Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án Cơ sở thiết kế máy của sinh viên Bùi Đức Huy (lớp 60CTM.NB, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Thủy Lợi, dưới sự hướng dẫn của ThS. Phạm Thanh Tùng) giải quyết bài toán tính toán và thiết kế kỹ thuật cho hệ thống dẫn động cơ khí vận hành băng tải tải hàng. Trong ngành kỹ thuật cơ khí, hệ thống dẫn động đóng vai trò trung gian truyền chuyển động và công suất từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành, đòi hỏi sự phối hợp đồng bộ giữa các bộ truyền ngoài và bộ truyền trong nhằm đáp ứng chính xác các thông số làm việc về tải trọng, tốc độ và điều kiện môi trường.
Mục tiêu tổng quát của đồ án là thiết lập quy trình tính toán động học, động lực học, kết cấu cơ khí và kiểm nghiệm độ bền cho từng chi tiết máy trong hệ thống dẫn động. Đồ án xác định bốn nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể được đánh số theo trình tự kỹ thuật:
- Chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán thiết kế các bộ truyền cơ khí, bao gồm bộ truyền đai ngoài và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng đặt trong hộp giảm tốc.
- Thiết kế kết cấu các trục truyền động, tính chọn mối ghép then và lựa chọn, kiểm nghiệm ổ lăn đỡ trục.
- Tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang và bố trí các chi tiết phụ trợ nhằm hoàn thiện kết cấu cơ khí.
Đối tượng nghiên cứu là hệ dẫn động băng tải cơ khí theo sơ đồ động học DO.5, bao gồm: động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp, khớp nối trục đàn hồi và tang quay kéo băng tải. Phạm vi nghiên cứu được xác định theo bộ số liệu thiết kế kỹ thuật đầu vào gồm:
- Lực kéo danh nghĩa trên băng tải: $F = 1850\text{ N}$.
- Vận tốc tuyến tính của băng tải: $v = 1,59\text{ m/s}$.
- Đường kính tang quay băng tải: $D = 220\text{ mm}$.
- Góc nghiêng của đường nối tâm bộ truyền đai ngoài: $180^\circ$.
- Thời gian phục vụ thiết kế: 3 năm, chế độ làm việc 320 ngày/năm, 2 ca/ngày, mỗi ca kéo dài 8 giờ (tổng thời gian vận hành tích lũy là 15.360 giờ).
- Đặc tính tải trọng: tải trọng tĩnh, làm việc êm, quay một chiều; môi trường phân xưởng không bụi và điều kiện bôi trơn được đảm bảo theo tiêu chuẩn.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Cơ sở lý thuyết của đồ án dựa trên các nguyên lý cơ bản của môn học Cơ sở thiết kế máy và Chi tiết máy theo hệ thống tài liệu tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam:
- Phương pháp xác định công suất, cân bằng năng lượng và hiệu suất truyền động qua các cặp tiếp xúc cơ khí (ổ lăn, đai thang, bánh răng, khớp nối đàn hồi).
- Khung lý thuyết tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F$) dựa trên đường cong mỏi tiếp xúc và mỏi uốn, xét đến các hệ số tập trung ứng suất, độ nhám bề mặt, vận tốc vòng và phân bố tải trọng dọc vành răng.
- Khung lý thuyết tính toán thiết kế trục theo độ bền mỏi dao động chu kỳ đối xứng và mạch động, kết hợp kiểm nghiệm bền tĩnh chống biến dạng dẻo dựa trên thuyết bền ứng suất tương đương ($\sigma_{td} \le [\sigma]$).
- Phương pháp kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ lăn theo chỉ tiêu tuổi thọ triệu vòng quay chịu tải trọng quy ước.
- Phương pháp kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt của mối ghép then bằng theo tiêu chuẩn TCVN.
Phương pháp nghiên cứu thực tế là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật giải tích kết hợp tra cứu thực nghiệm kỹ thuật cơ khí. Tác giả tiến hành tính toán lặp từng bước: tính toán động học để tìm số vòng quay và mô men xoắn; tính toán hình học bộ truyền; lập sơ đồ giải phóng liên kết và biểu đồ mô men nội lực không gian ($M_x, M_y, T$) cho các trục; từ đó tính toán kiểm nghiệm các chi tiết chịu lực. Nguồn dữ liệu tra cứu xuất phát từ các bảng số liệu thực nghiệm cơ tính vật liệu (thép C45, gang xám GX15-32), bảng tiêu chuẩn kích thước đai thang loại A, ổ bi đỡ một dãy và các công thức kinh nghiệm thiết kế vỏ hộp giảm tốc.
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Tác giả xác định công suất làm việc trên trục máy công tác theo lực kéo và vận tốc: $P_{lv} = (F \cdot v) / 1000 = 2,102\text{ kW}$. Hiệu suất truyền động chung của hệ thống được tính bằng tích số hiệu suất các cụm chi tiết: $$\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{kn} = 0,99^4 \times 0,95 \times 0,96 \times 1 = 0,88$$ Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định là $P_{ct} = P_{lv} / \eta = 2,102 / 0,88 = 2,38\text{ kW}$. Số vòng quay của trục tang quay băng tải đạt $n_{lv} = (60.000 \cdot v) / (\pi \cdot D) = (60.000 \times 1,59) / (\pi \times 220) \approx 84\text{ vg/ph}$. Với tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $u_{sb} = 12$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 84 \times 12 = 1008\text{ vg/ph}$.
Trên cơ sở đó, tác giả lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc mã hiệu 4A122MA8Y3 có số vòng quay đồng bộ $950\text{ vg/ph}$. Tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động là $u_t = 950 / 84 = 11,3$, được phân phối cụ thể: bộ truyền đai ngoài đạt $u_d = 2,5$, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc đạt $u_{br} = 4,48$. Kết quả tính toán động lực học trên các trục:
- Trục động cơ: $n_{đc} = 950\text{ vg/ph}$.
- Trục I (trục vào hộp giảm tốc): $n_1 = 377\text{ vg/ph}$.
- Trục II (trục ra hộp giảm tốc): $n_2 = 84\text{ vg/ph}$, công suất $P_2 = 2,123\text{ kW}$, mô men xoắn $T_2 = 241.561,94\text{ N.mm}$.
- Trục công tác: $n_{lv} = 84\text{ vg/ph}$, công suất $P_3 = 2,102\text{ kW}$.
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
Căn cứ công suất truyền và số vòng quay $950\text{ vg/ph}$, bộ truyền ngoài được chọn là đai thang loại A. Đường kính bánh đai nhỏ chủ động chọn $d_1 = 140\text{ mm}$, cho vận tốc vòng của đai $v = 6,96\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện vận tốc đai thường $v \le 25\text{ m/s}$). Đường kính bánh đai lớn bị dẫn chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 355\text{ mm}$. Khoảng cách trục sơ bộ lấy $a_{sb} = 355\text{ mm}$, chiều dài đai tính toán theo hình học đạt $L = 1600\text{ mm}$. Tần số chạy của đai tính được $i = 4,35\text{ s}^{-1} \le i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$.
Khoảng cách trục chính xác sau khi chọn chiều dài đai chuẩn là $a = 396,86\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 149,12^\circ \ge 120^\circ$. Số dây đai tính toán được xác định là $z = 2$ đai với các hệ số hiệu chỉnh: hệ số tải trọng động $K_đ = 1,2$, hệ số góc ôm $C_\alpha = 0,92$, hệ số chiều dài $C_l = 1$, hệ số tỉ số truyền $C_u = 1,135$. Chiều rộng vành bánh đai là $B = 35\text{ mm}$. Lực căng đai ban đầu trên mỗi nhánh đai là $F_0 = 178,66\text{ N}$ và lực tổng tác dụng lên trục I là $F_r = 1377,72\text{ N}$.
