Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong ngành cơ khí chế tạo máy và tự động hóa sản xuất, hệ thống băng tải đóng vai trò thiết yếu trong việc vận chuyển vật liệu rời và hàng kiện tại các nhà máy, công trường và kho bãi. Để hệ thống vận hành liên tục và ổn định, hệ dẫn động cơ khí—bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng—phải được tính toán thiết kế chuẩn xác nhằm đảm bảo khả năng truyền động, độ bền mỏi và tuổi thọ làm việc. Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy với đề tài "Thiết kế dẫn động băng tải" do sinh viên Đặng Đình Lâm thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy Trần Văn Quyết tại Khoa Cơ khí Động lực, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên (2023), tập trung giải quyết toàn diện bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết cho hệ dẫn động cơ khí của băng tải.
Mục tiêu và các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể được xác định trong văn bản gồm:
- Nhiệm vụ 1: Chọn động cơ điện phù hợp với công suất làm việc $P_{lv} = 4\text{ kW}$ và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động ($u_{ht} = 15,36$).
- Nhiệm vụ 2: Tính toán, thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
- Nhiệm vụ 3: Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
- Nhiệm vụ 4: Thiết kế kết cấu trục (trục chủ động và trục bị động), tính chọn then, chọn khớp nối vòng đàn hồi và kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
- Nhiệm vụ 5: Tính chọn ổ lăn đỡ trục, thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và lựa chọn các chi tiết phụ trợ, hệ thống bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là trạm dẫn động băng tải gồm động cơ điện xoay chiều 3 pha, bộ truyền đai hình thang thường, hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng, khớp nối trục đàn hồi và tang băng tải. Phạm vi tính toán kỹ thuật dựa trên chế độ làm việc quay một chiều, tải trọng tĩnh (làm việc 1 ca), thời gian phục vụ danh định $t = 28.000\text{ giờ}$ trong điều kiện môi trường công nghiệp tiêu chuẩn.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán
Đồ án xây dựng dựa trên lý thuyết thiết kế máy tiêu chuẩn của ngành cơ khí chế tạo, áp dụng các công thức tính toán và bảng tra cứu từ giáo trình Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2 của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) cùng các Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN), tiêu biểu là TCVN 1065-71 về góc profin gốc của bánh răng.
Phương pháp nghiên cứu và giải quyết bài toán kỹ thuật bao gồm:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tiêu hao qua từng cụm truyền động dựa trên hiệu suất thành phần, xác định mô-men xoắn và số vòng quay trên từng trục dẫn động.
- Phương pháp thiết kế hình học và tiêu chuẩn hóa: Tra cứu dãy đường kính bánh đai tiêu chuẩn, dãy mô-đun tiêu chuẩn, khoảng cách trục tiêu chuẩn, kích thước then bằng và ổ lăn tiêu chuẩn công nghiệp.
- Phương pháp kiểm nghiệm sức bền vật liệu cơ khí: Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$, kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$, kiểm nghiệm quá tải $\sigma_{max} \le [\sigma]_{max}$, kiểm nghiệm then theo độ bền dập $\sigma_d$ và cắt $\tau_c$, kiểm nghiệm mỏi của trục theo hệ số an toàn tổng hợp $s \ge [s]$.
- Nguồn dữ liệu và thông số đầu vào: Công suất làm việc trên trục tang $P_{lv} = 4\text{ kW}$, vận tốc làm việc của băng tải, đường kính tang băng tải $D = 325\text{ mm}$, tải trọng tĩnh làm việc 1 ca, hệ số quá tải khi mở máy $K_{qt} = 1,4$.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Chương 1 thiết lập các thông số động học và động lực học cơ bản cho toàn bộ trạm dẫn động. Hiệu suất tổng của hệ thống được xác định qua hiệu suất của các bộ phận: 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 1 bộ truyền đai ($\eta_đ = 0,95$), 1 bộ truyền bánh răng trụ kín ($\eta_{br} = 0,97$) và khớp nối ($\eta_{kn} = 1$), cho ra $\eta = 0,8945$.
Từ công suất làm việc $P_{lv} = 4\text{ kW}$, công suất cần thiết của động cơ được tính: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4}{0,8945} = 4,478\text{ kW}$$
Số vòng quay trục làm việc $n_{lv} = 94,1\text{ v/ph}$. Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = 16$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 1504\text{ v/ph}$. Tác giả tiến hành tra bảng động cơ và lựa chọn kiểu động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc K132M4 có các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{đc} = 1445\text{ v/ph}$, hiệu suất $\eta = 86%$, hệ số $\cos\varphi = 0,86$, $T_K/T_{dn} = 2,0$, khối lượng $72\text{ kg}$.
Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_{ht} = 1445 / 94,1 = 15,36$. Tỷ số truyền được phân phối cho bộ truyền đai $u_đ = 4$ và hộp giảm tốc bánh răng $u_{hgt} = 3,84$.
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I (Chủ động) | Trục II (Bị động) | Trục Làm việc |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P\text{ (kW)}$ | $4,478$ | $4,255$ | $4,086$ | $4,004$ |
| Tỷ số truyền $u$ | — | $u_đ = 4$ | $u_{brt} = 3,84$ | $u_{kn} = 1$ |
| Số vòng quay $n\text{ (v/ph)}$ | $1445$ | $361,25$ | $94,1$ | $94,1$ |
| Mô-men xoắn $T\text{ (Nmm)}$ | $29.595$ | $112.485$ | $414.679$ | $406.357$ |
Chương 2. Thiết kế các bộ truyền (Bộ truyền đai thang)
Chương 2 tính toán kích thước hình học và khả năng tải của bộ truyền đai ngoài:
- Loại đai: Chọn đai thang thường loại A có kích thước tiết diện: $b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích mặt cắt $A = 81\text{ mm}^2$.
- Đường kính bánh đai: Bánh chủ động $d_1 = 125\text{ mm}$ (thỏa mãn vận tốc đai $v = 9,45\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$); bánh bị động tiêu chuẩn $d_2 = 500\text{ mm}$ với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$, sai số tỷ số truyền $\Delta u = 2% \le 4%$.
- Kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục tính toán $a = 536,62\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2120\text{ mm}$; số vòng chạy $i = 4,457\text{ s}^{-1} < i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$; góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 140,16^\circ > 120^\circ$.
- Số đai và tải trọng: Số dây đai tính toán $z = 3$; chiều rộng bánh đai $B = 50\text{ mm}$; đường kính ngoài bánh đai $d_{a1} = 131,6\text{ mm}$, $d_{a2} = 506,6\text{ mm}$; lực căng ban đầu $F_0 = 139,45\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 786,65\text{ N}$.
Chương 3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Chương 3 trình bày toàn bộ các bước thiết kế hình học và kiểm nghiệm sức bền cặp bánh răng ăn khớp ngoài trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu và nhiệt luyện: Cả hai bánh răng đều dùng thép C45 tôi cải thiện. Bánh chủ động đạt độ cứng 210 HB, bánh bị động đạt 200 HB; giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[H] = 427,272\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[F]1 = 216\text{ MPa}$ và $[F]2 = 205,714\text{ MPa}$; ứng suất quá tải $[H]{max} = 1260\text{ MPa}$, $[F]{max} = 360\text{ MPa}$.
- Thông số hình học ăn khớp:
- Khoảng cách trục: $a_\omega = 180\text{ mm}$.
- Mô-đun pháp: $m = 3\text{ mm}$.
- Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 25$, bánh bị dẫn $Z_2 = 96$ ($u = 3,84$, sai lệch $0%$).
- Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0$, $x_2 = 0$.
- Chiều rộng vành răng: $b_\omega = 72\text{ mm}$.
- Góc ăn khớp thực tế $\alpha_{t\omega} = 18,73^\circ$ (góc profin gốc $\alpha = 20^\circ$).
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 75\text{ mm}$, $d_2 = 288\text{ mm}$.
- Đường kính vòng lăn: $d_{\omega 1} = 74,38\text{ mm}$, $d_{\omega 2} = 285,61\text{ mm}$.
- Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 81\text{ mm}$, $d_{a2} = 294\text{ mm}$.
- Đường kính chân răng: $d_{f1} = 67,5\text{ mm}$, $d_{f2} = 280,5\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm sức bền:
- Độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 405,908\text{ MPa} \le [H] = 427,272\text{ MPa}$ (thỏa mãn, chênh lệch $3,46% < 10%$).
- Độ bền uốn: Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 49,01\text{ MPa} < [F]1 = 216\text{ MPa}$; $\sigma{F2} = 45,241\text{ MPa} < [F]_2 = 205,714\text{ MPa}$.
- Độ bền quá tải: $\sigma_{Hmax} = 463,656\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F1max} = 68,616\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 63,337\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 3024,6\text{ N}$, $F_{t2} = 2903,81\text{ N}$; lực hướng kính $F_{r1} = 1025,53\text{ N}$, $F_{r2} = 984,58\text{ N}$; lực pháp tuyến $F_{n1} = 3193,73\text{ N}$, $F_{n2} = 3066,18\text{ N}$.
Chương 4. Thiết kế trục và chọn ổ
Chương 4 tập trung tính toán kết cấu trục, then, khớp nối và kiểm nghiệm bền mỏi, bền tĩnh:
- Chọn khớp nối: Nối trục vòng đàn hồi cao su giữa trục II và trục tang băng tải. Mô-men xoắn tính toán $T_{tt} = k \cdot T_{II} = 1,2 \cdot 414.679 = 497.614,8\text{ Nmm}$. Kiểm nghiệm sức bền dập vòng cao su $\sigma_d = 1,46\text{ MPa} < [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$ và kiểm nghiệm uốn chốt đàn hồi thỏa mãn. Lực tác dụng lên trục do khớp nối: $F_k = 1594,91\text{ N}$.
- Tính toán đường kính và kết cấu trục: Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
- Trục I (Trục chủ động): Đường kính sơ bộ $d_{sb1} = 35\text{ mm}$. Đường kính tính toán tại các đoạn: đoạn lắp bánh đai $d_D = 25\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_A = d_B = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 35\text{ mm}$.
- Trục II (Trục bị động): Đường kính sơ bộ $d_{sb2} = 45\text{ mm}$. Đường kính thực tế tại các đoạn: đoạn lắp khớp nối $d_F = 45\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_H = 50\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng lớn $d_E = 52\text{ mm}$.
- Tính chọn và kiểm nghiệm then bằng:
- Trục I tại tiết diện D: Then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, $l = 40\text{ mm}$; $\sigma_d = 74,99\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$; $\tau_c = 28,12\text{ MPa} \le 40\text{ MPa}$.
- Trục I tại tiết diện C: Then $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l = 60\text{ mm}$; $\sigma_d = 26,79\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$; $\tau_c = 10,2\text{ MPa} \le 40\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm bền mỏi và bền tĩnh trục I:
- Độ bền mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện A là $s_A = 3,11 > [s] = 2,5$; tại tiết diện nguy hiểm C lắp bánh răng là $s_C = 2,86 > [s] = 2,5$.
- Độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương cực đại tại tiết diện C là $\sigma_{td} = 32,45\text{ MPa} < [\sigma] = 400\text{ MPa}$.
Chương 5 & Chương 6. Tính toán chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ
Các chương cuối hoàn thiện kết cấu tổng thể của hộp giảm tốc:
- Chọn ổ lăn: Dựa trên trị số phản lực gối đỡ và đường kính ngõng trục ($d_A = 30\text{ mm}$, $d_H = 50\text{ mm}$), hệ thống lựa chọn ổ bi đỡ một dãy tiêu chuẩn đảm bảo khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $C_0$ trong suốt thời gian phục vụ $28.000\text{ giờ}$.
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, khoảng cách tâm bu-lông nền, bu-lông ghép nắp và thân hộp, bề rộng mặt bích ghép nắp và thân theo công thức thực nghiệm.
- Chi tiết phụ và bôi trơn: Lựa chọn que thăm dầu để kiểm tra mức dầu, nút thông hơi để cân bằng áp suất bên trong vỏ hộp, nút tháo dầu ở đáy vỏ hộp, vòng chắn dầu và nắp ổ. Cặp bánh răng được bôi trơn ngâm dầu trong bể dầu hộp giảm tốc; các bộ ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng.
Thiết kế kỹ thuật và kiểm nghiệm hệ thống
Bảng tổng hợp các thông số kỹ thuật cốt lõi được thiết kế và kiểm nghiệm trong đồ án:
| Hạng mục thiết kế | Chi tiết / Thông số | Giá trị danh định / Tiêu chuẩn | Kết quả kiểm nghiệm |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Mã hiệu / Công suất / Vòng quay | K132M4 / $5,5\text{ kW}$ / $1445\text{ v/ph}$ | $P_{đc} \ge 4,478\text{ kW}$; $T_K/T_{dn} \ge 1,4$ |
| Bộ truyền đai ngoài | Tiết diện / Số đai / Chiều dài đai | Đai thang loại A / $z = 3$ / $L = 2120\text{ mm}$ | $\alpha_1 = 140,16^\circ \ge 120^\circ$; $v = 9,45\text{ m/s}$ |
| Bộ truyền bánh răng | Vật liệu / Mô-đun / Khoảng cách trục | Thép C45 tôi cải thiện / $m = 3\text{ mm}$ / $a_\omega = 180\text{ mm}$ | $Z_1 = 25$, $Z_2 = 96$, $u = 3,84$ |
| Độ bền tiếp xúc răng | Ứng suất tiếp xúc tính toán / Cho phép | $\sigma_H = 405,908\text{ MPa}$ / $[H] = 427,272\text{ MPa}$ | Thỏa mãn ($\sigma_H \le [H]$) |
| Độ bền uốn chân răng | Bánh dẫn $\sigma_{F1}$ / Bánh bị dẫn $\sigma_{F2}$ | $49,01\text{ MPa}$ / $45,241\text{ MPa}$ | Thỏa mãn ($\le 216\text{ MPa}$ và $\le 205,71\text{ MPa}$) |
| Trục I (Chủ động) | Đường kính lắp đai / Ổ lăn / Bánh răng | $d_D = 25\text{ mm}$ / $d_A = 30\text{ mm}$ / $d_C = 35\text{ mm}$ | Hệ số an toàn mỏi $s_C = 2,86 > 2,5$ |
| Trục II (Bị động) | Đường kính lắp then khớp / Ổ / Bánh răng | $d_F = 45\text{ mm}$ / $d_H = 50\text{ mm}$ / $d_E = 52\text{ mm}$ | Đảm bảo kết cấu và độ bền xoắn |
| Khớp nối trục ra | Khớp nối vòng đàn hồi cao su | $T_{tt} = 497,61\text{ Nm}$, đường kính $d = 45\text{ mm}$ | $\sigma_d = 1,46\text{ MPa} \le 4\text{ MPa}$ |
Kết quả và đóng góp
Đồ án hoàn thành trọn vẹn việc thiết kế hệ dẫn động băng tải 1 cấp theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành với các kết quả cụ thể:
- Xác định chính xác động cơ K132M4 ($5,5\text{ kW}$) và phân phối tỷ số truyền tối ưu ($u_đ = 4$, $u_{brt} = 3,84$) giúp hệ thống đạt hiệu suất tổng thể $\eta = 0,8945$.
- Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai loại A với 3 dây đai, khoảng cách trục $536,62\text{ mm}$ và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng modun $m = 3\text{ mm}$, $a_\omega = 180\text{ mm}$ đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải $1,4$ lần.
- Thiết lập kết cấu trục hợp lý theo bậc, lựa chọn then bằng tiêu chuẩn và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục I tại vị trí nguy hiểm đạt $s_C = 2,86$ (vượt yêu cầu an toàn $[s] = 2,5$).
- Kiểm nghiệm bền thành công khớp nối vòng đàn hồi cao su trên trục II truyền mô-men $497,61\text{ Nm}$ với ứng suất dập chỉ $1,46\text{ MPa}$ so với giới hạn cho phép $4\text{ MPa}$.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên các giả định tải trọng tĩnh làm việc 1 ca và tính toán bán thực nghiệm theo phương pháp giải tích truyền thống; đồ án chưa khảo sát biến dạng nhiệt của dầu bôi trơn trong vỏ hộp và dao động xoắn phi tuyến khi băng tải thay đổi tải trọng đột ngột.
- Hướng mở rộng: Ứng dụng mô phỏng 3D trên phần mềm CAD (như SolidWorks/Inventor), phân tích ứng suất và biến dạng cục bộ bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên trục và vỏ hộp, tối ưu hóa kích thước và khối lượng bộ truyền bánh răng.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo chuyên môn hữu ích cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Động lực, Cơ điện tử và Kế máy thực hiện đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy, Chi tiết máy, hoặc đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động cơ khí.
- Các kỹ sư thiết kế cơ khí cần tài liệu tính toán mẫu về quy trình phân phối tỷ số truyền, kiểm nghiệm mỏi của trục theo biểu đồ mô-men không gian và lựa chọn các chi tiết tiêu chuẩn (đai, then, ổ lăn, khớp nối vòng đàn hồi).
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao tác giả chọn động cơ K132M4 có công suất 5,5 kW trong khi công suất cần thiết tính toán chỉ là 4,478 kW?
Động cơ điện được chọn theo nguyên tắc thỏa mãn đồng thời công suất danh định $P_{đc} \ge P_{ct}$ ($5,5\text{ kW} \ge 4,478\text{ kW}$), tốc độ quay gần với số vòng quay sơ bộ ($n_{đc} = 1445\text{ v/ph} \approx n_{sb} = 1504\text{ v/ph}$) và điều kiện mở máy $T_K/T_{dn} \ge T_{max}/T_{dn}$ ($2,0 \ge 1,4$). Động cơ K132M4 là cấp công suất tiêu chuẩn thương mại gần nhất thỏa mãn toàn diện các điều kiện trên.
2. Tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng được phân phối như thế nào?
Tổng tỷ số truyền của hệ thống là $u_{ht} = 15,36$. Nhằm tránh sai lệch tỷ số truyền cho phép vượt quá $4%$ theo dãy đường kính đai tiêu chuẩn, tác giả chọn tỷ số truyền bộ truyền đai là $u_đ = 4$, từ đó tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ là $u_{hgt} = u_{ht} / u_đ = 15,36 / 4 = 3,84$.
3. Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện nào được sử dụng cho cặp bánh răng trụ răng thẳng?
Cả bánh răng chủ động và bánh răng bị động đều sử dụng thép C45 được nhiệt luyện bằng phương pháp "tôi cải thiện". Để bánh răng dẫn chịu mỏi tiếp xúc tốt hơn do số chu kỳ làm việc cao hơn, bánh nhỏ được tôi đạt độ cứng 210 HB, trong khi bánh lớn đạt độ cứng 200 HB (chênh lệch 10 HB).
4. Trục chủ động (Trục I) có đảm bảo độ bền mỏi và độ bền tĩnh hay không?
Có. Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm C (nơi lắp bánh răng) cho thấy hệ số an toàn mỏi $s_C = 2,86$, lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$. Về độ bền tĩnh, ứng suất tương đương cực đại $\sigma_{td} = 32,45\text{ MPa}$ nhỏ hơn rất nhiều so với ứng suất cho phép $[\sigma] = 400\text{ MPa}$.
5. Khớp nối trục ra nối giữa hộp giảm tốc và băng tải sử dụng loại kết cấu nào?
Đồ án sử dụng khớp nối vòng đàn hồi bằng cao su nối trục bị động (Trục II, đường kính ngõng trục $45\text{ mm}$) với trục tang băng tải. Khớp nối có khả năng giảm va đập, triệt tiêu chấn động và bù độ lệch trục, đạt ứng suất dập kiểm nghiệm $\sigma_d = 1,46\text{ MPa} < [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế dẫn động băng tải" của sinh viên Đặng Đình Lâm là một công trình tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh, tuân thủ chặt chẽ các quy chuẩn thiết kế cơ khí và sức bền vật liệu. Hệ thống dẫn động gồm động cơ $5,5\text{ kW}$, bộ truyền đai thang $z = 3$ và hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp ($a_\omega = 180\text{ mm}$, $m = 3\text{ mm}$) đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và ổn định truyền động. Kết quả tính toán cung cấp đầy đủ thông số kết cấu và số liệu kiểm nghiệm, phục vụ hiệu quả cho công tác gia công, chế tạo và học tập chuyên ngành Cơ khí.