Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung bắt buộc trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành kỹ thuật cơ khí và cơ điện tử, nhằm trang bị kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Đề tài được triển khai dưới dạng đồ án môn học Chi tiết máy với tên gọi "Đồ án chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động băng tải" (Đề số V, Phương án 4), do sinh viên Lê Đức Hoàng (MSSV: 6051040031, Lớp Cơ điện tử - K60) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Hữu Chí tại Trường Đại học Giao thông Vận tải Phân hiệu tại Thành phố Hồ Chí Minh, hoàn thành vào tháng 9 năm 2021.
Nhiệm vụ trọng tâm của đồ án bao gồm các bước công việc kỹ thuật cụ thể:
- Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí: Xác định công suất tính toán, chọn động cơ điện phù hợp, phân phối tỉ số truyền cho các cấp truyền động và xác định công suất, mô-men xoắn, số vòng quay trên từng trục.
- Thiết kế chi tiết truyền động: Lựa chọn vật liệu chế tạo, tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải cho bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) và bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng).
- Thiết kế các chi tiết đỡ nối: Xác định kết cấu trục, tính toán khoảng cách gối đỡ, phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền và khớp nối, xác định đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm, kiểm nghiệm độ bền tĩnh và tính chọn then bằng.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ: Tính toán kích thước hình học của vỏ hộp giảm tốc, thiết kế các chi tiết định vị, bôi trơn, quan sát mức dầu và xác định chế độ dung sai lắp ghép.
- Xác định dung sai kích thước trục và trình bày hệ thống bản vẽ kỹ thuật theo tiêu chuẩn.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là trạm dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc hai cấp đồng trục. Phạm vi tính toán cơ sở đặt trong điều kiện tải trọng thay đổi, mô-men mở máy tác dụng trong thời gian ngắn (5 giây), chế độ làm việc gồm 2 ca mỗi ngày, mỗi ca 4 giờ, 300 ngày làm việc mỗi năm và thời hạn phục vụ là 4 năm.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế máy và các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành, dựa trên các giáo trình chuyên ngành như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, và Nguyên lý máy. Tiêu chuẩn Nhà nước TCVN 1065-71 được áp dụng để xác định biên dạng profin gốc với góc ăn khớp chuẩn $\alpha = 20^\circ$.
Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí truyền thống kết hợp giải tích và tra cứu thực nghiệm:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động: Xác định công suất làm việc trên trục công tác dựa trên lực kéo $F$ và vận tốc băng tải, tính toán công suất tương đương khi tải trọng thay đổi, tính hiệu suất chung của hệ thống để xác định công suất cần thiết trên trục động cơ điện.
- Phương pháp thiết kế bộ truyền bánh răng theo chỉ tiêu độ bền: Xác định khoảng cách trục sơ bộ dựa trên mô-men xoắn và ứng suất tiếp xúc cho phép; tiêu chuẩn hóa mô-đun pháp $m$; xác định số răng, góc nghiêng răng và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), độ bền uốn ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) cùng khả năng chịu tải tĩnh khi quá tải.
- Phương pháp thiết kế trục theo sức bền vật liệu: Xác định đường kính sơ bộ theo ứng suất xoắn cho phép; mô hình hóa trục thành các dầm tĩnh định trên hai gối đỡ để phân tích phản lực liên kết trong hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $yOz$ và mặt phẳng ngang $xOz$); vẽ biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn tổng; xác định đường kính tại các tiết diện theo mô-men tương đương; kiểm nghiệm độ bền mỏi dựa trên hệ số an toàn tổng hợp $S$ có xét đến hệ số tập trung ứng suất do rãnh then, chất lượng bề mặt và hệ số kích thước tuyệt đối; kiểm nghiệm độ bền tĩnh chống biến dạng dẻo khi mở máy.
- Phương pháp tra cứu bảng biểu: Dữ liệu tính toán sử dụng các bảng tra cứu hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng, hệ số cơ tính vật liệu, thông số tiêu chuẩn của ổ lăn, vòng đàn hồi và bu lông liên kết.
