Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" là đồ án môn học Thiết kế Kỹ thuật do sinh viên Diệp Đức Hoàng Long (MSSV: 2011544, Lớp: KU20CKT1) thực hiện tại Bộ môn Cơ Kỹ thuật, Khoa Khoa học Ứng dụng, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Vũ Công Hòa vào năm 2023.

Băng tải là thiết bị vận chuyển vật liệu liên tục được sử dụng rộng rãi trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, kho vận và chế biến nguyên liệu. Nhiệm vụ trung tâm của đồ án là tính toán, lựa chọn và thiết kế toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí từ động cơ điện, các bộ truyền giảm tốc trung gian đến trục công tác của băng tải nhằm đảm bảo khả năng truyền động êm, hiệu suất cao và vận hành ổn định trong suốt vòng đời thiết kế.

Hệ thống dẫn động được thực hiện theo Phương án 4 với cấu trúc động học gồm 5 cụm chi tiết chính:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc.
  2. Nối trục đàn hồi (khớp nối trục vòng đàn hồi).
  3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển (sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng).
  4. Bộ truyền xích ống con lăn một dãy đặt ngoài.
  5. Bộ phận công tác – Trục tang và băng tải.

Số liệu thiết kế ban đầu bao gồm:

  • Lực vòng kéo băng tải: $F = 8000 \text{ N}$.
  • Vận tốc kéo băng tải: $v = 0.95 \text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn: $d = 510 \text{ mm}$.
  • Thời hạn phục vụ danh định: $L = 9 \text{ năm}$ (chế độ làm việc: 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tổng thời gian vận hành $43.200 \text{ giờ}$).
  • Đặc tính phụ tải: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, chế độ tải biến thiên theo chu kỳ thời gian với hai bậc tải: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 36 \text{ giây}$ và $T_2 = 0.8T$ trong thời gian $t_2 = 15 \text{ giây}$; mô-men xoắn quá tải khi mở máy đạt $T_{kđ} = 2.2 T_{danh nghĩa}$.

Phạm vi nghiên cứu bao quát toàn diện quy trình thiết kế cơ khí: từ tính toán động học và động lực học, tính toán độ bền mỏi uốn và tiếp xúc của các bộ truyền bánh răng và xích, phân tích kết cấu trục, then, chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, đến thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc và tra cứu hệ thống dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án được xây dựng trên nền tảng lý thuyết Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy và Tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN), áp dụng các công thức giải tích và bảng tra cứu chuẩn mực từ các tài liệu chuyên ngành:

  • Cơ sở thiết kế máy – GS.TS Nguyễn Hữu Lộc (Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh).
  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) – PGS.TS Trịnh Chất, TS. Lê Văn Uyển (Nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam).
  • Thiết kế chi tiết máy công dụng chung – PGS.TS Trần Thiên Phúc (Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh).
  • Thiết kế máy và chi tiết máy – GS.TS Nguyễn Hữu Lộc (Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh).

Phương pháp nghiên cứu và giải thuật tính toán bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động lực học hệ cơ khí: Xác định hiệu suất tổng thể, công suất yêu cầu trên trục động cơ, xác định số vòng quay sơ bộ và chọn động cơ theo catalogue tiêu chuẩn; phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển và bộ truyền xích ngoài.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và uốn: Ứng dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz-Belyaev và lý thuyết mỏi Wöhler để xác định khoảng cách trục, mô-đun răng, kích thước hình học bộ truyền; kiểm nghiệm răng theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, xét đến các hệ số tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng, hệ số tuổi thọ và khả năng chịu quá tải đột ngột.
  • Phương pháp phân tích nội lực không gian và giải tích kết cấu: Phân tích lực ăn khớp bánh răng ($F_t, F_r, F_a$) và lực căng xích ($F_r$) tác dụng lên các trục; lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ; xây dựng biểu đồ mô-men uốn phẳng ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($M_z$) để xác định các tiết diện nguy hiểm; tính toán đường kính trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S$.
  • Phương pháp tính chọn theo chỉ tiêu tuổi thọ và độ tin cậy: Lựa chọn ổ bi đỡ chặn dựa trên khả năng tải động ($C$), khả năng tải tĩnh ($C_0$) và số triệu vòng quay làm việc theo điều kiện tải trọng hướng tâm kết hợp tải trọng dọc trục; tính chọn then bằng theo điều kiện bền dập và bền cắt.
  • Phương pháp tiêu chuẩn hóa kết cấu: Ứng dụng các quy chuẩn kích thước vỏ hộp đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết bôi trơn, làm kín, thông hơi, thăm dầu và bảng dung sai lắp ghép trục - lỗ tiêu chuẩn ISO/TCVN.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động được tổ chức theo sơ đồ truyền động nối tiếp từ nguồn năng lượng điện sang chuyển động tịnh tiến của băng tải:

Trục / Bộ phận Công suất $P$ (kW) Tỷ số truyền $u$ Số vòng quay $n$ (vòng/phút) Mô-men xoắn $T$ (N.mm)
Động cơ điện (4A132M2Y3) 11.0000 - 2907.0000 28767.28
Trục I (Trục vào HGT) 9.2000 1.0000 2907.0000 28767.28
Trục II (Trục trung gian HGT) 8.8284 5.7009 509.9195 155865.39
Trục III (Trục ra HGT) 7.9920 4.3853 116.2793 626381.25
Trục công tác (Tang băng tải) 7.6000 3.4800 35.5793 1858342.10

Các cụm kết cấu chính của hệ thống kỹ thuật:

  • Động cơ điện: Sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ 4A132M2Y3 công suất định mức $11 \text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $3000 \text{ vòng/phút}$, vận tốc quay định mức $2907 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0.90$, hiệu suất động cơ $88%$.
  • Khớp nối: Nối trục đàn hồi liên kết trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc, có đệm cao su giảm chấn nhằm triệt tiêu dao động xoắn và bù trừ sai lệch tâm nhỏ.
  • Hộp giảm tốc hai cấp khai triển: Vỏ hộp bằng gang đúc, chứa hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài. Cấp nhanh bố trí bất đối xứng với khoảng cách trục $a_{w1} = 125 \text{ mm}$, cấp chậm bố trí khoảng cách trục $a_{w2} = 200 \text{ mm}$.
  • Bộ truyền xích ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy nằm ngang, bước xích $p = 38.1 \text{ mm}$, số răng đĩa dẫn $z_1 = 25$, số răng đĩa bị dẫn $z_2 = 87$, khoảng cách trục thực $a = 1510 \text{ mm}$.
  • Gối đỡ trục: Mỗi trục được đỡ bởi hai ổ bi đỡ chặn (góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$) bố trí tại hai đầu gối nhằm tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục do bánh răng nghiêng sinh ra.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 2: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Chương 2 tính toán các thông số năng lượng cơ bản của hệ thống. Công suất làm việc trên trục tang băng tải được xác định: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{8000 \times 0.95}{1000} = 7.6 \text{ kW}$$

Hiệu suất chung của toàn hệ thống truyền động: $$\eta = \eta_x \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 = 0.95 \times 0.97 \times 0.97 \times 0.99 \times (0.995)^4 = 0.7977$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{7.6}{0.7977} \approx 9.53 \text{ kW}$$

Số vòng quay yêu cầu của trục tang băng tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot d} = \frac{60000 \times 0.95}{\pi \times 510} \approx 35.58 \text{ vòng/phút}$$

Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_t = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{2907}{35.58} = 81.7034$. Tác giả phân phối tỷ số truyền chung cho hộp giảm tốc hai cấp ($u_h = 23.68$) và bộ truyền xích ($u_x = 3.45$). Trong hộp giảm tốc khai triển, tỷ số truyền cấp nhanh chọn $u_{nh} = 5.7009$ và cấp chậm chọn $u_{ch} = 4.3853$.

Chương 3: Thiết kế các bộ truyền hở

Chương 3 trình bày chi tiết các bước thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy:

  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ dẫn $z_1 = 25$ răng, đĩa lớn bị dẫn $z_2 = 87$ răng, tỷ số truyền thực tế $u_x' = 3.48$ (sai lệch $0.87% < 5%$).
  • Xác định bước xích: Dựa trên điều kiện hạn chế áp suất bản lề với hệ số sử dụng tổng hợp $K = 1.95$, công suất tính toán đạt $P_t = 11.8052 \text{ kW}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 38.1 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục: Khoảng cách trục sơ bộ $a_0 = 1524 \text{ mm}$, tính ra số mắt xích $X = 138$ mắt; chiều dài xích $L = 5257.8 \text{ mm}$. Khoảng cách trục được hiệu chỉnh giảm còn $a = 1510 \text{ mm}$ để tránh hiện tượng căng quá mức.
  • Kết quả kiểm nghiệm:
    • Tần số va đập của bản lề: $i = 14.04 \text{ lần/s} < [i] = 20 \text{ lần/s}$.
    • Vận tốc trung bình của xích: $v = 1.846 \text{ m/s}$ (thích hợp với phương pháp bôi trơn nhỏ giọt).
    • Lực tác dụng: Lực vòng có ích $F_t = 4329.4 \text{ N}$, lực căng do lực ly tâm $F_v = 18.7 \text{ N}$, lực căng do trọng lượng xích $F_0 = 133.8 \text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 5021.8 \text{ N}$.
    • Hệ số an toàn tải trọng phá hủy: $s = 22.5 > [s] = 8.2$.
    • Áp suất bản lề xích: $p = 18.65 \text{ MPa} < [p_0] = 29 \text{ MPa}$.
    • Ứng suất tiếp xúc đĩa xích (vật liệu thép C45 tôi cải thiện): $\sigma_H = 513.91 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 600 \text{ MPa}$.

Chương 4: Thiết kế các bánh răng

Chương 4 tính toán thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc. Cả hai cặp bánh răng đều sử dụng vật liệu thép 40Cr nhiệt luyện tôi cải thiện (bánh dẫn đạt độ cứng $250 \text{ HB}$, bánh bị dẫn đạt $235 \text{ HB}$).

Thông số thiết kế bánh răng Cặp cấp nhanh (Trục I - Trục II) Cặp cấp chậm (Trục II - Trục III)
Khoảng cách trục ($a_w$) 125 mm 200 mm
Mô-đun pháp ($m_n$) 2.0 mm 2.5 mm
Góc nghiêng răng ($\beta$) $12.5781^\circ$ $12.8386^\circ$
Số răng bánh dẫn ($z_1, z_3$) 18 răng 29 răng
Số răng bánh bị dẫn ($z_2, z_4$) 104 răng 127 răng
Tỷ số truyền thực tế ($u$) 5.7778 4.3793
Đường kính vòng chia bánh dẫn ($d$) 36.8852 mm 74.3590 mm
Đường kính vòng chia bánh bị dẫn ($d$) 213.1148 mm 325.6410 mm
Bề rộng vành răng ($b_w$) Bánh dẫn 45 mm / Bị dẫn 40 mm Bánh dẫn 68 mm / Bị dẫn 63 mm
Cấp chính xác chế tạo Cấp 8 Cấp 9
Ứng suất tiếp xúc tính toán ($\sigma_H$) $477.93 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 508.58 \text{ MPa}$ $421.65 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 457.53 \text{ MPa}$
Ứng suất uốn bánh dẫn ($\sigma_{F1}, \sigma_{F3}$) $85.14 \text{ MPa} < [\sigma_F] = 257.14 \text{ MPa}$ $86.47 \text{ MPa} < [\sigma_F] = 254.84 \text{ MPa}$
Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc ($\sigma_{H\max}$) $1051.4 \text{ MPa} < [\sigma_H]_{\max} = 1540 \text{ MPa}$ $927.6 \text{ MPa} < [\sigma_H]_{\max} = 1540 \text{ MPa}$

Chương này cũng thực hiện kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc: Mức dầu tối thiểu ngập sâu ít nhất $10 \text{ mm}$ tính từ đỉnh dưới của bánh răng cấp nhanh, đồng thời mức dầu tối đa không vượt quá $2/3$ bán kính vòng đỉnh của bánh răng lớn cấp chậm ($2/3 R_4 \approx 108.5 \text{ mm}$), đảm bảo điều kiện bôi trơn nhúng dầu bình thường.

Chương 5: Thiết kế sơ bộ trục và chọn then

Chương 5 xác định kích thước hình học các trục, phân tích biểu đồ nội lực và kiểm nghiệm độ bền mỏi:

  • Vật liệu trục: Thép 40X tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 550 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 25 \text{ MPa}$.
  • Kích thước đoạn trục thiết kế:
    • Trục I: Đường kính các đoạn lần lượt là $d_1 = 25 \text{ mm}$, $d_2 = 30 \text{ mm}$ (lắp bánh răng), $d_3 = 25 \text{ mm}$, $d_4 = 25 \text{ mm}$.
    • Trục II: Đường kính các đoạn lần lượt là $d_1 = 40 \text{ mm}$, $d_2 = 45 \text{ mm}$, $d_3 = 45 \text{ mm}$, $d_4 = 40 \text{ mm}$.
    • Trục III: Đường kính các đoạn lần lượt là $d_1 = 55 \text{ mm}$, $d_2 = 60 \text{ mm}$, $d_3 = 65 \text{ mm}$ (lắp bánh răng lớn cấp chậm).
  • Kiểm nghiệm mỏi trục: Tính toán hệ số an toàn mỏi uốn ($S_\sigma$) và mỏi xoắn ($S_\tau$) tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục. Hệ số an toàn tổng hợp $S$ tại tất cả các tiết diện đều thỏa mãn $S \ge [S] = 2.5 - 3.0$.
  • Chọn và kiểm nghiệm then bằng: Sử dụng then bằng theo TCVN cho tất cả các mối ghép trục - bánh răng và trục - đĩa xích. Kiểm nghiệm cho thấy ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 90 \text{ MPa}$.
  • Tính chọn ổ lăn: Sử dụng ổ bi đỡ chặn 1 dãy cho cả 3 trục để chịu lực hướng tâm và lực dọc trục:
    • Trục I: Ổ bi đỡ chặn mã hiệu 46305 ($d = 25 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, B = 17 \text{ mm}, C = 21.9 \text{ kN}$), tuổi thọ đạt $L_h = 331816 \text{ giờ} > 43200 \text{ giờ}$.
    • Trục II: Ổ bi đỡ chặn kích thước $d = 40 \text{ mm}, D = 90 \text{ mm}, B = 23 \text{ mm}$.
    • Trục III: Ổ bi đỡ chặn kích thước $d = 60 \text{ mm}, D = 130 \text{ mm}, B = 31 \text{ mm}$.

Chương 6: Lựa chọn các chi tiết và kết cấu vỏ hộp

Chương 6 hoàn thiện kết cấu các chi tiết phụ và vỏ hộp giảm tốc:

  • Kết cấu vỏ hộp đúc: Chiều dày thân hộp $\delta = 0.03 a_w + 3 = 0.03 \times 200 + 3 = 9 \text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 0.9\delta = 8.1 \text{ mm}$; chiều dày gân tăng cứng $e = 8 \text{ mm}$.
  • Hệ thống bulông liên kết: Bulông nền $d_1 = 18 \text{ mm}$ (M18), bulông cạnh gối trục $d_2 = 14 \text{ mm}$ (M14), bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = 10 \text{ mm}$ (M10).
  • Các chi tiết phụ trợ: Bố trí chốt định vị hình côn $C \times 45^\circ$, cửa thăm dầu trên nắp hộp, nút thông hơi M27x2 trên đỉnh cửa thăm, que thăm dầu đặt nghiêng, nút tháo dầu ren trụ có đệm kín đáy hộp, vòng móc nâng và các vòng chắn dầu/vòng phớt cao su tại vị trí trục nhô ra ngoài.
  • Bảng dung sai lắp ghép:
    • Bánh răng trên trục: $\varnothing 30H7/k6$ (Trục I), $\varnothing 45H7/k6$ (Trục II), $\varnothing 65H7/k6$ (Trục III).
    • Vòng trong ổ lăn với trục: $\varnothing 25k6$, $\varnothing 40k6$, $\varnothing 60k6$.
    • Vòng ngoài ổ lăn với lỗ vỏ hộp: $\varnothing 62H7$, $\varnothing 90H7$, $\varnothing 130H7$.
    • Vòng chắn dầu trên trục: $\varnothing 23H7/js6$, $\varnothing 28H7/js6$, $\varnothing 43H7/js6$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác lập bộ thông số động học - động lực học hoàn chỉnh cho hệ thống dẫn động băng tải $8000 \text{ N}$, $0.95 \text{ m/s}$ với hiệu suất truyền động tổng thể đạt $79.77%$.
  2. Lựa chọn thành công động cơ điện 4A132M2Y3 ($11 \text{ kW}, 2907 \text{ vòng/phút}$) đáp ứng yêu cầu công suất công tác và mô-men quá tải khởi động ($K_{qt} = 2.2$).
  3. Thiết kế thành công hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển nhỏ gọn với khoảng cách trục $a_{w1} = 125 \text{ mm}$ và $a_{w2} = 200 \text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta \approx 12.5^\circ - 12.8^\circ$, đảm bảo vận hành êm và bền mỏi trong $43.200 \text{ giờ}$.
  4. Tối ưu hóa bộ truyền xích ngoài 1 dãy với bước xích $p = 38.1 \text{ mm}$, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng, áp lực bản lề và hệ số an toàn phá hủy đạt $s = 22.5$.
  5. Hoàn thiện kết cấu trục, then, gối đỡ ổ bi đỡ chặn và vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám kèm bảng dung sai lắp ghép chi tiết theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Đóng góp chính của tài liệu là cung cấp một bản thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có phương pháp luận tính toán nhất quán, logic và minh bạch từ khâu chọn sơ đồ động học đến khâu chi tiết hóa bản vẽ kết cấu.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo các giới hạn nêu trong tài liệu:

  • Hạn chế:
    • Các cặp bánh răng cấp nhanh có độ dư bền tiếp xúc tương đối lớn so với yêu cầu danh định, dẫn đến kích thước và chi phí vật liệu chưa được tối ưu hóa ở mức tối thiểu.
    • Quá trình tính toán kết cấu vỏ hộp và trục chủ yếu dựa trên công thức thực nghiệm và tra bảng bán giải tích, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng số.
  • Hướng mở rộng:
    • Ứng dụng bài toán tối ưu hóa đa mục tiêu (giảm thể tích kim loại, cực tiểu khoảng cách trục và chi phí chế tạo) trong khâu phân phối tỷ số truyền và chọn góc nghiêng răng.
    • Sử dụng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA/CAE) để phân tích trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của trục và độ cứng vững của vỏ hộp giảm tốc dưới tác dụng của tải trọng động thực tế.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ Kỹ thuật, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp.
  • Giảng viên và kỹ sư cơ khí cần tài liệu tra cứu mẫu mực về các bước tính toán hệ truyền động cơ khí nhiều cấp kết hợp bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích.
  • Phần đáng giá nhất để tham khảo bao gồm: Quy trình phân phối tỷ số truyền và tính toán kích thước hình học bánh răng nghiêng; phương pháp phân tích lực không gian và tính nghiệm bền mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm; bảng tổng hợp dung sai lắp ghép và kết cấu các chi tiết phụ của vỏ hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật chính là gì?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc mã hiệu 4A132M2Y3 với công suất định mức $11 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $2907 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0.90$ và hiệu suất $88%$.

2. Tỷ số truyền của hộp giảm tốc và bộ truyền xích được phân phối như thế nào?
Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_t = 81.7034$. Tỷ số truyền này được phân phối cho hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 23.68$ (trong đó cấp nhanh $u_{nh} = 5.7009$, cấp chậm $u_{ch} = 4.3853$) và bộ truyền xích ngoài $u_x = 3.48$ ($z_1 = 25, z_2 = 87$).

3. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại vật liệu và chế độ nhiệt luyện nào?
Cả hai cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng thép 40Cr tôi cải thiện. Bánh răng dẫn được tôi cải thiện kết hợp tôi tần số cao đạt độ cứng $250 \text{ HB}$, bánh răng bị dẫn tôi cải thiện đạt độ cứng $235 \text{ HB}$.

4. Khoảng cách trục và mô-đun của các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 125 \text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2.0 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 12.5781^\circ$. Cặp bánh răng cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 200 \text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2.5 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 12.8386^\circ$.

5. Tại sao hệ thống lại sử dụng ổ bi đỡ chặn cho các gối trục của hộp giảm tốc?
Do hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên trong quá trình ăn khớp sẽ phát sinh lực dọc trục ($F_a$) đáng kể cùng với lực hướng tâm ($F_r$). Ổ bi đỡ chặn (góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$) được chọn để tiếp nhận đồng thời cả hai thành phần lực này, đảm bảo tuổi thọ và độ cứng vững cho các trục I, II và III.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" của sinh viên Diệp Đức Hoàng Long trình bày một giải pháp thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, đáp ứng đầy đủ các yêu cầu công nghệ và độ bền cho trạm dẫn động băng tải $8000 \text{ N}$. Bản thuyết minh thể hiện sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết cơ sở thiết kế máy và các quy chuẩn kỹ thuật thực tế trong việc lựa chọn động cơ, tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng hai cấp, bộ truyền xích ống con lăn, trục, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp. Đây là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên và kỹ sư ngành kỹ thuật cơ khí.