Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí chế tạo máy và Cơ khí - Động lực tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên, học phần Cơ sở thiết kế máy đóng vai trò then chốt trong việc tổng hợp kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền vật liệu và dung sai lắp ghép. Tài liệu này là đồ án môn học chuyên ngành thực hiện nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho máy công tác (băng tải) sử dụng động cơ điện thông qua hệ thống truyền động kết hợp đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp và bộ truyền xích.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác lập dựa trên các thông số tải trọng và động học ban đầu:

  1. Xác định công suất làm việc trên trục công tác $P_{lv} = 2,4 \text{ kW}$ và công suất tương đương $P_{tđ} = 2,18 \text{ kW}$.
  2. Số vòng quay làm việc của trục công tác (tang băng tải) $n_{lv} = 76,4 \text{ vòng/phút}$.
  3. Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  4. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai hình thang) nối trục động cơ với trục I của hộp giảm tốc.
  5. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng một cấp) nối trục I và trục II.
  6. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp thứ hai (bộ truyền xích con lăn) nối trục II với trục công tác.
  7. Thiết kế kết cấu trục, xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục chịu tải (Trục I).

Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang loại A, hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp che kín, bộ truyền xích ống - con lăn một dãy và hệ trục đỡ mang bánh răng, bánh đai. Phạm vi tính toán bao gồm toàn bộ quá trình tính toán động học, động lực học, kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền mỏi của các chi tiết máy theo các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Hệ thống phương pháp và cơ sở lý thuyết áp dụng trong đồ án dựa trên giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống (theo tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của các tác giả Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Nguyễn Trọng Hiệp):

  • Lý thuyết động học và truyền động cơ khí: Xác định hiệu suất tổng thể của hệ thống dựa trên hiệu suất từng bộ phận thành phần gồm khớp nối ($\eta_k = 1$), bộ truyền bánh răng trụ ($\eta_{br} = 0,97$), bộ truyền xích ($\eta_x = 0,92$), bộ truyền đai thang ($\eta_đ = 0,955$) và các cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$). Từ đó xác định công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ của động cơ.
  • Lý thuyết tính toán truyền động ma sát (Bộ truyền đai): Tính toán dựa trên khả năng kéo, điều kiện tránh trượt trơn, xác định kích thước tiết diện đai theo tiêu chuẩn, kiểm nghiệm góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$ và tần số vòng chạy $i \le 10 \text{ s}^{-1}$.
  • Lý thuyết tính toán truyền động ăn khớp (Bộ truyền xích và Bánh răng):
    • Tính toán độ bền tiếp xúc của răng đĩa xích, kiểm nghiệm số lần va đập bản lề xích và hệ số an toàn mỏi.
    • Tính toán bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, kiểm nghiệm khả năng chịu tải trọng quá tải đột ngột với hệ số quá tải $K_{qt} = 1,4$.
  • Lý thuyết sức bền vật liệu và thiết kế trục: Xác định đường kính trục sơ bộ theo mômen xoắn thuần túy, định vị khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay, lập sơ đồ tải trọng trong hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy$ và $Oxz$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực liên kết, tính mômen uốn tổng hợp và mômen tương đương $M_{tđ}$, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S \ge [S]$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và tập trung ứng suất.

Nội dung chính theo từng phần thiết kế

Phần I: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Quá trình chọn động cơ xuất phát từ công suất làm việc $P_{lv} = 2,4 \text{ kW}$ và hiệu suất chung của hệ thống dẫn động: $$\eta_{ht} = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot (\eta_{ol})^3 = 0,955 \times 0,97 \times 0,92 \times (0,99)^3 \approx 0,828$$

Tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống được xác định qua tích các tỷ số truyền thành phần: chọn sơ bộ $u_{br} = 4$, $u_đ = 3,56$, $u_x = 2,6$, suy ra $u_{sb} = 3,56 \times 4 \times 2,6 = 37,024$. Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ: $$n_{sb} = n_{lv} \times u_{sb} = 76,4 \times 37,024 \approx 2828,6 \text{ vòng/phút}$$

Dựa trên bảng tra thông số động cơ điện không đồng bộ ba pha dãy 4A (bảng P-1.3), tác giả chọn kiểu động cơ 4A90L2Y3 với các thông số định mức:

  • Công suất định mức: $P_{đc} = 3,0 \text{ kW}$
  • Vận tốc quay định mức: $n_{đc} = 2838 \text{ vòng/phút}$
  • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$; Hiệu suất $\eta = 84,5%$
  • Khả năng quá tải: $T_{max}/T_{dn} = 2,2$; Tỷ số mômen khởi động: $T_k/T_{dn} = 2,0$

Tỷ số truyền tổng thực tế của hệ thống: $$u_{tổng} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2838}{76,4} = 37,14$$

Tỷ số truyền được phân bổ cho các bộ truyền: $u_đ = 3,56$; $u_{br} = 4$; suy ra $u_x = \frac{37,14}{3,56 \times 4} = 2,6$.

Từ tỷ số truyền và hiệu suất từng cấp, các thông số động học và lực trên các trục được xác định cụ thể:

  • Trục động cơ: $n_0 = 2838 \text{ v/p}$; $P_0 = 2,66 \text{ kW}$; $T_0 = 8951,02 \text{ Nmm}$.
  • Trục I: $n_I = \frac{2838}{3,56} = 797,2 \text{ v/p}$; $P_I = 2,54 \text{ kW}$; $T_I = 30427,75 \text{ Nmm}$.
  • Trục II: $n_{II} = \frac{797,2}{4} = 199,3 \text{ v/p}$; $P_{II} = 2,44 \text{ kW}$; $T_{II} = 116919,22 \text{ Nmm}$.
  • Trục công tác: $n_{ct} = \frac{199,3}{2,6} = 76,7 \text{ v/p}$; $P_{ct} = 2,18 \text{ kW}$; $T_{ct} = 271578,1 \text{ Nmm}$.

Phần II: Tính toán và thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai được đặt giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc. Thông số đầu vào: $P_1 = 2,66 \text{ kW}$, $n_1 = 2838 \text{ v/p}$, $T_1 = 8951,02 \text{ Nmm}$.

  1. Chọn loại đai và tiết diện đai: Dựa vào đồ thị công suất và vòng quay, chọn loại đai hình thang thường tiết diện A với kích thước: $b_t = 11 \text{ mm}$, $b = 13 \text{ mm}$, $h = 8 \text{ mm}$, $y_0 = 2,8 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81 \text{ mm}^2$.
  2. Đường kính bánh đai:
    • Đường kính bánh đai nhỏ (chủ động): Chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 140 \text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng của dây đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_1}{60000} = \frac{\pi \times 140 \times 2838}{60000} = 20,8 \text{ m/s} < v_{max} = 25 \text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện).
    • Đường kính bánh đai lớn (bị động): $d_2 = u_đ \cdot d_1 \cdot (1 - \varepsilon) = 3,56 \times 140 \times (1 - 0,02) = 488,4 \text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn $d_2 = 500 \text{ mm}$.
    • Tỷ số truyền thực tế: $u_{tt} = \frac{500}{140 \times (1 - 0,02)} = 3,6$; sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = \frac{3,6 - 3,56}{3,56} = 1,12% \le 4%$.
  3. Khoảng cách trục và chiều dài đai:
    • Khoảng cách trục sơ bộ: $a = 490 \text{ mm}$.
    • Chiều dài đai tính toán sơ bộ theo hình học được chọn theo dãy tiêu chuẩn: $L = 2120 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây: $i = \frac{v}{L} = \frac{20,8}{2,12} = 9,81 \text{ s}^{-1} < i_{max} = 10 \text{ s}^{-1}$.
    • Tính lại khoảng cách trục chính xác: $a_w = 526,6 \text{ mm}$.
  4. Góc ôm và số đai:
    • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \cdot \frac{d_2 - d_1}{a_w} = 180^\circ - 57^\circ \times \frac{500 - 140}{526,6} \approx 141^\circ > 120^\circ$.
    • Xác định số lượng dây đai: Tính toán với hệ số góc ôm $C_\alpha$, hệ số chiều dài $C_l = 1,04$, hệ số tải trọng động $k_đ$ và hệ số phân bố tải $C_z = 1 \Rightarrow$ Kết quả xác định số đai cần thiết $z = 1$ sợi.
  5. Lực tác dụng lên trục và thông số bánh đai:
    • Khối lượng 1 mét chiều dài đai: $q_m = 0,105 \text{ kg/m}$. Lực căng ban đầu: $F_0 = 194,64 \text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên trục mang bánh đai: $F_r = 2 \cdot F_0 \cdot \sin(\alpha_1 / 2) = 367 \text{ N}$.
    • Chiều rộng vành bánh đai $B = 20 \text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_{a1} = 146,6 \text{ mm}$.

Phần III: Tính toán và thiết kế bộ truyền xích con lăn

Bộ truyền xích truyền mômen từ trục II của hộp giảm tốc ra trục công tác của máy. Tác giả lựa chọn loại xích ống - con lăn một dãy do ưu điểm giá thành hợp lý, kết cấu gọn, độ bền mòn cao ở dải vận tốc thấp ($n_{II} = 199,3 \text{ v/p}$).

  1. Số răng đĩa xích:
    • Số răng đĩa xích chủ động: $z_1 = 29 - 2 \cdot u_x = 29 - 2 \times 2,6 = 23,8 \Rightarrow$ chọn $z_1 = 25$ răng.
    • Số răng đĩa xích bị động: $z_2 = u_x \cdot z_1 = 2,6 \times 25 = 65$ răng.
  2. Bước xích và các hệ số điều kiện làm việc:
    • Xác định công suất tính toán với các hệ số vị trí $k_0 = 1$ (bộ truyền nghiêng $15^\circ < 60^\circ$), hệ số bôi trơn $k_{bt}$, hệ số tải trọng động $k_đ = 1,2$, hệ số ca làm việc $k_c$.
    • Tra bảng xác định bước xích tiêu chuẩn: $p = 25,4 \text{ mm}$.
  3. Kích thước hình học bộ truyền xích:
    • Khoảng cách trục sơ bộ: $a = 40 \cdot p = 1016 \text{ mm}$.
    • Số mắt xích tính toán: chọn số mắt xích chẵn $x_c = 126$ mắt.
    • Tính lại khoảng cách trục thực tế: $a_w = 1011,74 \text{ mm}$. Để xích không quá căng, khoảng cách trục được giảm một lượng $\Delta a \Rightarrow a_w = 1011,74 \text{ mm}$.
    • Kiểm tra số lần va đập bản lề xích: $u = \frac{4 \cdot z_1 \cdot n_1}{60 \cdot x_c} = 2,6 \le [u]$.
    • Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn: $d_1 = \frac{p}{\sin(180^\circ / z_1)} = \frac{25,4}{\sin(180^\circ / 25)} = 202,7 \text{ mm} \Rightarrow$ chọn $d_1 = 203 \text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn: $d_2 = \frac{p}{\sin(180^\circ / z_2)} = \frac{25,4}{\sin(180^\circ / 65)} = 525,7 \text{ mm} \Rightarrow$ chọn $d_2 = 526 \text{ mm}$.
  4. Lực tác dụng lên trục:
    • Lực vòng trên đĩa xích: $F_t = \frac{1000 \cdot P_{II}}{v} = \frac{1000 \times 2,44}{2,1} = 1162,6 \text{ N}$ (với vận tốc xích $v = 2,1 \text{ m/s}$).
    • Lực căng do độ võng xích: $F_0 = 103,2 \text{ N}$ (với độ võng $f = 20,23 \text{ mm}$, hệ số $k_f = 4$).
    • Lực tác dụng lên trục mang đĩa xích: $F_{rx} = k_x \cdot F_t = 1,15 \times 1162,6 = 1337 \text{ N}$.

Phần IV: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Hộp giảm tốc sử dụng một cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài.

