Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế
Đồ án môn học Chi tiết máy với đầu đề "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Mã đề: DVT.7) được thực hiện bởi sinh viên Trịnh Nam Giang (Lớp CK03-K62) và Nguyễn Ngọc Thiện (Lớp CK02-K62, MSSV 20171787) dưới sự hướng dẫn của PGS. Đỗ Văn Trường tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rô bốt, Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội vào tháng 5/2020 (học kỳ 20192).
Hệ thống dẫn động cơ khí là một tổ hợp kết cấu quan trọng trong các thiết bị vận chuyển liên tục. Trong công nghiệp, hộp giảm tốc có chức năng giảm vận tốc góc và tăng mô-men xoắn, truyền động bằng ăn khớp trực tiếp với tỷ số truyền không đổi. Hộp giảm tốc được ứng dụng phổ biến trong các ngành cơ khí, hóa chất, luyện kim và đóng tàu. Đối với hệ dẫn động băng tải, hệ thống tiếp nhận động năng từ động cơ điện, giảm tốc qua bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, sau đó truyền động qua khớp nối đàn hồi đến trục tang dẫn của băng tải.
Nhiệm vụ thiết kế được xác định thông qua 7 thông số kỹ thuật cho trước:
- Lực kéo băng tải: $F = 2275\text{ N}$.
- Vận tốc băng tải: $v = 0{,}85\text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn: $D = 180\text{ mm}$.
- Thời gian phục vụ: $l_h = 14500\text{ giờ}$.
- Chế độ làm việc: $soca = 3\text{ ca/ngày}$.
- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: $\alpha = 45^\circ$.
- Đặc tính tải trọng: Làm việc êm.
Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là trọn bộ hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải. Phạm vi tính toán bao gồm: xác định công suất và chọn động cơ điện; phân phối tỷ số truyền; tính toán động học và động lực học; thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang; thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp; tính toán kết cấu trục, then, ổ lăn; và định hình kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế
Nội dung đồ án được xây dựng dựa trên giáo trình tiêu chuẩn "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của các tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, kết hợp hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật thiết kế máy hiện hành.
Phương pháp thiết kế được triển khai theo các quy trình giải tích và tra cứu kỹ thuật cơ khí:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học máy: Xác định công suất làm việc trên trục công tác, tính toán hiệu suất tổng thể của chuỗi truyền động để tìm công suất yêu cầu trên trục động cơ điện; phân bổ tỷ số truyền cho bộ truyền ngoài và bộ truyền trong hộp.
- Phương pháp thiết kế bộ truyền đai ma sát: Tính toán lựa chọn tiết diện đai thang theo công suất và số vòng quay; xác định đường kính hai bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, góc ôm đai; kiểm nghiệm số đai theo điều kiện công suất cho phép và tính lực căng tác dụng lên trục.
- Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và uốn của bánh răng: Chọn vật liệu thép tôi cải thiện; tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ theo chu kỳ làm việc cơ sở và hệ số tuổi thọ; xác định khoảng cách trục $a_w$, mô-đun pháp $m$, số răng, góc nghiêng răng $\beta$; kiểm tra ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thực tế.
- Phương pháp giải tích cơ học vật rắn biến dạng trong tính toán trục: Lập sơ đồ không gian phân tích lực tác dụng từ bánh đai, cặp bánh răng ăn khớp và khớp nối; giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc; vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$; xác định đường kính trục theo mô-men tương đương.
- Phương pháp kiểm nghiệm an toàn mỏi và độ bền tĩnh: Tính toán hệ số an toàn mỏi $s$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng, so sánh với hệ số an toàn cho phép $[s]$; kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo điều kiện bền dập và bền cắt.
- Phương pháp chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Lựa chọn loại ổ lăn theo tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm; kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d$ theo tuổi thọ triệu vòng quay và kiểm nghiệm tải trọng tĩnh tương đương $Q_t$.
Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất từ các bảng thông số tiêu chuẩn động cơ điện, bảng trị số vật liệu cơ khí, hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và kích thước danh định của ổ lăn, vòng đàn hồi từ tài liệu tham khảo chuyên ngành.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế dưới dạng hệ thống truyền động cơ điện tích hợp gồm các cụm kết cấu:
- Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rô-to lồng sóc có tốc độ quay định mức $n_{dc} = 950\text{ vg/ph}$, công suất yêu cầu $P_{yc} = 2{,}18\text{ kW}$.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang thường tiết diện A đặt nghiêng góc $45^\circ$, tỷ số truyền $u_d = 2{,}63$, gồm 2 sợi đai có chiều dài $L = 1600\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 396{,}66\text{ mm}$, nối trục động cơ với trục I của hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp trong thân hộp kín, tỷ số truyền $u_{br} = 4$, khoảng cách trục $a_w = 115\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 46\text{ mm}$.
- Bộ phận nối trục: Khớp nối trục vòng đàn hồi nối trục II của hộp giảm tốc với trục công tác của tang băng tải, chịu mô-men xoắn danh nghĩa $T = 250\text{ N}\cdot\text{m}$.
- Vật liệu chế tạo chi tiết máy:
- Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn, độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ N/mm}^2$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ N/mm}^2$.
- Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn, độ rắn $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ N/mm}^2$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ N/mm}^2$.
- Trục I và Trục II: Thép 45 tôi cải thiện, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
- Vỏ hộp giảm tốc: Đúc từ gang xám GX 15-32, bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục song song với mặt đáy.
- Quy cách kết cấu vỏ hộp đúc: Thân hộp có chiều dày $\delta = 7\text{ mm}$; nắp hộp có chiều dày $\delta_1 = 7\text{ mm}$; gân tăng cứng có chiều dày $e = 6\text{ mm}$, chiều cao $h = 25\text{ mm}$, góc dốc khuôn $2^\circ$; đường kính bu-lông nền $d_1 > 14{,}6\text{ mm}$.
Nội dung chính theo từng chương
Phần 1: Tính toán động học
Chương này tập trung xác định các thông số công suất, tốc độ và mô-men xoắn trên từng trục của hệ dẫn động.
- Công suất cần thiết trên trục công tác được tính toán: $$P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2275 \cdot 0{,}85}{1000} = 1{,}93\text{ kW}$$
- Hiệu suất tổng của toàn hệ thống được xác định qua tích hiệu suất các bộ phận: 1 bộ truyền khớp nối ($\eta_k = 0{,}99$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0{,}99$), 1 bộ truyền bánh răng ($\eta_{br} = 0{,}97$) và 1 bộ truyền đai ($\eta_d = 0{,}95$): $$\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_d = 0{,}99 \cdot 0{,}99^4 \cdot 0{,}97 \cdot 0{,}95 \approx 0{,}885$$
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{ct}}{\eta} = \frac{1{,}93}{0{,}885} = 2{,}18\text{ kW}$$
- Số vòng quay của trục công tác (tang băng tải): $$n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}85}{\pi \cdot 180} = 90{,}23\text{ vg/ph}$$
- Tỷ số truyền toàn bộ sơ bộ của hệ thống $u_c = n_{dc} / n_{ct} = 950 / 90{,}23 = 10{,}53$. Tác giả chọn tỷ số truyền bánh răng hộp giảm tốc $u_{br} = 4$, từ đó suy ra tỷ số truyền bộ truyền đai $u_d = 10{,}53 / 4 = 2{,}63$.
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I (Vào) | Trục II (Ra) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | - | $u_d = 2{,}63$ | $u_{br} = 4$ | $u_k = 1$ |
| Công suất $P$ (kW) | 2,18 | 2,05 | 1,97 | 1,93 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 950 | 361,22 | 90,30 | 90,30 |
| Mô-men xoắn $T$ (N·mm) | 21914,74 | 54198,27 | 208344,41 | 204114,06 |
Phần 2: Tính toán các bộ truyền
Chương này tính toán chi tiết kích thước hình học và lực tác dụng của hai bộ phận truyền động cơ bản:
- Bộ truyền đai thang thường (ngoài hộp):
- Tiết diện đai loại A; đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 140\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 6{,}96\text{ m/s}$.
- Với hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}02$, đường kính bánh đai lớn chọn $d_2 = 355\text{ mm}$, dẫn đến tỷ số truyền thực $u_t = 2{,}59$ (sai lệch tỷ số truyền so với thiết kế sơ bộ là $1{,}52%$).
- Khoảng cách trục tính toán $a = 396{,}66\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1600\text{ mm}$.
- Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 149{,}1^\circ > 120^\circ$ (đạt yêu cầu truyền động).
- Số dây đai xác định $Z = 2$ đai; chiều rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$, góc chêm rãnh $\varphi = 36^\circ$.
- Lực căng ban đầu của đai $F_0 = 139{,}1\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 536{,}29\text{ N}$.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (trong hộp):
- Cặp bánh răng có góc nghiêng $\beta = 16{,}96^\circ$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$.
- Số răng bánh nhỏ $Z_1 = 22$, số răng bánh lớn $Z_2 = 88$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 88/22 = 4$ (độ sai lệch tỷ số truyền $0%$).
- Khoảng cách trục chia và khoảng cách trục ăn khớp $a = a_w = 115\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 46\text{ mm}$.
- Kích thước đường kính: vòng chia $d_1 = 46\text{ mm}, d_2 = 184\text{ mm}$; vòng đỉnh $d_{a1} = 50\text{ mm}, d_{a2} = 188\text{ mm}$; vòng chân $d_{f1} = 41\text{ mm}, d_{f2} = 179\text{ mm}$.
- Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}83^\circ$; hệ số trùng khớp ngang 1,625; hệ số trùng khớp dọc 0,785.
- Các lực ăn khớp tác dụng: lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 2356{,}45\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 896{,}67\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 718{,}64\text{ N}$.
Phần 3: Tính trục, chọn ổ lăn
Chương này giải quyết bài toán cơ học kết cấu trục, then bằng và ổ lăn đỡ-chặn:
- Chọn khớp nối: Khớp nối vòng đàn hồi tra theo mô-men xoắn tính toán $T_t = 250\text{ N}\cdot\text{m}$, đường kính trục nối $d = 32\text{ mm}$, kích thước ngoài $D = 140\text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, số lượng 6 chốt. Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II là $F_k = 793{,}69\text{ N}$ ($F_{kx} = F_{ky} = 561{,}22\text{ N}$).
- Tính toán Trục I:
- Tải trọng ngoài gồm lực căng đai $F_d = 536{,}29\text{ N}$ và các lực ăn khớp bánh răng. Phản lực tính được tại hai gối đỡ: gối 0 có $F_{x0} = 595{,}37\text{ N}, F_{y0} = 287{,}57\text{ N}$; gối 1 có $F_{x1} = 1381{,}87\text{ N}, F_{y1} = 805{,}03\text{ N}$.
- Xác định đường kính các đoạn trục: ngõng lắp bánh đai $d_{12} = 20\text{ mm}$; hai vị trí ngõng trục lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 25\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{13} = 28\text{ mm}$.
- Mối ghép then tại tiết diện lắp bánh đai ($d_{12} = 20\text{ mm}$) dùng then bằng kích thước $b \times h \times l = 6 \times 6 \times 32\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bền dập ($[\sigma_d] = 150\text{ MPa}$) và bền cắt ($[\tau_c] = 60 \div 90\text{ MPa}$).
- Kiểm nghiệm mỏi trục I: Hệ số an toàn tại tiết diện then $s_{12} = 3{,}2$; tại tiết diện bánh răng $s_{13} = 5{,}5$, đều lớn hơn phạm vi cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
- Ổ lăn trục I: Do có lực dọc trục $F_{a1} = 718{,}64\text{ N}$, tác giả chọn ổ bi đỡ-chặn một dãy cỡ trung hẹp ký hiệu 46305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, C = 21{,}1\text{ kN}, C_0 = 14{,}9\text{ kN}$). Kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d = 14222\text{ N} < C = 21100\text{ N}$; khả năng tải tĩnh $Q_t = 1070{,}22\text{ N} < C_0 = 14400\text{ N}$, đảm bảo an toàn.
- Tính toán Trục II:
- Tải trọng gồm lực ăn khớp bánh răng và lực tác dụng từ khớp nối $F_k = 793{,}69\text{ N}$. Phản lực gối đỡ: gối 0 có $F_{x0} = 798{,}88\text{ N}, F_{y0} = 681{,}17\text{ N}$; gối 1 có $F_{x1} = 2118{,}79\text{ N}, F_{y1} = 776{,}72\text{ N}$.
- Kích thước các đoạn trục: đoạn lắp khớp nối $d_{22} = 34\text{ mm}$; hai vị trí lắp gối ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 35\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{23} = 38\text{ mm}$; đường kính vai trục định vị $d_{vt} = 50\text{ mm}$.
- Mối ghép then: Tiết diện $d_{22} = 34\text{ mm}$ dùng then bằng $b \times h \times l = 10 \times 8 \times 50\text{ mm}$; tiết diện $d_{23} = 38\text{ mm}$ dùng then bằng $b \times h \times l = 10 \times 8 \times 40\text{ mm}$, đều đạt điều kiện bền dập và cắt.
- Kiểm nghiệm mỏi trục II: Hệ số an toàn tại vị trí khớp nối $s_{22} = 5{,}39$; tại ngõng trục ổ lăn $s = 6{,}84$; tại tiết diện lắp bánh răng $s = 6{,}36$, đều vượt yêu cầu an toàn $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
- Ổ lăn trục II: Chọn ổ bi đỡ-chặn ký hiệu 46207 ($d = 35\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, C = 22{,}7\text{ kN}, C_0 = 16{,}6\text{ kN}$). Khả năng tải động quy ước $C_d = 9338{,}05\text{ N} < C = 22700\text{ N}$; khả năng tải tĩnh $Q_t = 1638{,}8\text{ N} < C_0 = 16600\text{ N}$.
Phần 4: Lựa chọn kết cấu
Chương này trình bày các căn cứ xác định hình dáng kết cấu và kích thước vỏ hộp giảm tốc:
- Hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX 15-32, có kết cấu nắp và thân tách rời, mặt ghép đi qua tâm các trục và song song với mặt đáy.
- Chiều dày thân hộp đúc tính theo khoảng cách trục $a = 115\text{ mm}$: $\delta = 0{,}03a + 3 = 0{,}03 \cdot 115 + 3 = 6{,}45\text{ mm}$, tác giả chọn $\delta = 7\text{ mm}$.
- Chiều dày nắp hộp tính toán đạt $6{,}3\text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn $\delta_1 = 7\text{ mm}$.
- Gân tăng cứng vỏ hộp có chiều dày $e = (0{,}8 \div 1)\delta = 6\text{ mm}$, chiều cao $h = 25\text{ mm}$, độ dốc thoát khuôn khoảng $2^\circ$.
- Đường kính bu-lông nền được tính toán theo công thức kinh nghiệm: $d_1 > 0{,}04a + 10 = 0{,}04 \cdot 115 + 10 = 14{,}6\text{ mm}$.
- Chương đề cập các nguyên lý lựa chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng và mỡ bôi trơn cho các ổ lăn, đồng thời xác lập hệ thống dung sai lắp ghép kỹ thuật cho then, ổ và bánh răng.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành toàn bộ chuỗi tính toán kỹ thuật của hệ dẫn động cơ khí từ động cơ đến cơ cấu chấp hành băng tải, đáp ứng thời gian phục vụ $14500\text{ giờ}$ dưới chế độ tải trọng êm.
Bảng tổng hợp các thông số kỹ thuật cốt lõi
| Bộ phận | Thông số kỹ thuật danh định | Trị số tính toán và lựa chọn | Đánh giá điều kiện kiểm nghiệm |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Công suất yêu cầu $P_{yc}$ / Vận tốc | $2{,}18\text{ kW}$ / $950\text{ vg/ph}$ | Đạt công suất kéo trục công tác $1{,}93\text{ kW}$ |
| Bộ truyền đai | Loại đai / Số đai / Chiều dài đai | Đai thang tiết diện A / $Z = 2$ / $L = 1600\text{ mm}$ | Góc ôm $\alpha_1 = 149{,}1^\circ > 120^\circ$ (Thỏa mãn) |
| Đường kính hai bánh đai $d_1 \times d_2$ | $140\text{ mm} \times 355\text{ mm}$ | Tỷ số truyền thực $u_t = 2{,}59$ (Sai lệch $1{,}52%$) | |
| Khoảng cách trục / Lực trục $F_r$ | $a = 396{,}66\text{ mm}$ / $F_r = 536{,}29\text{ N}$ | Chiều rộng vành bánh đai $B = 35\text{ mm}$ | |
| Bánh răng trụ | Khoảng cách trục $a_w$ / Mô-đun $m$ | $a_w = 115\text{ mm}$ / $m = 2\text{ mm}$ | Sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0%$ |
| Số răng $Z_1 \times Z_2$ / Góc nghiêng $\beta$ | $Z_1 = 22 \times Z_2 = 88$ / $\beta = 16{,}96^\circ$ | Chiều rộng vành răng $b_w = 46\text{ mm}$ | |
| Lực ăn khớp $F_t, F_r, F_a$ | $F_t = 2356{,}45\text{ N}, F_r = 896{,}67\text{ N}, F_a = 718{,}64\text{ N}$ | Đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn | |
| Trục I | Đường kính các đoạn $d_{12}, d_{10}, d_{13}$ | $20\text{ mm}, 25\text{ mm}, 28\text{ mm}$ | Hệ số an toàn mỏi $s_{12}=3{,}2; s_{13}=5{,}5 > [s]$ |
| Then bằng tại $d_{12}$ | $b \times h \times l = 6 \times 6 \times 32\text{ mm}$ | Đạt độ bền dập và bền cắt | |
| Ổ lăn Trục I (2 gối) | Ký hiệu 46305 ($d=25, D=62, B=17\text{ mm}$) | $C_d = 14222\text{ N} < C = 21100\text{ N}$ | |
| Trục II | Đường kính các đoạn $d_{22}, d_{20}, d_{23}$ | $34\text{ mm}, 35\text{ mm}, 38\text{ mm}$ (gờ vai $50\text{ mm}$) | Hệ số an toàn mỏi $s_{22}=5{,}39; s_{ol}=6{,}84; s_{br}=6{,}36 > [s]$ |
| Then bằng tại $d_{22}$ và $d_{23}$ | $10 \times 8 \times 50\text{ mm}$ và $10 \times 8 \times 40\text{ mm}$ | Đạt ứng suất dập $[\sigma_d] \le 150\text{ MPa}$ | |
| Ổ lăn Trục II (2 gối) | Ký hiệu 46207 ($d=35, D=72, B=17\text{ mm}$) | $C_d = 9338{,}05\text{ N} < C = 22700\text{ N}$ | |
| Vỏ hộp đúc | Chiều dày thân $\delta$ / Nắp $\delta_1$ | $\delta = 7\text{ mm}$ / $\delta_1 = 7\text{ mm}$ | Vật liệu gang xám GX 15-32 |
| Gân tăng cứng / Bu-lông nền | $e = 6\text{ mm}, h = 25\text{ mm}$ / $d_1 > 14{,}6\text{ mm}$ | Độ dốc thoát khuôn $2^\circ$ |
Đóng góp chính của đồ án là việc hệ thống hóa một phương án thiết kế hoàn chỉnh, logic từ khâu tính toán động học, phân phối tỷ số truyền tối ưu đến khâu kiểm nghiệm bền chi tiết máy. Các bước tính toán tuân thủ quy chuẩn thiết kế cơ khí chính xác, bảo đảm kích thước hình học tiêu chuẩn hóa, tạo điều kiện thuận lợi cho quá trình gia công và chế tạo thực tế.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Phạm vi của đồ án môn học tồn tại một số giới hạn kỹ thuật được ghi nhận:
- Văn bản đồ án tập trung vào tính toán động học và độ bền tĩnh/mỏi của các chi tiết máy cơ sở; chưa mở rộng tính toán kiểm tra điều kiện cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong chế độ làm việc liên tục 3 ca.
- Phần kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ mới dừng lại ở việc xác định các kích thước thành hộp, gân tăng cứng và bu-lông nền cơ bản; chưa triển khai chi tiết tính toán hệ thống nắp ổ, que thăm dầu, cửa quan sát và nút thông hơi.
- Quá trình kiểm nghiệm then và trục được thực hiện dưới giả định tải trọng tĩnh, làm việc êm một chiều; chưa xét đến tải trọng động phát sinh khi mở máy hoặc quá tải đột ngột.
Hướng phát triển tiếp theo của đề tài bao gồm việc bổ sung tính toán cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc, thiết kế hoàn chỉnh hệ thống bôi trơn cưỡng bức hoặc làm mát cưỡng bức nếu cần thiết, thực hiện mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) trên các trục để đánh giá độ võng và độ xoắn chính xác dưới tải trọng thực tế.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật tham khảo hữu ích cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc đồ án tốt nghiệp kỹ sư cơ khí.
- Cán bộ kỹ thuật và kỹ sư thiết kế máy tham khảo quy trình phân phối tỷ số truyền, phương pháp xác định phản lực không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi trục khi lắp cặp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp ổ bi đỡ-chặn.
- Phần đáng tham khảo nhất là chuỗi tính toán chi tiết trục I và trục II với các bảng tra hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và độ dôi lắp ghép, cùng các bước kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của ổ bi đỡ-chặn theo tiêu chuẩn.
Câu hỏi thường gặp
1. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại bánh răng nào và các thông số ăn khớp cơ bản là bao nhiêu?
Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền một cấp bánh răng trụ răng nghiêng. Cặp bánh răng có mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 115\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 16{,}96^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 46\text{ mm}$. Bánh nhỏ có 22 răng, bánh lớn có 88 răng, cho tỷ số truyền thực tế $u_t = 4$.
2. Tại sao tác giả lại lựa chọn ổ bi đỡ-chặn cho cả trục I và trục II thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do bộ truyền trong hộp là bánh răng trụ răng nghiêng, trong quá trình ăn khớp xuất hiện lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = F_{a2} = 718{,}64\text{ N}$). Khi xét tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm trên các gối đỡ (ở trục I là $F_a / F_{r0} = 1{,}08 > 0{,}3$ và ở trục II là $F_a / F_{r0} = 0{,}68 > 0{,}3$), điều kiện chịu lực đòi hỏi phải sử dụng ổ bi đỡ-chặn để tiếp nhận đồng thời cả tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.
3. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi trên các trục có thỏa mãn điều kiện an toàn không?
Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi với hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$. Cụ thể, trên trục I: tiết diện rãnh then đạt $s_{12} = 3{,}2$, tiết diện lắp bánh răng đạt $s_{13} = 5{,}5$. Trên trục II: tiết diện lắp khớp nối đạt $s_{22} = 5{,}39$, tiết diện lắp ổ lăn đạt $s = 6{,}84$, tiết diện lắp bánh răng đạt $s = 6{,}36$.
4. Kích thước và thông số của bộ truyền đai ngoài hộp được xác định như thế nào?
Bộ truyền đai sử dụng loại đai thang thường tiết diện A với số lượng 2 đai ($Z = 2$). Bánh đai nhỏ có đường kính $d_1 = 140\text{ mm}$, bánh đai lớn có đường kính $d_2 = 355\text{ mm}$. Khoảng cách trục sau khi tính toán chính xác là $a = 396{,}66\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1600\text{ mm}$, và góc ôm bánh đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 149{,}1^\circ$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Trịnh Nam Giang và Nguyễn Ngọc Thiện đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng theo mã đề DVT.7. Hệ thống được xây dựng đồng bộ với công suất động cơ yêu cầu $2{,}18\text{ kW}$, tổng tỷ số truyền $10{,}53$ phân bổ hợp lý qua bộ truyền đai thang và cặp bánh răng nghiêng. Mọi chi tiết máy cốt lõi gồm bộ truyền đai, bánh răng, trục, then, gối ổ bi đỡ-chặn và kết cấu vỏ hộp đúc GX 15-32 đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng tải định mức theo thời gian phục vụ $14500\text{ giờ}$. Bản thuyết minh cung cấp cơ sở dữ liệu kỹ thuật rõ ràng, chuẩn mực và có độ tin cậy cao phục vụ công tác học tập và thiết kế cơ khí.