Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và công nghiệp hiện đại, hệ thống truyền động cơ khí giữ vai trò trung tâm trong việc truyền và biến đổi năng lượng từ nguồn động lực (động cơ) đến bộ phận công tác của máy móc sản xuất. Trạm dẫn động băng tải là hệ thống vận chuyển liên tục được ứng dụng rộng rãi trong các dây chuyền sản xuất, khai khoáng và lưu kho bãi. Để hệ thống hoạt động ổn định với hiệu suất cao, việc tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động cơ khí — đặc biệt là cụm hộp giảm tốc kết hợp bộ truyền ngoài — là yêu cầu kỹ thuật nền tảng đối với kỹ sư cơ khí.

Mục tiêu của đề tài là hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải làm việc 3 ca liên tục, bao gồm các nhiệm vụ nghiên cứu và tính toán cụ thể được đánh số theo văn bản như sau:

  1. Tính toán động học hệ thống dẫn động, xác định công suất, chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai dẹt) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
  3. Thiết kế, tính toán kết cấu trục, lập sơ đồ phân tích lực không gian, vẽ biểu đồ mô-men nội lực và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ cứng của trục.
  4. Tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, then bằng và khớp nối trục vòng đàn hồi.
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết phụ trợ và xác định chế độ dung sai lắp ghép cho các mối ghép then chốt.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đề tài được xác định theo các thông số kỹ thuật đầu vào:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai dẹt, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp và khớp nối liên kết với tang băng tải.
  • Phạm vi thông số vận hành: Lực kéo băng tải $F = 600\text{ N}$; vận tốc chuyển động của băng tải $v = 5\text{ m/s}$; đường kính tang băng tải $D = 400\text{ mm}$.
  • Thời gian và chế độ làm việc: Thời gian phục vụ định mức $L_h = 24.000\text{ giờ}$, chế độ làm việc 3 ca/ngày, đặc tính tải trọng va đập mạnh với hệ số quá tải $K_{qt} = 180%$ ($1,8$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đề tài áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực trong tính toán thiết kế máy và chi tiết máy, dựa trên các tài liệu giáo trình và sổ tay thiết kế cơ khí chuyên ngành (tài liệu hướng dẫn của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và Nguyễn Trọng Hiệp).

Khung lý thuyết và mô hình tính toán bao gồm:

  • Lý thuyết truyền động động học và cân bằng năng lượng: Xác định công suất tiêu hao qua các cặp ma sát, tổn thất cơ khí tại ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,9925$), bộ truyền bánh răng ($\eta_{br} = 0,97$), bộ truyền đai ($\eta_d = 0,955$) và khớp nối ($\eta_{kn} = 1$).
  • Lý thuyết ứng suất tiếp xúc Hertz và độ bền uốn chân răng: Đánh giá độ bền tiếp xúc $[\sigma]_{tx}$ và độ bền uốn $[\sigma]_u$ của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng dưới tác dụng của tải trọng tĩnh và tải trọng quá tải ngắn hạn.
  • Cơ học vật rắn biến dạng và sức bền vật liệu: Mô hình hóa trục thành hệ dầm chịu lực không gian tĩnh định trên các gối đỡ, giải phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng vuông góc ($ZOX$ và $ZOY$), xác định mô-men xoắn $M_z$ và mô-men uốn tổng hợp $M_{td} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + M_z^2}$.
  • Tiêu chuẩn tính toán tuổi thọ và khả năng tải của ổ lăn: Xác định hệ số khả năng làm việc $C$ dựa trên tải trọng quy ước động $Q$ và số vòng quay làm việc quy định.

Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai là phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí chế tạo:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp: Xây dựng sơ đồ phân phối tỷ số truyền, so sánh các phương án tỷ số truyền để lựa chọn phương án tối ưu về kích thước hộp giảm tốc.
  • Phương pháp giải tích kết cấu cơ học: Thiết lập phương trình cân bằng mô-men và lực cắt để tìm phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ bi, biểu diễn phân bố ứng suất thông qua các biểu đồ nội lực $M_x, M_y, M_z$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ cứng: Sử dụng hệ số an toàn bền mỏi $s$, kiểm tra góc xoay $\theta$ và độ võng $y$ của trục để tránh hiện tượng kẹt con lăn ổ bi hoặc lệch khớp răng.