Thiết kế và triển khai
Hệ dẫn động trạm băng tải được xây dựng theo sơ đồ động học gồm: động cơ điện liên kết với trục I của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục qua khớp nối, bên trong hộp giảm tốc bố trí hai cấp bánh răng (cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm dùng bánh răng trụ răng thẳng), trục ra (trục III) liên kết với trục công tác của băng tải thông qua nối trục vòng đàn hồi.
Hệ thống được thiết kế với các thông số triển khai kỹ thuật:
- Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha kiểu DK63-6 có công suất định mức $10 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $960 \text{ vg/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,82$, tỉ số mô-men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và tỉ số mô-men khởi động $T_k/T_{dn} = 1,4$.
- Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: Khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 180 \text{ mm}$). Cấp nhanh sử dụng răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 13^\circ 32'$ ($13,54^\circ$) để tăng độ êm và khả năng chịu tải; cấp chậm dùng răng thẳng ($\beta = 0^\circ$).
- Kết cấu trục và gối đỡ: Cả ba trục (trục I, trục II, trục III) đều được chế tạo từ thép 45 thường hóa, tựa trên các gối đỡ ổ lăn đặt trong thân hộp giảm tốc đúc. Bánh răng và nửa khớp nối được cố định theo phương chu vi bằng then bằng tiêu chuẩn và định vị theo phương dọc trục bằng vai trục, bạc chặn hoặc vòng chặn đàn hồi.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Nội dung phần I tập trung xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản cho toàn bộ trạm dẫn động. Công suất làm việc trên trục máy được xác định:
$$P_{lv} = \frac{F \times 1,2}{1000} = 6,81 \text{ kW}$$
Do phụ tải thay đổi theo chu kỳ và mô-men khởi động tác dụng ngắn hạn (5 giây), công suất tính toán tương đương được xác định bằng $5,88 \text{ kW}$. Dựa trên hiệu suất của khớp nối ($\eta_k = 1$), bộ truyền bánh răng ($\eta_{br} = 0,98$) và ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), hiệu suất chung được tính toán để xác định công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 7,65 \text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính là $n_{sb} = 917,14 \text{ vg/ph}$. Kết hợp điều kiện công suất ($P_{đc} \ge 7,65 \text{ kW}$) và mô-men mở máy, tác giả lựa chọn động cơ DK63-6 ($10 \text{ kW}$, $960 \text{ vg/ph}$).
Tỉ số truyền chung của hệ thống:
$$u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{960}{65,51} = 14,65$$
Tác giả chọn tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc $u_h = 15$. Với hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, tỉ số truyền được phân phối đều cho hai cấp:
$$u_1 = u_2 = \sqrt{15} = 3,87$$
Sai số tỉ số truyền thực tế so với yêu cầu là:
$$\Delta u = \frac{|15 - 14,65|}{14,65} \times 100% = 2,23% \le 4%$$
Mức sai số này nằm trong giới hạn cho phép của thiết kế cơ khí.
Bảng tổng hợp thông số động học trên các trục:
| Thông số |
Động cơ |
Trục I |
Trục II |
Trục III |
| Tỉ số truyền $u$ |
- |
1 |
3,87 |
3,87 |
| Công suất $P$ (kW) |
7,65 |
7,65 |
3,71 |
7,2 |
| Số vòng quay $n$ (v/ph) |
960 |
960 |
248,06 |
64,1 |
| Mô-men xoắn $T$ (Nmm) |
76101,56 |
76101,56 |
142830,36 |
1072698,9 |
Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động
Tác giả chọn vật liệu cho cả hai bộ truyền bánh răng là thép 45 tôi cải thiện:
- Bánh dẫn (bánh nhỏ): Giới hạn bền $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$, độ rắn $HB_1 = 245$.
