dẫn băng tải $P = 3.700\text{ N}, v = 1,6\text{ m/s}, D = 320\text{ mm}, n_{lv} = 83,5\text{ vg/ph}$

Đóng góp kỹ thuật tự nêu

  • Chuẩn hóa quy trình thiết kế hệ thống dẫn động: Xây dựng hệ thống tính toán tuần tự, chặt chẽ từ bài toán xác định động học, phân tích tải trọng bậc đến kiểm nghiệm bền chi tiết máy theo các công thức giải tích cơ học chuẩn xác.
  • Thống nhất hóa vật liệu và tính công nghệ: Lựa chọn thép 45 tôi cải thiện cho cả 2 cấp bánh răng và hệ trục, tạo điều kiện thuận lợi cho công tác cung ứng vật tư, tối ưu hóa quy trình nhiệt luyện và gia công cắt gọt trong điều kiện sản xuất cơ khí thực tế.
  • Đảm bảo tính tối ưu về kích thước và độ bền: Sự phối hợp giữa bộ truyền cấp nhanh răng thẳng và cấp chậm răng nghiêng giải quyết hài hòa bài toán giảm tiếng ồn, chịu mômen xoắn lớn ở trục ra ($T_3 = 538.804,5\text{ Nmm}$) đồng thời khống chế khoảng cách trục và kích thước bao hộp giảm tốc ở mức hợp lý.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Nghiên cứu dừng lại ở mức tính toán thiết kế giải tích trên cơ sở các hệ số tra bảng lý thuyết chuẩn hóa, chưa có điều kiện kiểm chứng thực nghiệm đo đạc rung động và nhiệt độ thực tế trên mẫu thử trạm dẫn động.
    • Chưa tiến hành phân tích biến dạng nhiệt của vỏ hộp và dầu bôi trơn khi hệ thống vận hành liên tục dài ngày trong môi trường công nghiệp có nhiệt độ cao.
    • Phân tích ứng suất trục và bánh răng dựa trên phương pháp sức bền truyền thống, chưa áp dụng mô phỏng số phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá trạng thái ứng suất cục bộ tại các góc lượn rãnh then và chân răng.
  • Hướng mở rộng/nghiên cứu tiếp:
    • Xây dựng mô hình 3D tham số hóa (Parametric 3D CAD) của toàn bộ trạm dẫn động và thực hiện mô phỏng động lực học, phân tích kết cấu (FEA) trên các phần mềm kỹ thuật số chuyên dụng.
    • Nghiên cứu bài toán tích hợp biến tần điều khiển tốc độ động cơ theo thời gian thực tương ứng với từng bậc tải trọng của băng tải nhằm nâng cao hiệu suất sử dụng năng lượng điện.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, 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.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí tại các nhà máy, xưởng chế tạo máy cần tài liệu tham khảo về quy trình phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp khai triển, tính toán kiểm nghiệm độ bền bánh răng trụ răng thẳng/nghiêng chịu tải thay đổi theo bậc và quy trình thiết kế trục, chọn ổ lăn tiêu chuẩn.

Các phần có giá trị tham khảo cao nhất trong đồ án bao gồm: phương pháp xử lý chế độ tải trọng thay đổi để quy đổi công suất tương đương ($P_{td}$); quy trình tính toán phân tích lực không gian $Oxyz$ trên hệ 3 trục; và bảng tổng hợp kích thước hình học tiêu chuẩn của các bộ truyền đai và bánh răng.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao động cơ điện được chọn là 4A112M2Y3 với công suất 5,5 kW trong khi công suất cần thiết tính toán chỉ là 5,33 kW?
Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính từ công suất tương đương chia cho hiệu suất toàn hệ thống là $P_{ct} = \frac{4,69}{0,88} = 5,33\text{ kW}$. Theo tiêu chuẩn động cơ không đồng bộ 3 pha dòng 4A, cấp công suất định mức tiêu chuẩn gần nhất và lớn hơn $5,33\text{ kW}$ tại dải số vòng quay đồng bộ $3.000\text{ vg/ph}$ là $5,5\text{ kW}$ (mã hiệu 4A112M2Y3, có tốc độ đồng bộ $3.000\text{ vg/ph}$, tốc độ quay định mức $2.922\text{ vg/ph}$). Việc chọn động cơ này đảm bảo hệ thống không bị quá tải nhiệt khi làm việc lâu dài.