Chương III: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Vật liệu chế tạo cả hai bánh răng là thép C45 tôi cải thiện. Bánh răng dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn $HB_1 = 210\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$. Bánh răng bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn $HB_2 = 195\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định $[\sigma_H] = 448,5\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh 1 là $[\sigma_{F1}] = 214\text{ MPa}$, bánh 2 là $[\sigma_{F2}] = 196\text{ MPa}$.
Thông số ăn khớp cơ bản: mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$. Số răng bánh nhỏ chọn $Z_1 = 31$, số răng bánh lớn $Z_2 = 139$, tỉ số truyền thực tế $u_t = 139 / 31 = 4,48$ (sai lệch $\Delta u = 0%$). Khoảng cách trục chuẩn hóa $a_w = 170\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 51\text{ mm}$. Kích thước hình học bánh răng gồm:
- Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 62\text{ mm}$, $d_{w2} = 278\text{ mm}$.
- Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 64\text{ mm}$, $d_{a2} = 280\text{ mm}$.
- Đường kính chân răng: $d_{f1} = 59,5\text{ mm}$, $d_{f2} = 275,5\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cho kết quả $\sigma_H = 438,4\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 448,5\text{ MPa}$ (độ chênh lệch $2,3% < 10%$, đạt yêu cầu). Kiểm nghiệm độ bền uốn cho kết quả $\sigma_{F1} = 38,7\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$ và $\sigma_{F2} = 36,6\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (đạt yêu cầu). Các lực thành phần xuất hiện tại vùng ăn khớp: lực vòng $F_t = 1827,35\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 665,1\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$.
Chương IV: Tính toán thiết kế trục
Vật liệu chế tạo hai trục là thép C45 tôi cải thiện có ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \dots 30\text{ MPa}$. Tác giả phân tích các tải trọng tác dụng trong không gian: lực căng từ bộ truyền đai $F_d = 1377,72\text{ N}$ nằm ngang góc $180^\circ$, lực ăn khớp bánh răng ($F_{t1} = 1827,35\text{ N}, F_{r1} = 665,1\text{ N}$), và lực hướng tâm từ khớp nối đàn hồi trên trục II ($F_{rkn}$).
Đường kính ngõng trục sơ bộ xác định tại vị trí lắp ổ lăn: trục I có $d_I = 25\text{ mm}$, trục II có $d_{II} = 40\text{ mm}$. Qua việc lập phương trình cân bằng mô men và hình chiếu lực trên các mặt phẳng $Oxy$ và $Oxz$, đồ án giải các phản lực gối đỡ:
- Tại trục I: gối tựa 0 có $X_{10} = 2038,01\text{ N}$, $Y_{10} = 332,55\text{ N}$; gối tựa 1 có $X_{11} = 478,2\text{ N}$, $Y_{11} = 332,55\text{ N}$.
- Tại trục II: giải phản lực tương ứng từ lực ăn khớp và mô men xoắn $T_2 = 241.561,94\text{ N.mm}$.
Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục cho thấy hệ số an toàn uốn $s_\sigma$ và xoắn $s_\tau$ đều vượt qua giới hạn cho phép $[s] = 1,5 \dots 2,5$. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh cho thấy ứng suất tương đương trục I đạt $\sigma_{td1} = 36,42\text{ MPa}$, trục II đạt $\sigma_{td2} = 33,32\text{ MPa}$, đều nhỏ hơn giới hạn tĩnh cho phép $[\sigma] = 0,8 \cdot \sigma_{ch} = 272\text{ MPa}$, khẳng định trục không bị biến dạng dẻo khi vận hành.
Tính toán thiết kế then và ổ lăn
Mối ghép then bằng được lựa chọn và kiểm nghiệm theo TCVN tại bốn vị trí then trên hai trục:
- Tiết diện $D_{12}$ (đoạn lắp bánh đai trục I): kích thước then $b = 6\text{ mm}$, $h = 6\text{ mm}$, chiều dài $L_t = 42\text{ mm}$.
- Tiết diện $D_{13}$ (ngõng trục I): kích thước then $b = 8\text{ mm}$, $h = 7\text{ mm}$, chiều dài $L_t = 42\text{ mm}$.