- Bánh bị dẫn (bánh lớn): Giới hạn bền $\sigma_b = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$, độ rắn $HB_2 = 230$.
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ xác định được $[\sigma_H]_1 = 509,09 \text{ MPa}$ và $[\sigma_H]_2 = 481,82 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ là $[\sigma_F]_1 = 236,57 \text{ MPa}$.
Thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục tính toán và quy chuẩn: $a_w = 180 \text{ mm}$.
- Mô-đun tiêu chuẩn: $m = 2 \text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 37$ răng, $Z_2 = 143$ răng. Tỉ số truyền thực tế $u_m = 143/37 = 3,86$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 72 \text{ mm}$. Hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0$, $x_2 = 0$.
- Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 74 \text{ mm}$, $d_2 = 286 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 78 \text{ mm}$, $d_{a2} = 290 \text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 69 \text{ mm}$, $d_{f2} = 281 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 398,35 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 457,7 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 92,72 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 244,09 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 90,21 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$. Bộ truyền thỏa mãn các điều kiện bền mỏi và quá tải.
Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
- Do kết cấu hộp đồng trục, khoảng cách trục chọn $a_{w1} = a_{w2} = 180 \text{ mm}$.
- Mô-đun pháp: $m_n = 2 \text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 36$ răng, $Z_2 = 139$ răng. Tỉ số truyền $u_m = 139/36 = 3,86$.
- Góc nghiêng răng tính lại chính xác: $\beta = 13,54^\circ = 13^\circ 32'$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 54 \text{ mm}$. Hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0$, $x_2 = 0$.
- Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 74,06 \text{ mm}$, $d_2 = 285,95 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 78,06 \text{ mm}$, $d_{a2} = 289,95 \text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 69,06 \text{ mm}$, $d_{f2} = 280,95 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 379,62 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,7 \text{ MPa}$. Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 110,45 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 244,09 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 107,46 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$. Kiểm nghiệm quá tải đạt yêu cầu an toàn.
Bảng so sánh thông số hình học của hai cấp bộ truyền:
| Thông số |
Ký hiệu |
Cấp nhanh (Răng nghiêng) |
Cấp chậm (Răng thẳng) |
| Khoảng cách trục |
$a_w$ |
180 mm |
180 mm |
| Mô-đun |
$m$ ($m_n$) |
2 mm |
2 mm |
| Tỉ số truyền |
$u$ |
3,86 |
3,86 |
| Góc nghiêng răng |
$\beta$ |
$13,54^\circ$ ($13^\circ 32'$) |
$0^\circ$ |
| Số răng bánh nhỏ / lớn |
$Z_1 / Z_2$ |
36 / 139 |
37 / 143 |
| Chiều rộng vành răng |
$b_w$ |
54 mm |
72 mm |
| Đường kính chia $d_1 / d_2$ |
$d$ |
74,06 mm / 285,95 mm |
74,00 mm / 286,00 mm |
| Đường kính đỉnh $d_{a1} / d_{a2}$ |
$d_a$ |
78,06 mm / 289,95 mm |
78,00 mm / 290,00 mm |
| Đường kính đáy $d_{f1} / d_{f2}$ |
$d_f$ |
69,06 mm / 280,95 mm |
69,00 mm / 281,00 mm |
Phần III: Thiết kế các chi tiết đỡ nối
Vật liệu chế tạo cả ba trục là thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \dots 30 \text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ các trục được tính toán:
- Trục I: $d_1 \ge 27,65 \text{ mm}$, chọn sơ bộ $d_1 = 30 \text{ mm}$; chiều rộng ổ lăn tương ứng $b_{01} = 19 \text{ mm}$.
- Trục II: $d_2 \ge 31,9 \text{ mm}$, chọn sơ bộ $d_2 = 35 \text{ mm}$; chiều rộng ổ lăn tương ứng $b_{02} = 21 \text{ mm}$.
- Trục III: $d_3 \ge 52,83 \text{ mm}$ (tính toán sơ bộ ban đầu lấy $\ge 58,16 \text{ mm}$), chọn sơ bộ $d_3 = 60 \text{ mm}$; chiều rộng ổ lăn tương ứng $b_{03} = 31 \text{ mm}$.
Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục:
- Bộ truyền cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1028,4 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 395,91 \text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 247,65 \text{ N}$.
- Bộ truyền cấp chậm: Lực vòng $F_{t3} = F_{t4} = 3860,28 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r3} = F_{r4} = 1405,02 \text{ N}$; lực dọc trục bằng 0.
- Khớp nối đàn hồi trên trục I có đường kính chốt $D_t = 90 \text{ mm}$; khớp nối trên trục III có $D_t = 125 \text{ mm}$, tạo ra lực tác dụng lên trục $F_{k4} = 3500 \text{ N}$.
Tác giả lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng đứng ($yOz$) và ngang ($xOz$), từ đó tính toán mô-men uốn tổng và mô-men tương đương tại từng tiết diện:
- Trục I: Đường kính tại ngõng trục lắp then và gối đỡ $B$ được xác định an toàn; chọn $d_D = 25 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền mỏi tại tiết diện lắp ổ lăn ($d_B = 30 \text{ mm}$, rãnh then $b = 8 \text{ mm}$, $t_1 = 4 \text{ mm}$) cho hệ số an toàn uốn $S_{\sigma B} = 17,66$, xoắn $S_{\tau B} = 10,05$, hệ số an toàn tổng hợp $S = 8,73 \ge [S] = 1,5 \dots 2,5$.
- Trục II: Đường kính tại các đoạn trục được xác định lần lượt; chọn $d_D = 35 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền mỏi tại tiết diện lắp bánh răng 3 ($d_C = 40 \text{ mm}$, rãnh then $b = 12 \text{ mm}$, $t_1 = 5 \text{ mm}$) cho hệ số an toàn $S_{\sigma C} = 3,34$, $S_{\tau C} = 12,19$, hệ số an toàn tổng hợp $S = 3,22 \ge [S] = 1,5 \dots 2,5$.
- Trục III: Đường kính tại vị trí nguy hiểm nhất đạt yêu cầu; chọn $d_D = 65 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền mỏi tại tiết diện lắp ổ lăn 3 ($d_C = 70 \text{ mm}$, rãnh then $b = 20 \text{ mm}$, $t_1 = 7,5 \text{ mm}$) cho hệ số an toàn $S_{\sigma C} = 10,01$, $S_{\tau C} = 8,76$, hệ số an toàn tổng hợp $S = 6,59 \ge [S] = 1,5 \dots 2,5$.
Kiểm nghiệm độ bền tĩnh chống quá tải đột ngột khi mở máy cho thấy ứng suất tương đương tại các tiết diện nguy hiểm đều nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma] = 0,8 \times \sigma_{ch} = 0,8 \times 340 = 272 \text{ MPa}$.
Phần IV: Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ
Phần này nêu các bước tính toán và thiết kế các thông số hình học cho vỏ hộp giảm tốc đúc, bao gồm:
- Thiết kế chiều dày thành thân hộp và thành nắp hộp theo công thức thực nghiệm phụ thuộc vào khoảng cách trục lớn nhất ($a_w = 180 \text{ mm}$).
- Xác định đường kính và vị trí các bu lông thân hộp, bu lông ghép nắp và thân, bu lông nắp ổ, bu lông vòng nâng.
- Bố trí các chi tiết phụ trợ: Chốt định vị hình côn để cố định vị trí tương quan giữa nắp và thân hộp; que thăm dầu kết hợp lỗ thông hơi để kiểm tra mức dầu bôi trơn và thoát nhiệt khí nén; nút tháo dầu dưới đáy hộp.
- Xác định phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các cặp bánh răng ăn khớp và bôi trơn mỡ cho các cụm ổ lăn.
- Lựa chọn dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, mối ghép ngõng trục với vòng trong ổ lăn, vòng ngoài ổ lăn với lỗ vỏ hộp.
Phần V: Tính dung sai kích thước trục
Tác giả lập chuỗi kích thước và tra cứu cấp chính xác, trị số sai lệch giới hạn và độ dôi/độ hở cho các đoạn trục lắp ghép:
- Dung sai mối ghép then bằng với rãnh trục và rãnh may-ơ bánh răng.
- Dung sai lắp ghép ngõng trục với vòng trong ổ lăn theo hệ thống lỗ cơ bản (mối ghép trung gian hoặc có độ dôi nhẹ).
- Dung sai lắp ghép vòng ngoài ổ lăn với thân hộp theo hệ thống trục cơ bản.
- Dung sai lắp ghép đầu trục dẫn và đầu trục ra với nửa khớp nối đàn hồi.
Kết quả và đóng góp
Đồ án hoàn thành trọn vẹn bộ hồ sơ tính toán thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động băng tải với các kết quả cụ thể:
- Đã lựa chọn cấu hình động cơ điện DK63-6 ($10 \text{ kW}$, $960 \text{ vg/ph}$) đảm bảo công suất yêu cầu ($P_{ct} = 7,65 \text{ kW}$) và khả năng khởi động quá tải với hệ số an toàn mở máy $T_k/T_{dn} = 1,4$.
- Phân phối chính xác tỉ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục ($u_1 = u_2 = 3,87$), khống chế sai số tỉ số truyền thực tế ở mức $2,23%$, đáp ứng tiêu chuẩn sai số kỹ thuật ($\le 4%$).
- Thiết kế thành công hai cặp bánh răng đồng khoảng cách trục $a_w = 180 \text{ mm}$ cùng mô-đun $m = 2 \text{ mm}$: Cặp cấp nhanh răng nghiêng ($\beta = 13,54^\circ$, $Z_1 = 36$, $Z_2 = 139$, $b_w = 54 \text{ mm}$) và cặp cấp chậm răng thẳng ($\beta = 0^\circ$, $Z_1 = 37$, $Z_2 = 143$, $b_w = 72 \text{ mm}$). Cả hai cặp đều thỏa mãn độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền quá tải.
- Xác định kết cấu hình học của ba trục và kiểm nghiệm bền mỏi, bền tĩnh: Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đạt $S = 8,73$ (trục I), $S = 3,22$ (trục II), $S = 6,59$ (trục III), đều vượt yêu cầu cho phép ($[S] = 1,5 \dots 2,5$). Ứng suất tĩnh lúc quá tải nằm trong giới hạn đàn hồi của thép 45 thường hóa ($< 272 \text{ MPa}$).
Về mặt đóng góp cá nhân, đồ án cung cấp quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí đồng trục hoàn chỉnh, kết hợp đồng bộ giữa tính toán lý thuyết giải tích và chuẩn hóa kích thước theo tiêu chuẩn chế tạo máy.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Tác giả tự nhận định trong lời nói đầu: Đồ án là bước làm quen đầu tiên với công việc thiết kế kỹ thuật tổng hợp, với khối lượng kiến thức lớn nên trong quá trình tính toán khó tránh khỏi những thiếu sót nhất định và chưa nắm vững hoàn toàn một số phần chuyên sâu.
Dựa trên nội dung văn bản, đồ án có các giới hạn kỹ thuật:
- Mới dừng lại ở phương pháp tính toán giải tích truyền thống theo các công thức thực nghiệm trong giáo trình, chưa ứng dụng các công cụ tính toán số hiện đại hoặc mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá trường ứng suất và biến dạng thực tế của trục và vỏ hộp.
- Chưa khảo sát ảnh hưởng dao động xoắn và phân tích nhiệt chi tiết của hộp giảm tốc khi làm việc liên tục trong môi trường công nghiệp thực tế.
- Hướng hoàn thiện có thể mở rộng là lập trình tự động hóa quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy và xây dựng mô hình 3D tham số hóa để tối ưu hóa khối lượng kết cấu vỏ hộp và trục.
Giá trị tham khảo
Đồ án có giá trị tham khảo chuyên môn cho:
- Sinh viên các ngành Cơ điện tử, Kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp có liên quan đến trạm dẫn động băng tải.
- Kỹ sư thiết kế máy cơ sở cần tài liệu mẫu về quy trình tính toán hộp giảm tốc hai cấp đồng trục từ bước chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền, tính bánh răng, tính trục, kiểm nghiệm then và ổ lăn đến tính chọn dung sai lắp ghép.
- Các phần đáng tham khảo nhất trong tài liệu là phương pháp tính toán đồng khoảng cách trục ($a_w = 180 \text{ mm}$) cho hai cấp truyền động khác nhau (răng nghiêng và răng thẳng) và các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi chi tiết trên trục có xét đầy đủ các hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và trạng thái bề mặt.
Câu hỏi thường gặp
1. Loại động cơ nào được lựa chọn cho hệ dẫn động và tại sao?
Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha DK63-6 có công suất $10 \text{ kW}$ và tốc độ quay $960 \text{ vg/ph}$. Loại động cơ này thỏa mãn điều kiện công suất định mức lớn hơn công suất cần thiết ($P_{đc} = 10 \text{ kW} \ge P_{ct} = 7,65 \text{ kW}$), vận tốc quay gần với số vòng quay sơ bộ tính toán ($917,14 \text{ vg/ph}$), hệ số mở máy $T_k/T_{dn} = 1,4$ đáp ứng yêu cầu thắng mô-men cản ban đầu và có tính kinh tế.
2. Tại sao khoảng cách trục của hai cấp bánh răng trong đồ án đều bằng 180 mm?
Vì sơ đồ động học của trạm dẫn động sử dụng hộp giảm tốc hai cấp đồng trục. Đặc điểm hình học bắt buộc của hộp giảm tốc đồng trục là khoảng cách trục của cấp nhanh ($a_{w1}$) và cấp chậm ($a_{w2}$) phải bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 180 \text{ mm}$) để đảm bảo trục đầu vào (trục I) và trục đầu ra (trục III) nằm trên cùng một đường tâm.
3. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục được lựa chọn là gì?
- Bánh răng: Cả hai cấp đều dùng thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$. Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_b = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$.
- Trục: Cả ba trục đều chế tạo từ thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$ và ứng suất cho phép khi kiểm nghiệm tĩnh $[\sigma] = 272 \text{ MPa}$.
4. Hệ số an toàn về độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục là bao nhiêu?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S$ tại các tiết diện nguy hiểm lần lượt là:
- Trục I (tiết diện lắp ổ lăn $B$, đường kính $30 \text{ mm}$): $S = 8,73$.
- Trục II (tiết diện lắp bánh răng 3 tại điểm $C$, đường kính $40 \text{ mm}$): $S = 3,22$.
- Trục III (tiết diện lắp ổ lăn 3 tại điểm $C$, đường kính $70 \text{ mm}$): $S = 6,59$.
Tất cả các giá trị đều lớn hơn khoảng hệ số an toàn cho phép $[S] = 1,5 \dots 2,5$, chứng minh các trục đảm bảo an toàn về mỏi trong suốt thời gian làm việc.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" của sinh viên Lê Đức Hoàng là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, thực hiện đúng quy trình tính toán động học, động lực học và độ bền cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục. Toàn bộ các thông số từ công suất động cơ, kích thước hình học bánh răng, đường kính trục, kích thước then đến kết cấu vỏ hộp đều được tính toán nhất quán, kiểm nghiệm qua các chỉ tiêu bền mỏi, bền uốn, tiếp xúc và quá tải theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu cụ thể và rõ ràng, là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật cho sinh viên kỹ thuật cơ khí và cơ điện tử khi nghiên cứu môn học Chi tiết máy.
