Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò then chốt trong việc chuyển đổi và truyền tải năng lượng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến các cơ cấu công tác trong dây chuyền sản xuất công nghiệp, tiêu biểu như hệ thống băng tải vận chuyển vật liệu. Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa, việc thiết kế, tính toán chính xác và tối ưu hóa các phần tử truyền động như hộp giảm tốc, bộ truyền đai, trục và ổ lăn là yêu cầu kỹ thuật nền tảng đối với kỹ sư cơ khí chế tạo máy.
Đề tài "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" được thực hiện bởi nhóm sinh viên Khoa Cơ khí – Ô tô, Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội, dưới sự hướng dẫn của Th.S Nguyễn Hồng Tiến (năm 2024). Đề tài giải quyết bài toán thiết kế một hệ dẫn động băng tải làm việc 2 ca/ngày (8 giờ/ca) với các thông số tải trọng và điều kiện làm việc xác định.
Mục tiêu nghiên cứu
- Tìm hiểu và phân tích các hệ dẫn động cơ khí điển hình trong thực tế sản xuất.
- Xây dựng sơ đồ động học tối ưu cho hệ dẫn động cơ khí của băng tải.
- Tính toán và lựa chọn động cơ điện phù hợp với công suất và chế độ tải trọng.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang).
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng một cấp).
- Tính toán thiết kế trục, tính chọn ổ lăn, then, khớp nối đàn hồi, vỏ hộp và hệ thống bôi trơn.
- Kiểm chứng kết quả tính toán thiết kế thông qua mô hình mô phỏng kỹ thuật và xây dựng hồ sơ bản vẽ hoàn chỉnh.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp, khớp nối trục vòng đàn hồi và trục tang băng tải.
- Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào:
- Lực kéo tiếp xúc chịu tải tại vị trí làm việc: $F = 12000 \text{ N}$.
- Vận tốc vòng đầu ra của băng tải: $v = 0,38 \text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 125 \text{ mm}$.
- Thời gian phục vụ danh nghĩa: $L_h = 15000 \text{ giờ}$.
- Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; đặc tính tải trọng va đập nhẹ; góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài là $45^\circ$.
- Tiêu chuẩn áp dụng: Quy định số 815/QĐ-ĐHCN ngày 15/08/2019 của Đại học Công nghiệp Hà Nội, Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 7283 và TCVN 0008.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và tài liệu thiết kế
Đồ án xây dựng dựa trên hệ thống cơ sở lý thuyết chuyên ngành kỹ thuật cơ khí, bao gồm:
- Lý thuyết Chi tiết máy và Truyền động cơ khí: Lý thuyết tiếp xúc Hertz, tính toán độ bền mỏi uốn và mỏi tiếp xúc của bánh răng theo tiêu chuẩn GOST/TCVN, lý thuyết truyền động ma sát của bộ truyền đai.
- Lý thuyết Dung sai và Lắp ghép: Xác định dung sai kích thước, cấp chính xác chế tạo, các kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho ổ lăn, then, và vòng chắn dầu.
- Sức bền vật liệu và Nguyên lý máy: Phương pháp phân tích lực tác dụng không gian, xác định biểu đồ nội lực mô men uốn ($M_x, M_y$) và mô men xoắn ($M_z$), tính toán đường kính trục theo ứng suất tương đương và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán
- Phương pháp giải tích kỹ thuật: Sử dụng hệ thống công thức giải tích chuẩn trong tài liệu thiết kế chi tiết máy để xác định công suất tương đương, số vòng quay đồng bộ, phân phối tỉ số truyền, kích thước hình học bánh răng, phản lực gối đỡ và sức bền các đoạn trục.
- Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa tiêu chuẩn: Tra cứu các bảng thông số tiêu chuẩn công nghiệp về động cơ điện (dòng 4A), đai thang (loại $\text{Б}$), khớp nối vòng đàn hồi, ổ bi đỡ chặn/đỡ một dãy, then bằng và kết cấu đúc vỏ hộp giảm tốc.
- Phương pháp mô phỏng kỹ thuật: Ứng dụng phần mềm mô phỏng và phần mềm đồ họa kỹ thuật AutoCAD nhằm dựng hình học 3D, mô phỏng kiểm tra sức bền các bộ truyền và trích xuất hồ sơ bản vẽ kỹ thuật.
Thiết kế kỹ thuật và tính toán hệ thống
Phân tích và lựa chọn sơ đồ động học
Nhóm tác giả tiến hành đánh giá ba phương án bố trí hệ dẫn động cơ khí trước khi đi vào tính toán chi tiết:
| Tiêu chí | Phương án 1 | Phương án 2 | Phương án 3 (Được chọn) |
|---|---|---|---|
| Cấu trúc chuỗi truyền động | Động cơ $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng $\rightarrow$ Bộ truyền xích $\rightarrow$ Băng tải | Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Băng tải | Động cơ $\rightarrow$ Bộ truyền đai $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Băng tải |
| Đặc tính bộ truyền ngoài | Bộ truyền xích: truyền tải khoảng cách xa, chịu tải lớn nhưng gây ồn, kích thước cồng kềnh. | Bộ truyền đai: làm việc êm, có khả năng trượt bảo vệ an toàn quá tải cho hệ thống, giá thành thấp. | Bộ truyền đai: vận hành êm, giảm chấn động va đập từ động cơ, chi phí thấp, đóng vai trò cơ cấu an toàn. |
| Đặc tính bộ truyền trong | Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, hiệu suất cao. | Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng: giảm tiếng ồn, chịu tải lớn nhưng phát sinh lực dọc trục $F_a$. | Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp: dễ gia công, lắp ráp thuận tiện, hiệu suất cao, không phát sinh lực dọc trục. |
| Đánh giá chung | Không tối ưu về độ êm khi làm việc. | Chi phí gia công bánh răng nghiêng và ổ trục đỡ lực dọc trục cao hơn. | Phù hợp nhất: Đáp ứng tốt tải trọng va đập nhẹ, kết cấu đơn giản, giá thành hợp lý và dễ bảo dưỡng. |
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
- Xác định công suất tính toán:
- Công suất làm việc trên trục máy công tác: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{12000 \cdot 0,38}{1000} = 4,56 \text{ kW}$.
- Hiệu suất tổng hệ dẫn động: $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_k \cdot \eta_o^3 = 0,95 \cdot 0,97 \cdot 1,0 \cdot (0,99)^3 \approx 0,893$.
- Công suất tương đương xét tải trọng thay đổi va đập nhẹ: $P_t = 0,76 \cdot P_1 = 3,4656 \text{ kW}$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = 3,90 \text{ kW}$.
- Xác định số vòng quay và chọn động cơ:
- Số vòng quay trục tang băng tải: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot 0,38}{\pi \cdot 125} \approx 58,06 \text{ vòng/phút}$.
- Tỉ số truyền sơ bộ: $u_{sb} = u_đ \cdot u_{br} = (3 \div 4) \cdot (3 \div 5) = 9 \div 20$.
- Số vòng quay sơ bộ động cơ: $n_{sb} \approx 960 \text{ vòng/phút} \rightarrow$ Chọn số vòng quay đồng bộ $n_{đb} = 1000 \text{ vòng/phút}$.
- Động cơ được chọn: Động cơ điện xoay chiều 3 pha kiểu 4A132S6Y3 có $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$, $n_{đc} = 960 \text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 85%$, $\cos\varphi = 0,80$, $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, $T_k/T_{dn} = 2,0$. Thỏa mãn điều kiện làm việc và mở máy ($P_{đc} = 5,5 \text{ kW} > P_{ct} = 3,90 \text{ kW}$; $T_{mm}/T_1 = 1,4 < T_k/T_{dn} = 2,0$).
- Phân phối tỉ số truyền và thông số trên các trục:
- Tỉ số truyền tổng: $u_t = \frac{960}{58,06} \approx 16,53$.
- Chọn tỉ số truyền bộ truyền đai: $u_đ = 3,56$; tỉ số truyền hộp giảm tốc: $u_{br} = \frac{16,53}{3,56} \approx 4,64$.
| Đại lượng / Trục | Trục Động cơ | Trục I (Đầu vào HGT) | Trục II (Đầu ra HGT) | Trục Băng tải |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 5,10 | 4,80 | 4,61 | 4,56 |
| Tỉ số truyền $u$ | - | $u_đ = 3,56$ | $u_{br} = 4,64$ | $u_k = 1,00$ |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 960,00 | 269,66 | 58,12 | 58,12 |
| Mô men xoắn $T$ (Nmm) | 50734,38 | 169991,84 | 757493,12 | 750051,67 |
Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang
- Chọn loại đai: Đai thang thường ký hiệu $\text{Б}$ (tiết diện $B \times h = 17 \times 10,5 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138 \text{ mm}^2$).
- Kích thước hình học:
- Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn: $d_1 = 224 \text{ mm}$; vận tốc đai: $v = 11,26 \text{ m/s} < v_{max} = 25 \text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: $d_2 = 800 \text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$), tỉ số truyền thực tế $u_đ' = 3,57$.
- Khoảng cách trục sơ bộ: $a = 760 \text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 3150 \text{ mm}$.
- Khoảng cách trục sau hiệu chỉnh: $a = 712,55 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm tuổi thọ đai theo số lần uốn trong 1 giây: $i = \frac{v}{L} = \frac{11,26}{3,15} = 3,57 \text{ s}^{-1} < i_{max} = 10 \text{ s}^{-1}$.
- Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 133,92^\circ \ge 120^\circ$.
- Số dây đai và lực tác dụng:
- Số đai tính toán: $z = 2$ dây đai.
- Chiều rộng bánh đai: $B = 44 \text{ mm}$; đường kính ngoài: $d_{a1} = 232,4 \text{ mm}$, $d_{a2} = 808,4 \text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu: $F_0 = 299,86 \text{ N}$; lực căng do ly tâm: $F_v = 22,57 \text{ N}$.
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1103,76 \text{ N}$ (tạo góc $45^\circ$ với phương ngang).
Chương 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
- Vật liệu chế tạo bánh răng:
- Bánh chủ động (bánh 1): Thép C45 tôi cải thiện, độ cứng $HB_1 = 250$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580 \text{ MPa}$.
- Bánh bị động (bánh 2): Thép C45 tôi cải thiện, độ cứng $HB_2 = 200$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450 \text{ MPa}$.
- Xác định ứng suất cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_{H1}] = 518,2 \text{ MPa}$, $[\sigma_{H2}] = 427,3 \text{ MPa} \rightarrow [\sigma_H] = 427,3 \text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 257,1 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 205,7 \text{ MPa}$.
- Thông số hình học ăn khớp:
- Khoảng cách trục: $a_w = 228 \text{ mm}$.
- Mô đun răng: $m = 3 \text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 27$ răng, $Z_2 = 125$ răng (tỉ số truyền thực tế $u_m = 4,63$, sai số không đáng kể).
- Góc ăn khớp: $\alpha_{tw} \approx 19^\circ 56'$ (không dùng dịch chỉnh).
- Kích thước cơ bản: Đường kính chia $d_1 = 81 \text{ mm}, d_2 = 375 \text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 87 \text{ mm}, d_{a2} = 381 \text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 73,5 \text{ mm}, d_{f2} = 367,5 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 91,2 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm sức bền:
- Độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 367,46 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 427,3 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 44,34 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 257,1 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 40,93 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 205,7 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 434,78 \text{ MPa} < [\sigma_{Hmax}]$; $\sigma_{F1max} = 62,08 \text{ MPa} < [\sigma_{F1max}]$.
Chương 4: Thiết kế trục
- Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 thường hóa/tôi cải thiện có $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20 \text{ MPa}$.
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục:
- Lực từ bánh răng: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 4197,85 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1522,36 \text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 0 \text{ N}$ (do là bánh răng thẳng).
- Lực từ bộ truyền đai: $F_r = 1103,76 \text{ N}$, phân tích trên hệ tọa độ $Oxy$ với góc $45^\circ$ cho $F_{rx} = F_{ry} = 780,48 \text{ N}$.
- Lực từ khớp nối đàn hồi: $F_{xD} = 2367,17 \text{ N}$ ($D_t = 160 \text{ mm}$).
- Kích thước danh nghĩa các đoạn trục:
- Trục I: Mặt cắt lắp bánh đai $d_A = 34 \text{ mm}$; mặt cắt gối đỡ $d_B = 35 \text{ mm}$ và $d_D = 35 \text{ mm}$; mặt cắt lắp bánh răng $d_C = 40 \text{ mm}$.
- Trục II: Mặt cắt gối đỡ $d_A = 60 \text{ mm}$ và $d_C = 60 \text{ mm}$; mặt cắt lắp bánh răng $d_B = 65 \text{ mm}$; mặt cắt lắp khớp nối $d_D = 55 \text{ mm}$.
- Tính chọn và kiểm nghiệm then:
- Trục I tại vị trí bánh răng ($d_C = 40 \text{ mm}$): Chọn then bằng $b \times h = 12 \times 8 \text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 5 \text{ mm}, t_2 = 3,3 \text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 80 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d$ và ứng suất cắt $\tau_c$ đều nằm trong giới hạn cho phép.
Chương 5: Tính chọn ổ trục
- Tính toán tải trọng quy ước và khả năng tải động/tĩnh tác dụng lên các gối đỡ ổ lăn trên Trục I và Trục II dựa trên phản lực liên kết gối đỡ đã tính ($F_{yB}, F_{xB}, F_{yD}, F_{xD}$ cho Trục I và $F_{yA}, F_{xA}, F_{yC}, F_{xC}$ cho Trục II).
- Lựa chọn kích thước ổ lăn tiêu chuẩn phù hợp với đường kính ngõng trục ($d_B = d_D = 35 \text{ mm}$ đối với Trục I; $d_A = d_C = 60 \text{ mm}$ đối với Trục II), xác định cấp chính xác ổ lăn.
Chương 6: Thiết kế vỏ hộp, lựa chọn chế độ lắp ghép và bôi trơn
- Kết cấu vỏ hộp: Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm các trục nhằm thuận tiện cho việc gia công lỗ ổ và lắp ráp các cụm trục.
- Các chi tiết phụ trợ: Bố trí 2 chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của lỗ ổ sau khi tháo lắp; bố trí que thăm dầu để kiểm soát mức dầu bôi trơn; sử dụng vòng chắn dầu và rãnh lắp vòng phớt chắn bụi, chống rò rỉ chất bôi trơn.
- Chế độ lắp ghép và bôi trơn: Chọn các kiểu dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho then, ổ lăn trên trục và trong lỗ vỏ hộp; bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.
Kết quả và đóng góp
Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật toàn hệ thống
| Bộ phận / Cụm chi tiết | Thông số kỹ thuật danh định | Giá trị thiết kế | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Kiểu động cơ | 4A132S6Y3 | - |
| Công suất danh nghĩa ($P_{đc}$) | 5,5 | kW | |
| Vận tốc quay danh nghĩa ($n_{đc}$) | 960 | vg/ph | |
| Bộ truyền đai thang | Tiết diện đai | Loại $\text{Б}$ ($17 \times 10,5$) | mm |
| Đường kính bánh đai ($d_1 / d_2$) | 224 / 800 | mm | |
| Khoảng cách trục ($a$) | 712,55 | mm | |
| Chiều dài đai ($L$) / Số đai ($z$) | 3150 / 2 | mm / sợi | |
| Hộp giảm tốc 1 cấp | Khoảng cách trục ($a_w$) | 228 | mm |
| Mô đun ($m$) / Chiều rộng vành ($b_w$) | 3,0 / 91,2 | mm | |
| Số răng bánh răng ($Z_1 / Z_2$) | 27 / 125 | răng | |
| Tỉ số truyền thực tế ($u_m$) | 4,63 | - | |
| Ứng suất tiếp xúc thực tế ($\sigma_H$) | 367,46 (Cho phép: 427,30) | MPa | |
| Hệ thống trục | Đường kính ngõng trục Trục I | 34 / 35 / 40 / 35 | mm |
| Đường kính ngõng trục Trục II | 60 / 65 / 60 / 55 | mm | |
| Khớp nối trục đầu ra | Khớp nối trục vòng đàn hồi ($D_t = 160$) | mm |
Hồ sơ thiết kế hoàn thành
- Thuyết minh tính toán: 02 quyển thuyết minh A4 hoàn chỉnh theo quy chuẩn văn bản số 815/QĐ-ĐHCN.
- Bản vẽ kỹ thuật: 01 bản vẽ lắp hệ thống cơ khí khổ A0 và 04 bản vẽ chế tạo chi tiết điển hình khổ A4 theo đúng chuẩn TCVN 7283 và TCVN 0008.
- Mô hình kỹ thuật: Mô hình 3D lắp ráp hoàn chỉnh hộp giảm tốc và kết quả mô phỏng kiểm tra sức bền tĩnh, bền mỏi của các bộ truyền.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án
- Theo trình bày của nhóm tác giả trong lời nói đầu, đây là đồ án thiết kế tổng hợp đầu tiên tiếp cận khối lượng kiến thức lớn từ nhiều học phần chuyên ngành, do đó một số nội dung tính toán và tra cứu còn có những giới hạn nhất định.
- Phạm vi thiết kế kỹ thuật tập trung chủ yếu vào tính toán truyền động tĩnh và bán tĩnh; các hiện tượng dao động động học phức tạp khi khởi động dưới tải chưa được khảo sát sâu bằng thực nghiệm thực tế trên máy thử nghiệm.
Hướng phát triển tiếp theo
- Triển khai mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) chi tiết đối với kết cấu vỏ hộp đúc và phân bố trường ứng suất cục bộ trên răng bánh răng khi chịu xung lực ngẫu nhiên.
- Thực hiện chuyên đề mở rộng: "Nhận thức được những tác động của giải pháp kỹ thuật đối với cá nhân, tổ chức và xã hội", gắn kết bài toán tối ưu năng lượng và an toàn lao động vào thiết kế cơ khí thực tiễn.
Giá trị tham khảo
- Đối tượng thụ hưởng:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Cơ điện tử và Chế tạo máy đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động cơ khí.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí tại các doanh nghiệp chế tạo băng tải, máy nâng chuyển và thiết bị truyền động công nghiệp.
- Nội dung có giá trị tham khảo cao:
- Quy trình hoàn chỉnh 6 bước từ chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền đến tính toán độ bền tiếp xúc/uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp.
- Phương pháp phân tích lực không gian, thiết lập sơ đồ tính khoảng cách các gối đỡ và vẽ biểu đồ mô men nội lực trên các trục truyền động.
- Quy cách trình bày bản vẽ và bảng biểu kỹ thuật bám sát hệ thống Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và quy định đào tạo đại học kỹ thuật.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống dẫn động là loại nào và có thông số ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện xoay chiều 3 pha loại 4A132S6Y3 chế tạo trong nước. Động cơ có công suất danh định $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$, vận tốc quay danh nghĩa $n_{đc} = 960 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,80$, hiệu suất $\eta = 85%$, tỉ số mô men mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$ và tỉ số mô men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, hoàn toàn thỏa mãn công suất cần thiết $P_{ct} = 3,90 \text{ kW}$.
2. Vì sao nhóm thiết kế lựa chọn phương án bố trí bộ truyền đai ở đầu vào và khớp nối ở đầu ra của hộp giảm tốc?
Bộ truyền đai được bố trí ở trục sơ cấp (tốc độ cao) nhằm tận dụng đặc tính làm việc êm dịu, giảm rung ồn từ động cơ và khả năng trượt tự do để bảo vệ an toàn cho các chi tiết bên trong hộp giảm tốc khi có quá tải đột ngột. Khớp nối trục vòng đàn hồi đặt ở trục thứ cấp (tốc độ thấp, mô men xoắn lớn $T_{II} = 757493,12 \text{ Nmm}$) giúp truyền mô men xoắn trực tiếp đến tang băng tải một cách tin cậy và bù trừ sai lệch tâm trục nhỏ.
3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được chế tạo từ vật liệu gì và thông số ăn khớp cơ bản là bao nhiêu?
Cả hai bánh răng đều được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện; bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 250$, bánh lớn có độ cứng $HB_2 = 200$. Bộ truyền có khoảng cách trục $a_w = 228 \text{ mm}$, mô đun $m = 3 \text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 27$, số răng bánh lớn $Z_2 = 125$, chiều rộng vành răng $b_w = 91,2 \text{ mm}$, ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 367,46 \text{ MPa}$ nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma_H] = 427,3 \text{ MPa}$.
4. Lực từ bộ truyền đai ngoài tác dụng lên Trục I được xác định như thế nào?
Lực căng ban đầu của bộ truyền 2 đai thang là $F_0 = 299,86 \text{ N}$, sinh ra lực tác dụng lên trục $F_r = 1103,76 \text{ N}$. Do đường nối tâm bộ truyền đai nghiêng một góc $\beta = 45^\circ$ so với phương ngang, lực này được phân tích thành hai thành phần vuông góc trên hệ trục tọa độ: $F_{rx} = F_{ry} = 1103,76 \cdot \cos(45^\circ) = 780,48 \text{ N}$ để phục vụ tính toán phản lực gối đỡ và mô men uốn trên Trục I.
5. Khớp nối trục nối Trục II với băng tải là loại nào và có đặc tính kỹ thuật gì?
Khớp nối được chọn là khớp nối trục vòng đàn hồi lắp trên đoạn ngõng trục có đường kính $d_D = 55 \text{ mm}$ (danh nghĩa $60 \text{ mm}$), đường kính vòng tròn qua tâm các chốt $D_t = 160 \text{ mm}$. Khớp nối sinh ra lực tác dụng lên đầu trục Trục II là $F_{xD} = 2367,17 \text{ N}$ và đã được kiểm nghiệm thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng cao su ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 2 \div 4 \text{ MPa}$).
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của nhóm sinh viên Trường Cơ khí – Ô tô, Đại học Công nghiệp Hà Nội đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải công nghiệp. Hồ sơ thiết kế cung cấp đầy đủ luận cứ kỹ thuật cho việc chọn động cơ điện 4A132S6Y3 ($5,5 \text{ kW}$), thiết kế bộ truyền đai thang 2 sợi và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp với khoảng cách trục $a_w = 228 \text{ mm}$. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của bánh răng, sức bền tĩnh và sức bền mỏi của trục đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.