- Tiết diện $D_{22}$ (đoạn lắp bánh răng trục II): kích thước then $b = 12\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, chiều dài $L_t = 68,4\text{ mm}$.
- Tiết diện $D_{23}$ (đoạn lắp khớp nối trục II): kích thước then $b = 10\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, chiều dài $L_t = 100\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm độ bền then: ứng suất dập cực đại xuất hiện tại tiết diện $D_{13}$ đạt $\sigma_d = 51,23\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$; ứng suất cắt cực đại tại $D_{22}$ đạt $\tau_c = 58,86\text{ MPa} \le [\tau_c] = 90\text{ MPa}$, xác nhận các mối ghép then bền.
Về ổ lăn, do lực dọc trục triệt tiêu ($F_a = 0$), tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy:
- Trục I ($d = 25\text{ mm}$): Chọn ổ bi đỡ cỡ trung ký hiệu 305 có $D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 17,6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 11,6\text{ kN}$. Khả năng tải động tính toán $C_d = 15,63\text{ kN} < C$; tải tĩnh quy ước $Q_t = 1,238\text{ kN} < C_0$.
- Trục II ($d = 40\text{ mm}$): Chọn ổ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ ký hiệu 700107 có $D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 25,6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 18,1\text{ kN}$. Khả năng tải động tính toán $C_d = 9,51\text{ kN} \le C$; tải tĩnh quy ước $Q_t = 1,243\text{ kN} < C_0$. Cả hai bộ ổ đều thỏa mãn điều kiện làm việc.
Chương VI: Kết cấu vỏ và các chi tiết phụ
Vỏ hộp giảm tốc đúc từ gang xám GX15-32 gồm nắp và thân ghép mặt bích ngang tâm trục. Kích thước kết cấu được xác định từ khoảng cách trục $a_w = 170\text{ mm}$:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03 \cdot a_w + 3 = 8\text{ mm}$.
- Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9 \cdot \delta = 7,2\text{ mm}$.
- Gân tăng cứng: chiều dày $e = 0,8 \cdot \delta = 6,5\text{ mm}$, chiều cao $h = 42\text{ mm}$, góc dốc $2^\circ$.
- Liên kết bu lông: 4 bu lông nền $d_1 = 17\text{ mm}$, bu lông cạnh ổ $d_2 = 12\text{ mm}$, bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = 12\text{ mm}$, vít ghép nắp ổ $d_4 = 8\text{ mm}$, vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 6\text{ mm}$.
- Khe hở cấu tạo: khoảng cách giữa đỉnh bánh răng lớn đến đáy hộp $\Delta_1 = 24\text{ mm}$, khoảng cách giữa mặt bên bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 9\text{ mm}$.
- Chi tiết phụ: sử dụng chốt định vị hình côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, chiều dài $L = 40\text{ mm}$ để cố định chính xác vị trí tương đối giữa thân và nắp; cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ có nút thông hơi phía trên bắt bằng 4 vít M8x22; vòng móc nâng hộp và nút tháo dầu dưới đáy.
Phần VII: Dung sai lắp ghép và bôi trơn
Chương này quy định chế độ lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối lắp then, bánh răng lên trục, vòng trong ổ lăn lắp có độ dôi với trục, và vòng ngoài ổ lăn lắp trung gian với lỗ thân vỏ để tạo điều kiện thuận lợi cho việc lắp ghép và bù giãn nở nhiệt. Chế độ bôi trơn quy định: bôi trơn bánh răng bằng phương pháp ngâm dầu trong thân hộp với mức ngâm sâu từ 1 đến 3 lần chiều cao răng; các ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng với lượng mỡ điền đầy khoảng $2/3$ khoang ổ, kết hợp vòng phớt chắn dầu ngăn bụi từ ngoài vào và chống thất thoát mỡ bôi trơn.