Nguồn dữ liệu sử dụng trong nghiên cứu là dữ liệu định mức kỹ thuật từ đề bài thiết kế, kết hợp hệ thống bảng tra cứu tiêu chuẩn chế tạo máy: bảng thông số động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, bảng tiêu chuẩn đai dẹt cao su loại A, bảng cơ tính thép hợp kim và thép carbon (thép 35, thép 45, thép C45), bảng ổ bi đỡ chặn tiêu chuẩn GOST/TCVN, và tiêu chuẩn vật liệu đúc gang xám GX 15-32.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động băng tải được cấu trúc thành một chuỗi truyền động cơ khí liên tục khép kín, tối ưu hóa từ trục động cơ đến trục công tác của tang dẫn:

[Động cơ điện 4A100S2Y3] 
[Trục I - Hộp giảm tốc]
[Trục II - Hộp giảm tốc]
[Trục tang dẫn băng tải]

1. Phân phối động học và động lực học hệ thống

Toàn bộ chuỗi thông số truyền động được tính toán đồng bộ theo công suất và tốc độ quay trên từng trục:

Vị trí trục Tỷ số truyền ($u$) Vận tốc quay ($n$ - vòng/phút) Công suất ($P$ - kW) Mô-men xoắn ($T$ - N.mm)
Trục động cơ (ĐC) - 2880,00 3,31 10.976
Trục I (HGT) 3,15 914,29 3,14 32.798
Trục II (HGT) 3,83 238,85 3,02 120.749
Trục công tác 1,00 238,85 3,00 119.950

2. Thiết kế chi tiết các bộ truyền

  • Bộ truyền đai dẹt ngoài: Sử dụng đai vải cao su loại A có chiều dày $\delta = 3\text{ mm}$, chiều rộng bản đai $b = 25\text{ mm}$, bề rộng bánh đai $B = 40\text{ mm}$. Đường kính bánh đai nhỏ $D_1 = 125\text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn $D_2 = 400\text{ mm}$. Khoảng cách trục được xác lập $A = 1938\text{ mm}$, đảm bảo góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 171,91^\circ \ge 120^\circ$. Lực căng đai ban đầu $S_0 = 135\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $R = 404\text{ N}$ (lực tính toán $R_n = 607\text{ N}$).
  • Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp: Cặp bánh răng có khoảng cách trục $A = 123\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,35^\circ$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$. Số răng bánh dẫn $Z_1 = 25$, số răng bánh bị dẫn $Z_2 = 96$ (tổng số răng $Z_t = 121$). Chiều rộng vành răng bánh nhỏ $b_1 = 51\text{ mm}$, bánh lớn $b_2 = 46\text{ mm}$. Lực ăn khớp tác dụng gồm: lực vòng $F_t = 1286\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 476\text{ N}$, và lực dọc trục $F_a = 235\text{ N}$.

3. Kiểm nghiệm kỹ thuật trục và chi tiết đỡ nối

  • Kết cấu trục và kiểm nghiệm bền: Vật liệu trục chọn thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$. Trục I có các đường kính ngõng lắp đai $\varnothing 20\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $\varnothing 25\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng $\varnothing 28\text{ mm}$. Trục II có các đường kính $\varnothing 30\text{ mm}$ (lắp khớp nối), $\varnothing 40\text{ mm}$ (lắp ổ lăn) và $\varnothing 42\text{ mm}$ (lắp bánh răng). Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện nguy hiểm trên Trục II đạt hệ số an toàn $s = 3,2 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$. Kiểm nghiệm độ võng $y$ và góc xoay $\theta$ đảm bảo không gây lệch khớp răng và kẹt ổ lăn.
  • Cụm ổ lăn đỡ chặn: Trục I sử dụng cặp ổ bi đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 36305 ($d = 25\text{ mm}$, $D = 62\text{ mm}$, $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải bảng $C_{bảng} = 31.000\text{ daN} > C_{tt} = 30.137\text{ daN}$). Trục II sử dụng cặp ổ bi đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 46308 ($d = 40\text{ mm}$, $D = 90\text{ mm}$, $B = 23\text{ mm}$, $C_{bảng} = 57.000\text{ daN} > C_{tt} = 49.716\text{ daN}$).
  • Liên kết then và khớp nối: Then bằng chế tạo từ thép 45 với giới hạn dập $[\sigma_d] = 50\text{ N/mm}^2$, giới hạn cắt $[\tau_c] = 54\text{ N/mm}^2$, kiểm tra bền dập và cắt đều thỏa mãn tại các tiết diện may-ơ. Khớp nối trục vòng đàn hồi chịu mô-men xoắn tính toán $M_t = 163.012\text{ N.mm}$, đường kính danh nghĩa $D = 120\text{ mm}$, bố trí 4 chốt bu lông ren M10 trên vòng chia $D_0 = 80\text{ mm}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Nội dung chương tập trung xác định các thông số vận hành cơ bản của trạm dẫn động. Từ yêu cầu lực kéo $F = 600\text{ N}$ và vận tốc băng tải $v = 5\text{ m/s}$, công suất làm việc trên trục tang được xác định là $P_{lv} = 3\text{ kW}$. Hiệu suất truyền động tổng thể của hệ thống đạt $\eta = 0,9057$, dẫn đến công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{yc} = 3,31\text{ kW}$. Vận tốc quay trục công tác đạt $n_{lv} = 238,85\text{ vòng/phút}$.

Trên cơ sở tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = 12$ và số vòng quay đồng bộ sơ bộ $n_{đb} \approx 2866,2\text{ vòng/phút}$, nhóm tác giả chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ tiêu chuẩn kiểu 4A100S2Y3 có công suất định mức $P = 4\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$, hiệu suất $\eta = 86,5%$, và khả năng quá tải mô-men $T_K/T_{dn} = 2,0$. Tỷ số truyền thực tế $u = 12,06$ được phân phối thành hai phương án; qua phân tích, phương án tối ưu được chọn là $u_đ = 3,15$ cho bộ truyền đai dẹt và $u_h = 3,83$ cho hộp giảm tốc. Toàn bộ công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên từng trục được tính toán chi tiết và tổng hợp thành bảng thông số động học chuẩn.

Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG

Chương 2 trình bày quy trình tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền của hai bộ truyền động chính:

  • Bộ truyền đai dẹt ngoài: Lựa chọn loại đai vải cao su thích hợp cho điều kiện môi trường có độ ẩm. Đường kính bánh đai chủ động được tính toán và chuẩn hóa $D_1 = 125\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện vận tốc đai $v = 18,84\text{ m/s}$. Đường kính bánh đai bị dẫn $D_2 = 400\text{ mm}$. Chiều dài đai tối thiểu được tính là $L = 4710\text{ mm}$, tương ứng khoảng cách trục $A = 1938\text{ mm}$ và góc ôm $\alpha_1 = 171,91^\circ$. Chiều rộng đai tiêu chuẩn được chọn $b = 25\text{ mm}$, bề rộng bánh đai $B = 40\text{ mm}$. Lực căng ban đầu $S_0 = 135\text{ N}$ và lực tác dụng lên trục $R = 404\text{ N}$.
  • Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng $HB = 200$, bánh lớn dùng thép 35 đạt $HB = 170$. Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là $[\sigma]{tx} = 442\text{ N/mm}^2$, ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 143\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]{u2} = 119\text{ N/mm}^2$. Khoảng cách trục được xác lập $A = 123\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,35^\circ$, số răng $Z_1 = 25$ và $Z_2 = 96$. Ứng suất uốn kiểm nghiệm thực tế đạt $\sigma{u1} = 24,81\text{ N/mm}^2$ và $\sigma_{u2} = 21,11\text{ N/mm}^2$, đều nhỏ hơn giá trị cho phép. Khi chịu quá tải ngắn hạn $K_{qt} = 1,8$, ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma_{txqt} = 557,6\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{txpt2} = 1105\text{ N/mm}^2$.
  • Bôi trơn hộp giảm tốc: Do vận tốc vòng bánh răng đạt $v = 2,44\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, phương pháp bôi trơn ngâm dầu được lựa chọn với dầu công nghiệp ký hiệu ROCT 1707-51 (độ nhớt động học 120 cSt). Mức ngâm dầu thấp nhất được thiết lập là 10 mm và mức dầu cao nhất là 20 mm.

Chương 3: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Chương 3 giải quyết bài toán kết cấu trục, ổ đỡ và các mối ghép:

  • Thiết kế trục: Trục được làm từ thép C45 thường hóa. Đường kính sơ bộ Trục I là $d_1 = 24\text{ mm}$, Trục II là $d_2 = 32\text{ mm}$. Sơ đồ đặt lực được thành lập trong không gian 3 chiều với các thành phần lực tác dụng từ đai, bánh răng và khớp nối ($F_{t1} = 1286\text{ N}, F_{r1} = 476\text{ N}, F_{a1} = 235\text{ N}, F_{tkn} = 4075\text{ N}, F_{rkn} = 1019\text{ N}$). Các phản lực liên kết tại gối trục được xác định: $Y_A = 352\text{ N}, X_A = 931\text{ N}, Y_B = 180\text{ N}, X_B = 171\text{ N}$; $Y_C = 1241\text{ N}, X_C = 6077\text{ N}, Y_D = 698\text{ N}, X_D = 3288\text{ N}$. Biểu đồ mô-men nội lực uốn $M_x, M_y$ và xoắn $M_z$ được vẽ chi tiết, từ đó xác định đường kính tại từng đoạn trục. Kiểm nghiệm Trục II cho thấy hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s = 3,2$, độ cứng uốn và độ cứng xoắn đều nằm trong giới hạn cho phép.
  • Tính chọn ổ lăn: Cả hai trục đều sử dụng ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc $\beta = 16^\circ$, cấp chính xác 6 nhằm triệt tiêu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục I dùng ổ cỡ trung 36305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$), Trục II dùng ổ 46308 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}$).
  • Chọn then và khớp nối: Lựa chọn then bằng thép 45 cho các tiết diện $m-m$ ($6 \times 6 \times 40\text{ mm}$), $n-n$ ($8 \times 7 \times 45\text{ mm}$), $e-e$ ($10 \times 8 \times 56\text{ mm}$), và $f-f$ ($12 \times 8 \times 45\text{ mm}$). Kiểm nghiệm bền dập và cắt đều thỏa mãn. Khớp nối trục vòng đàn hồi được lựa chọn có đường kính ngoài $D = 120\text{ mm}$, 4 chốt bu lông M10, kiểm nghiệm bền dập vòng cao su và bền uốn của chốt đều đạt yêu cầu kỹ thuật.

Chương 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ, CHỌN DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

Chương cuối cùng xác lập kết cấu vỏ hộp và hệ thống dung sai lắp ghép chế tạo:

  • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX 15-32. Dựa trên khoảng cách trục $A = 123\text{ mm}$, bề dày thân hộp và nắp hộp được chọn $\delta = \delta_1 = 8\text{ mm}$; bề dày mặt bích ghép thân và nắp $b = b_1 = 12\text{ mm}$; bề dày đế hộp $P = 19\text{ mm}$; bề dày gân tăng cứng $m = m_1 = 8\text{ mm}$. Hệ thống bu lông liên kết bao gồm: 4 bu lông nền đường kính $d_n = 16\text{ mm}$, bu lông cạnh ổ $d_1 = 12\text{ mm}$, bu lông ghép bích $d_2 = 10\text{ mm}$, bu lông nắp ổ và cửa thăm $d_3 = d_4 = 8\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trợ: Bố trí 2 chốt định vị hình côn ($L = 46\text{ mm}, d = 8\text{ mm}$) để cố định chính xác vị trí tương đối giữa thân và nắp hộp khi gia công và lắp ráp; chế tạo vòng móc trên thân và nắp ($S = 16\text{ mm}, d = 20\text{ mm}$) phục vụ nâng hạ; bố trí que thăm dầu đo mức ngâm bôi trơn; nút tháo dầu ren đặt tại đáy vát nghiêng; nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm quan sát.
  • Hệ thống dung sai lắp ghép: Xác định kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho các bề mặt then, mối ghép ngõng trục với vòng trong ổ lăn, thân vỏ với vòng ngoài ổ lăn, và may-ơ bánh răng/khớp nối lên trục, đi kèm yêu cầu độ nhám bề mặt gia công cơ khí.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật trạm dẫn động băng tải với các kết quả định lượng cụ thể:

Hạng mục thiết kế Thông số kỹ thuật lựa chọn / Đạt được Tiêu chuẩn / Giới hạn kỹ thuật Đánh giá an toàn
Động cơ điện Kiểu 4A100S2Y3 ($P = 4\text{ kW}, n = 2880\text{ v/p}$) $P_{yc} = 3,31\text{ kW}$ Dư công suất an toàn
Sai số vận tốc $\Delta v = 1,9%$ Sai số cho phép $\le 5%$ Đạt tiêu chuẩn
Khoảng cách trục $A$ $A = 123\text{ mm}$ (Bánh răng: $Z_1=25, Z_2=96$) $m_n = 2\text{ mm}, \beta = 10,35^\circ$ Tối ưu kích thước
Ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx} = 415,6\text{ N/mm}^2$ $[\sigma]_{tx2} = 442\text{ N/mm}^2$ Đủ bền tiếp xúc
Ứng suất uốn (BR1/BR2) $\sigma_{u1} = 24,81\text{ N/mm}^2$; $\sigma_{u2} = 21,11\text{ N/mm}^2$ $[\sigma]{u1} = 143\text{ N/mm}^2$; $[\sigma]{u2} = 119\text{ N/mm}^2$ Đủ bền uốn
Kiểm nghiệm mỏi trục II Hệ số an toàn tổng hợp $s = 3,2$ Hệ số cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$ Đảm bảo độ bền mỏi
Khả năng tải ổ lăn I $C_{tt} = 30.137\text{ daN}$ $C_{bảng} = 31.000\text{ daN}$ (Ổ 36305) Đủ tuổi thọ 24.000h
Khả năng tải ổ lăn II $C_{tt} = 49.716\text{ daN}$ $C_{bảng} = 57.000\text{ daN}$ (Ổ 46308) Đủ tuổi thọ 24.000h

Giải pháp kỹ thuật được đề xuất bao gồm:

  • Sử dụng bộ truyền đai dẹt bằng vải cao su ở cấp nhanh ngoài hộp để hấp thụ rung động và giảm chấn từ động cơ tốc độ cao.
  • Chọn phương án tỷ số truyền $u_đ = 3,15$ và $u_h = 3,83$, giúp kích thước hướng tâm của bánh răng bị dẫn trong hộp giảm tốc không quá lớn ($d_2 = 195\text{ mm}$), tạo sự cân đối cho kết cấu vỏ hộp.
  • Bố trí ổ bi đỡ chặn với chiều lắp ngược hướng lực dọc trục $F_a$, giúp nâng cao khả năng chịu tải tổng hợp trong điều kiện tải trọng va đập mạnh ($K_{qt} = 1,8$).

Về mặt đóng góp, đề tài cung cấp một bộ hồ sơ tính toán hoàn chỉnh, logic và nhất quán theo đúng quy chuẩn thiết kế cơ khí, chứng minh tính khả thi của phương án thiết kế trạm dẫn động băng tải công suất 3 kW đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn kỹ thuật về độ bền, độ cứng và tuổi thọ làm việc 24.000 giờ.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên phạm vi và nội dung được trình bày trong thuyết minh đồ án, các hạn chế kỹ thuật hiện hữu gồm:

  • Toàn bộ quá trình tính toán dựa trên các phương pháp giải tích bán thực nghiệm và hệ số tra bảng truyền thống, chưa tích hợp các công cụ mô phỏng động lực học nhiều vật thể (MBD) hoặc phân tích ứng suất trường phần tử hữu hạn (FEA) trên máy tính để khảo sát trạng thái tập trung ứng suất cục bộ tại các rãnh then và góc lượn trục.
  • Chế độ tải trọng va đập mạnh ($K_{qt} = 180%$) mới được xử lý thông qua hệ số tải trọng tĩnh quy ước mà chưa xét đến phổ tải trọng biến thiên ngẫu nhiên theo thời gian thực của băng tải trong quá trình nạp liệu.
  • Thiết kế dừng lại ở mức độ thuyết minh tính toán và thông số hình học, chưa đi vào quy trình công nghệ chế tạo chi tiết (gia công cắt gọt, nhiệt luyện) và thử nghiệm nghiệm thu thực tế.

Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp theo:

  • Ứng dụng phần mềm thiết kế 3D (như CAD/CAE) để mô hình hóa hình học hộp giảm tốc, tối ưu hóa phân bố gân tăng cứng nhằm giảm khối lượng vỏ gang GX 15-32 mà vẫn đảm bảo độ cứng vững.
  • Thực hiện tính toán nhiệt chi tiết cho hộp giảm tốc khi làm việc liên tục 3 ca trong môi trường nhiệt độ cao để xác định chính xác nhu cầu tản nhiệt bổ sung.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án có giá trị tham khảo kỹ thuật trực tiếp cho các nhóm đối tượng sau:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Ô tô, Chế tạo máy: Sử dụng làm tài liệu mẫu về quy trình tính toán, phương pháp luận trình bày và các bước kiểm nghiệm kỹ thuật chuẩn xác khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí: Tham khảo quy trình phân phối tỷ số truyền, phương pháp xác định tải trọng ổ bi đỡ chặn chịu tải hỗn hợp và phương pháp tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
  • Các phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất: Phần phân tích phản lực liên kết không gian 3 trục và lập biểu đồ mô-men nội lực uốn - xoắn ($M_x, M_y, M_z$) tại Chương 3; quy trình kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn khi quá tải cho bánh răng nghiêng tại Chương 2.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động có ký hiệu và các thông số định mức cơ bản là gì?
Hệ thống sử dụng động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu 4A100S2Y3 với công suất định mức $P = 4\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$, hiệu suất $\eta = 86,5%$, và tỷ số mô-men quá tải ngắn hạn $T_K/T_{dn} = 2,0$.

2. Kích thước hình học và thông số ăn khớp chính của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Bộ truyền có khoảng cách trục $A = 123\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,35^\circ$, tỷ số truyền $u_h = 3,83$. Bánh nhỏ có số răng $Z_1 = 25$, đường kính chia $d_1 = 51\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 51\text{ mm}$. Bánh lớn có số răng $Z_2 = 96$, đường kính chia $d_2 = 195\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_2 = 46\text{ mm}$.

3. Phương pháp và loại dầu bôi trơn nào được lựa chọn cho hộp giảm tốc?
Do vận tốc vòng của bánh răng đạt $v = 2,44\text{ m/s}$, hộp giảm tốc áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu, sử dụng dầu công nghiệp ký hiệu ROCT 1707-51 có độ nhớt động học 120 cSt, với mức dầu ngâm thấp nhất là 10 mm và mức dầu cao nhất là 20 mm.

4. Ổ lăn trên hai trục của hộp giảm tốc được lựa chọn thuộc loại nào và có quy cách ra sao?
Cả hai trục đều sử dụng ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc $\beta = 16^\circ$ cấp chính xác 6. Trục I dùng cặp ổ cỡ trung ký hiệu 36305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$), Trục II dùng cặp ổ cỡ trung ký hiệu 46308 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}$).

5. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và chiều dày các thành phần cơ bản được xác định như thế nào?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX 15-32. Chiều dày thân hộp và nắp hộp được chọn là $\delta = \delta_1 = 8\text{ mm}$, chiều dày mặt bích thân và nắp là $b = b_1 = 12\text{ mm}$, chiều dày đế hộp là $P = 19\text{ mm}$, và chiều dày gân tăng cứng là $m = m_1 = 8\text{ mm}$, liên kết bằng 4 bu lông nền đường kính $d_n = 16\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho hệ thống truyền động công suất 3 kW với đầy đủ các bước tính toán động học, thiết kế bộ truyền đai dẹt ngoài và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp. Toàn bộ các chi tiết then chốt gồm trục thép C45, ổ bi đỡ chặn, then bằng và vỏ hộp đúc gang xám GX 15-32 đều được tính toán, kiểm nghiệm thỏa mãn các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ cứng vững trong điều kiện tải trọng va đập và thời gian phục vụ 24.000 giờ. Công trình là tài liệu kỹ thuật có tính hệ thống cao, chuẩn mực về phương pháp luận và có giá trị tham khảo thiết thực cho sinh viên cũng như cán bộ kỹ thuật chuyên ngành cơ khí chế tạo máy.