  1. Vật liệu chế tạo bánh răng:
    • Bánh răng nhỏ (chủ động): Thép C40 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_b = 700 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 400 \text{ MPa}$.
    • Bánh răng lớn (bị động): Thép C45 thường hóa, độ rắn $HB_2 = 185$, giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$.
    • Chênh lệch độ rắn đảm bảo điều kiện $HB_1 \ge HB_2 + (10...15) HB$.
  2. Xác định ứng suất cho phép:
    • Hệ số an toàn tiếp xúc $S_H = 1,1$; hệ số an toàn uốn $S_F = 1,75$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở: $\sigma^0_{Hlim1} = 2 \times 200 + 70 = 470 \text{ MPa}$; $\sigma^0_{Hlim2} = 2 \times 185 + 70 = 440 \text{ MPa}$.
    • Do số chu kỳ ứng suất tương đương $N_{HE} > N_{HO}$ nên hệ số tuổi thọ $K_{HL} = 1$, $K_{FL} = 1$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp bánh răng: $[\sigma_H] = [\sigma_{H2}] = \frac{440}{1,1} \times 1 = 400 \text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 205,71 \text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 190,28 \text{ MPa}$.
    • Ứng suất quá tải cho phép: $[\sigma_H]{max} = 952 \text{ MPa}$; $[\sigma{F1}]{max} = 320 \text{ MPa}$; $[\sigma{F2}]_{max} = 270 \text{ MPa}$.
  3. Xác định các thông số hình học và ăn khớp:
    • Khoảng cách trục tính toán với $K_a = 49,5$, $\psi_{ba} = 0,4$, $K_{H\beta} = 1,05$: chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 125 \text{ mm}$.
    • Môđun tiêu chuẩn: $m = 2 \text{ mm}$ (thỏa mãn $1,25 \le m \le 2,5$).
    • Số răng bánh nhỏ: $z_1 = \frac{2 \cdot a_w}{m \cdot (u + 1)} = \frac{2 \times 125}{2 \times (4 + 1)} = 25$ răng.
    • Số răng bánh lớn: $z_2 = u \cdot z_1 = 4 \times 25 = 100$ răng. Tổng số răng: $z_t = 125$.
    • Kích thước bánh răng: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 50 \text{ mm}$, $d_{w2} = 200 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 54 \text{ mm}$, $d_{a2} = 204 \text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 45 \text{ mm}$, $d_{f2} = 195 \text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = \psi_{ba} \cdot a_w = 0,4 \times 125 = 50 \text{ mm}$.
    • Góc profin ăn khớp: $\alpha = \alpha_t = \alpha_{tw} = 20^\circ$.
  4. Kiểm nghiệm độ bền bánh răng:
    • Độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên mặt răng $\sigma_H = 345,28 \text{ MPa} \le [\sigma_H]^* = 365,83 \text{ MPa}$, độ chênh lệch tải trọng $\Delta\sigma_H = 5,61% < 10%$ (đạt yêu cầu bền tiếp xúc).
    • Độ bền uốn: Ứng suất uốn tính toán trên bánh chủ động $\sigma_{F1} = 36,59 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]^$ và bánh bị động $\sigma_{F2} = 37,68 \text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]^$ (đạt yêu cầu bền uốn).
    • Độ bền quá tải: Với hệ số quá tải $K_{qt} = 1,4$, kiểm nghiệm $\sigma_{Hmax} = 408,54 \text{ MPa} \le 952 \text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 55,496 \text{ MPa} \le 320 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 51,226 \text{ MPa} \le 270 \text{ MPa}$ (đạt yêu cầu quá tải).
  5. Lực tác dụng khi ăn khớp:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = \frac{2 \cdot T_1}{d_{w1}} = \frac{2 \times 30427,75}{50} = 1217,11 \text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = F_{t1} \cdot \tan(20^\circ) = 443 \text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 0 \text{ N}$ (do là bánh răng trụ răng thẳng).

Phần V: Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm trục

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, độ cứng $200 \text{ HB}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau_1] = 15 \text{ MPa}$, $[\tau_2] = 20 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63 \text{ MPa}$.