Kết quả và đóng góp
Đồ án hoàn thành bảng tổng hợp toàn bộ thông số kỹ thuật của hệ dẫn động băng tải:
| Tên cụm chi tiết | Thông số thiết kế chính | Giá trị nghiệm thu tính toán |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Ký hiệu / Số vòng quay đồng bộ | 4A122MA8Y3 / 950 vg/ph |
| Bộ truyền ngoài (Đai thang) | Loại tiết diện / Số dây đai | Tiết diện A / z = 2 đai |
| Kích thước bánh đai | Bánh dẫn $d_1$ / Bánh bị dẫn $d_2$ / Bề rộng $B$ | 140 mm / 355 mm / 35 mm |
| Khoảng cách trục đai | Khoảng cách trục $a$ / Góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1$ | 396,86 mm / 149,12° |
| Bộ truyền bánh răng trụ | Mô đun pháp $m$ / Góc nghiêng $\beta$ / Góc ăn khớp $\alpha_{tw}$ | 2 mm / 0° (răng thẳng) / 20° |
| Cặp bánh răng hộp giảm tốc | Số răng $Z_1, Z_2$ / Tỉ số truyền $u_{br}$ | 31 răng, 139 răng / 4,48 |
| Kích thước bánh răng | Khoảng cách trục $a_w$ / Bề rộng vành răng $b_w$ | 170 mm / 51 mm |
| Vật liệu cặp bánh răng | Nhãn thép / Nhiệt luyện | Thép C45 / Tôi cải thiện |
| Đường kính trục tại ổ lăn | Trục I ($d_I$) / Trục II ($d_{II}$) | 25 mm / 40 mm (Thép C45) |
| Cặp ổ lăn trục I | Ký hiệu ổ / Kích thước ($d \times D \times B$) | Ổ bi đỡ 305 / 25 × 62 × 17 mm |
| Cặp ổ lăn trục II | Ký hiệu ổ / Kích thước ($d \times D \times B$) | Ổ bi đỡ 700107 / 40 × 80 × 18 mm |
| Vỏ hộp giảm tốc | Vật liệu / Chiều dày thân $\delta$ / Nắp $\delta_1$ | Gang xám GX15-32 / 8 mm / 7,2 mm |
| Liên kết bu lông nền | Số lượng $Z$ / Đường kính bu lông $d_1$ | 4 bu lông / 17 mm |
Giải pháp kỹ thuật của đồ án thể hiện ở việc áp dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng giúp loại bỏ hoàn toàn lực dọc trục ($F_a = 0\text{ N}$). Giải pháp này cho phép hệ thống sử dụng các cụm ổ bi đỡ một dãy thông thường thay cho ổ đũa côn hoặc ổ đỡ chặn phức tạp, giúp đơn giản hóa kết cấu nắp ổ, giảm ma sát dọc trục và hạ giá thành chế tạo.
Đóng góp chính của đồ án là hoàn thiện một tập hồ sơ tính toán cơ khí hoàn chỉnh từ đầu vào tải trọng công tác đến các kích thước kết cấu chi tiết của hệ thống dẫn động băng tải, tuân thủ chặt chẽ các chỉ tiêu sức bền tiếp xúc, uốn, mỏi và ổn định tĩnh theo tiêu chuẩn thiết kế máy hiện hành.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Theo tự nhận xét của tác giả trong lời mở đầu văn bản, đồ án là bước tiếp cận thực hành thiết kế đầu tiên của khóa học, do đó phương án thiết kế đưa ra chưa phải là phương án tối ưu nhất về mặt kích thước hình học và chi phí chế tạo do hạn chế về kinh nghiệm thực tế của sinh viên. Phạm vi nghiên cứu dừng lại ở các phương trình bán thực nghiệm và sổ tay tra cứu tĩnh học, chưa đi sâu vào việc mô phỏng động lực học chuyển vị của trục dưới tải trọng biến đổi, chưa đánh giá phân bố nhiệt lượng phát sinh bên trong hộp giảm tốc khi hoạt động trong môi trường làm việc dài hạn.
Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp theo mà tác giả đề xuất là tiếp thu ý kiến góp ý của giảng viên bộ môn để hoàn thiện kiến thức thiết kế hệ thống dẫn động bánh răng trụ răng thẳng; đồng thời mở rộng năng lực tính toán sang các cấu hình hệ dẫn động cơ khí khác như hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng, hộp giảm tốc bánh răng nón, hoặc hệ thống truyền động trục vít - bánh vít.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo cụ thể cho sinh viên các ngành Kỹ thuật cơ khí, Cơ khí chế tạo máy và Kỹ thuật cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc làm tiền đề cho đồ án tốt nghiệp chuyên ngành cơ khí chế tạo.
Phần nội dung có giá trị tham khảo nổi bật nhất là quy trình thiết lập bài toán kiểm nghiệm trục trong không gian (Chương IV) và phương pháp xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 (Chương VI). Các bảng số liệu tính toán chi tiết về phản lực liên kết gối trục, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi uốn - xoắn và kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn cung cấp dữ liệu đối sánh trực tiếp cho các đề tài thiết kế hệ dẫn động có thông số tải trọng tương đương.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động mang ký hiệu gì và các thông số danh định ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc mang mã hiệu 4A122MA8Y3, có số vòng quay đồng bộ $950\text{ vg/ph}$, đáp ứng công suất tính toán trên trục công tác $P_{lv} = 2,102\text{ kW}$ với hiệu suất truyền động toàn hệ thống $\eta = 0,88$.
2. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc có những thông số hình học then chốt nào? Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 170\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 51\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 31$, số răng bánh lớn $Z_2 = 139$, tỉ số truyền thực tế $u_{br} = 4,48$, chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện.
3. Vì sao hệ thống trục có thể sử dụng ổ bi đỡ một dãy thay vì dùng ổ đũa côn hay ổ đỡ chặn? Do bộ truyền sử dụng bánh răng trụ răng thẳng với góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, lực dọc trục sinh ra triệt tiêu hoàn toàn ($F_a = 0\text{ N}$). Lực dọc trục kiểm tra trên trục đều thỏa mãn điều kiện $F_a \le 0,3 F_r$, vì vậy ổ bi đỡ một dãy (ký hiệu 305 trên trục I và 700107 trên trục II) đáp ứng đầy đủ yêu cầu về tải trọng động và tải trọng tĩnh theo tính toán kiểm nghiệm.
4. Kích thước và vật liệu vỏ hộp giảm tốc được xác định như thế nào trong đồ án? Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32 với cấu tạo hai nửa ghép bích. Chiều dày thân hộp được tính theo khoảng cách trục $a_w = 170\text{ mm}$ là $\delta = 0,03 \cdot a_w + 3 = 8\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp là $\delta_1 = 0,9 \cdot \delta = 7,2\text{ mm}$, liên kết đế hộp bằng 4 bu lông nền có đường kính $d_1 = 17\text{ mm}$.
5. Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của cặp bánh răng trụ có thỏa mãn điều kiện làm việc không? Ứng suất tiếp xúc tính toán của cặp bánh răng đạt $\sigma_H = 438,4\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 448,5\text{ MPa}$. Độ lệch giữa hai giá trị là $2,3%$, nằm trong khoảng sai lệch cho phép dưới $10%$, do đó bộ truyền đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc.
Kết luận
Đồ án Cơ sở thiết kế máy của tác giả Bùi Đức Huy đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế hệ dẫn động băng tải cơ khí gồm động cơ điện 4A122MA8Y3, bộ truyền đai thang loại A và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp khoảng cách trục 170 mm. Toàn bộ các kết cấu truyền động, hệ thống trục thép C45, then và ổ bi đỡ đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu bền mỏi, bền uốn, tiếp xúc và ổn định tĩnh. Văn bản cung cấp đầy đủ thông số hình học, dung sai lắp ghép và kích thước vỏ hộp gang xám GX15-32, tạo nguồn tài liệu kỹ thuật có giá trị thực hành cao cho công tác học tập và nghiên cứu thiết kế máy cơ khí.