2. Lý do lựa chọn cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng còn cấp chậm là bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc?
Cấp nhanh có vận tốc vòng lớn hơn ($v = 2,19\text{ m/s}$) nhưng mômen xoắn nhỏ ($T_1 = 49.514,9\text{ Nmm}$), việc dùng răng thẳng giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục ($F_a = 0$), giảm tải cho ổ lăn và đơn giản hóa việc chế tạo. Ngược lại, cấp chậm chịu mômen xoắn rất lớn ($T_2 = 178.518,2\text{ Nmm}$ và $T_3 = 538.804,5\text{ Nmm}$), việc sử dụng bánh răng nghiêng ($\beta = 11^\circ$) giúp tăng hệ số trùng khớp ($\varepsilon_\alpha = 1,73$), tăng khả năng chịu tải tiếp xúc và uốn, đồng thời giúp bộ truyền làm việc êm dịu, giảm va đập ở đầu ra.

3. Chế độ tải trọng thay đổi 3 bậc được đưa vào công thức tính toán độ bền mỏi của bánh răng như thế nào?
Chế độ tải thay đổi ($T_1=T, t_1=20\text{s}; T_2=0,9T, t_2=40\text{s}; T_3=0,6T, t_3=30\text{s}$) được dùng để tính số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương $N_{HE}$ và $N_{FE}$ theo công thức: $$N_{HE} = 60 \cdot c \cdot \sum \left(\frac{T_i}{T_{max}}\right)^m \cdot n_i \cdot t_i$$ Do tổng số chu kỳ làm việc tương đương tính toán trong thời gian vận hành ($19.200\text{ giờ}$) đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở ($N_{HE} > N_{HO}, N_{FE} > N_{FO}$), hệ số tuổi thọ của cả hai cấp bánh răng đều được xác định bằng $1,0$ ($K_{HL} = 1, K_{FL} = 1$).

4. Đường kính trục tại các đoạn lắp bánh răng, ổ lăn và khớp nối được phân bậc ra sao để đảm bảo điều kiện lắp ghép?
Để thuận tiện cho việc luồn và định vị các chi tiết quay dọc trục, đường kính trục được thiết kế phân bậc tăng dần từ ngoài vào trong:

  • Trục I: Bánh đai ngoài $\varnothing 28\text{ mm} \rightarrow$ Ổ lăn $\varnothing 30\text{ mm} \rightarrow$ Bánh răng nhỏ $\varnothing 32\text{ mm}$.
  • Trục II: Ổ lăn hai đầu $\varnothing 35\text{ mm} \rightarrow$ Thân trục lắp bánh răng 2 và 3 đạt $\varnothing 38\text{ mm}$.
  • Trục III: Khớp nối ra $\varnothing 48\text{ mm} \rightarrow$ Ổ lăn $\varnothing 50\text{ mm} \rightarrow$ Mayơ bánh răng lớn $\varnothing 55\text{ mm}$.

5. Vỏ hộp giảm tốc và các bộ phận quay được bôi trơn theo phương thức nào?
Bộ truyền bánh răng trong hộp được bôi trơn ngâm dầu trực tiếp trong vỏ hộp (mức dầu ngập chiều cao răng của bánh răng bị động cấp chậm). Đối với các ổ lăn đỡ trục, do vận tốc vòng ở mức trung bình - thấp và để tránh cặn mòn kim loại từ dầu bánh răng thâm nhập vào ổ, hệ thống sử dụng mỡ bôi trơn chuyên dụng được giữ trong buồng ổ bởi các vòng chắn dầu bằng nỉ/cao su.

Kết luận

Bản đồ án môn học Chi tiết máy đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán, thiết kế kỹ thuật trạm dẫn động băng tải đáp ứng đầy đủ các thông số đầu bài đề số 03 với lực kéo $3.700\text{ N}$ và vận tốc $1,6\text{ m/s}$. Toàn bộ các cụm chi tiết máy gồm động cơ điện 4A112M2Y3, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ khai triển và hệ thống trục - ổ - then - vỏ hộp đều được kiểm nghiệm thỏa mãn tuyệt đối các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, độ bền mỏi và quá tải. Kết quả đồ án cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh gồm thuyết minh tính toán chi tiết và bản vẽ lắp tổng thể A0, thể hiện tính ứng dụng cao và phương pháp luận thiết kế cơ khí chặt chẽ.