  1. Xác định đường kính sơ bộ và khoảng cách gối đỡ:
    • Trục I: $d_I \ge \sqrt[3]{\frac{T_1}{0,2 \cdot [\tau_1]}} = \sqrt[3]{\frac{30427,75}{0,2 \times 15}} = 21,64 \text{ mm} \Rightarrow$ chọn sơ bộ $d_I = 25 \text{ mm}$.
    • Dựa vào kết cấu hộp giảm tốc và chiều dài mayơ bánh đai, bánh răng, các khoảng cách được định vị: khoảng cách gối đỡ ổ lăn $l_{11} = 112 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $l_{13} = 56 \text{ mm}$; khoảng cách côngxôn lắp bánh đai $l_{12} = -l_{c12} = 61 \text{ mm}$.
  2. Tính toán phản lực và mômen uốn trên Trục I:
    • Lực từ bánh đai tác dụng lên đầu trục: $F_{dx} = 95 \text{ N}$; $F_{dy} = 354,5 \text{ N}$.
    • Lực từ bộ truyền bánh răng: $F_{t1} = 1217,11 \text{ N}$; $F_{r1} = 443 \text{ N}$.
    • Mômen uốn và mômen tương đương tại các tiết diện đặc trưng:
      • Tiết diện C (vị trí lắp bánh răng): $M_{xC} = 23215,92 \text{ Nmm}$, $M_{yC} = 36976,24 \text{ Nmm}$, mômen xoắn $T = 30427,75 \text{ Nmm} \Rightarrow M_{tđC} = 50858,35 \text{ Nmm} \Rightarrow d_C \ge 20,07 \text{ mm}$, chọn đường kính kết cấu $d_C = 30 \text{ mm}$.
      • Tiết diện B (vị trí ổ lăn đỡ): $M_{xB} = 21624,5 \text{ Nmm}$, $M_{yB} = 5795 \text{ Nmm}$, $T = 30427,75 \text{ Nmm} \Rightarrow M_{tđB} = 34567,11 \text{ Nmm} \Rightarrow d_B \ge 17,64 \text{ mm}$, chọn đường kính kết cấu $d_B = 25 \text{ mm}$.
      • Tiết diện A (vị trí ngõng trục lắp bánh đai): $M_x = 0$, $M_y = 0$, $T = 30427,75 \text{ Nmm} \Rightarrow M_{tđA} = 26351,21 \text{ Nmm} \Rightarrow d_A \ge 16,11 \text{ mm}$, chọn đường kính kết cấu $d_A = 20 \text{ mm}$.
  3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
    • Hệ số an toàn mỏi cho phép: $[S] = 2,5$.
    • Trục có rãnh then gia công bằng dao phay ngón: tra bảng kích thước then bằng tại $d_C = 30 \text{ mm}$ ($b = 8 \text{ mm}$, $t_1 = 4 \text{ mm}$) và tại $d_B = 25 \text{ mm}$.
    • Tại mặt cắt C: Mômen cản uốn $W_C = 2290,18 \text{ mm}^3$; mômen cản xoắn $W_{0C} = 4940,9 \text{ mm}^3$; biên độ ứng suất pháp $\sigma_{aC} = 19,06 \text{ MPa}$; ứng suất tiếp $\tau_{aC} = 3,07 \text{ MPa}$; hệ số tập trung ứng suất uốn $K_{\sigma dC} = 2,06$, xoắn $K_{\tau dC} = 1,96$. Tính được hệ số an toàn riêng uốn $S_{\sigma C} = 5,52$, riêng xoắn $S_{\tau C} = 25,21 \Rightarrow$ Hệ số an toàn mỏi tổng hợp: $$S_C = \frac{S_{\sigma C} \cdot S_{\tau C}}{\sqrt{S_{\sigma C}^2 + S_{\tau C}^2}} = \frac{5,52 \times 25,21}{\sqrt{5,52^2 + 25,21^2}} = 5,39 > [S] = 2,5$$
    • Tại mặt cắt B: Mômen cản uốn $W_B = 1251,74 \text{ mm}^3$; mômen cản xoắn $W_{0B} = 2785,72 \text{ mm}^3$; biên độ ứng suất pháp $\sigma_{aB} = 17,89 \text{ MPa}$; ứng suất tiếp $\tau_{aB} = 5,46 \text{ MPa}$; hệ số tập trung ứng suất $K_{\sigma dB} = 2,06$, $K_{\tau dB} = 1,96$. Tính được $S_{\sigma B} = 7,1$, $S_{\tau B} = 14,17 \Rightarrow$ Hệ số an toàn mỏi tổng hợp: $$S_B = \frac{7,1 \times 14,17}{\sqrt{7,1^2 + 14,17^2}} = 6,35 > [S] = 2,5$$
    • Kết luận: Trục I hoàn toàn thỏa mãn điều kiện an toàn về độ bền mỏi tại tất cả các tiết diện nguy hiểm.

Kết quả tính toán và thông số kỹ thuật tổng hợp

Dưới đây là các bảng tổng hợp số liệu tính toán chi tiết từ văn bản đồ án:

Bảng phân phối động học và động lực học trên các trục

Đại lượng / Thông số Trục động cơ (0) Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 2,66 2,54 2,44 2,18
Tỷ số truyền $u$ - $u_đ = 3,56$ $u_{br} = 4,00$ $u_x = 2,60$
Số vòng quay $n$ (v/p) 2838,0 797,2 199,3 76,7
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 8951,02 30427,75 116919,22 271578,10

Bảng thông số kỹ thuật các bộ truyền ngoài và trong hộp

Bộ truyền Thông số hình học chính Giá trị tính toán Điều kiện kiểm nghiệm / Tiêu chuẩn
Đai thang loại A Tiết diện $b \times h$ $13 \times 8 \text{ mm}$ ($A = 81 \text{ mm}^2$) Tiêu chuẩn đai thang thường
Đường kính $d_1 / d_2$ $140 \text{ mm} / 500 \text{ mm}$ $u_{tt} = 3,6$ ($\Delta u = 1,12%$)
Khoảng cách trục $a_w$ $526,6 \text{ mm}$ Góc ôm $\alpha_1 = 141^\circ > 120^\circ$
Chiều dài đai $L$ / Số đai $z$ $2120 \text{ mm}$ / $z = 1$ sợi Tần số vòng chạy $i = 9,81 \text{ s}^{-1} < 10 \text{ s}^{-1}$
Lực tác dụng lên trục $F_r$ $367 \text{ N}$ $F_0 = 194,64 \text{ N}$
Xích con lăn 1 dãy Bước xích $p$ / Số mắt xích $x_c$ $25,4 \text{ mm}$ / $126$ mắt Xích ống - con lăn tiêu chuẩn
Số răng $z_1 / z_2$ $25$ răng / $65$ răng $u_x = 2,6$
Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ $203 \text{ mm} / 526 \text{ mm}$ -
Khoảng cách trục $a_w$ $1011,74 \text{ mm}$ Số lần va đập $u = 2,6 \le [u]$
Lực tác dụng lên trục $F_{rx}$ $1337 \text{ N}$ Lực vòng $F_t = 1162,6 \text{ N}$
Bánh răng trụ răng thẳng Khoảng cách trục $a_w$ $125 \text{ mm}$ Môđun $m = 2 \text{ mm}$
Số răng $z_1 / z_2$ $25$ răng / $100$ răng Tỷ số truyền $u_{br} = 4$
Chiều rộng vành răng $b_w$ $50 \text{ mm}$ Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$
Đường kính vòng lăn $d_{w1} / d_{w2}$ $50 \text{ mm} / 200 \text{ mm}$ -
Đường kính đỉnh $d_{a1} / d_{a2}$ $54 \text{ mm} / 204 \text{ mm}$ Đường kính đáy: $45 \text{ mm} / 195 \text{ mm}$
Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ $345,28 \text{ MPa}$ $[\sigma_H]^* = 365,83 \text{ MPa}$ (Đạt)
Ứng suất uốn $\sigma_{F1} / \sigma_{F2}$ $36,59 \text{ MPa} / 37,68 \text{ MPa}$ $[\sigma_{F1}]^* / [\sigma_{F2}]^*$ (Đạt)
Lực ăn khớp $F_t / F_r / F_a$ $1217,11 \text{ N} / 443 \text{ N} / 0 \text{ N}$ Bánh răng trụ răng thẳng ($F_a = 0$)

Bảng kết quả thiết kế và kiểm nghiệm Trục I

Tiết diện trục Vị trí lắp ghép Đường kính tính toán $d_{tđ}$ Đường kính tiêu chuẩn $d$ Hệ số an toàn mỏi $S$ Hệ số cho phép $[S]$ Đánh giá
Tiết diện A Đầu trục lắp bánh đai $16,11 \text{ mm}$ $20 \text{ mm}$ - $2,5$ Thỏa mãn độ bền
Tiết diện B Vị trí lắp ổ lăn đỡ $17,64 \text{ mm}$ $25 \text{ mm}$ $S_B = 6,35$ $2,5$ Thỏa mãn độ bền mỏi
Tiết diện C Vị trí lắp bánh răng trụ $20,07 \text{ mm}$ $30 \text{ mm}$ $S_C = 5,39$ $2,5$ Thỏa mãn độ bền mỏi

Hạn chế và phạm vi áp dụng

  • Phạm vi áp dụng:
    • Hệ dẫn động được tính toán cho máy làm việc với chế độ tải trọng ổn định hoặc thay đổi nhiều bậc có hệ số quá tải ngắn hạn $K_{qt} = 1,4$.
    • Công suất động cơ $3,0 \text{ kW}$, vận tốc quay trung bình thấp ở đầu ra ($76,7 \text{ v/p}$), phù hợp cho các thiết bị vận chuyển liên tục như băng tải dải rộng, gàu tải hoặc xích tải công nghiệp nhẹ.
  • Hạn chế của tài liệu:
    • Đoạn trích văn bản mới hoàn thiện bước tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi cho Trục I và dừng lại ở phần chuẩn bị kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh; các phần tính toán chi tiết cho Trục II, chọn ổ lăn, tính toán then và thiết kế vỏ hộp chưa được thể hiện trọn vẹn trong văn bản này.
    • Cặp bánh răng trụ sử dụng răng thẳng với góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, không có lực dọc trục ($F_a = 0$), do đó hạn chế khả năng chịu tải trọng êm và làm việc ở dải vận tốc cao so với bánh răng nghiêng.

Giá trị tham khảo

Đồ án này là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô tại các trường đại học khối kỹ thuật khi thực hiện đồ án môn học "Cơ sở thiết kế máy", "Chi tiết máy" hoặc "Hệ thống dẫn động cơ khí".
  • Cung cấp trình tự mẫu mực từng bước từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, tính toán kích thước hình học bộ truyền ngoài (đai, xích), bộ truyền trong (bánh răng) đến khâu phân tích lực, vẽ biểu đồ nội lực và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục theo đúng các công thức tiêu chuẩn trong giáo trình thiết kế chi tiết máy.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án là loại nào và có các thông số kỹ thuật cơ bản gì?
Tác giả lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A90L2Y3 với công suất định mức $3,0 \text{ kW}$, tốc độ quay $2838 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta = 84,5%$, tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và tỷ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$.

2. Tỷ số truyền tổng của hệ thống được phân phối cụ thể cho các bộ truyền như thế nào?
Tỷ số truyền tổng thực tế của hệ thống là $u_{tổng} = 37,14$, được phân bổ thành:

  • Bộ truyền đai thang ngoài hộp: $u_đ = 3,56$ (tỷ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa đường kính là $u_{tt} = 3,6$).
  • Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp: $u_{br} = 4,0$.
  • Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp: $u_x = 2,6$.

3. Kích thước hình học cơ bản của cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng có khoảng cách trục $a_w = 125 \text{ mm}$, môđun tiêu chuẩn $m = 2 \text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 50 \text{ mm}$. Bánh chủ động có số răng $z_1 = 25$, đường kính vòng chia $d_1 = 50 \text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a1} = 54 \text{ mm}$. Bánh bị động có số răng $z_2 = 100$, đường kính vòng chia $d_2 = 200 \text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a2} = 204 \text{ mm}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi trên Trục I tại các tiết diện nguy hiểm ra sao?
Tại tiết diện C (vị trí lắp bánh răng), hệ số an toàn mỏi tính được là $S_C = 5,39$; tại tiết diện B (vị trí lắp ổ lăn đỡ), hệ số an toàn mỏi là $S_B = 6,35$. Cả hai giá trị này đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[S] = 2,5$, chứng minh trục hoàn toàn đảm bảo độ bền mỏi trong quá trình làm việc.

Kết luận

Bản đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy của sinh viên Khoa Cơ khí - Động lực, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên đã giải quyết trọn vẹn chu trình tính toán động học và động lực học cho hệ thống dẫn động băng tải công suất $2,4 \text{ kW}$. Toàn bộ các bộ truyền đai thang loại A, xích con lăn $p = 25,4 \text{ mm}$ và bánh răng trụ răng thẳng $a_w = 125 \text{ mm}$ đều được kiểm nghiệm đạt đầy đủ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải. Kết cấu Trục I được xác lập chuẩn xác với các đường kính ngõng trục tiêu chuẩn $20 \text{ mm}$, $25 \text{ mm}$, $30 \text{ mm}$, đảm bảo hệ số an toàn mỏi vượt yêu cầu thiết kế.