Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong lĩnh vực cơ khí chế tạo máy, việc thiết kế hệ thống dẫn động cho các thiết bị vận chuyển liên tục như băng tải, xích tải hay vít tải là nhiệm vụ kỹ thuật nền tảng nhằm truyền công suất và biến đổi mômen xoắn từ động cơ điện đến cơ cấu công tác. Đồ án môn học Chi tiết máy thực hiện tại Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải (Khoa Cơ khí, năm 2018) tập trung giải quyết quy trình tính toán, thiết kế kỹ thuật cho đề tài: "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải".

Hệ thống truyền động gồm nguồn động lực là động cơ điện xoay chiều, truyền qua khớp nối trục đàn hồi vào hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục, sau đó dẫn động ra trục máy công tác thông qua bộ truyền xích ngoài. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế kỹ thuật được xác định theo các thông số ban đầu:

  1. Lực vòng tác dụng trên xích tải/băng tải: $P = 4500 \text{ N}$.
  2. Vận tốc làm việc của xích tải: $v = 1,8 \text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang quay băng tải: $D = 340 \text{ mm}$.
  4. Thời gian phục vụ định mức: $L = 6 \text{ năm}$. Quy ước thời gian làm việc gồm 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, mỗi ca kéo dài 8 giờ (tương đương tổng thời gian vận hành là $28.800 \text{ giờ}$).
  5. Chế độ tải trọng: Hệ thống quay một chiều, làm việc trong điều kiện tải va đập nhẹ; tải trọng biến đổi theo 3 bậc trong chu kỳ làm việc 90 giây:
    • Giai đoạn 1: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 20 \text{ s}$.
    • Giai đoạn 2: $T_2 = 0,85T$ trong thời gian $t_2 = 40 \text{ s}$.
    • Giai đoạn 3: $T_3 = 0,65T$ trong thời gian $t_3 = 30 \text{ s}$.

Đối tượng nghiên cứu là toàn bộ các cụm chi tiết cơ khí cấu thành hệ thống dẫn động, bao gồm động cơ điện, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh, bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền xích con lăn ngoài hộp, hệ thống trục truyền động (trục I, II, III), then, gối đỡ ổ lăn, khớp nối đàn hồi, vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ bôi trơn. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế động học, kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn của các chi tiết máy làm việc trong môi trường công nghiệp có bụi.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án triển khai dựa trên cơ sở phương pháp luận thiết kế chi tiết máy truyền thống theo giáo trình và tài liệu quy chuẩn kỹ thuật cơ khí Việt Nam:

  • Khung lý thuyết và tài liệu tham khảo: Hệ thống công thức, bảng tra cứu thông số vật liệu và hệ số thực nghiệm được trích dẫn trực tiếp từ bộ tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2, tác giả Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, ký hiệu trong văn bản là [TL1]). Tiêu chuẩn biên dạng răng áp dụng theo TCVN 1065-71 về góc profin gốc tiêu chuẩn. Dãy động cơ tiêu chuẩn tra cứu từ bảng thông số kỹ thuật động cơ không đồng bộ ba pha 4A.
  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tương đương trên trục công tác dựa trên chế độ tải trọng nhiều bậc, tính toán hiệu suất toàn hệ thống, xác định số vòng quay sơ bộ và chọn động cơ thực tế. Phân phối tỷ số truyền cho các cấp giảm tốc theo nguyên tắc chia đều tỷ số truyền đối với hộp giảm tốc đồng trục.
  • Phương pháp tính toán sức bền mỏi và tĩnh:
    • Bộ truyền xích: Tính toán bước xích theo chỉ tiêu bền mòn của bản lề xích, kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh $S$ chịu tải khi mở máy và va đập, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng đĩa xích.
    • Bộ truyền bánh răng: Tính toán khoảng cách trục sơ bộ từ mômen xoắn và ứng suất tiếp xúc cho phép; xác định số chu kỳ cơ sở và số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương để tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc theo lý thuyết Hertz, kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng và kiểm tra khả năng chịu quá tải đột ngột.
    • Hệ thống trục: Xác định sơ bộ đường kính trục theo ứng suất xoắn thuần túy $[\tau]$; phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền trong không gian 3 chiều; lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng thẳng đứng (OYZ) và nằm ngang (OXZ); vẽ biểu đồ mômen uốn tổng và tính toán đường kính các đoạn trục theo mômen uốn tương đương kết hợp hệ số an toàn mỏi.
    • Khớp nối trục đàn hồi: Kiểm tra độ bền dập của vòng cao su và độ bền uốn của chốt nối.
  • Nguồn dữ liệu: Các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, hệ số tuổi thọ, kích thước tiêu chuẩn của then, ổ lăn và dung sai lắp ghép được trích xuất hoàn toàn từ các bảng tra cứu thực nghiệm kỹ thuật trong tài liệu chuyên ngành.

Nội dung chính theo từng chương

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

Chương 1 thực hiện các bước tính toán xác định công suất, tỷ số truyền và các thông số tải trọng trên từng trục của hệ thống dẫn động:

  • Tính chọn động cơ điện:
    • Công suất tính toán trên trục máy công tác đối với tải trọng lớn nhất: $P_1 = (P \cdot v) / 1000 = (4500 \cdot 1,8) / 1000 = 8,1 \text{ kW}$.
    • Công suất tương đương trên trục công tác theo chế độ tải trọng thay đổi theo bậc: $P_{td} = 6,699 \text{ kW}$.
    • Hiệu suất chung của toàn hệ thống được xác định từ các hiệu suất thành phần: bộ truyền xích che kín ($\eta_x = 0,95$), cặp bánh răng trụ che kín ($\eta_{br} = 0,97$), một cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), khớp nối trục ($\eta_k = 1$). Hiệu suất tổng thể đạt $\eta = 0,86$.
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_{td} / \eta = 6,699 / 0,86 = 7,78 \text{ kW}$.
    • Số vòng quay của trục máy công tác: $n_{lv} = (60.000 \cdot v) / (\pi \cdot D) = (60.000 \cdot 1,8) / (\pi \cdot 340) = 101,11 \text{ vòng/phút}$.
    • Chọn tỷ số truyền sơ bộ $u_t = u_x \cdot u_{HGT} = 3 \cdot 10 = 30$, suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = 101,11 \cdot 30 = 3033,3 \text{ vòng/phút}$. Chọn tốc độ đồng bộ $n_{db} = 3000 \text{ vòng/phút}$.
    • Động cơ được chọn từ bảng tra kỹ thuật là loại 4A112M2Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 7,5 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922 \text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống: $u_t = n_{dc} / n_{lv} = 2922 / 101,11 = 28,89$. Với hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ đồng trục, tỷ số truyền được phân chia đều cho hai cấp: $u_1 = u_2 = \sqrt{u_{HGT}} = \sqrt{9,63} = 3,103$ (trong bảng tính chi tiết chọn $u = 3,03$). Tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài là $u_x = 3$.
  • Bảng tổng hợp thông số động lực học trên các trục:
Đại lượng Trục Động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT)
Tỷ số truyền ($u$) 1 1 3,03 3,03
Công suất ($P$ - kW) 7,30 6,97 6,70 6,43
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 2922,00 2922,00 941,66 303,40
Mômen xoắn ($T$ - Nmm) 23.859 22.780 66.353 192.981

Chương 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

Chương này trình bày toàn bộ quá trình tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền cho bộ truyền xích và hai cấp truyền động bánh răng:

  • Bộ truyền xích ngoài:
    • Lựa chọn loại xích ống con lăn một dãy nhằm đảm bảo độ bền mòn cao và dễ chế tạo.
    • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ chọn $z_1 = 29 - 2u = 29 - 2 \cdot 3 = 23$ răng; đĩa lớn $z_2 = u \cdot z_1 = 3 \cdot 23 = 69$ răng.
    • Bước xích tính theo chỉ tiêu mòn: Chọn bước xích $p = 25,4 \text{ mm}$ (công suất cho phép $[P] = 19 \text{ kW} > P_t = 14,87 \text{ kW}$). Đường kính chốt $d_c = 7,95 \text{ mm}$, chiều dài ống $B = 22,61 \text{ mm}$.
    • Số mắt xích tính toán: $X_c = 132$ mắt. Khoảng cách trục điều chỉnh: $a = 1072,9 \text{ mm}$ (sau khi giảm $3,228 \text{ mm}$ để chống căng quá mức).
    • Kiểm nghiệm an toàn: Hệ số an toàn tĩnh $S > [S] = 9,3$ ($Q = 56.700 \text{ N}$, lực vòng $F_t = 2179,6 \text{ N}$, lực căng li tâm $F_v = 22,6 \text{ N}$).
    • Vật liệu đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện (độ rắn HB 210, $[\sigma_{H1}] = 600 \text{ MPa}$). Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_{H1} = 516,4 \text{ MPa} \le [\sigma_{H1}]$. Lực tác dụng lên trục do xích gây ra là $F_r = 2506,5 \text{ N}$. Kích thước đĩa xích: đĩa nhỏ có đường kính chia $d_1 = 168,5 \text{ mm}$, đường kính đỉnh $d_{a1} = 197,5 \text{ mm}$; đĩa lớn có $d_2 = 558 \text{ mm}$, $d_{a2} = 570,2 \text{ mm}$.
  • Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
    • Bánh răng trụ răng thẳng, vật liệu Thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn HB1 = 250, bánh lớn có HB2 = 235.
    • Khoảng cách trục chia và lăn tiêu chuẩn: $a_w = 95 \text{ mm}$ (dịch chỉnh từ giá trị sơ bộ 102 mm). Mô đun răng $m = 1,6 \text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 28$, $z_2 = 97$, tỷ số truyền thực tế $u = 3,46$. Góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
    • Dịch chỉnh răng: Hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,414$, $x_2 = 0,459$, tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 0,873$.
    • Bề rộng vành răng $b_w = 28,5 \text{ mm}$. Đường kính chia $d_1 = 42,8 \text{ mm}$, $d_2 = 148 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 47,2 \text{ mm}$, $d_{a2} = 152,5 \text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Độ bền tiếp xúc đạt yêu cầu với ứng suất cho phép $[\sigma_H]' = 500,8 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_F = 116,05 \text{ MPa} < [\sigma_F] = 247,7 \text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $\sigma_{H\max} = 453,8 \text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 1260 \text{ MPa}$.
  • Bộ truyền bánh răng cấp chậm:
    • Bánh răng trụ răng thẳng, vật liệu Thép 45 tôi cải thiện (HB3 = 250, HB4 = 235).
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w2} = 99 \text{ mm}$ (tính toán sơ bộ $98,35 \text{ mm}$). Mô đun pháp $m = 1,5 \text{ mm}$.
    • Số răng: $z_3 = 28$, $z_4 = 97$, tỷ số truyền thực tế $u = 3,46$. Bề rộng vành răng $b_w = 62,37 \text{ mm}$.
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 1,1$, $x_2 = 3,03$, tổng $x_t = 4,133$.
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 44 \text{ mm}$, $d_2 = 152 \text{ mm}$; đường kính lăn $d_{w1} = 44,4 \text{ mm}$, $d_{w2} = 153,6 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 48,4 \text{ mm}$, $d_{a2} = 162,2 \text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn $[\sigma_H] = 475 \text{ MPa}$; ứng suất uốn đạt yêu cầu ($\sigma_{F1} < 253 \text{ MPa}$, $\sigma_{F2} < 248,9 \text{ MPa}$); kiểm tra quá tải đạt $\sigma_{H\max} = 464 \text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 590 \text{ MPa}$.

Chương 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối

Chương 3 trình bày các bước tính toán kết cấu trục và cụm gối đỡ, khớp nối:

  • Tính toán kết cấu trục:
    • Vật liệu trục chế tạo bằng thép 45 có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$ (trục I được tính toán với độ bền kéo cải thiện $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$), ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \dots 25 \text{ MPa}$ ($[\tau_1] = 25 \text{ MPa}$).
    • Đường kính sơ bộ xác định theo mômen xoắn: Trục I lấy $d_{sb1} = 25 \text{ mm}$ (bề rộng ổ lăn $b_{01} = 17 \text{ mm}$); Trục II lấy $d_{sb2} = 35 \text{ mm}$ (bề rộng ổ lăn $b_{02} = 21 \text{ mm}$); Trục III lấy $d_{sb3} = 45 \text{ mm}$ (bề rộng ổ lăn $b_{03} = 25 \text{ mm}$).
    • Xác định chiều dài mayơ và khoảng cách giữa các gối đỡ: Mayơ bánh răng 1 là $l_{m11} = 35 \text{ mm}$; mayơ nối trục là $l_{m1d} = 34 \text{ mm}$; mayơ bánh răng trên trục II là $l_{m22} = l_{m23} = 50 \text{ mm}$; mayơ bánh răng 4 và mayơ đĩa xích trục III là $l_{m34} = l_{m3k} = 65 \text{ mm}$. Khe hở từ chi tiết quay đến thành trong vỏ hộp lấy $k_1 = 10 \text{ mm}$; khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp $k_2 = 10 \text{ mm}$; khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 15 \text{ mm}$; khe hở giữa các chi tiết quay $k_4 = 10 \text{ mm}$.
    • Xác định phản lực gối đỡ và mômen uốn: Tác giả phân tích các lực ăn khớp tiếp tuyến $F_t$, lực hướng tâm $F_r$ và lực tác dụng ngoài $F_x = 3745,55 \text{ N}$ để giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng OXZ và OYZ.
    • Xác định đường kính chính xác các đoạn trục theo mômen tương đương $M_{td} = \sqrt{M_u^2 + 0,75T^2}$ và ứng suất cho phép $[\sigma] = 63 \text{ MPa}$:
      • Trục I: $d_{10} = 15 \text{ mm}$; $d_{11} = 35 \text{ mm}$ (hoặc 30 mm); $d_{12} = 25 \text{ mm}$; $d_{13} = 30 \text{ mm}$.
      • Trục II: $d_{20} = 25 \text{ mm}$; $d_{21} = 25 \text{ mm}$; $d_{22} = 30 \text{ mm}$; $d_{23} = 25 \text{ mm}$.
      • Trục III: Đường kính các đoạn trục được xác định và chuẩn hóa đồng bộ với gối đỡ ổ lăn và mayơ then.
  • Tính chọn khớp nối trục đàn hồi: Kiểm nghiệm sức bền dập của các vòng cao su đàn hồi và sức bền uốn của chốt nối dựa trên mômen xoắn lớn nhất cần truyền từ trục động cơ sang trục I.

Chương 4: Thiết kế vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp

Chương cuối cùng xác định các kích thước kết cấu vỏ hộp và hệ thống chi tiết phụ trợ vận hành:

  • Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Kết cấu hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc chia đôi thành hai nửa gồm thân hộp và nắp hộp, liên kết chặt chẽ qua mặt bích bằng bu lông. Độ cứng vững của vỏ hộp được tăng cường nhờ các gân tăng cứng bố trí tại vị trí các gối đỡ ổ trục. Nắp và thân hộp được định vị chính xác trước khi gia công lỗ lắp ổ bằng 2 chốt định vị hình côn.
  • Thiết kế các chi tiết phụ: Bố trí bu lông vòng trên nắp hộp để thuận tiện trong cẩu lắp; sử dụng que thăm dầu để kiểm soát mức dầu bôi trơn; bố trí nút thông hơi trên nắp quan sát nhằm giải tỏa áp suất khí phát sinh khi nhiệt độ trong hộp tăng; thiết kế nút tháo dầu ở điểm thấp nhất của đáy hộp có độ dốc để thay dầu và xả cặn kim loại.
  • Bôi trơn và chế độ lắp ghép: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bánh răng trong hộp với mức dầu ngập chiều cao răng của bánh bị động cấp chậm; bôi trơn định kỳ bằng mỡ hoặc dầu cho bộ truyền xích hở ngoài hộp. Xác định các mối ghép dung sai tiêu chuẩn cho then, then hoa, vòng trong và vòng ngoài ổ lăn.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho hệ thống dẫn động băng tải với các kết quả định lượng cụ thể:

  • Các kết quả thông số kỹ thuật:
    • Chọn được động cơ điện 4A112M2Y3 ($P = 7,5 \text{ kW}$, $n = 2922 \text{ vòng/phút}$) đáp ứng công suất yêu cầu $7,78 \text{ kW}$.
    • Xác lập hệ tỷ số truyền: Tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = 28,89$; tỷ số truyền hộp giảm tốc hai cấp đồng trục $u_{HGT} = 9,63$ ($u_1 = u_2 = 3,03$); tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 3$.
    • Bộ truyền xích ống con lăn một dãy có bước xích $p = 25,4 \text{ mm}$, số mắt xích $X_c = 132$, khoảng cách trục $a = 1072,9 \text{ mm}$, đảm bảo hệ số an toàn tĩnh $S > 9,3$ và ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H1} = 516,4 \text{ MPa} \le 600 \text{ MPa}$.
    • Hai bộ truyền bánh răng trụ đạt đầy đủ các chỉ tiêu bền: Bánh răng cấp nhanh ($a_w = 95 \text{ mm}$, $m = 1,6 \text{ mm}$, $\sigma_F = 116,05 \text{ MPa} < 247,7 \text{ MPa}$); bánh răng cấp chậm ($a_w = 99 \text{ mm}$, $m = 1,5 \text{ mm}$, $\sigma_H \le 475 \text{ MPa}$, $\sigma_{F1} < 253 \text{ MPa}$, $\sigma_{F2} < 248,9 \text{ MPa}$).
    • Xác định đầy đủ kết cấu các đoạn trục bậc cho Trục I, Trục II và Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi và mômen uốn tương đương.
  • Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất:
    • Áp dụng sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ đồng trục giúp kết cấu chiều ngang của hệ dẫn động gọn gàng, cân đối kích thước tổng thể.
    • Đề xuất áp dụng giải pháp dịch chỉnh góc và dịch chỉnh chiều cao răng cho cả hai cấp truyền bánh răng ($x_t = 0,873$ ở cấp nhanh và $x_t = 4,133$ ở cấp chậm), cho phép giảm khoảng cách trục mà vẫn bảo đảm độ bền uốn chân răng và khả năng chịu tải tiếp xúc.
    • Thiết kế đồng bộ hệ thống phụ trợ bôi trơn (que thăm dầu, nút thông hơi, nút xả cặn đáy dốc) giúp nâng cao tuổi thọ của bộ truyền và ổ lăn trong điều kiện làm việc có bụi.
  • Đóng góp của đồ án:
    • Hệ thống hóa tường minh toàn bộ quy trình tính toán thiết kế cơ khí từ thông số công nghệ của máy công tác đến các bản vẽ chi tiết và lắp ráp.
    • Vận dụng nghiêm ngặt các phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi chu kỳ nhiều bậc theo tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam, cung cấp hồ sơ kỹ thuật tin cậy cho bài toán truyền động băng tải.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế của tài liệu:
    • Các bước tính toán dừng lại ở phương pháp giải tích lý thuyết và bảng tra cứu thực nghiệm truyền thống, chưa tích hợp mô phỏng số kiểm nghiệm trường ứng suất hoặc biến dạng đàn hồi bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA).
    • Tỷ số truyền và kích thước hình học của các bộ truyền chưa được tối ưu hóa đa mục tiêu bằng các thuật toán máy tính (ví dụ: tối ưu hóa cực tiểu khối lượng hộp giảm tốc hoặc thể tích kim loại đúc vỏ hộp).
    • Đồ án chưa xây dựng quy trình công nghệ chế tạo cơ khí chi tiết (lập phiếu công nghệ gia công trục, phay/xọc răng và đúc vỏ hộp).
  • Hướng hoàn thiện và phát triển:
    • Sử dụng các phần mềm kỹ thuật số (như ANSYS hoặc SolidWorks Simulation) để mô phỏng kiểm tra ứng suất tập trung tại các rãnh then và bán kính góc lượn của trục.
    • Nghiên cứu tối ưu hóa kích thước vỏ hộp giảm tốc nhằm tiết kiệm khối lượng vật liệu đúc trong sản xuất hàng loạt.
    • Lập quy trình công nghệ gia công cắt gọt và nhiệt luyện chi tiết phục vụ sản xuất thực tế.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho các nhóm đối tượng và mục đích chuyên môn sau:

  • Đối tượng sử dụng:
    • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Máy xây dựng 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 thiết kế cơ khí, cán bộ kỹ thuật tham gia thiết kế sơ bộ các hệ thống băng chuyền, trạm dẫn động tải rời trong các nhà máy sản xuất vật liệu, kho vận hoặc chế biến nông sản.
  • Các phần nội dung đáng tham khảo nhất:
    • Phương pháp phân phối tỷ số truyền và tính toán đồng trục cho hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp.
    • Quy trình tính toán dịch chỉnh bánh răng ($x_1, x_2, x_t$) và kiểm nghiệm răng theo cả ba chỉ tiêu: bền tiếp xúc, bền uốn và quá tải tĩnh.
    • Trình tự phân tích lực không gian, lập phương trình cân bằng phản lực gối đỡ và tính toán đường kính các đoạn trục bậc dựa trên mômen uốn tương đương và chỉ tiêu an toàn mỏi.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động băng tải là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện xoay chiều ba pha roto lồng sóc dãy 4A, mã hiệu 4A112M2Y3. Động cơ có công suất định mức $P_{dc} = 7,5 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 2922 \text{ vòng/phút}$ và tốc độ đồng bộ $3000 \text{ vòng/phút}$, đáp ứng điều kiện công suất tính toán yêu cầu $P_{ct} = 7,78 \text{ kW}$.

2. Tại sao khoảng cách trục của bộ truyền xích lại được giảm bớt sau khi tính toán lý thuyết? Khoảng cách trục lý thuyết sau khi tính toán số mắt xích chẵn ($X_c = 132$) là $a^* = 1076 \text{ mm}$. Tác giả đã giảm bớt một lượng $\Delta a = 0,003 \cdot a^* \approx 3,228 \text{ mm}$ để lấy khoảng cách trục thực tế $a = 1072,9 \text{ mm}$ nhằm tránh hiện tượng xích bị căng quá mức khi làm việc, giúp xích có độ chùng tự nhiên thích hợp để giảm tải trọng phụ lên trục và ổ.

3. Các bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại vật liệu nào và xử lý nhiệt luyện ra sao? Tất cả các bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều chế tạo từ thép 45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện. Để đảm bảo độ bền đều giữa hai bánh ăn khớp, bánh răng nhỏ được chọn độ rắn HB 250 (nằm trong dải HB 241...285), còn bánh răng lớn có vận tốc vòng và số chu kỳ làm việc thấp hơn nên được chọn độ rắn thấp hơn là HB 235 (nằm trong dải HB 192...240).

4. Hệ thống dẫn động sử dụng giải pháp bôi trơn nào cho các bộ truyền bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc? Các bộ truyền bánh răng bên trong hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu trong bể dầu đáy hộp, mức dầu ngâm ngập chiều cao răng của bánh bị động cấp chậm. Bộ truyền xích bên ngoài hộp do làm việc trong môi trường có bụi nên được che kín sơ bộ và bôi trơn định kỳ bằng dầu hoặc mỡ công nghiệp theo quy định bảo dưỡng.

5. Tổng thời gian phục vụ của hệ thống được tính toán dựa trên các thông số làm việc cụ thể nào? Tổng thời gian phục vụ được tính với tuổi thọ thiết kế $L = 6 \text{ năm}$, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca kéo dài 8 giờ. Tổng số giờ phục vụ trong suốt vòng đời thiết kế của hệ thống là $t = 6 \cdot 300 \cdot 2 \cdot 8 = 28.800 \text{ giờ}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" do sinh viên Khoa Cơ khí - Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải thực hiện đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học và động lực học cơ khí theo đúng quy trình tiêu chuẩn hiện hành. Đồ án đã tính chọn chính xác động cơ điện 4A112M2Y3, phân phối tỷ số truyền hợp lý cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục và bộ truyền xích, đồng thời tối ưu hóa biên dạng bánh răng qua hệ số dịch chỉnh nhằm thỏa mãn nghiêm ngặt các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và chịu quá tải. Toàn bộ các kết quả tính toán kết cấu trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp cung cấp cơ sở kỹ thuật hoàn chỉnh và tin cậy cho công tác chế tạo, lắp ráp trong thực tế sản xuất.