Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học "Chi tiết máy" là một học phần bắt buộc trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Vĩnh Long. Đề tài được thực hiện bởi nhóm sinh viên (Dương Lê Xuân Quyến và Lê Hoàng Nhật Tiến, lớp 1CCK22A) dưới sự hướng dẫn của ThS. Phạm Văn Dương vào năm 2024. Vấn đề nghiên cứu trọng tâm của đồ án là tính toán, thiết kế cơ khí cho hệ thống trạm dẫn động băng tải làm việc một chiều, có tải trọng thay đổi theo chu kỳ và chịu va đập nhẹ.

Hệ thống dẫn động cơ khí gồm nguồn động lực là động cơ điện, truyền động qua bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang), đi vào hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, sau đó nối với trục tang băng tải thông qua khớp nối trục.

Mục tiêu và nhiệm vụ cụ thể được giao trong đồ án bao gồm:

  1. Tính toán động học và động lực học toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí (chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền, xác định công suất, tốc độ quay và mô-men xoắn trên các trục).
  2. Thiết kế chi tiết các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng).
  3. Thiết kế hệ thống trục, tính chọn ổ lăn, then bằng và khớp nối trục; kiểm nghiệm các điều kiện về độ bền mỏi, độ bền tĩnh và độ cứng của trục.
  4. Thiết kế cấu tạo vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ và lựa chọn dung sai lắp ghép, độ nhám bề mặt cho các mối ghép.
  5. Hoàn thành hồ sơ thiết kế kỹ thuật gồm: Thuyết minh tính toán chi tiết, bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và các bản vẽ chế tạo chi tiết chính khổ A3.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải, trọng tâm thiết kế là hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai thang dẫn động.
  • Phạm vi nghiên cứu: Đề tài giới hạn ở việc tính toán lý thuyết, thiết kế cơ khí và mô phỏng bản vẽ 2D/3D trên máy tính; không thực hiện chế tạo thực nghiệm hay thử nghiệm mẫu vật lý.
  • Thông số đầu vào cho trước:
    • Lực vòng trên băng tải: $F_t = 3400\text{ N}$.
    • Vận tốc băng tải: $v = 1,4\text{ m/s}$.
    • Đường kính tang băng tải: $D = 350\text{ mm}$.
    • Chiều rộng băng tải: $B = 400\text{ mm}$.
    • Thời gian phục vụ: $t = 5\text{ năm}$ (chế độ làm việc: 16 giờ/ngày, 312 ngày/năm; tổng thời gian làm việc $L_h = 24960\text{ giờ}$).
    • Vị trí trục tang: nằm ngang.
    • Chế độ tải trọng: Quay 1 chiều, va đập nhẹ, tải trọng thay đổi theo chu kỳ $10\text{ giờ}$ gồm 3 giai đoạn: $T_1 = 0,78T$ trong $1,5\text{ giờ}$; $T_2 = T$ trong $7,0\text{ giờ}$; $T_3 = 0,95T$ trong $1,5\text{ giờ}$ ($T$ là mô-men xoắn lớn nhất).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Nghiên cứu áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn mực trong thiết kế máy và chi tiết máy theo các tài liệu chuyên ngành tiêu chuẩn của kỹ thuật cơ khí Việt Nam:

  • Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng: Phương pháp tính toán ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép dựa trên độ bền mỏi của vật liệu kim loại; phương pháp tính toán động học hệ thống truyền động cơ khí nhiều cấp; tiêu chuẩn nhà nước về dung sai lắp ghép, tiêu chuẩn kích thước profin đai thang, mô-đun bánh răng, then bằng và ổ lăn.
  • Phương pháp nghiên cứu:
    • Phương pháp giải tích và tối ưu hóa thông số: Tính toán giải tích xác định công suất tương đương, hiệu suất truyền động chung, chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân bổ tỷ số truyền cho các bộ truyền nối tiếp.
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi cơ học: Kiểm nghiệm tiếp xúc bề mặt răng theo độ bền mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và chân răng theo độ bền mỏi uốn $[\sigma_F]$; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi uốn - xoắn kết hợp trên các tiết diện nguy hiểm của trục.
    • Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn: Xác định các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, hệ số ma sát, kích thước tiêu chuẩn vỏ hộp và nắp ổ bi.
    • Phương pháp đồ họa kỹ thuật: Thiết lập sơ đồ không gian phân tích lực, vẽ biểu đồ nội lực mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$) trên các mặt phẳng tọa độ $ZOX$ và $ZOY$.
  • Nguồn dữ liệu: Các công thức giải tích, bảng tra hệ số và phụ lục kích thước tiêu chuẩn trích xuất từ các tài liệu tham khảo chuyên ngành thiết kế hệ dẫn động cơ khí và sổ tay chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I và Phần II: Dẫn nhập, Nội dung và Phương pháp nghiên cứu

Phần này làm rõ mục đích của đồ án môn học trong việc củng cố kiến thức thiết kế máy cho sinh viên cơ khí, xác định các nhiệm vụ kỹ thuật phải thực hiện và phạm vi nghiên cứu thiết kế mô phỏng trên máy tính. Phương pháp tiếp cận kết hợp giữa khảo sát thực tế các trạm dẫn động tại nhà xưởng công nghiệp và quy trình giải tích tiêu chuẩn.

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

Chương này thực hiện các bước xác định đặc tính làm việc và cân bằng năng lượng trên toàn bộ hệ dẫn động:

  • Xác định công suất và tốc độ làm việc: Công suất làm việc trên trục tang $P_{lv} = \frac{F_t \cdot v}{1000} = \frac{3400 \cdot 1,4}{1000} = 4,76\text{ kW}$. Do tải trọng thay đổi theo chu kỳ, công suất tương đương được tính toán đạt $P_{tđ} = 4,58\text{ kW}$. Số vòng quay của trục tang băng tải đạt $n_{bt} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,4}{\pi \cdot 350} = 76,39\text{ v/ph}$.
  • Hiệu suất truyền động và công suất cần thiết: Với hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,955$, cặp bánh răng trụ che kín $\eta_{brt} = 0,97$, khớp nối $\eta_{kn} = 1,0$ và 3 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,9925$, hiệu suất chung đạt $\eta_{ch} = 0,9057$. Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta_{ch}} = \frac{4,58}{0,9057} = 5,06\text{ kW}$.
  • Chọn động cơ điện: Dựa trên công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ ($n_{đb} \approx 1000\text{ v/ph}$), động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc kiểu 4A132S6Y3 được chọn với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 960\text{ v/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,80$, hiệu suất $\eta = 85%$, tỷ số mô-men quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, tỷ số mô-men khởi động $T_K/T_{dn} = 2,0$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung của hệ thống $u_\Sigma = \frac{n_{đc}}{n_{bt}} = \frac{960}{76,39} = 12,57$. Tác giả chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ $u_{brt} = 4,0$, tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài là $u_đ = \frac{12,57}{4} = 3,14$, tỷ số truyền khớp nối $u_{kn} = 1,0$.
  • Xác định thông số trên các trục:
Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục tang băng tải
Tỷ số truyền ($u_i$) 1,00 3,14 4,00 1,00
Số vòng quay ($n$, v/ph) 960,00 305,73 76,43 76,43
Công suất ($P$, kW) 5,06 4,79 4,61 4,58
Mô-men xoắn ($T$, Nmm) 50.336 149.624 576.024 572.275

