Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học Thiết kế kỹ thuật được thực hiện bởi sinh viên Trần Thành Luân (MSSV: 1712079, ngành Cơ Kỹ Thuật, Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM) dưới sự hướng dẫn của PGS. Vũ Công Hòa, trong thời gian 15 tuần (từ ngày 24/01/2022 đến ngày 16/05/2022). Bản đồ án giải quyết bài toán kỹ thuật thuộc Đề số 4, Phương án số 6: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải. Trong sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu, hệ thống băng tải đóng vai trò cốt lõi trong việc vận chuyển liên tục nguyên vật liệu và thành phẩm. Việc thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tối ưu nhằm đảm bảo khả năng truyền động ổn định, hiệu suất cao và đáp ứng tuổi thọ thiết kế là bài toán kỹ thuật nền tảng của ngành cơ khí chế tạo máy.

Mục tiêu nghiên cứu và thiết kế của đồ án là xác định các thông số động học, động lực học và tính toán kích thước kết cấu cho toàn bộ các cụm chi tiết trong hệ thống dẫn động, đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu tải tĩnh theo các chỉ tiêu kỹ thuật được giao. Nhiệm vụ nghiên cứu được tổ chức thành 4 phần chính:

  1. Tính toán chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn đặt ở đầu ra của hệ thống dẫn động.
  3. Thiết kế các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc hai cấp khai triển (cấp nhanh và cấp chậm) kết hợp kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
  4. Thiết kế sơ bộ kết cấu trục, xác định khoảng cách giữa các gối đỡ, điểm đặt lực và phân tích nội lực trên các trục truyền động.

Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động băng tải cơ khí gồm 5 cụm bộ phận: (1) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; (2) Nối trục vòng đàn hồi; (3) Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; (4) Bộ truyền xích ống con lăn; (5) Bộ phận công tác (băng tải kèm tang dẫn).

Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào và điều kiện làm việc:

  • Lực vòng tác dụng trên băng tải: $F = 7500\text{ N}$.
  • Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 0,9\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn băng tải: $d = 550\text{ mm}$.
  • Thời gian phục vụ định mức: $L = 8\text{ năm}$ (1 năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ; tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 38400\text{ giờ}$).
  • Chế độ tải trọng: Hệ thống quay một chiều, chịu tải va đập nhẹ; chế độ tải thay đổi theo chu trình bậc thang với hai mức tải $(T_1, t_1) = (T, 36\text{ giây})$ và $(T_2, t_2) = (0,5T, 15\text{ giây})$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng trên nền tảng lý thuyết Chi tiết máy, Sức bền vật liệu và Nguyên lý máy. Toàn bộ phương pháp luận, công thức giải tích, tiêu chuẩn dung sai và bảng số liệu tra cứu cơ tính vật liệu được dẫn xuất chủ yếu từ giáo trình chuẩn hóa: "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" (Tập 1 và Tập 2) của PGS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán cụ thể bao gồm:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng và động học: Xác định hiệu suất tổng thể của trạm dẫn động thông qua tích số hiệu suất của các cặp tiếp xúc truyền động và ổ trục: $\eta = \eta_{\text{xích}} \cdot \eta_{\text{khớp nối}} \cdot \eta_{\text{ổ lăn}}^4 \cdot \eta_{\text{br1}} \cdot \eta_{\text{br2}}$. Công suất tương đương được tính toán tích hợp từ chu trình phụ tải biến đổi nhằm lựa chọn công suất danh định của động cơ điện phù hợp.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn: Dựa trên thuyết mỏi cơ học, xác định số chu kỳ làm việc cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$), số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) để xác định hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$). Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ và ứng suất uốn tính toán $\sigma_F$ được so sánh trực tiếp với ứng suất cho phép tương ứng ($[\sigma_H], [\sigma_F]$). Đồng thời, các bộ truyền được kiểm nghiệm điều kiện bền tĩnh chống biến dạng dẻo khi quá tải đột ngột dựa trên giới hạn chảy $\sigma_{ch}$ của vật liệu.
  • Phương pháp giải tích kết cấu và cân bằng tĩnh học: Thiết lập hệ phương trình cân bằng mômen và lực cắt trên hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy, Oxz$), phân tích các lực ăn khớp (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$) và lực nối trục ($F_{\text{nt}}$). Từ biểu đồ nội lực, tác giả xác định mômen tương đương $M_{\text{tđ}}$ tại các tiết diện để chọn đường kính ngõng trục và vị trí lắp then bằng thép cán C45 thường hóa.

Nguồn dữ liệu sử dụng là số liệu tính toán giải tích trực tiếp của tác giả kết hợp với hệ thống bảng tra tiêu chuẩn kỹ thuật (kích thước động cơ điện 4A, xích con lăn tiêu chuẩn, thông số hình học răng tiêu chuẩn, hệ số tập trung ứng suất và cơ tính thép C45 tôi cải thiện và thường hóa).

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Tính toán động cơ điện - Phân phối tỷ số truyền

Chương mở đầu tập trung vào việc xác lập cân bằng công suất và tỷ số truyền trên các trục. Hiệu suất các bộ phận được tra cứu từ Bảng 2.3 sách Trịnh Chất - Lê Văn Uyển: hiệu suất bộ truyền xích hở $\eta_{\text{xích}} = 0,96$; hiệu suất 1 cặp ổ lăn $\eta_{\text{ổ lăn}} = 0,99$ (toàn hệ thống có 4 cặp ổ lăn); hiệu suất bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh $\eta_{\text{br1}} = 0,97$; hiệu suất bánh răng trụ nghiêng cấp chậm $\eta_{\text{br2}} = 0,97$; hiệu suất khớp nối trục đàn hồi $\eta_{\text{khớp nối}} = 0,98$. Hiệu suất chung của trạm dẫn động đạt: $$\eta = 0,96 \cdot 0,98 \cdot (0,99)^4 \cdot 0,97 \cdot 0,97 \approx 0,85$$

Số vòng quay trên trục công tác (tang dẫn) được tính toán: $$n_{\text{lv}} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot d} = \frac{60000 \cdot 0,9}{\pi \cdot 550} \approx 31,25 \text{ vòng/phút}$$

Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{\text{ch}} = u_x \cdot u_{\text{hgt}} = 2,3 \cdot 20 = 46$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{\text{sb}} \approx 1438\text{ vòng/phút}$. Công suất cần thiết trên trục động cơ khi xét đến chu trình phụ tải biến đổi đạt $P_{\text{ct}} = 7,01\text{ kW}$. Tác giả đã tra bảng tiêu chuẩn P1.3 và chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A132S4Y3 với các thông số danh định:

  • Công suất danh định: $P_{\text{đc}} = 7,5\text{ kW}$
  • Vận tốc quay đồng bộ định mức: $n_{\text{đc}} = 1455\text{ vòng/phút}$
  • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$; Hiệu suất $\eta% = 87,5%$
  • Tỷ số mômen quá tải: $T_{\max}/T_{\text{dn}} = 2,2$; Tỷ số mômen khởi động: $T_k/T_{\text{dn}} = 2,0$

Hệ thống phân phối tỷ số truyền thực tế: tỷ số truyền chung $u_{\text{ch}} = 1455 / 31,25 = 46,56$. Hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triển có tỷ số truyền $u_{\text{hgt}} = 19,56$, trong đó cấp nhanh $u_{\text{nh}} = 5,04$ và cấp chậm $u_c = 3,88$. Bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc đảm nhận tỷ số truyền $u_x = 2,38$.

Bảng đặc tính kỹ thuật động học và động lực học phân bố trên các trục:

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Đầu vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 7,01 6,80 6,53 6,27 5,96
Tỷ số truyền $u$ 1,00 1,00 5,04 3,88 2,38
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1455 1455 288,43 74,34 31,25
Mômen xoắn $T$ (N.mm) 46.011 44.632 216.458 806.336 1.821.376

Phần II: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

Bộ truyền xích đặt giữa trục III của hộp giảm tốc và trục tang băng tải, làm việc trong điều kiện bôi trơn nhỏ giọt, có bụi, tải va đập nhẹ. Thông số thiết kế đầu vào: công suất truyền dẫn $P_1 = 6,27\text{ kW}$, số vòng quay đĩa dẫn $n_1 = 74,34\text{ vòng/phút}$, tỷ số truyền $u_x = 2,38$, mômen xoắn $T_1 = 806.336\text{ N.mm}$.

  • Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn chọn $Z_1 = 25$ răng; đĩa bị dẫn $Z_2 = u_x \cdot Z_1 = 2,38 \cdot 25 = 59,5$, làm tròn chọn $Z_2 = 60$ răng ($< Z_{\max} = 120$). Tỷ số truyền thực $u'_x = 60/25 = 2,4$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u \approx 0,84%$ (nằm trong phạm vi cho phép).
  • Bước xích và kết cấu xích: Hệ số điều kiện sử dụng xích $K = 2,7$; công suất tính toán $P_t = 11,34\text{ kW} \le [P] = 14,7\text{ kW}$. Bước xích tiêu chuẩn được lựa chọn là $p_c = 44,45\text{ mm}$ (xích 1 dãy), đường kính chốt $d_c = 12,72\text{ mm}$, chiều dài ống $b = 37,19\text{ mm}$, tải trọng phá hỏng danh định $Q = 172,4\text{ kN}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục tính toán sơ bộ $a = 40 \cdot p_c = 1778\text{ mm}$, số mắt xích tính ra $X = 124$ mắt xích. Chiều dài trục thực tế sau khi giảm trừ để xích không bị căng quá mức được chọn $a = 1790\text{ mm}$. Số lần va đập của bản lề xích $i = 0,999\text{ lần/giây} < [i] = 15\text{ lần/giây}$.
  • Kiểm nghiệm chỉ tiêu bền:
    • Hệ số an toàn tĩnh: $s = 27,56 > [s] = 9,3$ (đảm bảo an toàn chống đứt xích).
    • Độ bền tiếp xúc đĩa xích: Vật liệu chế tạo đĩa xích là Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 600\text{ MPa}$, thỏa mãn độ bền tiếp xúc của các răng đĩa.
  • Thông số hình học đĩa xích:
    • Đĩa xích dẫn ($Z_1 = 25$): Đường kính vòng chia $d_1 = 354,65\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 374,08\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f1} = 328,726\text{ mm}$.
    • Đĩa xích bị dẫn ($Z_2 = 60$): Đường kính vòng chia $d_2 = 849,32\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a2} = 870,38\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f2} = 823,392\text{ mm}$.

Phần III: Thiết kế các bánh răng trong hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc sử dụng hệ thống truyền động bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp khai triển. Vật liệu được chọn cho toàn bộ các bánh răng là Thép 45 tôi cải thiện: bánh răng nhỏ đạt độ cứng 241...285 HB (chọn $HB_1 = 285$ HB, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}} = 580\text{ MPa}$); bánh răng lớn đạt độ cứng 192...240 HB (chọn $HB_2 = 240$ HB, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}} = 450\text{ MPa}$).

  1. Cặp bánh răng cấp nhanh:

    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 145\text{ mm}$; Mô đun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
    • Tỷ số truyền: $u_{12} = 5,04$; Số răng: bánh nhỏ $z_1 = 23$ răng, bánh lớn $z_2 = 116$ răng ($u'_{12} = 5,0435$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,07%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 16,5^\circ$; Chiều rộng vành răng: bánh lớn $b_2 = 44\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_1 = 49\text{ mm}$.
    • Cấp chính xác chế tạo: cấp 9; Vận tốc vòng: $v = 3,66\text{ m/s}$.
    • Kiểm nghiệm bền mỏi tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 410,29\text{ MPa} < [\sigma_H] = 497,23\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm bền mỏi uốn: Ứng suất uốn tính toán bánh nhỏ $\sigma_{F1} = 88,61\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 303\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm quá tải tĩnh: Ứng suất tiếp xúc khi quá tải $\sigma_{H\max} = 608,59\text{ MPa} < [\sigma_{H}]{\max} = 1260\text{ MPa}$; ứng suất uốn quá tải $\sigma{F1\max} = 194,94\text{ MPa} < [\sigma_{F}]_{\max} = 360\text{ MPa}$.

  2. Cặp bánh răng cấp chậm:

    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 210\text{ mm}$; Mô đun pháp: $m = 2,5\text{ mm}$.
    • Tỷ số truyền: $u_{34} = 3,88$; Số răng: bánh nhỏ $z_3 = 34$ răng, bánh lớn $z_4 = 132$ răng ($u'_{34} = 3,882$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,06%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 9^\circ$; Chiều rộng vành răng: bánh lớn $b_4 = 63\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_3 = 68\text{ mm}$.
    • Cấp chính xác chế tạo: cấp 9; Vận tốc vòng: $v = 1,3\text{ m/s}$.
    • Kiểm nghiệm bền mỏi tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 410,85\text{ MPa} < [\sigma_H] = 448,36\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm bền mỏi uốn: Bánh nhỏ $\sigma_{F3} = 101,08\text{ MPa} < [\sigma_{F3}] = 297,9\text{ MPa}$; Bánh lớn $\sigma_{F4} = 98,35\text{ MPa} < [\sigma_{F4}] = 250,88\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm quá tải tĩnh: $\sigma_{H\max} = 609,42\text{ MPa} < [\sigma_H]{\max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F3\max} = 222,38\text{ MPa} < [\sigma_F]_{\max} = 360\text{ MPa}$.

  3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Hộp giảm tốc khai triển có sự chênh lệch kích thước giữa bánh răng lớn cấp nhanh ($d_{a2} = 246,01\text{ mm}$) và bánh răng lớn cấp chậm ($d_{a4} = 338,97\text{ mm}$). Tác giả kiểm tra điều kiện mức dầu tối thiểu phải ngập đỉnh dưới của bánh răng nhỏ ít nhất $10\text{ mm}$ và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn nhất: $$\frac{2}{3} R_{\text{bánh nhỏ}} - 10 > \frac{1}{3} R_{\text{bánh lớn}} \iff \frac{246,01}{2} - 10 > \frac{2}{3} \cdot \frac{338,97}{2} \iff 113,005\text{ mm} > 112,99\text{ mm}$$ Điều kiện ngâm dầu được xác nhận thỏa mãn, đảm bảo dầu bôi trơn đồng thời cả hai cấp truyền động.

Bảng tổng hợp kích thước hình học các bộ truyền bánh răng:

Thông số hình học Ký hiệu Cặp cấp nhanh (Bánh 1 / Bánh 2) Cặp cấp chậm (Bánh 3 / Bánh 4)
Khoảng cách trục (mm) $a_w$ 145 210
Mô đun pháp (mm) $m$ 2,0 2,5
Số răng $z$ 23 / 116 34 / 132
Góc nghiêng răng $\beta$ $16,5^\circ$ $9^\circ$
Chiều rộng vành răng (mm) $b_w$ 49 / 44 68 / 63
Đường kính vòng chia (mm) $d$ 47,98 / 242,01 86,02 / 333,97
Đường kính vòng lăn (mm) $d_w$ 47,98 / 242,01 86,02 / 333,97
Đường kính vòng đỉnh (mm) $d_a$ 51,98 / 246,01 91,02 / 338,97
Đường kính vòng đáy (mm) $d_f$ 42,98 / 237,01 79,77 / 327,72
Cấp chính xác - 9 9

Phần IV: Thiết kế sơ bộ trục và chọn then

Chương này giải quyết bài toán xác định đường kính sơ bộ, khoảng cách gối đỡ và phân tích cân bằng lực tác dụng lên các trục. Vật liệu chế tạo các trục là Thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}} = 340\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 261,6\text{ MPa}$ và mỏi xoắn $\tau_{-1} = 151,7\text{ MPa}$.

  • Đường kính trục sơ bộ: Dựa trên mômen xoắn thuần túy và ứng suất xoắn cho phép sơ bộ ($[\tau_1] = 15\text{ MPa}, [\tau_2] = 20\text{ MPa}, [\tau_3] = 30\text{ MPa}$), tác giả xác định đường kính danh nghĩa đầu trục:
    • Trục I (trục vào nối động cơ): chọn $d_1 = 25\text{ mm}$.
    • Trục II (trục trung gian): chọn $d_2 = 40\text{ mm}$.
    • Trục III (trục ra nối xích): chọn $d_3 = 55\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt tải:
    • Khoảng cách khe hở kỹ thuật chọn theo Bảng 10.3: khoảng cách chi tiết quay đến vỏ $k_1 = 10\text{ mm}$, khoảng cách mút ổ đến thành trong $k_2 = 10\text{ mm}$, khoảng cách mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 15\text{ mm}$, chiều cao nắp ổ $h_n = 18\text{ mm}$.
    • Chiều rộng ổ lăn sơ bộ: ổ trục I có $b_{o1} = 17\text{ mm}$; ổ trục II có $b_{o2} = 23\text{ mm}$; ổ trục III có $b_{o3} = 29\text{ mm}$.
    • Chiều dài may-ơ bánh răng và khớp nối: $l_{m12} = 50\text{ mm}, l_{m13} = 35\text{ mm}, l_{m22} = 60\text{ mm}, l_{m23} = 50\text{ mm}, l_{m33} = 82,5\text{ mm}, l_{m32} = 82,5\text{ mm}$.
    • Khoảng cách nhịp gối đỡ tính toán: Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên Trục I, Trục II và Trục III đều được chuẩn hóa ở nhịp gối đỡ cơ sở $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 183\text{ mm}$; khoảng cách công-xôn đầu trục I là $l_{c12} = 66,5\text{ mm}$, đầu trục III là $l_{c32} = 88,75\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và đường kính tiết diện:
    • Lực từ khớp nối trục đàn hồi tác dụng lên đầu trục I: $F_{\text{nt}} \approx 251 \div 377\text{ N}$ (với đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$).
    • Lực ăn khớp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = 1860,4\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 706,29\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 551,14\text{ N}$.
    • Lực ăn khớp bánh răng cấp chậm: Lực vòng $F_{t3} = 5032,73\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 1853,75\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = 796,74\text{ N}$.
    • Thiết lập phương trình cân bằng mômen uốn theo hai phương $x$ và $y$ tại các gối đỡ, tính toán mômen tương đương $M_{\text{tđ}} = \sqrt{M_u^2 + 0,75 T^2}$ với ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
    • Đường kính tính toán chi tiết tại các tiết diện Trục I: ngõng lắp then $d_{13} = 26,87\text{ mm}$ (sau khi cộng thêm 5% bù rãnh then); các đoạn trục đỡ ổ lăn và ngõng trục được chuẩn hóa thành dãy đường kính chế tạo: $d_{10} = 25\text{ mm}$, $d_{11} = 25\text{ mm}$, $d_{12} = 20\text{ mm}$, $d_{13} = 30\text{ mm}$.

Kết quả và đóng góp

Bản đồ án cung cấp một bộ thông số kỹ thuật đồng bộ, có tính khả thi cơ học cao cho hệ thống dẫn động băng tải công suất 7,5 kW. Toàn bộ các kết quả tính toán đều thỏa mãn nghiêm ngặt các chỉ tiêu bền và vận hành theo quy chuẩn hiện hành:

  • Động cơ điện và phân phối tỷ số truyền: Động cơ 4A132S4Y3 cung cấp công suất 7,5 kW, đáp ứng dư lượng công suất so với yêu cầu danh định $7,01\text{ kW}$. Sai lệch tỷ số truyền ở tất cả các cấp đều nằm dưới ngưỡng giới hạn cho phép ($\Delta u_{\text{xích}} = 0,84% < 2%; \Delta u_{\text{nh}} = 0,07%; \Delta u_c = 0,06%$).
  • Khả năng làm việc của bộ truyền xích: Bộ truyền xích ống con lăn bước $p_c = 44,45\text{ mm}$ vận hành với hệ số an toàn tĩnh $s = 27,56$, cao gấp 2,96 lần hệ số an toàn cho phép ($[s] = 9,3$). Tần số va đập của xích đạt $0,999\text{ lần/giây}$, thấp hơn nhiều so với giới hạn mỏi va đập $[i] = 15\text{ lần/giây}$.
  • Độ bền các bộ truyền bánh răng: Ứng suất tiếp xúc thực tế của cấp nhanh ($\sigma_{H1} = 410,29\text{ MPa}$) và cấp chậm ($\sigma_{H2} = 410,85\text{ MPa}$) đều nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép ($497,23\text{ MPa}$ và $448,36\text{ MPa}$). Độ bền uốn của răng đạt mức an toàn cao ($\sigma_{F1} = 88,61\text{ MPa} < 303\text{ MPa}; \sigma_{F3} = 101,08\text{ MPa} < 297,9\text{ MPa}$). Điều kiện chống phá hủy dẻo khi quá tải tĩnh ($K_{\text{qt}} = 2,2$) được bảo đảm hoàn toàn cho cả hai cấp bánh răng.
  • Kết cấu trục và ngõng lắp ghép: Hệ thống đường kính trục được định cỡ sơ bộ phù hợp với dãy kích thước tiêu chuẩn của vòng trong ổ lăn ($d_1 = 25\text{ mm}, d_2 = 40\text{ mm}, d_3 = 55\text{ mm}$). Khoảng cách gối đỡ $183\text{ mm}$ phân bố hợp lý không gian bố trí các bánh răng $b_{w1} = 49\text{ mm}, b_{w3} = 68\text{ mm}$ và các vách ngăn của vỏ hộp giảm tốc.

Về mặt đóng góp học thuật và thiết kế, đồ án đã hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán cơ học giải tích từ bài toán công nghệ ban đầu đến thông số hình học của từng chi tiết. Đặc biệt, tác giả đã giải quyết thành công bài toán kiểm nghiệm mức dầu bôi trơn chung cho hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi khai triển mà không cần tách riêng khoang bôi trơn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Theo giới hạn nội dung được trình bày trong tài liệu:

  • Đồ án dừng lại ở bước hoàn thành tính toán nội lực và định kích thước tiết diện cho Trục I và thiết lập phương trình cân bằng lực Trục II; chưa thể hiện phần tính toán biểu đồ nội lực Trục III và các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn kết cấu ($s_{\sigma}, s_{\tau}$).
  • Chưa trình bày bước lựa chọn mã hiệu ổ lăn cụ thể (ổ bi đỡ chặn hay ổ đũa côn), tính toán tuổi thọ danh định của ổ lăn theo triệu vòng quay và kiểm nghiệm độ bền dập, độ bền cắt của mối ghép then.
  • Hướng phát triển tiếp theo của đề tài là: hoàn tất tính toán bền mỏi trục II và III; thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc (bề dày thành hộp, gân tăng cứng, bu lông vòng, que thăm dầu, cửa thăm); tính toán nhiệt cho hộp giảm tốc và xây dựng bản vẽ lắp cụm cùng bản vẽ chế tạo chi tiết bánh răng, trục.

Giá trị tham khảo

Bản đồ án là tài liệu tham khảo thực tế cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ Kỹ thuật, Cơ điện tử và Kỹ thuật Chế tạo máy trong quá trình thực hiện Đồ án Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.

Các phần nội dung có giá trị tham khảo chuyên sâu bao gồm:

  • Quy trình chuẩn phân phối tỷ số truyền và tính toán kích thước động học hộp giảm tốc hai cấp khai triển có chu trình phụ tải bậc thang.
  • Các bước giải tích kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu khi hai bánh răng bị dẫn có đường kính chênh lệch lớn.
  • Bảng dữ liệu thông số hình học chi tiết của bộ truyền xích bước lớn ($p_c = 44,45\text{ mm}$) và các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn Việt Nam.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động này là loại nào và có thông số kỹ thuật danh định ra sao?

Tác giả đã lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A132S4Y3 (tra từ Bảng P1.3 giáo trình Trịnh Chất - Lê Văn Uyển). Động cơ có công suất danh định $7,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ định mức $1455\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số mômen quá tải $T_{\max}/T_{\text{dn}} = 2,2$, và mômen khởi động $T_k/T_{\text{dn}} = 2,0$.

2. Các thông số cơ bản của bộ truyền xích ống con lăn ở đầu ra gồm những gì?

Bộ truyền xích là loại xích 1 dãy có bước xích tiêu chuẩn $p_c = 44,45\text{ mm}$, số răng đĩa dẫn $Z_1 = 25$ răng, số răng đĩa bị dẫn $Z_2 = 60$ răng (tỷ số truyền thực tế $u'_x = 2,4$). Khoảng cách trục thực tế $a = 1790\text{ mm}$, tổng số mắt xích $X = 124$ mắt, đường kính chốt xích $d_c = 12,72\text{ mm}$, chiều dài ống $b = 37,19\text{ mm}$. Hệ số an toàn tĩnh đạt $s = 27,56 > [s] = 9,3$.

3. Hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp khai triển có khoảng cách trục và mô đun pháp bằng bao nhiêu?

  • Cặp bánh răng cấp nhanh: khoảng cách trục $a_w = 145\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 16,5^\circ$, số răng $z_1 = 23$ và $z_2 = 116$.
  • Cặp bánh răng cấp chậm: khoảng cách trục $a_w = 210\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 9^\circ$, số răng $z_3 = 34$ và $z_4 = 132$.

4. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng có đạt yêu cầu bền không?

Cả hai cặp bánh răng đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc mỏi:

  • Cặp cấp nhanh có ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 410,29\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 497,23\text{ MPa}$.
  • Cặp cấp chậm có ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 410,85\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 448,36\text{ MPa}$.

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển được kiểm tra bằng phương pháp nào?

Tác giả kiểm nghiệm điều kiện để dầu bôi trơn ngập đỉnh dưới của bánh răng nhỏ ít nhất $10\text{ mm}$ nhưng mức dầu không được vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn nhất. Phương trình kiểm nghiệm: $$\frac{246,01}{2} - 10 > \frac{2}{3} \cdot \frac{338,97}{2} \iff 113,005\text{ mm} > 112,99\text{ mm}$$ Điều kiện thỏa mãn, chứng minh hộp giảm tốc có thể sử dụng phương pháp ngâm dầu chung cho cả hai cấp mà không làm ngập sâu trục bánh răng cấp chậm gây tổn hao công suất do khuấy dầu.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế kỹ thuật của sinh viên Trần Thành Luân đã giải quyết mạch lạc bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công suất 7,5 kW, lực kéo 7500 N theo quy trình chuẩn của ngành cơ khí chế tạo máy. Hệ thống số liệu tính toán động học, bộ truyền xích, các cặp bánh răng trụ nghiêng hai cấp và định kích thước trục đều thỏa mãn các tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và bôi trơn. Đây là tài liệu kỹ thuật có tính logic cao, cung cấp số liệu thực nghiệm thiết kế cụ thể và phương pháp tính toán giải tích rõ ràng, phục vụ hữu ích cho công tác học tập và nghiên cứu trong lĩnh vực cơ kỹ thuật.