Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung trọng tâm trong chương trình đào tạo kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, đóng vai trò cầu nối giữa lý thuyết cơ sở kỹ thuật với thực tiễn sản xuất. Đồ án giải quyết bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công nghiệp – một thiết bị vận chuyển liên tục được ứng dụng rộng rãi trong các dây chuyền sản xuất, kho vận và chế biến nguyên vật liệu. Bối cảnh kỹ thuật đòi hỏi hệ thống phải đảm bảo khả năng truyền động ổn định, kích thước kết cấu nhỏ gọn, chi phí chế tạo hợp lý và độ tin cậy cao dưới chế độ tải trọng thay đổi.

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động cơ khí cho trạm dẫn động băng tải theo các thông số kỹ thuật được giao (Phương án 1). Để hoàn thành mục tiêu này, tác giả xác định bốn nhiệm vụ nghiên cứu và tính toán kỹ thuật cụ thể:

  1. Tính toán động học toàn hệ thống, xác định công suất cần thiết và lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn phù hợp với điều kiện làm việc.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc; xác định mômen xoắn và số vòng quay trên từng trục.
  3. Thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí: tính toán kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải cho bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.
  4. Thiết kế hệ thống trục và các chi tiết đỡ nối: xác định đường kính trục sơ bộ và chính xác, kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh; lựa chọn then, ổ lăn, khớp nối đàn hồi; thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, các chi tiết phụ trợ và xác định chế độ bôi trơn, dung sai lắp ghép.

Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (cấp nhanh phân đôi) và khớp nối trục đàn hồi liên kết với trục tang băng tải. Phạm vi thông số kỹ thuật của đề tài được giới hạn theo Phương án 1:

  • Lực kéo băng tải: $F = 6500\text{ N}$.
  • Vận tốc vòng của băng tải: $v = 0,45\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn: $D = 320\text{ mm}$.
  • Chế độ tải trọng thay đổi gồm ba mức: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 4\text{ h}$; $T_2 = 0,8T$ trong $t_2 = 3\text{ h}$; $T_3 = 0,6T$ trong $t_3 = 1\text{ h}$ (tổng thời gian làm việc 1 ca là 8 giờ/ngày).
  • Thời gian phục vụ thiết kế: 4 năm (300 ngày làm việc/năm, 1 ca/ngày).
  • Đặc tính làm việc: quay một chiều, tải trọng êm, có va đập nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án được triển khai dựa trên nền tảng lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ thống dẫn động cơ khí theo giáo trình chuẩn của các tác giả Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. Lý thuyết ứng suất tiếp xúc Hertz và lý thuyết độ bền uốn chân răng được ứng dụng xuyên suốt trong quá trình kiểm nghiệm bánh răng. Tiêu chuẩn nhà nước TCVN 1065-71 được sử dụng để định hình profin răng thân khai tiêu chuẩn với góc biên dạng gốc $\alpha = 20^\circ$. Phương pháp kiểm nghiệm trục dựa trên thuyết bền mỏi với hệ số an toàn tổng hợp tính theo ứng suất pháp và ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ.

Phương pháp nghiên cứu thực tế gồm các bước tính toán giải tích kết hợp tra cứu sổ tay tiêu chuẩn kỹ thuật:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng và hiệu suất: Xác định công suất làm việc trên trục tang, công suất yêu cầu của động cơ qua hiệu suất các cụm truyền động và ổ lăn.
  • Phương pháp phân tích động học hệ dẫn động: Phân chia tỷ số truyền chung theo tiêu chí bôi trơn ngâm dầu tối ưu và kích thước vỏ hộp nhỏ gọn.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi và biến dạng: Sử dụng các công thức giải tích xác định ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc trên răng, xác định tải trọng động ăn khớp và hệ số tập trung ứng suất trên các tiết diện nguy hiểm của trục.
  • Phương pháp cân bằng tĩnh học không gian: Phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền lên hệ trục thành các thành phần lực tiếp tuyến ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$), lực dọc trục ($F_a$); lập các phương trình cân bằng mômen và lực cắt trên hai mặt phẳng đứng ($yOz$) và ngang ($xOz$) để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, từ đó vẽ biểu đồ nội lực mômen uốn tổng và mômen xoắn.

Nguồn dữ liệu tính toán bao gồm bảng số liệu đề bài Phương án 1, các phụ lục tra cứu động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, bảng kích thước tiêu chuẩn đai thang hình học (TCVN), bảng cơ tính vật liệu thép kết cấu cacbon C45 và thép 45 tôi cải thiện, cùng bảng kích thước tiêu chuẩn cho then bằng, ổ lăn và chi tiết phụ hộp giảm tốc.

Nội dung chính theo từng chương

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

Chương 1 thực hiện các bước tính toán nền tảng nhằm lựa chọn nguồn động lực và xác lập trạng thái động học cho toàn bộ hệ thống. Công suất làm việc trên trục máy công tác được xác định: $$P_{lv} = \frac{F \times v}{1000} = \frac{6500 \times 0,45}{1000} = 2,925\text{ kW}$$

Hiệu suất chung của trạm dẫn động được tính qua tích hiệu suất các bộ phận: $\eta = \eta_{đai} \cdot \eta_{bánh_răng}^4 \cdot \eta_{ổ_lăn}^3 \cdot \eta_{khớp_nối} = 0,95 \cdot (0,98)^4 \cdot (0,99)^3 \cdot 1 \approx 0,8$. Số vòng quay của trục tang băng tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \times v}{\pi \times D} = \frac{60000 \times 0,45}{\pi \times 320} \approx 26,86\text{ vòng/phút}$$

Với tỷ số truyền sơ bộ định hướng $u_t \approx 30$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} \approx 805,8\text{ vòng/phút}$. Dựa trên điều kiện công suất định mức $P_{đc} \ge P_{ct}$ và số vòng quay đồng bộ, tác giả tra bảng chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc:

  • Ký hiệu: 4A112MA6Y3.
  • Công suất định mức: $P_{đc} = 3\text{ kW}$.
  • Tốc độ quay định mức: $n_{đc} = 945\text{ vòng/phút}$.
  • Hiệu suất $\eta% = 81%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,76$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T = 1$, tỷ số mômen tới hạn $T_K/T_{đn} = 2$.

Tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống là $u_c = 945 / 26,86 = 35,18$. Tác giả chọn tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài hộp $u_đ = 3$, suy ra tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 11,73$. Phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn: cấp chậm $u_{ch} = 3,06$, cấp nhanh $u_{nh} = 3,83$; tính chuẩn hóa lại tỷ số truyền đai đạt $u_đ = 3,03$.

Đại lượng / Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục trung gian) Trục III (Trục ra HGT)
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 3,03$ $u_{nh} = 3,83$ $u_{ch} = 3,06$
Tốc độ quay ($n$, vòng/phút) 945,00 315,00 82,25 26,88
Công suất ($P$, kW) 3,00 3,22 3,12 3,03
Mômen xoắn ($T$, N.mm) 30.317,46 97.319,05 362.261,40 1.076.506,70

Chương 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

Nội dung chương 2 giải quyết trọn vẹn việc tính toán thiết kế ba cụm truyền động cơ khí chính:

  1. Bộ truyền đai thang ngoài hộp: Chọn loại đai hình thang thường tiết diện Б. Đường kính bánh đai dẫn $d_1 = 125\text{ mm}$ (vận tốc đai $v = 6,19\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$). Đường kính bánh đai bị dẫn tiêu chuẩn $d_2 = 355\text{ mm}$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 3,33%$. Chiều dài đai tiêu chuẩn được chọn $l = 1600\text{ mm}$, khoảng cách trục xác định lại $a = 355\text{ mm}$. Góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 147^\circ 47' > 120^\circ$. Số đai tính toán $Z = 2$ sợi. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$. Lực căng ban đầu của một đai $F_0 = 232,82\text{ N}$ và lực tác dụng lên trục $F_r = 894,72\text{ N}$.

  2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Bố trí theo sơ đồ hai cặp bánh răng đối xứng (sơ đồ phân đôi). Vật liệu chế tạo hai bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bánh nhỏ $HB_1 = 245$, bánh lớn $HB_2 = 220$. Khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 125\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 32^\circ$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 22$, bánh lớn $z_2 = 84$, tỷ số truyền thực $u_1 = 3,81$. Chiều rộng vành răng $b_w = 48,75\text{ mm}$. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đạt $\sigma_H = 472,32\text{ MPa} < [\sigma_H] = 509\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 59,91\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 58,29\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 226\text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải đều thỏa mãn điều kiện an toàn.

  3. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm: Vật liệu đồng nhất thép 45 tôi cải thiện ($HB_1 = 245, HB_2 = 220$). Khoảng cách trục $a_{w2} = 236\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$. Số răng bánh nhỏ $z_3 = 39$, bánh lớn $z_4 = 119$, tỷ số truyền thực $u_2 = 3,05$. Chiều rộng vành răng $b_{w2} = 70,8\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H < [\sigma_H] = 321,45\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 96,14\text{ MPa} < 252\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 93,54\text{ MPa} < 226\text{ MPa}$.

Thông số hình học và cơ học Cấp nhanh (Răng nghiêng phân đôi) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục ($a_w$, mm) 125 236
Môđun pháp ($m$, mm) 2 3
Góc nghiêng răng ($\beta$) $32^\circ$ $0^\circ$
Số răng bánh dẫn / bánh bị dẫn ($z_1 / z_2$) 22 / 84 39 / 119
Tỷ số truyền thực ($u$) 3,81 3,05
Chiều rộng vành răng ($b_w$, mm) 48,75 70,80
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ($d_{w1}$, mm) 51,76 115,68
Đường kính vòng lăn bánh lớn ($d_{w2}$, mm) 198,24 353,98
Ứng suất tiếp xúc thực tế / cho phép ($\sigma_H / [\sigma_H]$, MPa) 472,32 / 509,00 Thỏa mãn / 321,45
Ứng suất uốn bánh nhỏ / cho phép ($\sigma_{F1} / [\sigma_{F1}]$, MPa) 59,91 / 252,00 96,14 / 252,00

Chương 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối

Chương 3 tập trung vào hệ thống kết cấu mang tải trọng phức tạp nhất của hộp giảm tốc:

  • Tính toán tải trọng tác dụng: Vật liệu chế tạo ba trục là thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, độ rắn $HB = 170 \div 217$. Lực ăn khớp trên bánh răng cấp nhanh gồm lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 3761,12\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1882,67\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 894,72\text{ N}$. Lực ăn khớp bánh răng cấp chậm gồm $F_{t3} = F_{t4} = 6237,28\text{ N}$, $F_{r3} = F_{r4} = 2270,18\text{ N}$, $F_{a3} = F_{a4} = 0\text{ N}$. Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên đầu trục I là $F_r = 894,72\text{ N}$ nghiêng góc $45^\circ$.
  • Xác định kích thước trục: Tính toán sơ bộ xác định đường kính ngõng trục vào $d_1 \ge 31,89\text{ mm}$ (chọn sơ bộ $35\text{ mm}$), trục II $d_2 \ge 45\text{ mm}$, trục III $d_3 \ge 60\text{ mm}$. Thiết lập khoảng cách giữa các gối đỡ căn cứ theo chiều dài mayơ bánh đai ($l_{mbd} = 50\text{ mm}$), mayơ bánh răng và khớp nối ($l_{mkn} = 100\text{ mm}$), kết hợp các khoảng hở vỏ hộp ($k_1 = 15\text{ mm}, k_2 = 5\text{ mm}, k_3 = 10\text{ mm}$).
  • Xác định đường kính chính xác theo mômen uốn - xoắn tương đương:
    • Trục I: Vị trí lắp bánh đai $d_{10} = 28\text{ mm}$; vị trí lắp ổ lăn $d_{11} = d_{14} = 30\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_{12} = d_{13} = 35\text{ mm}$.
    • Trục II: Vị trí lắp bánh răng nghiêng $d_{21} = d_{23} = 45\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng thẳng $d_{22} = 50\text{ mm}$; ngõng ngỗng lắp ổ lăn $d_{20} = d_{24} = 40\text{ mm}$.
    • Trục III: Vị trí lắp bánh răng lớn cấp chậm $d_{31} = 65\text{ mm}$; vị trí ngõng trục lắp ổ lăn $d_{30} = d_{32} = 60\text{ mm}$; đầu trục lắp khớp nối $d_{33} = 60\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm với giá trị cho phép $[s] = 2$. Trên Trục I: tiết diện 1-1 tại ngõng ổ lăn đạt $s = 15,91$; tiết diện 1-2 tại vị trí bánh răng 1 đạt $s = 3,64$; tiết diện 1-3 tại vị trí bánh răng 2 đạt $s = 3,70$. Trên Trục II: tiết diện nguy hiểm 2-1 đạt $s = 3,68$. Toàn bộ các tiết diện đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi dài hạn.
  • Tính chọn ổ lăn, then và khớp nối: Lựa chọn then bằng theo tiêu chuẩn kích thước trục để cố định bánh răng và bánh đai; tính chọn ổ bi đỡ - chặn và ổ bi đỡ phục vụ định vị trục; tính chọn khớp nối trục đàn hồi liên kết trục III với tang dẫn.

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

Chương 4 hoàn thiện thiết kế kết cấu vỏ hộp và các trang thiết bị phụ trợ phục vụ vận hành:

  • Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Chọn vỏ hộp đúc bằng gang xám, mặt ghép nắp và thân hộp nằm ngang đi qua tâm các đường tâm trục để thuận tiện cho việc lắp ráp và điều chỉnh khe hở ổ lăn. Bề dày thành thân hộp và thành nắp hộp được tính toán theo kích thước khoảng cách trục lớn nhất ($a_{w2} = 236\text{ mm}$), có bố trí các gân tăng cứng nhằm tăng độ cứng vững và giảm rung động.
  • Các chi tiết phụ của hộp: Bố trí que thăm dầu dạng que cắm tại đáy hộp để kiểm tra mức dầu bôi trơn; sử dụng 2 chốt định vị hình côn để cố định chính xác vị trí tương quan giữa nắp hộp và thân hộp trước khi gia công lỗ bao ổ; thiết kế cửa thăm có nắp đậy trên đỉnh nắp hộp phục vụ việc quan sát ăn khớp và châm dầu; lắp đặt nút thông hơi giải phóng áp suất khí sinh ra khi hộp làm việc; trang bị nút tháo dầu ở điểm thấp nhất của đáy hộp có rãnh chứa cặn.
  • Phương án bôi trơn:
    • Bôi trơn trong hộp: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng. Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng bánh lớn cấp nhanh, mức dầu cao nhất ngập khoảng 1/3 đến 1/6 bán kính bánh răng lớn cấp chậm.
    • Bôi trơn ổ lăn: Áp dụng bôi trơn bằng mỡ kỹ thuật nhờ có vòng chắn dầu ngăn không cho dầu bôi trơn bánh răng lẫn mạt kim loại tràn vào khoang ổ lăn.
  • Chế độ lắp ghép: Xác định dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối ghép quan trọng trong hộp: lắp bánh răng lên trục theo chế độ lắp có độ dôi nhẹ (hoặc lắp trung gian chặt); lắp vòng trong ổ lăn lên ngõng trục theo mối ghép $k6$ hoặc $m6$; lắp vòng ngoài ổ lăn vào lỗ thân hộp theo mối ghép $H7$ hoặc $Js7$; lắp then trên rãnh trục theo mối ghép có độ dôi để chống rung giật.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu mang lại một bộ hồ sơ tính toán thiết kế hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải, cung cấp đầy đủ các số liệu kỹ thuật định lượng và giải pháp kết cấu cụ thể:

Hạng mục thiết kế Thông số kỹ thuật chủ yếu đã tính toán
Động cơ điện Ký hiệu 4A112MA6Y3, công suất định mức $3\text{ kW}$, tốc độ $945\text{ vòng/phút}$
Bộ truyền đai Đai thang loại Б, số đai $Z = 2$, đường kính đai $d_1 = 125\text{ mm}, d_2 = 355\text{ mm}, a = 355\text{ mm}$
Hộp giảm tốc Hai cấp bánh răng trụ, tổng tỷ số truyền $u_h = 11,73$ (cấp nhanh $u_{nh} = 3,81$; cấp chậm $u_{ch} = 3,05$)
Bánh răng cấp nhanh Răng nghiêng phân đôi đối xứng, $a_{w1} = 125\text{ mm}, m = 2\text{ mm}, \beta = 32^\circ, z_1 = 22, z_2 = 84$
Bánh răng cấp chậm Răng thẳng, $a_{w2} = 236\text{ mm}, m = 3\text{ mm}, \beta = 0^\circ, z_3 = 39, z_4 = 119$
Hệ thống trục Thép C45 thường hóa; đường kính làm việc các trục từ $28\text{ mm}$ đến $65\text{ mm}$, hệ số bền mỏi $s \ge 3,64$

Đồ án đề xuất các giải pháp kỹ thuật hợp lý trong bố trí động học và kết cấu:

  • Sơ đồ cấp nhanh phân đôi: Việc phân đôi hai cặp bánh răng nghiêng bố trí đối xứng trên Trục I và Trục II giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên các gối đỡ ổ lăn của cụm bánh răng này, đồng thời phân chia tải trọng làm giảm mômen uốn cục bộ và kích thước chiều rộng vành răng.
  • Bảo vệ hệ thống qua bộ truyền đai: Đặt bộ truyền đai thang ở vị trí đầu vào (nối giữa động cơ và trục vào hộp giảm tốc) vừa đóng vai trò giảm tốc sơ bộ, vừa đóng vai trò cơ cấu an toàn nhờ khả năng trượt trơn khi xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột, bảo vệ động cơ điện không bị cháy.
  • Nối trục đàn hồi đầu ra: Sử dụng khớp nối trục đàn hồi liên kết giữa trục III và tang băng tải nhằm hấp thụ các dao động, va đập từ cơ cấu công tác và bù đắp các sai số lệch trục phát sinh trong quá trình lắp dựng cụm máy.

Đóng góp tự thân của tác giả thể hiện ở việc hệ thống hóa toàn bộ chu trình tính toán cơ khí từ phân tích tải trọng, động học đến kiểm nghiệm bền mỏi đa yếu tố trên các tiết diện trục nguy hiểm, tạo cơ sở cho việc thiết lập bản vẽ kỹ thuật chế tạo cơ khí chính xác.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo tự nhận định của tác giả trong lời nói đầu, do là lần đầu tiên làm quen với khối lượng kiến thức tổng hợp của môn học Chi tiết máy nên báo cáo còn tồn tại những mảng kiến thức chưa thực sự sâu sắc và khó tránh khỏi sai sót trong việc tối ưu hóa kích thước. Báo cáo dừng lại ở việc tính toán tĩnh học và giải tích truyền thống theo các công thức kinh nghiệm trong sổ tay thiết kế, chưa ứng dụng các công cụ mô phỏng phần mềm hiện đại để kiểm chứng trường ứng suất và biến dạng.

Từ phạm vi nghiên cứu và hạn chế hiện có, hướng phát triển tiếp theo của đề tài bao gồm:

  • Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên các phần mềm kỹ thuật (như ANSYS, SolidWorks Simulation) để kiểm nghiệm biến dạng uốn, độ cứng vững của trục và phân bố ứng suất trên vỏ hộp giảm tốc dưới tải trọng làm việc thực tế.
  • Tối ưu hóa đa mục tiêu kết cấu hộp giảm tốc nhằm giảm thiểu khối lượng vật liệu kim loại đúc và tối ưu kích thước bao của trạm dẫn động.
  • Lập quy trình công nghệ gia công cơ khí chi tiết cho các chi tiết điển hình trong hộp (trục răng, bánh răng, thân hộp giảm tốc) nhằm gắn kết việc tính toán thiết kế với thực tiễn gia công cắt gọt.

Giá trị tham khảo

Báo cáo đồ án môn học Chi tiết máy này là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp có nội dung về hệ thống truyền động băng tải.
  • Các kỹ thuật viên, kỹ sư cơ khí mới vào nghề cần tra cứu quy trình tính toán động học, phương pháp phân tích lực tác dụng không gian trên các trục bánh răng và phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi nhiều tiết diện.

Các nội dung có giá trị tham khảo chuyên sâu nhất trong văn bản gồm:

  • Bảng quy trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn TCVN.
  • Phương pháp cân bằng lực, lập phương trình phản lực gối đỡ và tính hệ số an toàn bền mỏi chi tiết cho từng đoạn trục nguy hiểm tại Chương 3.
  • Các quy cách tiêu chuẩn hóa kích thước vỏ hộp đúc và giải pháp bố trí bôi trơn phân tách giữa bộ truyền bánh răng và cụm ổ lăn tại Chương 4.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được tính chọn cho hệ thống dẫn động băng tải có mã hiệu và thông số kỹ thuật cụ thể là gì?
Động cơ điện được chọn là loại không đồng bộ ba pha 4A112MA6Y3, công suất định mức $P_{đc} = 3\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 945\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 81%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,76$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T = 1$ và tỷ số mômen khởi động tới hạn $T_K/T_{đn} = 2$.

2. Tại sao bộ truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc lại sử dụng kết cấu bánh răng nghiêng phân đôi đối xứng?
Cấp nhanh sử dụng kết cấu phân đôi với hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng nhằm triệt tiêu các lực dọc trục ($F_{a1}, F_{a2}$) tác dụng lên ổ lăn của Trục I và Trục II, giúp phân phối đều tải trọng, giảm bề rộng của từng vành răng và giảm áp lực lên thân trục.

3. Kích thước hình học cơ bản và số sợi đai của bộ truyền đai thang ngoài hộp được tính toán ra sao?
Bộ truyền đai sử dụng đai thang loại Б với số lượng $Z = 2$ đai. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 355\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 355\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 1600\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 147^\circ 47'$ và chiều rộng vành bánh đai $B = 44\text{ mm}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi trên các tiết diện nguy hiểm của Trục I có đáp ứng yêu cầu kỹ thuật không?
Toàn bộ các tiết diện nguy hiểm trên Trục I đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi với hệ số an toàn thực tế lớn hơn nhiều so với hệ số cho phép $[s] = 2$: tại tiết diện 1-1 (ngõng lắp ổ lăn) đạt $s = 15,91$; tại tiết diện 1-2 (lắp bánh răng 1) đạt $s = 3,64$; tại tiết diện 1-3 (lắp bánh răng 2) đạt $s = 3,70$.

5. Giải pháp bôi trơn cho bộ truyền bánh răng và các cụm ổ lăn trong hộp giảm tốc được thiết kế như thế nào?
Bộ truyền bánh răng trong hộp được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu trong bể chứa đáy hộp; các cụm ổ lăn trên các trục được bôi trơn riêng biệt bằng mỡ kỹ thuật thông qua việc lắp đặt các vòng chắn dầu nhằm ngăn ngừa mạt kim loại và cặn dầu từ bánh răng xâm nhập vào ổ.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy về thiết kế trạm dẫn động băng tải đã giải quyết trọn vẹn và logic chuỗi bài toán tính toán kỹ thuật cơ khí theo đúng quy trình từ động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy. Bằng việc phân phối tỷ số truyền hợp lý giữa bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp phân đôi, hệ thống đạt hiệu suất chung xấp xỉ 0,8 với công suất động cơ 3 kW đáp ứng đầy đủ yêu cầu lực kéo $6500\text{ N}$ ở vận tốc $0,45\text{ m/s}$. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn mặt răng và hệ số an toàn bền mỏi trên các trục đều nằm trong giới hạn cho phép theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Hồ sơ tính toán cung cấp đầy đủ luận cứ và cơ sở số liệu đáng tin cậy cho việc lập bản vẽ chế tạo và lắp ráp trạm dẫn động trong thực tế.