Chương 2: Thiết kế các bộ truyền

1. Thiết kế bộ truyền đai thang

  • Lựa chọn loại đai và bánh đai: Đai hình thang loại thường tiết diện B ($b_t = 14\text{ mm}, b = 17\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}, y_0 = 4\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A_1 = 138\text{ mm}^2$). Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 560\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0,01$). Vận tốc đai đạt $v_1 = 9,05\text{ m/s} \le 25\text{ m/s}$.
  • Thông số hình học và động học: Chiều dài tính toán của đai $L = 2500\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 640\text{ mm}$. Tần số vòng chạy đai $i = 3,62\text{ s}^{-1} \le i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 146,15^\circ \ge 120^\circ$.
  • Số lượng đai và lực tác dụng: Số lượng dây đai tính toán $z = 2\text{ đai}$. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$. Lực căng ban đầu của bộ truyền $F_0 = 414\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 560\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 792\text{ N}$.
  • Độ bền và tuổi thọ: Ứng suất lớn nhất sinh ra trong dây đai $\sigma_{max} = 7,04\text{ MPa}$, tuổi thọ đai tính toán $L_h = 2737\text{ giờ}$.

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh dẫn có độ rắn $HB_1 = 245$, bánh bị dẫn có độ rắn $HB_2 = 220$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_{H1}] = 518,18\text{ MPa}$, $[\sigma_{H2}] = 463,64\text{ MPa}$ (giá trị tính toán lấy theo bánh có độ bền thấp hơn $[\sigma_H] = 463,64\text{ MPa}$). Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 226,00\text{ MPa}$. Ứng suất quá tải cho phép: $[\sigma_H]{max} = 1624\text{ MPa}$, $[\sigma{F1}]{max} = 343\text{ MPa}$, $[\sigma{F2}]_{max} = 320\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học cơ bản:
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 200\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp tiêu chuẩn: $m_n = 3\text{ mm}$.
    • Số răng bánh răng: bánh dẫn $z_1 = 26\text{ răng}$, bánh bị dẫn $z_2 = 104\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 4,0$, sai số tỷ số truyền $\Delta u = 0%$).
    • Góc nghiêng răng thực tế: $\beta = 12,84^\circ$ ($12^\circ 50'$); góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,47^\circ$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 80\text{ mm}$, $d_2 = 320\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 86\text{ mm}$, $d_{a2} = 326\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chân: $d_{f1} = 72,5\text{ mm}$, $d_{f2} = 312,5\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: bánh dẫn $b_1 = 85\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 80\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm khả năng làm việc:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 303,32\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 463,64\text{ MPa}$ (đạt điều kiện bền tiếp xúc).
    • Ứng suất uốn: bánh dẫn $\sigma_{F1} = 38,56\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$; bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 34,88\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 226,00\text{ MPa}$ (đạt điều kiện bền uốn).
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 449,89\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1624\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 76,74\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]_{max} = 343\text{ MPa}$ (đạt an toàn quá tải).
  • Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 3741\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 1432\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 853\text{ N}$.
  • Kiểm tra sai số vận tốc: Vận tốc thực tế trên trục tang đạt $n_{th} = 77,14\text{ v/ph}$, sai số vận tốc $\Delta v = \left|\frac{77,14 - 76,43}{76,43}\right| \cdot 100% = 0,93% \le 5%$ (thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật).

Chương 3: Tính toán các chi tiết đỡ nối

Chương này thực hiện thiết kế kết cấu hệ trục, gối đỡ và chi tiết ghép nối:

  • Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 638\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 343\text{ MPa}$, độ rắn $190 - 240\text{ HB}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 - 25\text{ MPa}$.
  • Đường kính trục sơ bộ: Trục I có $d_{sbI} = 32\text{ mm}$; Trục II có $d_{sbII} = 50\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và phân tích lực:
    • Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục I và trục II: $l_{11} = l_{21} = 146\text{ mm}$.
    • Khoảng cách từ ổ lăn đến tâm bánh đai: $l_{12} = 68\text{ mm}$; khoảng cách từ ổ lăn đến tâm khớp nối: $l_{22} = 106\text{ mm}$.
    • Khoảng cách từ ổ lăn đến tâm bánh răng: $l_{13} = l_{23} = 73\text{ mm}$.
    • Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục II: $F_{kn} = 0,2 \cdot F_t = 0,2 \cdot 3741 = 748\text{ N}$.
  • Xác định phản lực gối đỡ và mô-men uốn:
    • Trên trục I: Phản lực mặt phẳng thẳng đứng $R_{BY} = -211\text{ N}$, $R_{DY} = 851\text{ N}$; mặt phẳng nằm ngang $R_{BX} = 1871\text{ N}$, $R_{DX} = 1871\text{ N}$. Mô-men uốn tương đương lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng đạt $M_{tđ} = 211.443\text{ Nmm}$.
    • Trên trục II: Phản lực mặt phẳng thẳng đứng $R_{EY} = 219\text{ N}$, $R_{GY} = 1651\text{ N}$; mặt phẳng nằm ngang $R_{EX} = 2476\text{ N}$, $R_{GX} = 517\text{ N}$. Mô-men uốn tương đương lớn nhất tại vị trí lắp bánh răng đạt $M_{tđ} = 544.097\text{ Nmm}$.
  • Kích thước đường kính các đoạn trục tiêu chuẩn:
    • Trục I: Đoạn lắp bánh đai $d = 30\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d = 40\text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn lắp khớp nối $d = 50\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d = 55\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d = 60\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm trục II:
    • Độ bền mỏi: Ứng suất uốn $\sigma_{a2} = 11,90\text{ MPa}$; ứng suất xoắn $\tau_{a2} = 14,59\text{ MPa}$. Hệ số an toàn uốn $s_{\sigma2} = 22,33$, hệ số an toàn xoắn $s_{\tau2} = 9,21$. Hệ số an toàn tổng hợp đạt $s_2 = \frac{s_{\sigma2} \cdot s_{\tau2}}{\sqrt{s_{\sigma2}^2 + s_{\tau2}^2}} = 8,51 \ge [s] = 1,5 - 2,5$ (đạt yêu cầu bền mỏi).
    • Độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_{tđ} = \sqrt{\sigma_{a2}^2 + 3\tau_{a2}^2} = 27,93\text{ MPa} \le [\sigma_2] = 50\text{ MPa}$ (đạt điều kiện bền tĩnh).
    • Độ cứng xoắn: Góc xoắn riêng $\theta = 2,56 \cdot 10^{-3}\text{ rad/m} \le [\theta] = 5,23 \cdot 10^{-3}\text{ rad/m}$ (đạt điều kiện độ cứng xoắn).
  • Tính chọn ổ lăn, then và khớp nối: Lựa chọn then bằng theo tiêu chuẩn tương ứng với đường kính trục ($b = 18\text{ mm}, h = 11\text{ mm}, t_1 = 7\text{ mm}$ cho trục $\varnothing 60$); chọn khớp nối trục đàn hồi và ổ lăn đỡ chặn/ổ bi đỡ phù hợp với phản lực gối đỡ và đường kính ngõng trục.

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

Chương này hoàn thiện kết cấu không gian và các yêu cầu công nghệ chế tạo vỏ hộp giảm tốc:

  • Thiết kế kết cấu vỏ hộp đúc: Xác định chiều dày thành thân hộp, chiều dày thành nắp hộp, kích thước gân tăng cứng, gờ lắp bu-lông, kích thước bu-lông nền, bu-lông ghép nắp và thân hộp, bu-lông vòng nâng hạ.
  • Thiết kế các chi tiết phụ: Chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của tâm lỗ ổ sau khi gia công và tháo lắp; que thăm dầu dạng dẹt kiểm tra mức dầu bôi trơn; nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm giải phóng áp suất khí giãn nở nhiệt bên trong vỏ hộp; nút tháo dầu ở đáy hộp.
  • Dung sai lắp ghép và độ nhám bề mặt: Quy định chế độ lắp ghép cho các mối ghép quan trọng: mối ghép vòng trong ổ lăn với trục, vòng ngoài ổ lăn với thân hộp, mối ghép then với rãnh trục và may-ơ, mối ghép bánh răng lên trục, mối ghép nắp ổ và vòng chắn dầu. Quy định cấp chính xác gia công và độ nhám bề mặt ($Ra, Rz$) theo chức năng bề mặt tiếp xúc và làm việc.

Kết quả và đóng góp

1. Kết quả tính toán kỹ thuật chính

Toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí được xác lập với các thông số kỹ thuật đồng bộ, kiểm nghiệm đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành:

Cụm kết cấu Thông số kỹ thuật chính Giá trị thiết kế Đánh giá kỹ thuật
Động cơ điện Kiểu động cơ 4A132S6Y3 Đủ công suất, mở máy an toàn
Công suất định mức ($P$) / Vận tốc ($n$) $5,5\text{ kW}$ / $960\text{ v/ph}$ Thỏa mãn $P_{đc} \ge P_{ct} = 5,06\text{ kW}$
Bộ truyền đai Loại đai / Số lượng dây đai ($z$) Đai thang B / $z = 2$ Góc ôm $\alpha_1 = 146,15^\circ \ge 120^\circ$
Đường kính bánh đai nhỏ ($d_1$) / lớn ($d_2$) $180\text{ mm}$ / $560\text{ mm}$ Tuổi thọ đai đạt $2737\text{ giờ}$
Bộ truyền bánh răng Khoảng cách trục ($a_w$) / Mô-đun ($m_n$) $200\text{ mm}$ / $3\text{ mm}$ Đạt khoảng cách trục tiêu chuẩn
Số răng $z_1 / z_2$ / Góc nghiêng ($\beta$) $26 / 104$ / $12,84^\circ$ Tỷ số truyền thực tế $u = 4,0$
Ứng suất tiếp xúc tính toán / cho phép $303,32\text{ MPa} / 463,64\text{ MPa}$ Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
Ứng suất uốn bánh $1$ / bánh $2$ $38,56\text{ MPa} / 34,88\text{ MPa}$ Thỏa mãn $[\sigma_{F1}] = 257,14; [\sigma_{F2}] = 226$
Hệ thống trục Đường kính các đoạn trục I $\varnothing 30; \varnothing 35; \varnothing 40\text{ mm}$ Tiêu chuẩn hóa theo dãy ổ lăn và then
Đường kính các đoạn trục II $\varnothing 50; \varnothing 55; \varnothing 60\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s_2 = 8,51 \ge [s]$
Độ bền tĩnh trục II / Độ cứng xoắn $27,93\text{ MPa} / 2,56 \cdot 10^{-3}\text{ rad/m}$ Thỏa mãn độ bền tĩnh và độ cứng xoắn
Vận hành hệ thống Vận tốc vòng trục công tác / Sai số $77,14\text{ v/ph}$ / $\Delta v = 0,93%$ Thỏa mãn điều kiện sai số $\Delta v \le 5%$

2. Đóng góp kỹ thuật của thuyết minh

  • Thiết lập một chu trình tính toán khép kín từ sơ đồ động học đến kết cấu chi tiết máy hoàn chỉnh, tuân thủ chặt chẽ phương pháp tính toán hệ dẫn động cơ khí.
  • Xử lý bài toán tải trọng thay đổi nhiều bậc theo chu kỳ thông qua công thức tính toán tải trọng tương đương và số chu kỳ tương đương khi xét mỏi.
  • Tối ưu hóa việc phân chia tỷ số truyền và lựa chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện, giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải khi mở máy.

Hạn chế và phạm vi áp dụng

  • Hạn chế của đề tài: Đề tài giới hạn trong khuôn khổ đồ án môn học, toàn bộ kết quả dừng lại ở mức độ tính toán lý thuyết giải tích và xây dựng bản vẽ kỹ thuật trên phần mềm máy tính, chưa tiến hành chế tạo thử nghiệm vật lý, chưa đo đạc thực nghiệm rung động, tiếng ồn hay khảo nghiệm nhiệt độ cân bằng thực tế của dầu bôi trơn trong vỏ hộp.
  • Phạm vi áp dụng: Kết quả thiết kế áp dụng cho hệ dẫn động trạm băng tải cố định tải trọng nhỏ và trung bình ($F_t = 3400\text{ N}, v = 1,4\text{ m/s}$), làm việc một chiều, môi trường làm việc thông thường không có yêu cầu chống cháy nổ đặc biệt.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh và hệ thống bản vẽ của đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Công nghệ Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống truyền động băng tải.
  • Sinh viên cần tài liệu mẫu chuẩn về phương pháp giải bài toán phân tích lực trục trong không gian (mặt phẳng $ZOX, ZOY$), cách tra cứu hệ số tải trọng động, dung sai lắp ghép và quy trình tính toán kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo độ bền mỏi.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho trạm dẫn động có mã hiệu và thông số kỹ thuật là gì?

Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc mã hiệu 4A132S6Y3 với công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $960\text{ v/ph}$, hiệu suất $85%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,80$, tỷ số mô-men quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và tỷ số mô-men mở máy $T_K/T_{dn} = 2,0$. Động cơ này thỏa mãn công suất cần thiết tính toán ($5,06\text{ kW}$) và điều kiện mở máy an toàn.

2. Bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai nào và các thông số kích thước cơ bản ra sao?

Bộ truyền đai sử dụng đai hình thang loại B thường với số lượng $z = 2\text{ đai}$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 560\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 2500\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 640\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 146,15^\circ$, lực tác dụng lên trục $F_r = 792\text{ N}$, ứng suất lớn nhất trong đai $\sigma_{max} = 7,04\text{ MPa}$ và tuổi thọ tính toán của đai là $2737\text{ giờ}$.

3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có kích thước hình học và khả năng chịu tải như thế nào?

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 200\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12,84^\circ$, số răng bánh dẫn $z_1 = 26$, bánh bị dẫn $z_2 = 104$. Chiều rộng vành răng lần lượt là $b_1 = 85\text{ mm}$ và $b_2 = 80\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 303,32\text{ MPa}$ nhỏ hơn ứng suất cho phép ($463,64\text{ MPa}$); ứng suất uốn tính toán ($\sigma_{F1} = 38,56\text{ MPa}, \sigma_{F2} = 34,88\text{ MPa}$) đều nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép ($257,14\text{ MPa}$ và $226\text{ MPa}$).

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ thống trục II (trục ra của hộp giảm tốc) có đảm bảo độ bền không?

Trục II được chế tạo bằng thép 45 thường hóa với các đoạn đường kính tiêu chuẩn hóa lần lượt là $\varnothing 50\text{ mm}$ (vị trí khớp nối), $\varnothing 55\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ lăn) và $\varnothing 60\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng). Kiểm nghiệm trục II cho kết quả: hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_2 = 8,51$ (vượt xa giới hạn cho phép $[s] = 1,5 - 2,5$), ứng suất tương đương theo độ bền tĩnh $\sigma_{tđ} = 27,93\text{ MPa} \le [\sigma_2] = 50\text{ MPa}$, và góc xoắn riêng $\theta = 2,56 \cdot 10^{-3}\text{ rad/m} \le [\theta] = 5,23 \cdot 10^{-3}\text{ rad/m}$, hoàn toàn đảm bảo an toàn làm việc.

5. Sai số vận tốc vòng thực tế trên băng tải có đạt yêu cầu kỹ thuật không?

Vận tốc quay thực tế của trục tang sau khi chọn động cơ và chuẩn hóa tỷ số truyền là $n_{th} = 77,14\text{ v/ph}$. So với vận tốc yêu cầu $n_{bt} = 76,43\text{ v/ph}$, sai số vận tốc tính toán là $\Delta v = 0,93%$, nhỏ hơn rất nhiều so với giới hạn sai số cho phép của hệ dẫn động cơ khí ($\Delta v \le 5%$).

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" của nhóm sinh viên Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Vĩnh Long đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết máy cho hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp bộ truyền đai thang. Toàn bộ các thông số kỹ thuật của bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, hệ trục, ổ lăn, then và kết cấu vỏ hộp đều được tính toán theo phương pháp giải tích tiêu chuẩn, thỏa mãn các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh, độ cứng và sai số vận tốc ($\Delta v = 0,93%$). Kết quả nghiên cứu là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và tính thực hành cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí trong việc thực hiện các đồ án thiết kế máy tương tự.