Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành cơ khí chế tạo và hệ thống máy móc công nghiệp đóng vai trò then chốt trong việc giải phóng sức lao động, nâng cao năng suất và phát triển kinh tế. Đối với sinh viên chuyên ngành Cơ điện ô tô thuộc Khoa Cơ khí Động lực – Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên, học phần Đồ án Cơ sở thiết kế máy là nội dung thực hành kỹ thuật bắt buộc nhằm củng cố kiến thức lý thuyết và rèn luyện kỹ năng tính toán, thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh.

Đề tài được thực hiện theo yêu cầu kỹ thuật của Đề số 2D (Phương án 8) với tên đề tài: "Thiết kế hệ dẫn động băng tải".

Hệ thống dẫn động băng tải được giao có nhiệm vụ tiếp nhận cơ năng từ động cơ điện, giảm tốc và truyền chuyển động cùng mô-men xoắn đến trục tang băng tải để kéo hàng hóa với các yêu cầu vận hành xác định.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án bao gồm 4 nội dung chính:

  1. Tính toán chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán, thiết kế và kiểm nghiệm các chỉ tiêu làm việc của bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
  3. Tính toán, thiết kế và kiểm nghiệm độ bền, độ mòn của bộ truyền xích con lăn dẫn động đến trục công tác.
  4. Tính toán, thiết kế động học, kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc một cấp.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ dẫn động cơ khí cho băng tải vận chuyển vật liệu gồm động cơ điện, bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp và bộ truyền xích.
  • Phạm vi thông số và điều kiện làm việc (Số liệu đề bài Phương án 8):
    • Lực kéo xích tải/băng tải: $F = 5000\text{ N}$.
    • Vận tốc xích tải: $v_x = 0,8\text{ m/s}$; Vận tốc băng tải: $v = 1,8\text{ m/s}$.
    • Đường kính tang băng tải: $D = 500\text{ mm}$.
    • Số răng đĩa xích tải: $Z = 27\text{ răng}$.
    • Thời gian phục vụ: $L_h = 24.000\text{ giờ}$.
    • Chế độ làm việc: 1 ca/ngày, đặc tính tải trọng làm việc êm.
    • Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\alpha = 45^\circ$.
Thông số đầu vào Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Lực kéo băng tải $F$ $5000$ $\text{N}$
Vận tốc băng tải $v$ $1,8$ $\text{m/s}$
Vận tốc xích tải $v_x$ $0,8$ $\text{m/s}$
Đường kính tang băng tải $D$ $500$ $\text{mm}$
Số răng đĩa xích tải $Z$ $27$ $\text{răng}$
Thời gian phục vụ $L_h$ $24.000$ $\text{giờ}$
Số ca làm việc trong ngày - $1$ $\text{ca}$
Góc nghiêng đường nối tâm $\alpha$ $45$ $\text{độ}$
Đặc tính tải trọng - Êm -

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc của môn học Cơ sở thiết kế máy và Chi tiết máy, dựa trên giáo trình và sổ tay tra cứu tính toán hệ dẫn động cơ khí của các tác giả chuyên ngành máy cơ khí chế tạo.

Khung lý thuyết và mô hình tính toán

  • Lý thuyết cân bằng công suất và hiệu suất truyền dẫn: Tính toán công suất làm việc ($P_{lv}$), công suất tương đương ($P_{tđ}$) có xét đến hệ số thay đổi tải trọng không đều ($\beta$), hiệu suất chung toàn hệ thống ($\eta$) qua tích các hiệu suất thành phần của bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, các cặp ổ lăn và bộ truyền xích.
  • Lý thuyết truyền động ma sát và đai thang: Xác định kích thước đai theo công suất truyền và số vòng quay, kiểm nghiệm điều kiện vận tốc giới hạn ($v \le 25\text{ m/s}$), tần số va đập của đai ($i \le 10\text{ lần/s}$), góc ôm đai nhỏ ($\alpha_1 \ge 120^\circ$) và số lượng đai cần thiết ($z$).
  • Lý thuyết truyền động ăn khớp gián tiếp (xích con lăn): Tính toán bước xích ($p$) theo chỉ tiêu độ bền mòn bản lề, kiểm nghiệm tần số va đập bản lề xích ($i \le [i]$), kiểm tra an toàn chống quá tải phá hỏng ($s \ge [s]$) và ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích ($\sigma_H \le [\sigma_H]$).
  • Lý thuyết độ bền truyền động bánh răng: Tính toán khoảng cách trục ($a_w$) và môđun ($m$) theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc mỏi mặt răng; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) và ứng suất uốn mỏi chân răng ($\sigma_F$) có xét đến chu kỳ cơ sở, chu kỳ tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) và các hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$).

Phương pháp nghiên cứu thực tế

  • Phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật truyền thống: Sử dụng chuỗi công thức giải tích giải trình tự các bước từ động học, động lực học đến độ bền cơ khí.
  • Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa tiêu chuẩn: Tra cứu các bảng thông số kỹ thuật cơ sở (kích thước động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, tiết diện đai thang tiêu chuẩn loại A, bước xích con lăn tiêu chuẩn TCVN, môđun bánh răng tiêu chuẩn).
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn cơ khí: Đối chiếu toàn bộ các thông số tính toán với ứng suất cho phép, hệ số an toàn cho phép và phạm vi sai lệch tỷ số truyền ($\Delta u \le 4%$).

Nguồn dữ liệu sử dụng

  • Số liệu đề bài đồ án (Đề 2D - Phương án 8) do Bộ môn Kỹ thuật Cơ sở – Khoa Cơ khí quy định.
  • Bảng tra thông số động cơ điện 4A, bảng kích thước đai thang, bảng hệ số tải trọng động, bảng cơ tính thép hợp kim/thép kết cấu cacbon (thép C45) từ tài liệu thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động băng tải được thiết kế gồm một chuỗi truyền động liên tục: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích con lăn $\rightarrow$ Trục tang băng tải.

Sơ đồ cấu trúc động lực học

  1. Động cơ điện (4A132M2Y3): Cung cấp cơ năng quay với công suất danh định $11\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $2907\text{ vg/ph}$.
  2. Bộ truyền đai ngoài: Làm việc ở tốc độ cao ngay sau trục động cơ, có tác dụng giảm chấn, bảo vệ quá tải cho hệ thống, giảm tốc độ từ $2907\text{ vg/ph}$ xuống $816,57\text{ vg/ph}$ trên trục I của hộp giảm tốc.
  3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp: Giảm tốc độ từ $816,57\text{ vg/ph}$ (trục I) xuống $204,14\text{ vg/ph}$ (trục II), truyền mô-men xoắn lớn trong môi trường che kín, ngâm dầu bôi trơn.
  4. Bộ truyền xích con lăn: Đặt ở đầu ra của hộp giảm tốc (tốc độ thấp), truyền mô-men xoắn từ trục II sang trục công tác của tang băng tải quay ở tốc độ $75,05\text{ vg/ph}$.

Lựa chọn vật liệu và công nghệ chế tạo

  • Dây đai: Sử dụng đai thang thường loại A bằng cao su kết hợp sợi tổng hợp tiêu chuẩn.
  • Bộ truyền xích: Xích ống - con lăn 1 dãy bằng thép hợp kim; đĩa xích làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng $170 \div 210\text{ HB}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
  • Cặp bánh răng trụ: Thép 45 tôi cải thiện thuộc nhóm vật liệu I (độ rắn $\le 350\text{ HB}$), cho phép cắt răng chính xác sau nhiệt luyện và có khả năng chạy mòn tốt. Bánh nhỏ nhiệt luyện đạt độ rắn $HB_1 = 245\text{ HB}$, bánh lớn đạt $HB_2 = 230\text{ HB}$ (bảo đảm độ chênh lệch độ rắn từ 10 đến 15 đơn vị HB để cân bằng mài mòn).

Nội dung chính theo từng chương

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

Phần I xác định công suất cần thiết của hệ thống, chọn động cơ điện phù hợp và phân bổ tỷ số truyền cho từng cụm truyền động.

  • Tính toán công suất:
    • Công suất làm việc trên trục tang: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{5000 \cdot 1,8}{1000} = 9\text{ kW}$.
    • Hệ số tải trọng không đều $\beta = 0,77 \rightarrow$ Công suất tương đương: $P_{tđ} = 0,77 \cdot 9 = 6,93\text{ kW}$.
    • Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_x = 0,95 \cdot 0,97 \cdot (0,99)^3 \cdot 0,92 \approx 0,82$.
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{6,93}{0,82} = 8,45\text{ kW}$.
  • Xác định tốc độ và chọn động cơ:
    • Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{60.000 \cdot 1,8}{\pi \cdot 500} = 68,75\text{ vg/ph}$.
    • Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u_{sb} = u_{br} \cdot u_đ \cdot u_x = 4 \cdot 3,56 \cdot 2,55 = 36,31$.
    • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = 68,75 \cdot 36,31 = 2496,31\text{ vg/ph}$.
    • Chọn kiểu động cơ: 4A132M2Y3 có $P_{đc} = 11\text{ kW} > P_{ct} = 8,45\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2907\text{ vg/ph}$, tỷ số mô-men mở máy thỏa mãn $\frac{T_k}{T_{dn}} \ge 1,6$, đường kính trục động cơ là $38\text{ mm}$.
  • Phân phối tỷ số truyền và tính toán trên các trục:
    • Tỷ số truyền chung thực tế: $u_t = \frac{2907}{68,75} = 42,28$.
    • Phân bổ: Tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 3,56$; bộ truyền bánh răng $u_{br} = 4$; bộ truyền xích $u_x = \frac{42,28}{4 \cdot 3,56} = 2,96$.
Thông số Trục Động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Ra HGT) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) $8,41$ $7,99$ $7,68$ $6,93$
Tỷ số truyền $u$ - $u_đ = 3,56$ $u_{br} = 4,00$ $u_x = 2,96$
Số vòng quay $n$ (vg/ph) $2907,00$ $816,57$ $204,14$ $75,05$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) $27.628,31$ $93.445,14$ $359.282,84$ $1.075.249,83$

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Phần II thực hiện tính toán chi tiết bộ truyền đai ngoài nối giữa động cơ và trục vào hộp giảm tốc.

  • Chọn đai và thông số hình học bánh đai:
    • Với $P_1 = 8,41\text{ kW}$ và $n_1 = 2907\text{ vg/ph}$, chọn đai thang thường loại A có các kích thước hình học: $b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$.
    • Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn: $d_1 = 160\text{ mm}$.
    • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot 160 \cdot 2907}{60.000} = 24,35\text{ m/s} \le v_{max} = 25\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện làm việc).
    • Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 560\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$).
    • Tỷ số truyền thực tế $u_{tt} = 3,57$, độ lệch tỷ số truyền: $\Delta u = \frac{3,57 - 3,56}{3,56} \cdot 100% = 0,28% < 4%$ (đạt chuẩn).
  • Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục:
    • Khoảng cách trục sơ bộ $a_{sb} = 548,8\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn được chọn: $l = 2500\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm số lần va đập: $i = \frac{v}{l} = \frac{24,35}{2,5} = 9,74\text{ lần/s} < i_{max} = 10\text{ lần/s}$ (đảm bảo độ bền va đập).
    • Khoảng cách trục tính chính xác: $a = 653,93\text{ mm}$ (thỏa mãn miền điều kiện $404 \le a \le 1440\text{ mm}$).
    • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 145^\circ \ge 120^\circ$ (thỏa mãn khả năng bám ma sát).
  • Xác định số đai và lực tác dụng:
    • Công suất cho phép $[P_0] = 4\text{ kW}$, các hệ số điều chỉnh: $k_đ = 1,25$; $C_\alpha = 0,91$; $C_l = 1,08$; $C_u = 1,14$; $C_z = 0,99$.
    • Số lượng dây đai tính toán là $2,36 \rightarrow$ Chọn số đai $z = 3\text{ đai}$.
    • Chiều rộng bánh đai: $B = 42\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh bánh đai: $d_{a1} = 166,6\text{ mm}$; $d_{a2} = 566,6\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu của 1 dây đai: $F_0 = 185,60\text{ N}$ (lực căng quán tính ly tâm $F_v = 62,25\text{ N}$ với khối lượng 1m đai $q_m = 0,105\text{ kg/m}$).
    • Lực tác dụng uốn trục: $F_r = 1062,05\text{ N}$.

Phần III: Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Phần III trình bày việc tính toán bộ truyền xích con lăn truyền động từ trục II của hộp giảm tốc đến trục tang băng tải.

  • Chọn loại xích và xác định số răng đĩa xích:
    • Chọn loại xích ống - con lăn 1 dãy do có kết cấu đơn giản, giá thành thấp và khả năng chống mài mòn tốt.
    • Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động): $z_1 = 25\text{ răng}$.
    • Số răng đĩa xích lớn (bị động): $z_2 = 75\text{ răng} < z_{max} = 120\text{ răng}$.
    • Tỷ số truyền thực tế: $u_{tt} = \frac{75}{25} = 3$; sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = \frac{3 - 2,96}{2,96} \cdot 100% = 1,35% < 4%$.
  • Xác định bước xích và kích thước hình học:
    • Hệ số sử dụng xích $k = k_0 \cdot k_a \cdot k_{đc} \cdot k_{bt} \cdot k_đ \cdot k_c = 1 \cdot 1 \cdot 1,25 \cdot 1,3 \cdot 1 \cdot 1 = 1,63$.
    • Hệ số răng $k_z = 1$; hệ số vòng quay $k_n = 0,98$.
    • Công suất tính toán điều kiện mòn: $P_t = 7,68 \cdot 1,63 \cdot 1 \cdot 0,98 = 12,27\text{ kW} \le [P] = 19,3\text{ kW}$.
    • Bước xích tiêu chuẩn được chọn: $p = 31,75\text{ mm} < p_{max} = 50,8\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 1270\text{ mm}$; số mắt xích chọn số chẵn $x_c = 132\text{ mắt}$.
    • Khoảng cách trục thực tế sau khi tính theo mắt xích: $a_w = 1272,96\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm các chỉ tiêu làm việc của bộ truyền xích:
    • Kiểm nghiệm số lần va đập bản lề: $i = 2,6\text{ lần/s} < [i] = 25\text{ lần/s}$ (đảm bảo không gây gãy răng và đứt xích).
    • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh/quá tải: Lực vòng $F_t = 2844,44\text{ N}$; lực căng do trọng lượng xích $F_0 = 94,68\text{ N}$; lực căng ly tâm $F_v = 27,70\text{ N}$; tải trọng phá hỏng của xích $Q = 88.500\text{ N}$. Hệ số an toàn quá tải: $s = \frac{88.500}{1,2 \cdot 2844,44 + 94,68 + 27,70} = 25,03 > [s] = 8,5$ (đạt độ bền quá tải).
    • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng đĩa xích (vật liệu thép C45 tôi cải thiện, $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$): Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích nhỏ $\sigma_{H1} = 460,60\text{ MPa} < 500\text{ MPa}$; đĩa xích lớn $\sigma_{H2} < 500\text{ MPa}$.
  • Kích thước đĩa xích và lực lên trục:
    • Đường kính vòng chia: đĩa nhỏ $d_1 = 253,32\text{ mm}$; đĩa lớn $d_2 = 758,20\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 267,88\text{ mm}$; $d_{a2} = 773,41\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chân răng: $d_{f1} = 234,08\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1,05 \cdot F_t = 1,05 \cdot 2844,44 = 2986,66\text{ N}$.

Phần IV: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Phần IV tập trung thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài đặt trong vỏ hộp giảm tốc một cấp.

  • Chọn vật liệu và cơ tính:
    • Bánh răng thuộc nhóm I ($HB \le 350$), chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện.
    • Bánh răng chủ động (nhỏ): Độ cứng $HB_1 = 245\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh răng bị động (lớn): Độ cứng $HB_2 = 230\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$.
  • Xác định ứng suất cho phép:
    • Hệ số an toàn tiếp xúc $S_H = 1,1$; hệ số an toàn uốn $S_F = 1,75$.
    • Chu kỳ làm việc tương đương lớn hơn chu kỳ cơ sở ($N_{HE} > N_{HO}$, $N_{FE} > N_{FO}$) nên các hệ số tuổi thọ tiếp xúc và uốn đều lấy $K_{HL} = 1$, $K_{FL} = 1$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp bánh răng: $[\sigma_H] = 495,45\text{ MPa}$; $[\sigma_{H2}] = 602,26\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = [\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
  • Xác định khoảng cách trục và kích thước ăn khớp:
    • Mô-men xoắn trên trục chủ động: $T_1 = 93.445,14\text{ N.mm}$; tỷ số truyền $u_{br} = 4$.
    • Hệ số vật liệu $K_a = 43\text{ MPa}^{1/3}$; hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0,5$; hệ số phân bố tải trọng $K_{H\beta} = 1,07$.
    • Khoảng cách trục tính toán sơ bộ: $a_w = 126,49\text{ mm} \rightarrow$ Chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn hóa: $a_w = 125\text{ mm}$.
    • Môđun pháp tiêu chuẩn: $m = 2\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng của răng chọn sơ bộ $\beta = 10^\circ$ ($\cos 10^\circ = 0,98$).
    • Hệ số dịch chỉnh răng được chọn là $x_1 = 0,5$ và $x_2 = 0,5$ để cải thiện khả năng ăn khớp và độ bền mỏi.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật chính

Đồ án đã xác định hoàn chỉnh toàn bộ các thông số động học, động lực học và kích thước kết cấu của hệ thống dẫn động băng tải đáp ứng đúng tải trọng kéo $5000\text{ N}$ ở vận tốc $1,8\text{ m/s}$:

Bộ phận truyền động Đại lượng cơ bản Ký hiệu Giá trị thiết kế Đơn vị
Động cơ điện Kiểu động cơ - 4A132M2Y3 -
Công suất danh định $P_{đc}$ $11$ $\text{kW}$
Vận tốc quay đồng bộ $n_{đc}$ $2907$ $\text{vg/ph}$
Bộ truyền đai Loại đai thang - Loại A -
Đường kính đai nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ $160 / 560$ $\text{mm}$
Chiều dài đai / Khoảng cách trục $l / a$ $2500 / 653,93$ $\text{mm}$
Số lượng đai / Bề rộng bánh đai $z / B$ $3 / 42$ $\text{đai / mm}$
Lực uốn tác dụng lên trục $F_r$ $1062,05$ $\text{N}$
Hộp giảm tốc bánh răng Tỷ số truyền $u_{br}$ $4,00$ -
Khoảng cách trục $a_w$ $125$ $\text{mm}$
Môđun pháp tiêu chuẩn $m$ $2$ $\text{mm}$
Góc nghiêng răng / Hệ số dịch chỉnh $\beta / x_1, x_2$ $10^\circ / 0,5$ -
Bộ truyền xích Loại xích - Con lăn 1 dãy -
Số răng đĩa nhỏ / đĩa lớn $z_1 / z_2$ $25 / 75$ $\text{răng}$
Bước xích / Số mắt xích $p / x_c$ $31,75 / 132$ $\text{mm / mắt}$
Khoảng cách trục $a_w$ $1272,96$ $\text{mm}$
Lực tác dụng lên trục $F_r$ $2986,66$ $\text{N}$

Đóng góp về mặt giải pháp và phương pháp

  • Xây dựng quy trình phối hợp tỷ số truyền 3 cấp nối tiếp ($u_đ = 3,56$, $u_{br} = 4,0$, $u_x = 2,96$) giúp tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc, giảm tải trọng uốn tác dụng lên trục vào và bảo đảm tỷ số truyền chung đạt $u_t = 42,28$ với độ lệch thực tế thấp ($\Delta u < 1,5%$).
  • Áp dụng triệt để các tiêu chuẩn công nghiệp về chọn vật liệu (thép 45 tôi cải thiện), quy chuẩn hóa khoảng cách trục ($a_w = 125\text{ mm}$), tiêu chuẩn hóa môđun ($m = 2\text{ mm}$) và bước xích ($p = 31,75\text{ mm}$), tạo điều kiện thuận lợi cho công nghệ gia công cắt gọt và chế tạo thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế trong phạm vi văn bản: Văn bản đồ án dừng lại ở việc hoàn thành tính toán động học và thiết kế độ bền cho 3 cụm bộ truyền (đai thang, xích con lăn, bánh răng trụ). Các phần tính toán kết cấu trục, tính then truyền mô-men xoắn, chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn trên các gối đỡ, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn chưa được trình bày trong phạm vi văn bản này.
  • Tự nhận định của tác giả: Do trình độ và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế, quá trình thiết kế đồ án khó tránh khỏi những thiếu sót nhất định và cần tiếp tục tiếp thu chỉ dẫn của giảng viên hướng dẫn để hoàn thiện.
  • Hướng mở rộng tiếp theo: Tiếp tục triển khai tính toán thiết kế kết cấu trục I và trục II của hộp giảm tốc, kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục theo hệ số an toàn; tính chọn ổ bi/ổ đũa đỡ chặn; thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc và bản vẽ chi tiết chế tạo các bánh răng, đĩa xích và vỏ hộp.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng tham khảo: Sinh viên các ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Cơ sở, Cơ điện ô tô và Kỹ thuật Động lực đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Cơ sở thiết kế máy.
  • Nội dung giá trị nhất:
    • Phương pháp phân phối tỷ số truyền và tính toán công suất tương đương khi tải trọng thay đổi theo bậc ($\beta = 0,77$).
    • Mẫu bảng tính chi tiết các hệ số điều chỉnh trong công thức tính số đai thang loại A và công thức tính bền mòn, bền va đập và bền tiếp xúc đĩa xích con lăn theo tiêu chuẩn.
    • Trình tự xác định ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc cho phép và tiêu chuẩn hóa khoảng cách trục hộp giảm tốc bánh răng trụ.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động có thông số kỹ thuật như thế nào?

Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A132M2Y3 với công suất định mức $P_{đc} = 11\text{ kW}$ (lớn hơn công suất cần thiết $P_{ct} = 8,45\text{ kW}$), tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 2907\text{ vg/ph}$, đường kính trục động cơ là $38\text{ mm}$ và tỷ số mô-men khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} \ge 1,6$.

2. Bộ truyền đai thang sử dụng loại đai nào và kết quả tính số lượng đai ra sao?

Bộ truyền đai sử dụng đai thang thường loại A (kích thước tiết diện $13 \times 8\text{ mm}$, $A = 81\text{ mm}^2$). Bánh đai nhỏ có đường kính $d_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 560\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2500\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 653,93\text{ mm}$. Số lượng dây đai tính toán là $2,36$ và được làm tròn thành $z = 3\text{ đai}$.

3. Bộ truyền xích con lăn có bước xích bao nhiêu và hệ số an toàn quá tải đạt giá trị nào?

Bộ truyền xích con lăn 1 dãy có số răng đĩa nhỏ $z_1 = 25$, đĩa lớn $z_2 = 75$, bước xích tiêu chuẩn $p = 31,75\text{ mm}$ (ứng với công suất cho phép $[P] = 19,3\text{ kW}$), số mắt xích $x_c = 132$, khoảng cách trục $a_w = 1272,96\text{ mm}$. Hệ số kiểm nghiệm an toàn chống quá tải tính được là $s = 25,03$, vượt xa hệ số an toàn cho phép $[s] = 8,5$.

4. Cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được chế tạo từ vật liệu gì và có thông số ăn khớp cơ bản nào?

Cặp bánh răng được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện (thuộc nhóm I có $HB \le 350$). Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 245\text{ HB}$, bánh lớn có $HB_2 = 230\text{ HB}$. Khoảng cách trục được chọn tiêu chuẩn hóa là $a_w = 125\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng sơ bộ $\beta = 10^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,5$ và $x_2 = 0,5$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Đề 2D, Phương án 8) của sinh viên Lê Công Thiện dưới sự hướng dẫn của thầy Vũ Đức Phúc tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên đã giải quyết trọn vẹn các bài toán động học, động lực học và độ bền cho một hệ dẫn động cơ khí ba cấp nối tiếp. Các tính toán chọn động cơ 4A132M2Y3 ($11\text{ kW}$), thiết kế bộ truyền đai thang loại A ($3\text{ đai}$), bộ truyền xích con lăn ($p = 31,75\text{ mm}$) và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng ($a_w = 125\text{ mm}, m = 2\text{ mm}$) đều tuân thủ chặt chẽ các chỉ tiêu về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc, độ bền mòn và an toàn quá tải. Toàn bộ các thông số kích thước hình học đều đã được chuẩn hóa theo sổ tay cơ khí chế tạo máy, bảo đảm tính khả thi trong gia công và ứng dụng thực tiễn.