Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật
Trong lĩnh vực cơ khí chế tạo và kỹ thuật máy, hệ dẫn động cơ khí đóng vai trò truyền chuyển động và cơ năng từ động cơ điện đến các bộ phận công tác của dây chuyền sản xuất. Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy của Viện Kỹ thuật HUTECH (Trường Đại học Công nghệ TP. Hồ Chí Minh) tập trung giải quyết bài toán: "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho trạm dẫn động băng tải" (Phương án II a).
Hệ thống dẫn động được bố trí theo sơ đồ truyền động nối tiếp gồm:
- Động cơ điện xoay chiều.
- Bộ truyền đai ngoài (đai thang).
- Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng.
- Nối trục đàn hồi.
- Bộ phận công tác (băng tải).
Nhiệm vụ và số liệu kỹ thuật đầu vào được giao như sau:
- Lực vòng kéo trên băng tải: $F = 5000\text{ N}$.
- Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 1,75\text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 450\text{ mm}$.
- Thời gian phục vụ của trạm dẫn động: $y = 5\text{ năm}$ (chế độ làm việc 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều).
- Sai số cho phép về tỷ số truyền toàn hệ thống: $\Delta u = 2% \div 3%$.
Phạm vi thực hiện của đề tài bao gồm việc tính toán động học và động lực học toàn hệ thống; thiết kế chi tiết bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, hệ trục, mối ghép then, ổ lăn; thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ phụ trợ; quy định chế độ bôi trơn và dung sai lắp ghép; hoàn thành 01 bản thuyết minh tính toán và 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 bằng phần mềm AutoCAD 2007.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Quá trình tính toán và thiết kế trong đồ án dựa trên các cơ sở lý thuyết, tiêu chuẩn và tài liệu chuyên ngành cơ khí:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí theo giáo trình Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập I & II) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (Nhà xuất bản Giáo dục, 2016), cùng Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy (Nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật).
- Tiêu chuẩn nhà nước về hình học bánh răng: Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 đối với góc profin răng tiêu chuẩn ($\alpha = 20^\circ$).
- Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng dựa trên đường cong mỏi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép, có xét đến các hệ số tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng và hệ số trùng khớp.
- Phương pháp thiết kế trục dựa trên biểu đồ mômen uốn tổng hợp và mômen xoắn tương đương theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất; tính chọn then theo điều kiện bền dập và bền cắt; tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động ($C_d$) và khả năng tải tĩnh ($Q_0$).
Thiết kế và triển khai trạm dẫn động
Trạm dẫn động được triển khai thiết kế tổng thể từ khâu lựa chọn động cơ, phân phối động học qua các bộ truyền ngoài và trong hộp, đến kết cấu vỏ và dung sai lắp ráp:
[Động cơ điện 4A160S6Y3] ---> (Bộ truyền đai thang B) ---> [Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng] ---> (Khớp nối đàn hồi) ---> [Tang băng tải]
- Kết cấu động lực học: Động cơ truyền mômen qua bộ truyền đai thang (tỷ số truyền $u_{\text{đ}} = 4,35$) để giảm tốc độ sơ bộ và bảo vệ quá tải, sau đó truyền vào trục I của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng (tỷ số truyền $u_{\text{br}} = 3$), đưa mômen ra trục II và qua khớp nối trục vòng đàn hồi đến trục tang dẫn băng tải.
- Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32, dạng hai nửa (thân hộp và nắp hộp) ghép với nhau qua mặt bích phẳng bằng hệ thống bu lông và được định vị chính xác bằng 2 chốt định vị hình côn.
- Hệ thống bôi trơn và bảo vệ: Bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng nghiêng ăn khớp trong hộp (dầu AK-15); bôi trơn mỡ (mỡ loại T) cho các bộ phận ổ lăn và các chi tiết ngoài hộp; thiết kế vòng phớt và nắp ổ để ngăn rò rỉ chất bôi trơn cũng như ngăn bụi bẩn xâm nhập.
Nội dung chính theo từng chương
PHẦN 1: Tính toán động cơ và tỷ số truyền
Tác giả xác định công suất làm việc trên trục công tác của băng tải: $$P_{\text{ct}} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{5000 \cdot 1,75}{1000} = 8,75\text{ kW}$$
Hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động: $$\eta = \eta_{\text{đ}} \cdot \eta_{\text{ol}}^2 \cdot \eta_{\text{br}} \cdot \eta_{\text{nt}} = 0,95 \cdot (0,99)^2 \cdot 0,98 \cdot 1 \approx 0,912$$ Trong đó: $\eta_{\text{đ}} = 0,95$ (hiệu suất bộ truyền đai); $\eta_{\text{ol}} = 0,99$ (hiệu suất 1 cặp ổ lăn); $\eta_{\text{br}} = 0,98$ (hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng); $\eta_{\text{nt}} = 1$ (hiệu suất nối trục).
Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{\text{yc}} = \frac{P_{\text{ct}}}{\eta} = \frac{8,75}{0,912} = 9,6\text{ kW}$$
Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{\text{ct}} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,75}{\pi \cdot 450} \approx 74,3\text{ vòng/phút}$$
Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{\text{sb}} = u_{\text{đ}} \cdot u_{\text{br}} = 4 \times 3 = 12$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{\text{sb}} \approx 891,6\text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu 4A160S6Y3 có các thông số:
- Công suất định mức: $P_{\text{đc}} = 11\text{ kW}$
- Vận tốc quay định mức: $n_{\text{đc}} = 970\text{ vòng/phút}$
- Tỷ số mômen: $T_{\text{max}}/T_{\text{dn}} = 2,0$; $T_k/T_{\text{dn}} = 1,2$
Tỷ số truyền chung thực tế: $u_{\text{ch}} = \frac{970}{74,3} = 13,06$. Chọn tỷ số truyền bánh răng $u_{\text{br}} = 3$, suy ra tỷ số truyền bộ truyền đai $u_{\text{đ}} = \frac{13,06}{3} = 4,35$.
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I | Trục II | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 9,6 | 9,11 | 8,84 | 8,75 |
| Tỷ số truyền $u$ | - | 4,35 | 3,00 | 1,00 |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | 970 | 223 | 74,3 | 74,3 |
| Mômen xoắn $T$ (N.mm) | 94.515 | 390.137 | 1.136.231 | 1.124.664 |
PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai
Với công suất $P = 11\text{ kW}$ và $n = 970\text{ vòng/phút}$, loại đai được lựa chọn là đai thang thường loại Б có các kích thước tiết diện: $b_t = 14\text{ mm}$, $b = 17\text{ mm}$, $h = 10,5\text{ mm}$, $y_0 = 4\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$.
Các bước tính toán xác định thông số bộ truyền đai:
- Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 125\text{ mm}$. Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_1}{60000} = \frac{\pi \cdot 125 \cdot 970}{60000} = 6,35\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = u_{\text{đ}} \cdot d_1 \cdot (1 - \varepsilon) = 4,35 \cdot 125 \cdot (1 - 0,02) = 532,8\text{ mm}$, chọn đường kính tiêu chuẩn $d_2 = 540\text{ mm}$.
- Tỷ số truyền thực tế: $u_t = \frac{540}{125 \cdot (1 - 0,02)} = 4,408$; sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = \frac{4,408 - 4,35}{4,35} = 1,33% < 4%$.
- Khoảng cách trục sơ bộ: $a = 575\text{ mm}$.
- Chiều dài đai tính toán $L = 2204,3\text{ mm}$, tra bảng tiêu chuẩn chọn $L = 2120\text{ mm}$. Số vòng chạy trong 1 giây: $i = \frac{v}{L} = 2,995\text{ s}^{-1} < 10\text{ s}^{-1}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \cdot \frac{540 - 125}{575} = 138,8^\circ > 120^\circ$.
- Số lượng dây đai cần thiết: $Z = 4$ đai. Chiều rộng vành bánh đai: $B = (Z - 1)t + 2e = (4 - 1) \cdot 19 + 2 \cdot 12,5 = 82\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng trên một sợi đai $F_0 = 426\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 3190\text{ N}$.
PHẦN 3: Thiết kế hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc sử dụng 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài. Tổng thời gian làm việc trong 5 năm: $$T = 5 \times 300 \times 2 \times 8 = 24000\text{ giờ}$$
- Chọn vật liệu:
- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 260$ ($241 \div 285$), giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}1} = 580\text{ MPa}$.
- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_2 = 240$ ($192 \div 240$), giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}2} = 450\text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H]_1 = 536\text{ MPa}$, $[\sigma_H]_2 = 500\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép $[\sigma_H] = 518\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 267,42\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 246,85\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học của bộ truyền:
- Khoảng cách trục: $a_{w1} = 210\text{ mm}$.
- Môđun pháp: $m = 3\text{ mm}$.
- Số răng: $z_1 = 28$ răng, $z_2 = 84$ răng (tỷ số truyền thực $u = 3$).
- Góc nghiêng của răng: $\beta = 36,87^\circ$ ($\cos \beta = 0,8$). Góc ăn khớp $\alpha_{\text{tw}} = 24,46^\circ$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 63\text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 105\text{ mm}$, $d_2 = 315\text{ mm}$.
- Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 111\text{ mm}$, $d_{a2} = 321\text{ mm}$.
- Đường kính vòng đáy: $d_{f1} = 97,5\text{ mm}$, $d_{f2} = 307,5\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền:
- Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 437\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 518\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc).
- Ứng suất uốn tại chân răng: $\sigma_{F1} = 124\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 267,42\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 120,65\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 246,85\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền uốn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\text{max}} = 679\text{ MPa} \le [\sigma_{H\text{max}}] = 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1\text{max}} = 124\text{ MPa} \le [\sigma_{F1\text{max}}] = 464\text{ MPa}$.
PHẦN 4: Tính thiết kế trục, chọn then và khớp nối
Vật liệu chế tạo trục I và trục II là thép C45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{\text{ch}} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
- Lực tác dụng từ bộ truyền ăn khớp:
- Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 7431\text{ N}$.
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 4225\text{ N}$.
- Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 5513\text{ N}$.
- Mômen uốn phụ do lực dọc trục: $M_a = F_{a1} \cdot \frac{d_{w1}}{2} = 5513 \cdot \frac{105}{2} = 221.812\text{ N.mm}$.
- Lực tác dụng từ khớp nối: $F_{\text{kn}} = 2000\text{ N}$.
- Kích thước các đoạn trục:
- Trục I: Đoạn lắp bánh đai $d = 40\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d = 45\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d = 50\text{ mm}$.
- Trục II: Đoạn lắp khớp nối $d = 60\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d = 65\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d = 70\text{ mm}$.
- Tính toán mối ghép then bằng: Tất cả then được chế tạo từ thép 45, kiểm nghiệm theo ứng suất dập $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $[\tau_c] = 50\text{ MPa}$.
| Vị trí lắp then | Đường kính trục $d$ (mm) | Kích thước then $b \times h \times l$ (mm) | Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) | $\sigma_d$ (MPa) | $\tau_c$ (MPa) | Đánh giá |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Bánh đai (Trục I) | 40 | $12 \times 8 \times 50$ | 5,0 | 81,40 | 24,40 | Đạt độ bền |
| Bánh răng nhỏ (Trục I) | 50 | $16 \times 10 \times 56$ | 5,5 | 48,46 | 12,10 | Đạt độ bền |
| Bánh răng lớn (Trục II) | 70 | $20 \times 12 \times 63$ | 7,5 | 89,60 | 20,16 | Đạt độ bền |
| Khớp nối (Trục II) | 60 | $18 \times 11 \times 56$ | 6,0 | 93,24 | 33,50 | Đạt độ bền |
- Tính chọn khớp nối trục:
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi cao su theo tiêu chuẩn, các thông số chính: đường kính ngoài $D = 210\text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$, đường kính trục nối $d = 63\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$.
- Kiểm nghiệm bền dập vòng cao su: $\sigma_d = 2,52\text{ MPa} \le [\sigma_d] = (2 \div 4)\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm bền uốn của chốt: $\sigma_u = 61,64\text{ MPa} \le [\sigma_u] = (60 \div 80)\text{ MPa}$.
PHẦN 5: Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc chịu lực hướng tâm lớn và lực dọc trục $F_a = 5513\text{ N}$. Tác giả chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ trung cho cả hai trục với cấp chính xác 0.
- Gối đỡ Trục I: Đường kính ngõng trục $d = 45\text{ mm}$. Tải trọng hướng tâm lớn nhất tại gối đỡ $R_B = 9597\text{ N}$. Tuổi thọ động tính toán đạt $C_d = 47,8\text{ kN} < C_{\text{bảng}}$; tải trọng tĩnh $Q_0 = 9,597\text{ kN} < C_0$.
- Gối đỡ Trục II: Đường kính ngõng trục $d = 65\text{ mm}$. Tải trọng hướng tâm lớn nhất $R_D = 6703\text{ N}$. Tuổi thọ động tính toán đạt $C_d = 22,95\text{ kN} < C_{\text{bảng}}$; tải trọng tĩnh $Q_0 = 6,7783\text{ kN} < C_0$.
- Cố định và bôi trơn ổ: Cố định ổ theo phương dọc trục bằng nắp ổ và căn đệm kim loại. Ổ lăn được bôi trơn riêng bằng mỡ loại M (chiếm 1/2 đến 2/3 không gian chứa ổ), dùng vòng chắn dầu và vòng phớt để ngăn mỡ thoát ra và ngăn dầu hộp số chảy vào ổ.
PHẦN 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, chi tiết phụ tùng và dung sai lắp ghép
Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX 15-32, kích thước xác định theo khoảng cách trục $a = 210\text{ mm}$:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 10\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
- Chiều dày gân tăng cứng: $e = 9\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 40\text{ mm}$.
- Hệ thống bu lông: Bu lông nền $d_1 = \text{M18}$ (số lượng $Z = 4$); bu lông cạnh ổ $d_2 = \text{M14}$; bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = \text{M12}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = \text{M10}$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = \text{M7}$ / bu lông M8.
- Mặt bích và mặt đế: Chiều dày bích thân $S_3 = 18\text{ mm}$; chiều dày bích nắp $S_4 = 18\text{ mm}$; chiều dày mặt đế hộp $S_1 = 25\text{ mm}$; bề rộng mặt đế $K_1 = 54\text{ mm}$.
- Hiệu chỉnh kích thước thực tế:
- Tác giả điều chỉnh khoảng cách từ đỉnh bánh răng đến thành trong hộp lên $\Delta = 25\text{ mm}$ (thay vì 10 mm trên lý thuyết) để đảm bảo không gian bố trí ổ lăn, nắp ổ và bulông cạnh ổ.
- Kiểm tra điều kiện không va chạm giữa hai nắp ổ trục I ($D_3 = 150\text{ mm}$) và trục II ($D_3 = 190\text{ mm}$): $$\frac{D_{3\text{I}} + D_{3\text{II}}}{2} = \frac{150 + 190}{2} = 170\text{ mm} < a_w = 210\text{ mm}$$
- Các chi tiết phụ: 02 chốt định vị hình côn ($d = 6\text{ mm}$, $c = 1\text{ mm}$); bu lông vòng/móc nâng định vị theo khối lượng hộp khoảng $140\text{ kg}$; cửa thăm dầu kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ có nút thông hơi; nút tháo dầu ren trụ M16x1,5 tại đáy hộp; que thăm dầu dạng dẹt.
PHẦN 7: Bôi trơn và lắp ghép hộp giảm tốc
- Phương pháp bôi trơn:
- Bộ truyền bánh răng trong hộp: Vận tốc vòng nhỏ ($v < 12\text{ m/s}$), dùng phương pháp ngâm dầu trong bể dầu đáy hộp; sử dụng dầu ô tô máy kéo AK-15 (độ nhớt Centistoc 186, Engle 16), lượng dầu cần thiết $0,6 \div 1\text{ lít/kW}$, định kỳ thay dầu 5 tháng/lần.
- Ổ lăn và bộ truyền ngoài: Bôi trơn bằng mỡ loại T, định kỳ bổ sung 12 tháng/lần.
- Quy định dung sai lắp ghép:
- Mối ghép bánh đai trên trục I: $\phi 40H7/k6$.
- Mối ghép bánh răng chủ động trên trục I: $\phi 50H7/k6$.
- Mối ghép bánh răng bị động trên trục II: $\phi 70H7/k6$.
- Mối ghép khớp nối trên trục II: $\phi 60H7/k6$.
- Vòng trong ổ lăn trên trục I: $\phi 40k6$ (hoặc $\phi 45k6$); trên trục II: $\phi 60k6$ (hoặc $\phi 65k6$); vòng ngoài ổ lăn lắp vào vỏ hộp theo hệ thống trục với dung sai $H7$.
- Vòng chắn dầu và bạc lót: Dung sai trung gian $H7/js6$. Bạc chặn: $H8/h7$. Nắp ổ: Dung sai có độ hở $H7/d11$.
- Rãnh then trên trục gia công theo cấp sai lệch $N9$, trên mayơ (bạc) theo cấp $Js9$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho băng tải với các kết quả cụ thể:
- Xác định chính xác cấu hình động lực với động cơ điện 4A160S6Y3 ($P = 11\text{ kW}$, $n = 970\text{ vòng/phút}$), tỷ số truyền chung $u_{\text{ch}} = 13,06$, đáp ứng sai số vận tốc $\Delta u = 1,33% < 4%$.
- Thiết kế bộ truyền đai thang loại Б gồm 4 sợi đai, đường kính bánh đai $d_1 = 125\text{ mm}$, $d_2 = 540\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 575\text{ mm}$, đảm bảo không xảy ra trượt trơn.
- Thiết kế thành công hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp có khoảng cách trục $a_w = 210\text{ mm}$, $m = 3\text{ mm}$, $z_1 = 28$, $z_2 = 84$, góc nghiêng $\beta = 36,87^\circ$, thỏa mãn mọi điều kiện kiểm nghiệm về độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
- Hoàn chỉnh kết cấu hệ trục, chọn then bằng đạt bền dập và cắt, chọn khớp nối vòng đàn hồi cao su 8 chốt và gối đỡ ổ bi đỡ - chặn đạt tuổi thọ 24.000 giờ làm việc.
- Xử lý các bài toán va chạm không gian trong thiết kế thực tế như mở rộng khe hở thành hộp $\Delta = 25\text{ mm}$ và kiểm tra khoảng cách nắp ổ lăn, thiết lập bảng dung sai lắp ghép toàn diện.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Các thông số tính toán dựa trên điều kiện tải trọng tĩnh và va đập nhẹ giả định cố định trong 5 năm làm việc; chưa khảo sát ứng suất nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc khi hoạt động liên tục 2 ca/ngày; mô hình tính toán trục sử dụng phương pháp tĩnh học cổ điển chưa tích hợp phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để tối ưu hóa hình dáng trục và giảm khối lượng vật liệu.
- Hướng mở rộng: Ứng dụng mô phỏng động lực học và ứng suất 3D trên các phần mềm CAE chuyên dụng; nghiên cứu tối ưu hóa đa mục tiêu (giảm thể tích hộp giảm tốc, tăng hiệu suất truyền động); mở rộng tính toán với các chế độ tải trọng thay đổi phức tạp theo chu kỳ thực tế của dây chuyền công nghiệp.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích đối với:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy: Dùng làm tài liệu mẫu chuẩn mực khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ kỹ sư.
- Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Tham khảo quy trình tra cứu bảng số liệu tiêu chuẩn, công thức tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng nghiêng, tính then, ổ lăn và thiết lập dung sai lắp ghép hộp giảm tốc gang đúc.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động băng tải này là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ được chọn là động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A160S6Y3, công suất định mức $P_{\text{đc}} = 11\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{\text{đc}} = 970\text{ vòng/phút}$, tỷ số mômen $T_{\text{max}}/T_{\text{dn}} = 2,0$ và $T_k/T_{\text{dn}} = 1,2$.
2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc có những thông số cơ bản nào?
Bộ truyền có khoảng cách trục $a_w = 210\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 28$, số răng bánh lớn $z_2 = 84$, góc nghiêng răng $\beta = 36,87^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{\text{tw}} = 24,46^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 63\text{ mm}$, tỷ số truyền $u = 3$.
3. Tại sao tác giả phải điều chỉnh khe hở giữa đỉnh bánh răng và thành trong hộp từ 10 mm lên 25 mm?
Vì khi để khe hở lý thuyết $\Delta = 10\text{ mm}$, không gian bố trí ổ lăn, nắp ổ và mặt ghép bu lông cạnh ổ bị quá hẹp, gây khó khăn hoặc không thể lắp ráp; việc nới rộng lên $25\text{ mm}$ đảm bảo kết cấu vỏ hộp lắp ráp thuận tiện và vận hành trơn tru.
4. Khớp nối trục giữa trục II và bộ phận công tác sử dụng loại nào và có an toàn không?
Khớp nối sử dụng là nối trục vòng đàn hồi bằng cao su với $Z = 8$ chốt ($D_0 = 160\text{ mm}$). Kiểm nghiệm cho thấy ứng suất dập cao su đạt $\sigma_d = 2,52\text{ MPa} \le (2 \div 4)\text{ MPa}$ và ứng suất uốn chốt đạt $\sigma_u = 61,64\text{ MPa} \le (60 \div 80)\text{ MPa}$, hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền.
5. Ổ lăn trên trục I và trục II được bôi trơn và che kín như thế nào?
Do vận tốc bánh răng thấp không thể bôi trơn vung té dầu vào ổ, các ổ lăn được bôi trơn riêng bằng mỡ loại M (nạp 1/2 đến 2/3 không gian chứa ổ), đồng thời dùng vòng chắn dầu ngăn không cho dầu hộp số tràn vào và dùng vòng phớt cao su để ngăn bụi bẩn từ bên ngoài lọt vào ổ.
Kết luận
Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy của Viện Kỹ thuật HUTECH đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động cơ khí cho hệ thống băng tải công suất 8,75 kW với lực kéo 5000 N. Toàn bộ các cụm chi tiết máy gồm bộ truyền đai thang 4 sợi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp ($a_w = 210\text{ mm}$), hệ trục đỡ then bằng, ổ bi đỡ - chặn và kết cấu vỏ hộp gang đúc đều được tính toán kiểm nghiệm chặt chẽ theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu logic, chuẩn xác và là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật cao trong đào tạo kỹ sư cơ khí.