Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những nội dung trọng tâm thuộc chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí tại Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Đề tài đồ án môn học Chi tiết máy mang mã số NXH.34 do nhóm sinh viên Nguyễn Anh Văn và Đỗ Danh Vinh thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Xuân Hạ (Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rôbốt, Viện Cơ khí) tập trung vào việc tính toán, thiết kế hoàn chỉnh hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng.
Trong thực tiễn sản xuất công nghiệp, hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động trung gian hoạt động theo nguyên lý ăn khớp trực tiếp với tỷ số truyền cố định, đóng vai trò giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn truyền từ động cơ điện đến bộ phận công tác. Thiết bị này được ứng dụng rộng rãi trong các dây chuyền vận chuyển liên tục của các ngành công nghiệp nặng, hóa chất, luyện kim, chế tạo máy và đóng tàu.
Mục tiêu chính của đồ án là xác định các thông số động học, động lực học và hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải. Các nhiệm vụ nghiên cứu và tính toán cụ thể được xác lập theo các bước sau:
- Tính toán động học hệ dẫn động, xác định công suất làm việc, hiệu suất toàn hệ thống và lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha phù hợp.
- Phân phối tỷ số truyền chung của hệ thống cho bộ truyền ngoài (bộ truyền đai dẹt) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng thẳng).
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai dẹt ngoài hộp giảm tốc (chọn loại đai, xác định kích thước hình học bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, góc ôm và lực tác dụng lên trục).
- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng một cấp (chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, khoảng cách trục, môđun, số răng, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn).
- Tính toán thiết kế kết cấu trục (trục I và trục II), chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi, tính chọn và kiểm nghiệm then bằng, kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
- Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn trên các trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định các chi tiết phụ trợ, dung sai lắp ghép và phương pháp bôi trơn hệ thống.
- Lập hồ sơ kỹ thuật gồm 01 bản thuyết minh tính toán và 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 cùng bản vẽ chi tiết các bộ phận cụm trục.
Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải với các thông số đầu vào được cho trước:
- Lực kéo trên băng tải: $F = 4200\text{ N}$
- Vận tốc tuyến tính của băng tải: $v = 1,05\text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 330\text{ mm}$
- Thời hạn phục vụ danh nghĩa: $L_h = 18000\text{ giờ}$
- Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, đặc tính tải trọng làm việc êm
- Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\alpha = 30^\circ$
Phạm vi nghiên cứu tập trung vào quy trình tính toán thiết kế giải tích hệ dẫn động cơ khí một cấp theo tiêu chuẩn thiết kế máy của Việt Nam, thực hiện tại Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội vào tháng 7 năm 2023 (học kỳ 20232).
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Đồ án được xây dựng dựa trên nền tảng lý thuyết cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu, dung sai và lắp ghép kỹ thuật, cùng hệ thống tài liệu chuẩn mực "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của các tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Phương pháp nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật được triển khai bao gồm:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học máy: Sử dụng các công thức giải tích để cân bằng công suất, xác định tổn thất ma sát qua các cặp ổ lăn, bộ truyền bánh răng, bộ truyền đai và khớp nối, từ đó tính toán mômen xoắn và số vòng quay trên từng trục truyền động.
- Phương pháp tính toán truyền động ma sát: Tính toán bộ truyền đai dẹt dựa trên điều kiện không trượt trơn và ứng suất có ích cho phép $[\sigma_F]$, có xét đến các hệ số ảnh hưởng của góc ôm ($C_\alpha$), vận tốc ($C_v$), vị trí bộ truyền ($C_0$) và tải trọng động ($K_đ$).
- Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng: Áp dụng tiêu chuẩn tính toán bánh răng dựa trên đường cong mỏi tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và mỏi uốn ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) với hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$), hệ số tập trung tải trọng ($K_{H\beta}, K_{F\beta}, K_{H\alpha}, K_{F\alpha}$) và hệ số tải trọng động ($K_{Hv}, K_{Fv}$).
- Phương pháp cơ học kết cấu và phân tích ứng suất trục: Lập các phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn trên hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy$ và $Oxz$); vẽ biểu đồ mômen uốn tổng hợp và mômen tương đương ($M_{\text{tđ}}$); tính toán đường kính trục theo độ bền uốn - xoắn kết hợp; kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi ($s$) và độ bền tĩnh khi quá tải mở máy.
- Phương pháp tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật: Tra cứu các bảng thông số chuẩn về kích thước động cơ điện đồng bộ, tiết diện then bằng (TCVN), kích thước ổ bi đỡ một dãy, thông số hình học khớp nối vòng đàn hồi và cấp chính xác gia công cơ khí.
Thiết kế và triển khai hệ dẫn động
Hệ thống dẫn động băng tải trong đồ án được bố trí theo sơ đồ truyền động nối tiếp: $$\text{Động cơ điện} \xrightarrow{\text{Bộ truyền đai dẹt}} \text{Trục I (Hộp giảm tốc)} \xrightarrow{\text{Cặp bánh răng trụ răng thẳng}} \text{Trục II} \xrightarrow{\text{Khớp nối đàn hồi}} \text{Tang băng tải}$$
Cấu trúc và đặc tính kỹ thuật của các cụm thành phần chính:
- Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc mã hiệu 3K160Mb8, công suất định mức $5,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $730\text{ vòng/phút}$.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai dẹt làm từ đai vải cao su mã hiệu BKHJI65 không có lớp lót, chiều dày đai $\delta = 5\text{ mm}$, chiều rộng đai $b = 63\text{ mm}$, bánh đai nhỏ $d_1 = 224\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 630\text{ mm}$.
- Bộ truyền trong hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài, khoảng cách trục $a_w = 190\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 29$, số răng bánh lớn $Z_2 = 123$, góc ăn khớp tiêu chuẩn $\alpha_w = 20^\circ$.
- Cụm trục và gối đỡ: Hai trục chế tạo từ vật liệu Thép 45 tôi cải thiện. Trục I có đường kính các đoạn $28\text{ mm}$, $30\text{ mm}$, $32\text{ mm}$; Trục II có đường kính ngõng trục gối đỡ $50\text{ mm}$. Các gối đỡ sử dụng ổ bi đỡ một dãy. Mối ghép truyền mômen xoắn sử dụng then bằng tiêu chuẩn.
- Cơ cấu nối trục ra: Nối trục vòng đàn hồi liên kết ngõng trục II của hộp giảm tốc với trục tang dẫn băng tải, cho phép bù trừ sai lệch tâm và giảm chấn động khi truyền mômen $699317,09\text{ N}\cdot\text{mm}$.
Nội dung chính theo từng phần của đồ án
Phần 1: Tính động học
Phần này tập trung tính toán các thông số làm việc cơ bản và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống:
- Công suất yêu cầu trên trục công tác: $$P_{\text{lv}} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4200 \times 1,05}{1000} = 4,41\text{ kW}$$
- Hiệu suất chung của hệ dẫn động: $$\eta = \eta_k \cdot \eta_{\text{ol}}^3 \cdot \eta_{\text{br}} \cdot \eta_đ = 0,99 \times (0,99)^3 \times 0,97 \times 0,95 \approx 0,89$$
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{\text{yc}} = \frac{P_{\text{lv}}}{\eta} = \frac{4,41}{0,89} = 4,96\text{ kW}$$
- Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{\text{lv}} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \times 1,05}{\pi \times 330} \approx 60,77\text{ vòng/phút}$$
- Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ 3K160Mb8 có công suất định mức $P = 5,5\text{ kW} \ge P_{\text{yc}}$, số vòng quay định mức $n = 730\text{ vòng/phút}$, đường kính đầu trục $d = 42\text{ mm}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, $\cos\varphi = 0,86$, hệ số mômen cực đại $T_{\max}/T_{\text{đn}} = 2,2$, hệ số mômen khởi động $T_k/T_{\text{đn}} = 2,0$, khối lượng $116\text{ kg}$.
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_t = \frac{n_{\text{đc}}}{n_{\text{lv}}} = \frac{730}{60,77} = 12,01$. Phân phối: Tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 2,8$; Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng $u_{\text{br}} = \frac{12,01}{2,8} = 4,29$.
| Thông số | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | — | 2,80 | 4,29 | 1,00 |
| Số vòng quay ($n$, vg/ph) | 730,00 | 260,71 | 60,77 | 60,77 |
| Công suất ($P$, kW) | 4,92 | 4,63 | 4,45 | 4,41 |
| Mômen xoắn ($T$, $\text{N}\cdot\text{mm}$) | 64364,38 | 169600,32 | 699317,09 | 693031,10 |
Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt
Nội dung phần 2 xác định các kích thước hình học và lực căng của bộ truyền đai ngoài:
- Loại đai lựa chọn: Đai vải cao su loại BKHJI65 không có lớp lót, chiều dày $\delta = 5\text{ mm}$.
- Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 224\text{ mm}$. Vận tốc đai đạt $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{\text{đc}}}{60000} = 8,56\text{ m/s} \le 30\text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: Chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 630\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0,01$). Tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,84$, độ sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 1,43% \le 4%$.
- Khoảng cách trục: $a = 1400\text{ mm}$ (tính toán lý thuyết chính xác $a = 1576,09\text{ mm}$).
- Chiều dài đai tính toán có kể đến mối nối: $L = 4500\text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 163,5^\circ \ge 150^\circ$.
- Lực vòng tác dụng: $F_t = 574,77\text{ N}$. Chiều rộng đai tính toán $b = 63\text{ mm}$; Chiều rộng bánh đai $B = 71\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu của đai: $F_0 = 718,08\text{ N}$; Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1424,32\text{ N}$ (lấy xấp xỉ $F_đ = 1424,35\text{ N}$ trong tính toán trục).
Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng
Phần 3 thực hiện tính toán độ bền và các kích thước hình học của cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ cứng $HB_1 = 240$, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_{H1}] = 500\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép sơ bộ $[\sigma_{F1}] = 246,86\text{ MPa}$. Bánh bị động có độ cứng $HB_2 = 230$, $[\sigma_{H2}] = 481,82\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của bộ truyền $[\sigma_H]_{\text{sb}} = 481,82\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục sơ bộ tính toán: $a_w = 193,3\text{ mm}$, chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 190\text{ mm}$.
- Môđun răng: $m = 2,5\text{ mm}$.
- Số răng của cặp bánh răng: Bánh chủ động $Z_1 = 29$, bánh bị động $Z_2 = 123$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = \frac{123}{29} \approx 4,24$, sai lệch so với yêu cầu là $\Delta u = 1,17% < 4%$. Hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$, góc ăn khớp $\alpha_w = 20^\circ$.
- Kích thước hình học bánh răng:
- Đường kính vòng lăn (vòng chia): $d_{w1} = 73\text{ mm}$, $d_{w2} = 307\text{ mm}$.
- Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 78\text{ mm}$, $d_{a2} = 312\text{ mm}$.
- Đường kính đáy răng: $d_{f1} = 72\text{ mm}$, $d_{f2} = 305\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = b_{w2} = 85,5\text{ mm}$ (với hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0,45$).
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 4646,58\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_r = 1691,22\text{ N}$.
- Kết quả kiểm nghiệm bền: Bộ truyền đạt điều kiện bền tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H] = 457,73\text{ MPa}$) và độ bền uốn ($\sigma_{F1} \le [\sigma_{F1}] = 251,61\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} \le [\sigma_{F2}] = 241,12\text{ MPa}$).
Phần 4: Tính toán thiết kế trục
Nội dung phần 4 bao gồm chọn khớp nối, tính toán phản lực, thiết kế kích thước trục và kiểm nghiệm bền:
- Khớp nối trục: Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi nối trục II với tang băng tải. Thông số tra cứu: Mômen xoắn cho phép $[T_{\text{kn}}] = 1000\text{ Nm} \ge T_t = 909,11\text{ Nm}$; Đường kính trục cho phép $d_{\text{cfkn}} = 50\text{ mm}$; Số chốt $Z = 8$; Đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$; Đường kính chốt $d_c = 18\text{ mm}$; Chiều dài chốt công xôn $l_1 = 42\text{ mm}$; Chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 36\text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục do khớp nối: $F_{\text{kn}} = 1748,29\text{ N}$.
- Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 28\text{ MPa}$. Đường kính trục sơ bộ: Trục I chọn $d_{\text{sb}1} = 35\text{ mm}$; Trục II chọn $d_{\text{sb}2} = 50\text{ mm}$.
- Thiết kế cụm Trục I:
- Kích thước chiều dài các đoạn: $l_{11} = 158\text{ mm}$, $l_{12} = 79\text{ mm}$, $l_{1c} = 86\text{ mm}$.
- Phản lực gối đỡ: $F_{x1} = -3401,58\text{ N}$, $F_{x2} = -1957,17\text{ N}$, $F_{y1} = 2713,57\text{ N}$, $F_{y2} = 211,17\text{ N}$.
- Kết cấu đường kính trục I: $d_{10} = 28\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh đai), $d_{11} = d_{13} = 30\text{ mm}$ (ngõng trục lắp ổ lăn), $d_{12} = 32\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng).
- Chọn then bằng: Tại vị trí bánh răng ($d_{12}=32\text{ mm}$) dùng then $b=10\text{ mm}, h=8\text{ mm}, t_1=5\text{ mm}, l_t=40\text{ mm}$; Tại vị trí bánh đai ($d_{10}=28\text{ mm}$) dùng then $b=8\text{ mm}, h=7\text{ mm}, t_1=4\text{ mm}, l_t=56\text{ mm}$. Các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập và bền cắt.
- Kiểm nghiệm mỏi và tĩnh: Hệ số an toàn bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều đạt ($s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$). Ứng suất tương đương kiểm nghiệm tĩnh tại tiết diện nguy hiểm đạt $\sigma_{\text{tđ}} = 105,9\text{ MPa} \le [\sigma] = 360\text{ MPa}$.
- Thiết kế cụm Trục II:
- Kích thước chiều dài: $l_{21} = 158\text{ mm}$, $l_{22} = 79\text{ mm}$, $l_{2c} = 91\text{ mm}$.
- Phản lực gối đỡ: $F_{x3} = 3443,67\text{ N}$, $F_{x4} = -545,38\text{ N}$, $F_{y3} = -845,61\text{ N}$, $F_{y4} = -845,61\text{ N}$.
- Đường kính trục tính toán tại các tiết diện chịu mômen uốn và xoắn được xác định dựa trên ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 55\text{ MPa}$.
Phần 5: Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn
- Chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho cả trục I và trục II dựa trên đường kính ngõng trục và lực hướng tâm tác dụng từ các gối đỡ.
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn theo thời hạn phục vụ yêu cầu $L_h = 18000\text{ giờ}$ và kiểm tra khả năng tải tĩnh nhằm đảm bảo ổ không bị biến dạng dư cục bộ tại bề mặt tiếp xúc con lăn và rãnh lăn.
Phần 6: Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, chia thành hai phần: Thân hộp dưới và nắp hộp trên, liên kết với nhau qua mặt bích bằng bu lông.
- Xác định chiều dày thành thân hộp, thành nắp hộp, bề rộng mặt bích và các gân tăng cứng nhằm bảo đảm độ cứng vững cho toàn bộ kết cấu.
- Bố trí các chi tiết cấu tạo: Chốt định vị hình côn để cố định vị trí nắp và thân trước khi gia công lỗ lắp ổ; cửa thăm dầu trên nắp hộp để quan sát sự ăn khớp và châm dầu; nút thông hơi để giảm áp suất không khí bên trong hộp khi dầu nóng lên; que thăm/mắt kiểm tra mức dầu và nút tháo cặn dầu ở đáy hộp.
Phần 7: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai
- Bôi trơn: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (ngập sâu vành răng trong bể dầu); bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng cho các bộ ổ lăn trên hai trục, có vòng chắn mỡ ngăn dầu bôi trơn bánh răng xâm nhập.
- Dung sai và kiểu lắp: Chọn kiểu lắp ghép có độ dôi $k6/m6$ giữa vòng trong ổ lăn với ngõng trục; kiểu lắp trung gian $H7/Js7$ giữa vòng ngoài ổ lăn với lỗ thân hộp; mối ghép bánh răng lên trục dùng kiểu lắp $H7/k6$ kết hợp then bằng tiêu chuẩn có dung sai chiều rộng then theo TCVN.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ chu trình tính toán, kiểm nghiệm và thiết kế hệ dẫn động băng tải với các thông số kỹ thuật then chốt được tổng hợp:
| Hạng mục kết cấu | Thông số kỹ thuật chính | Giá trị xác lập |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Mã hiệu / Công suất định mức / Tốc độ quay | 3K160Mb8 / $5,5\text{ kW}$ / $730\text{ vg/ph}$ |
| Bộ truyền đai dẹt | Loại đai / Tiết diện đai ($\delta \times b$) / Chiều dài đai | BKHJI65 / $5 \times 63\text{ mm}$ / $4500\text{ mm}$ |
| Đường kính bánh đai ($d_1 / d_2$) / Tỷ số truyền thực tế | $224\text{ mm} / 630\text{ mm}$ / $2,84$ | |
| Bộ truyền bánh răng | Vật liệu / Môđun / Khoảng cách trục ($a_w$) | Thép 45 / $m = 2,5\text{ mm}$ / $190\text{ mm}$ |
| Số răng ($Z_1 / Z_2$) / Tỷ số truyền thực tế | $29 / 123$ / $4,24$ | |
| Bề rộng vành răng ($b_w$) / Lực vòng ăn khớp ($F_t$) | $85,5\text{ mm}$ / $4646,58\text{ N}$ | |
| Khớp nối trục | Loại khớp / Đường kính tâm chốt ($D_0$) / Số chốt ($Z$) | Khớp vòng đàn hồi / $160\text{ mm}$ / 8 chốt |
| Cụm Trục I | Đường kính các đoạn trục ($d_{10} / d_{11,13} / d_{12}$) | $28\text{ mm} / 30\text{ mm} / 32\text{ mm}$ |
| Ứng suất tương đương tĩnh lớn nhất | $105,9\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$ |
Các giải pháp kỹ thuật do nhóm tác giả đề xuất:
- Phương án phân phối tỷ số truyền hợp lý giữa bộ truyền đai dẹt ngoài hộp ($u_đ = 2,8$) và bộ truyền bánh răng trong hộp ($u_{\text{br}} = 4,29$) giúp giảm kích thước hướng kính của hộp giảm tốc và giảm tải trọng động truyền trực tiếp từ động cơ.
- Sử dụng vật liệu Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng $230 \div 240\text{ HB}$ cho cặp bánh răng và trục, vừa đảm bảo khả năng chịu tải mỏi và độ bền tĩnh, vừa thuận tiện cho gia công cắt gọt cơ khí thông dụng.
- Đồ án giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế cơ khí từ động học, động lực học đến kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép, đảm bảo hệ thống vận hành êm ái trong suốt thời hạn phục vụ danh nghĩa $18000\text{ giờ}$.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên nội dung thuyết minh kỹ thuật, một số hạn chế và định hướng phát triển của đề tài bao gồm:
- Hạn chế:
- Toàn bộ quá trình tính toán độ bền mỏi và tĩnh được tiến hành theo phương pháp giải tích truyền thống dựa trên tải trọng danh nghĩa không đổi, chưa xét đến các dao động xoắn phi tuyến và tác động của tải trọng thay đổi liên tục trong điều kiện làm việc thực tế của băng tải.
- Bộ truyền đai dẹt có kích thước bánh đai lớn ($d_2 = 630\text{ mm}$) và khoảng cách trục dài ($a = 1400\text{ mm}$), làm tăng không gian lắp đặt tổng thể của hệ thống so với phương án dùng bộ truyền đai thang hoặc xích.
- Thuyết minh tập trung chủ yếu vào phần giải tích tính toán chi tiết cụm Trục I, trong khi phần kiểm nghiệm chi tiết các tiết diện trục II và ổ lăn chỉ trình bày ở mức độ tóm lược các phương trình cân bằng.
- Hướng mở rộng:
- Ứng dụng mô hình hóa 3D và phương pháp phần tử hữu hạn (FEM/CAE) trên các phần mềm như SolidWorks, ANSYS hoặc Inventor để phân tích trạng thái ứng suất - biến dạng của vỏ hộp đúc và cụm trục dưới tải trọng uốn - xoắn động.
- Nghiên cứu chuyển đổi sang sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc nhằm tăng hệ số trùng khớp, nâng cao khả năng chịu tải và giảm thiểu tiếng ồn khi vận hành ở dải vận tốc cao.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu kỹ thuật hữu ích đối với:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, Cơ sở Thiết kế Máy và Rôbốt khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Cán bộ kỹ thuật và kỹ sư thiết kế máy cơ sở cần tài liệu tra cứu mẫu về quy trình tính toán động học, phân phối tỷ số truyền, kiểm nghiệm tiếp xúc/uốn bánh răng theo tiêu chuẩn cơ học máy và lập biểu đồ nội lực cho trục truyền động.
- Các phần có giá trị tham khảo cao nhất gồm: Bảng tổng hợp thông số động học hệ dẫn động (Phần 1), trình tự tính toán kiểm nghiệm độ bền bánh răng trụ răng thẳng (Phần 3), và các bước thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực gối đỡ và kiểm nghiệm bền mỏi trục (Phần 4).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống có thông số kỹ thuật danh định như thế nào?
Động cơ được chọn là loại không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc 3K160Mb8 có công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $730\text{ vòng/phút}$, đường kính trục động cơ $d = 42\text{ mm}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, hệ số mômen cực đại $T_{\max}/T_{\text{đn}} = 2,2$ và tổng khối lượng $116\text{ kg}$.
2. Bộ truyền đai dẹt ngoài hộp giảm tốc sử dụng loại đai nào và kích thước hình học chính là bao nhiêu?
Bộ truyền ngoài sử dụng đai vải cao su mã hiệu BKHJI65 không có lớp lót, chiều dày $\delta = 5\text{ mm}$, chiều rộng đai $b = 63\text{ mm}$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 224\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 630\text{ mm}$, chiều rộng vành bánh đai $B = 71\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 4500\text{ mm}$, khoảng cách trục bố trí $a = 1400\text{ mm}$ và góc ôm $\alpha_1 = 163,5^\circ$.
3. Cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc có kích thước và thông số ăn khớp ra sao?
Cặp bánh răng có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 190\text{ mm}$, môđun $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 29$ và $Z_2 = 123$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 4,24$), hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$, góc ăn khớp $\alpha_w = 20^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 85,5\text{ mm}$, đường kính vòng lăn $d_{w1} = 73\text{ mm}$ và $d_{w2} = 307\text{ mm}$.
4. Khớp nối trục đàn hồi giữa Trục II và tang băng tải có các đặc tính làm việc gì?
Khớp nối trục sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi với mômen xoắn cho phép $[T_{\text{kn}}] = 1000\text{ Nm}$ (lớn hơn mômen tính toán $T_t = 909,11\text{ Nm}$), đường kính trục lắp lớn nhất $d_{\text{cfkn}} = 50\text{ mm}$, gồm 8 chốt đàn hồi đường kính $d_c = 18\text{ mm}$ phân bố trên vòng tâm chốt đường kính $D_0 = 160\text{ mm}$, sinh ra lực tác dụng lên trục $F_{\text{kn}} = 1748,29\text{ N}$.
5. Kết cấu đường kính các đoạn trên Trục I được xác định như thế nào và kiểm nghiệm độ bền tĩnh đạt giá trị bao nhiêu?
Trục I được chế tạo từ Thép 45 có đường kính các đoạn lần lượt là $d_{10} = 28\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh đai ngoài), $d_{11} = d_{13} = 30\text{ mm}$ (ngõng trục lắp hai gối đỡ ổ bi) và $d_{12} = 32\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng chủ động). Kiểm nghiệm độ bền tĩnh tại tiết diện nguy hiểm cho ứng suất tương đương $\sigma_{\text{tđ}} = 105,9\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tĩnh cho phép $[\sigma] = 360\text{ MPa}$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy mã đề NXH.34 đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải công suất làm việc $4,41\text{ kW}$ phục vụ trong $18000\text{ giờ}$. Toàn bộ các chỉ tiêu về động học, độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ($a_w = 190\text{ mm}$), khả năng chịu tải của bộ truyền đai dẹt và độ bền tổng hợp của cụm trục đều thỏa mãn các điều kiện kỹ thuật tiêu chuẩn. Công trình cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh gồm thuyết minh tính toán chi tiết và bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0, đáp ứng đầy đủ yêu cầu đào tạo kỹ sư cơ khí tại Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội.