Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các ngành công nghiệp sản xuất và nông nghiệp hiện đại, các hệ thống truyền động cơ khí giữ vai trò trung tâm trong việc truyền và biến đổi năng lượng từ nguồn động lực đến các cơ cấu công tác. Hộp giảm tốc là một cụm chi tiết cơ sở trong hệ thống truyền động cơ khí nhằm giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Đồ án môn học Thiết kế máy với đề tài "Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Đề số 4.2) do sinh viên Đỗ Sỹ Hoàng thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Lê Văn Nghĩa tại Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội nhằm giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động băng tải phục vụ sản xuất.
Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể của đồ án được xác định bao gồm:
- Tính toán động học và động lực học toàn hệ thống dẫn động: xác định công suất làm việc, hiệu suất hệ thống, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho các cụm truyền động.
- Thiết kế bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc: lựa chọn tiết diện đai, tính toán kích thước hình học bánh đai, xác định số lượng dây đai và các lực tác dụng lên trục.
- Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng trong hộp giảm tốc: lựa chọn vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép, xác định kích thước hình học ăn khớp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn của răng.
- Thiết kế trục, then và lựa chọn ổ lăn: xác định tải trọng tác dụng, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn không gian, tính toán chính xác đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền mỏi theo hệ số an toàn và tính chọn then, khớp nối đàn hồi, gối đỡ ổ lăn.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp, các chi tiết phụ trợ, hệ thống bôi trơn, dung sai lắp ghép và ứng dụng phần mềm Autodesk Inventor để mô hình hóa tham số 3D hệ thống.
Đối tượng nghiên cứu của đề tài là hệ thống dẫn động băng tải cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng côn răng nghiêng 1 cấp, khớp nối trục đàn hồi và trục tang băng tải. Phạm vi nghiên cứu tập trung vào các phương pháp tính toán giải tích sức bền cơ khí, thiết kế chi tiết máy theo tiêu chuẩn ngành và mô phỏng hình học kỹ thuật số trong không gian 3D.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực trong ngành cơ khí chế tạo máy, bao gồm lý thuyết Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Kỹ thuật đo, cùng các quy chuẩn tính toán thiết kế máy theo tài liệu chuyên ngành của các tác giả Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán thực tế được triển khai qua các bước:
- Phương pháp phân tích động học và cân bằng công suất: Tính toán cân bằng động lực học từ trục công tác ngược về trục động cơ điện dựa trên hiệu suất thành phần của các cặp ổ lăn, bộ truyền bánh răng côn, bộ truyền đai và khớp nối.
- Phương pháp thiết kế độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Ứng dụng các công thức giải tích tính toán ứng suất mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất mỏi uốn $[\sigma_F]$ theo chu kỳ làm việc cơ sở và chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).
- Phương pháp tĩnh học và sức bền vật liệu: Mô hình hóa các trục thành dầm chịu lực không gian, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mômen uốn phân bố trên hai mặt phẳng vuông góc ($M_x, M_y$) kết hợp mômen xoắn ($T$) để tính mômen tương đương ($M_{tđ}$), từ đó kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi $s$ và ứng suất tương đương bền tĩnh $\sigma_{tđ}$.
- Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật: Lựa chọn kích thước tiêu chuẩn cho dây đai thang, môđun bánh răng tiêu chuẩn ($m_{te}$), đường kính trục tiêu chuẩn, then bằng, khớp nối trục vòng đàn hồi và ổ đũa côn.
- Phương pháp thiết kế có sự trợ giúp của máy tính (CAD): Sử dụng phần mềm Autodesk Inventor để mô hình hóa tham số 3D các chi tiết và cụm lắp ráp, kiểm tra va chạm hình học và hỗ trợ xuất bản vẽ kỹ thuật.
Nguồn dữ liệu đầu vào của đề tài gồm các thông số làm việc định mức: công suất làm việc trên trục công tác $P_{lv} = 14\text{ kW}$, số vòng quay trên trục công tác $n_{lv} = 148,54\text{ v/ph}$, thời gian phục vụ $L_h = 25.000\text{ giờ}$, chế độ tải trọng tĩnh và làm việc 2 ca/ngày.
Thiết kế và triển khai
Hệ dẫn động băng tải được thiết kế gồm chuỗi truyền động cơ khí liên tục: Nguồn động lực từ động cơ điện truyền qua bộ truyền đai thang ngoài hộp đến trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc; bên trong hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng côn răng nghiêng để đổi hướng truyền động 90 độ và giảm tốc; mômen từ trục ra (Trục II) được truyền sang trục công tác của băng tải thông qua khớp nối trục vòng đàn hồi.
Cấu trúc vật liệu và công nghệ chế tạo được lựa chọn cụ thể:
- Bộ truyền bánh răng côn: Sử dụng thép hợp kim thấm cacbon hoặc tôi bề mặt đạt độ rắn cao ($HB > 350, HRC > 45$), cho phép nâng cao khả năng tải tiếp xúc và uốn, giảm kích thước bao của hộp giảm tốc.
- Kết cấu trục: Sử dụng thép hợp kim 12XH3A thấm cacbon có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 900\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 60 \div 65\text{ MPa}$.
- Trục I và bánh răng chủ động: Do kích thước chân răng nhỏ ($X = 7,1\text{ mm} \le 1,8 m_{te} = 7,2\text{ mm}$), bánh răng côn chủ động được thiết kế chế tạo liền trục nhằm đảm bảo độ cứng vững và độ bền kết cấu.
- Nối trục: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi gồm 8 chốt thép có bọc vòng cao su chịu biến dạng đàn hồi, cho phép giảm tải trọng va đập và bù trừ sai lệch tâm trục.
- Vỏ hộp giảm tốc: Vỏ hộp đúc bằng gang xám, phân đôi theo mặt phẳng ngang chứa đường tâm các trục, bố trí đầy đủ que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu, chốt định vị hình côn, vòng phớt chắn dầu và cốc lót ổ.
Quy trình triển khai mô hình hóa 3D trên Autodesk Inventor thực hiện theo các bước: nhập thông số hình học tính toán vào mô-đun Design Accelerator để tự động tạo biên dạng bộ truyền đai thang và bánh răng côn răng nghiêng, xây dựng mô hình các đoạn trục theo kích thước tính toán chính xác, tích hợp mối ghép then và gối đỡ ổ lăn, sau đó tiến hành lắp ghép tổng thể cụm hộp giảm tốc.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Tính động học
Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và động học của toàn hệ thống truyền động:
- Hiệu suất tổng thể của hệ thống: $\eta = \eta_{br} \cdot \eta_d \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{kn} = 0,97 \cdot 0,96 \cdot 0,99^3 \cdot 0,99 \approx 0,895$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{14}{0,895} = 15,65\text{ kW}$.
- Động cơ được lựa chọn thỏa mãn công suất định mức và số vòng quay đồng bộ sơ bộ $n_{sb} \approx 1010,10\text{ v/ph}$; công suất thực tế trên trục động cơ $P_{đc} = 15,49\text{ kW}$ với số vòng quay danh định $n_{đc} = 973\text{ v/ph}$.
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{973}{148,54} = 6,55$. Phân phối tỷ số truyền gồm bộ truyền ngoài đai thang $u_đ = 1,31$ và bộ truyền bánh răng côn $u_{br} = 5$.
| Thông số | Trục động cơ | Trục 1 (Trục vào HGT) | Trục 2 (Trục ra HGT) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | - | $u_đ = 1,31$ | $u_{br} = 5$ | $u_{kn} = 1$ |
| Công suất $P$ (kW) | 15,49 | 14,73 | 14,14 | 14,00 |
| Số vòng quay $n$ (v/ph) | 973,00 | 742,75 | 148,54 | 148,54 |
| Mômen xoắn $T$ ($\text{N}\cdot\text{mm}$) | 152.079,27 | 189.342,34 | 909.157,87 | 900.066,30 |
Khoảng cách kiểm tra kết cấu sơ bộ của hộp giảm tốc đạt $a = 247,83\text{ mm} > 120\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện không gian bố trí chi tiết máy.
Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
Chương 2 trình bày toàn bộ quá trình tính toán động lực và kích thước hình học của bộ truyền đai thang dẹt đặt nghiêng một góc $60^\circ$:
- Chọn loại đai: Đai thang thường loại tiết diện A.
- Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn $d_1 = 180\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 13,38\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$.
- Góc ôm bánh đai nhỏ tính toán $\alpha_1 = 136,93^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện bám ma sát).
- Số lượng đai cần thiết: $Z = 2$ đai.
- Lực căng ban đầu của bộ truyền $F_0 = 563,14\text{ N}$; lực tác dụng lên trục do bộ truyền đai gây ra $F_r = 2238,67\text{ N}$.
| Thông số bộ truyền đai thang | Ký hiệu | Giá trị | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Tiết diện đai | - | A | - |
| Đường kính bánh đai nhỏ | $d_1$ | 355 (tính chọn bảng 180 / tổng hợp 355) | mm |
| Đường kính bánh đai lớn | $d_2$ | 450 (tính chọn bảng 560 / tổng hợp 450) | mm |
| Chiều dài dây đai | $L$ | 2120 | mm |
| Khoảng cách trục | $a$ | 425,10 | mm |
| Số lượng dây đai | $Z$ | 2 | sợi |
| Chiều rộng vành bánh đai | $B$ | 59,5 | mm |
| Lực tác dụng lên trục | $F_r$ | 2238,67 | N |
Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng
Chương 3 thực hiện tính toán thiết kế chi tiết cặp bánh răng côn răng nghiêng ăn khớp vuông góc:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của vật liệu: $[\sigma_H]_1 = 1197,92\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]_1 = [\sigma_F]_2 = 477,99\text{ MPa}$.
- Chiều dài côn ngoài xác định sơ bộ: $R_e = 128,45\text{ mm}$; môđun vòng ngoài tiêu chuẩn $m_{te} = 4\text{ mm}$; môđun pháp trung bình $m_{nm} = 3,77\text{ mm}$.
- Số răng bánh chủ động $Z_1 = 11$, số răng bánh bị động $Z_2 = 55$; tỷ số truyền thực tế $u_t = 5$ (sai lệch $\Delta u \approx 0%$).
- Góc nghiêng răng tại vòng chia trung bình $\beta_m = 20^\circ$; góc côn chia $\delta_1 = 11,31^\circ$, $\delta_2 = 78,69^\circ$; hệ số dịch chỉnh chiều cao $x_1 = 0,14, x_2 = -0,14$.
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H$ đạt yêu cầu bền mỏi tiếp xúc theo công thức tiêu chuẩn với hệ số tải trọng $K_H = 1,463$.
- Kiểm nghiệm độ bền uốn: Ứng suất uốn tính toán trên bánh chủ động và bánh bị động đều nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F] = 477,99\text{ MPa}$.
| Thông số hình học bánh răng côn | Ký hiệu | Bánh dẫn ($Z_1$) | Bánh bị dẫn ($Z_2$) | Đơn vị |
|---|---|---|---|---|
| Số răng | $Z$ | 11 | 55 | răng |
| Hướng nghiêng răng | - | Trái | Phải | - |
| Góc côn chia | $\delta$ | 11,31 | 78,69 | độ |
| Chiều dài côn ngoài | $R_e$ | 128,45 | 128,45 | mm |
| Chiều rộng vành răng | $b$ | 35 | 35 | mm |
| Chiều cao đầu răng ngoài | $h_{ae}$ | 4,56 | 3,44 | mm |
| Chiều cao chân răng ngoài | $h_{fe}$ | 4,24 | 5,36 | mm |
| Đường kính vòng chia ngoài | $d_e$ | 44 | 220 | mm |
| Đường kính đỉnh răng ngoài | $d_{ae}$ | 52,94 | 221,35 | mm |
| Lực vòng ăn khớp | $F_t$ | 8087,44 | 8087,44 | N |
| Lực hướng tâm ăn khớp | $F_r$ | 3071,67 | 614,33 | N |
| Lực dọc trục ăn khớp | $F_a$ | 614,33 | 3071,67 | N |
Chương 4: Tính toán thiết kế trục
Chương 4 giải quyết bài toán thiết kế động lực học trục, khớp nối và then:
- Tính chọn nối trục đàn hồi: Chọn loại khớp nối chốt vòng đàn hồi có mômen danh định $[T_{kn}] = 1000\text{ N}\cdot\text{m}$, mômen tính toán $T_t = 1090,9\text{ N}\cdot\text{m}$, số chốt $Z = 8$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 210\text{ mm}$, lực hướng tâm tác dụng lên trục $F_{kn} = 1731,73\text{ N}$. Kiểm nghiệm độ bền dập của vòng cao su đạt $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2\text{ MPa}$ và độ bền uốn của chốt $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60\text{ MPa}$.
- Thiết kế Trục I:
- Lực tác dụng từ bộ truyền đai $F_d = 2238,67\text{ N}$ (phân tích thành $F_{dx} = F_{dy} = 1582,98\text{ N}$ theo góc nghiêng), lực từ ăn khớp bánh răng côn $F_{t1} = 8087,44\text{ N}, F_{r1} = 3071,67\text{ N}, F_{a1} = 614,33\text{ N}$.
- Xác định đường kính các đoạn trục: vị trí bánh răng $d_1 = 30\text{ mm}$ (chế tạo liền trục), vị trí lắp ổ lăn $d_2 = d_3 = 40\text{ mm}$, vai trục định vị $d_v = 42\text{ mm}$, vị trí lắp bánh đai $d_4 = 30\text{ mm}$.
- Then tại vị trí may-ơ bánh đai có chiều dài $l_{t4} = 40\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d$ và bền cắt $\tau_c$.
- Kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: $s_2 = 1,67 > [s] = 1,5$; kiểm nghiệm bền tĩnh đạt ứng suất tương đương $\sigma_{tđ} = 82,02\text{ MPa} < [\sigma] = 560\text{ MPa}$.
- Thiết kế Trục II:
- Xác định phản lực gối đỡ: $F_{x20} = 2188,6\text{ N}, F_{x21} = 4167,11\text{ N}, F_{y20} = 1751,93\text{ N}, F_{y21} = 2366,26\text{ N}$.
- Đường kính các đoạn trục: vị trí lắp khớp nối $d_1 = 45\text{ mm}$, vị trí ổ lăn $d_2 = d_4 = 50\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng côn lớn $d_3 = 52\text{ mm}$, vai trục $d_v = 58\text{ mm}$.
- Mối ghép then bằng tại vị trí bánh răng ($b = 22\text{ mm}, h = 14\text{ mm}, l_t = 55\text{ mm}$) và tại vị trí khớp nối đều thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt.
Chương 6: Kết cấu vỏ hộp và các bộ phận khác
Chương này xác định kết cấu hình học của vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ:
- Xác định bề dày thân hộp, bề dày nắp hộp, gân tăng cứng, kích thước gối đỡ ổ lăn và đường kính các bu-lông nền, bu-lông ghép nắp - thân, bu-lông vòng đỡ.
- Lựa chọn que thăm dầu chuyên dụng có khấc đo mức dầu cực đại và cực tiểu để kiểm soát mức chất bôi trơn.
- Thiết kế 2 chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm chính xác giữa nắp và thân hộp sau mỗi lần tháo lắp bảo dưỡng.
- Bố trí các vòng phớt chắn dầu cao su tiếp xúc và vòng chắn dầu bằng kim loại để ngăn dầu chảy ra ngoài và tránh bụi bẩn xâm nhập vào ổ lăn.
Chương 7: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai
Nội dung chương trình bày quy chuẩn kỹ thuật về độ chính xác gia công và bảo dưỡng:
- Dung sai lắp ghép ổ lăn: Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ cho vòng trong ổ lăn lắp lên ngỗng trục ($k6$ hoặc $m6$) và kiểu lắp có độ hở nhẹ cho vòng ngoài lắp vào lỗ thân hộp/cốc lót ($H7$ hoặc $Js7$).
- Dung sai mối ghép then và bánh răng lên trục: Chọn kiểu lắp $H7/k6$ hoặc $H7/js6$ để định tâm tốt và truyền mômen xoắn ổn định.
- Chế độ bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng côn với độ sâu ngập răng theo tiêu chuẩn; bôi trơn ổ lăn bằng mỡ bôi trơn công nghiệp chuyên dụng, định kỳ bổ sung qua nắp ổ.
Chương 8: Ứng dụng Inventor thiết kế hộp giảm tốc
Chương 8 tổng kết việc áp dụng phần mềm mô hình hóa tham số Autodesk Inventor:
- Thiết kế tự động bộ truyền đai thang và bánh răng côn răng nghiêng từ các thông số hình học đã tính toán ở Chương 2 và Chương 3.
- Xây dựng mô hình 3D cho hệ trục I, trục II, gối đỡ ổ lăn và hệ thống then truyền động.
- Lắp ráp hoàn chỉnh mô hình 3D hộp giảm tốc, kiểm tra các khe hở lắp ghép và tính tương thích không gian của toàn trạm dẫn động băng tải.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật chính xác dựa trên các thông số tính toán cụ thể:
- Xác lập bộ thông số động lực học hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải công suất $14\text{ kW}$, hiệu suất $\eta = 0,895$, tỷ số truyền chung $u_{ch} = 6,55$ truyền từ động cơ $15,49\text{ kW}$ ($973\text{ v/ph}$) xuống trục công tác ($148,54\text{ v/ph}$).
- Tính toán thành công bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng tỷ số truyền $u = 5$, số răng $Z_1 = 11, Z_2 = 55$, góc nghiêng răng $\beta_m = 20^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = -x_2 = 0,14$, chiều dài côn ngoài $R_e = 128,45\text{ mm}$, đảm bảo trọn vẹn độ bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn trong thời gian phục vụ $25.000\text{ giờ}$.
- Đưa ra giải pháp kỹ thuật hợp lý: Chế tạo bánh răng côn chủ động liền trục I do đường kính đáy răng nhỏ ($X = 7,1\text{ mm} \le 1,8 m_{te}$); sử dụng thép hợp kim 12XH3A thấm cacbon giúp kết cấu trục đạt độ bền mỏi cao ($s_2 = 1,67 > 1,5$) và độ bền tĩnh an toàn ($\sigma_{tđ} = 82,02\text{ MPa} \ll 560\text{ MPa}$).
- Đóng góp về mặt phương pháp: Kết hợp chặt chẽ giữa tính toán giải tích lý thuyết truyền thống với công cụ mô hình hóa số CAD 3D (Autodesk Inventor), giúp trực quan hóa cấu trúc cơ khí và rút ngắn chu trình thiết kế trạm dẫn động.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án:
- Toàn bộ quá trình tính toán độ bền mỏi và độ bền tĩnh dựa trên giả định chế độ tải trọng tĩnh ổn định lý thuyết, chưa xét đến ảnh hưởng của tải trọng va đập động ngẫu nhiên trong điều kiện làm việc thực tế của băng tải.
- Các phân tích biến dạng xoắn, dao động động lực học của hệ trục và phân tích phân bố nhiệt độ dầu bôi trơn khi làm việc liên tục 2 ca chưa được mô phỏng chuyên sâu bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA/CAE).
Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp:
- Ứng dụng mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) trên Inventor/ANSYS để kiểm tra trường ứng suất cục bộ tại các vị trí tập trung ứng suất (rãnh then, góc lượn trục, chân răng côn).
- Nghiên cứu tối ưu hóa trọng lượng vỏ hộp giảm tốc và khảo sát chế độ giải nhiệt cưỡng bức cho trạm dẫn động khi hoạt động ở công suất cực đại.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án này có giá trị ứng dụng và tham khảo thiết thực:
- Đối tượng phù hợp: Sinh viên, học viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Động lực, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô cần tài liệu mẫu chuẩn mực để thực hiện đồ án môn học Thiết kế máy, Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động.
- Phần đáng tham khảo nhất:
- Phương pháp phân tích phản lực gối đỡ và lập biểu đồ mômen uốn - xoắn không gian trên hệ trục chịu tải trọng phức tạp (lực đai kết hợp lực ăn khớp bánh răng côn răng nghiêng).
- Quy trình tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền bánh răng côn có góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh chiều cao.
- Các bước ứng dụng mô-đun Design Accelerator của Autodesk Inventor trong thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có thông số kỹ thuật như thế nào và tỷ số truyền được phân phối ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện có công suất danh định $P_{đc} = 15,49\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{đc} = 973\text{ v/ph}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 6,55$, được phân phối cho bộ truyền đai thang ngoài hộp là $u_đ = 1,31$ và bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng trong hộp giảm tốc là $u_{br} = 5$.
2. Tại sao bánh răng côn chủ động trên Trục I lại được thiết kế liền trục thay vì dùng then ghép rời? Theo tiêu chuẩn công nghệ chế tạo chi tiết máy, khi khoảng cách từ chân răng đến rãnh then thỏa mãn điều kiện $X \le 1,8 m_{te}$ thì phải làm bánh răng liền trục. Trong đồ án, kích thước tính toán $X = 7,1\text{ mm} \le 1,8 \cdot 4 = 7,2\text{ mm}$, do đó tác giả bắt buộc chọn phương án chế tạo bánh răng côn chủ động liền trục I để đảm bảo độ cứng vững và tránh nứt vỡ kết cấu chân răng.
3. Bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng có các thông số ăn khớp cơ bản nào? Bộ truyền có số răng bánh dẫn $Z_1 = 11$, bánh bị dẫn $Z_2 = 55$, góc nghiêng răng $\beta_m = 20^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,14, x_2 = -0,14$, chiều dài côn ngoài $R_e = 128,45\text{ mm}$, môđun vòng ngoài $m_{te} = 4\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 35\text{ mm}$ và góc côn chia lần lượt là $\delta_1 = 11,31^\circ, \delta_2 = 78,69^\circ$.
4. Khớp nối ở trục ra của hộp giảm tốc sử dụng loại nào và chịu tải trọng tính toán bao nhiêu? Trục ra (Trục II) sử dụng khớp nối trục chốt vòng đàn hồi với mômen xoắn tính toán $T_t = 1090,9\text{ N}\cdot\text{m}$, mômen xoắn danh nghĩa cho phép $[T_{kn}] = 1000\text{ N}\cdot\text{m}$, sử dụng $Z = 8$ chốt thép bọc cao su trên đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 210\text{ mm}$, tạo ra lực hướng tâm tác dụng lên đầu trục là $F_{kn} = 1731,73\text{ N}$.
5. Vật liệu chế tạo trục là gì và kết quả kiểm nghiệm bền mỏi trên Trục I đạt bao nhiêu? Trục được chế tạo từ thép hợp kim 12XH3A thấm cacbon với giới hạn bền $\sigma_b = 900\text{ MPa}$. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm lắp ổ lăn trên Trục I đạt $s_2 = 1,67$, lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5$, đảm bảo khả năng làm việc lâu dài không bị phá hủy vì mỏi.
Kết luận
Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải" của sinh viên Đỗ Sỹ Hoàng là một công trình tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn xác theo các quy chuẩn tính toán chi tiết máy hiện hành. Tác giả đã giải quyết triệt để các bài toán từ phân phối tỷ số truyền, động học, thiết kế động lực học bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng, đến kết cấu trục, then, ổ lăn và vỏ hộp giảm tốc. Kết quả nghiên cứu không chỉ đưa ra các thông số kỹ thuật rõ ràng, tối ưu về sức bền mà còn tích hợp thành công mô hình hóa 3D trên phần mềm Autodesk Inventor, tạo thành tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy.