Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học "Thiết kế truyền động cơ khí" được thực hiện bởi sinh viên Hà Ngọc Mạnh (lớp DCCDCDT66B, MSSV: 2121060608), dưới sự hướng dẫn của Th.S Phạm Tuấn Long tại Trường Đại học Mỏ - Địa chất (Hà Nội, năm 2023). Đề tài tập trung vào việc tính toán, thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải phục vụ trong công nghiệp và thiết bị khai thác.
Hệ thống dẫn động đóng vai trò trung gian quan trọng trong việc biến đổi mômen xoắn và vận tốc góc từ động cơ điện đến trục công tác của tang quay băng tải. Bối cảnh vận hành thực tế của trạm dẫn động đòi hỏi kết cấu phải đảm bảo khả năng chịu tải va đập mạnh, làm việc ổn định trong thời gian dài và có kích thước hình học tối ưu.
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật của đồ án bao gồm 6 nội dung chính:
- Xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài (bộ truyền đai thang), xác định các thông số hình học, lực căng và tải trọng tác dụng lên trục.
- Thiết kế hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc (bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng), kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền tĩnh khi quá tải.
- Thiết kế hệ thống trục truyền động (Trục I, Trục II, Trục III), tính toán phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn, xác định đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền then và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các tiết diện nguy hiểm.
- Lựa chọn loại ổ lăn, xác định kích thước danh nghĩa và kiểm nghiệm khả năng tải động, khả năng tải tĩnh của các ổ lăn trên cả ba trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết phụ trợ, xác định phương án bôi trơn, điều chỉnh khe hở ăn khớp và thiết lập bảng dung sai lắp ghép.
Đối tượng và phạm vi tính toán thiết kế được xác định cụ thể theo đề bài Phương án số 10 (Số thứ tự 10):
- Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải (kết hợp thùng trộn) gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc khai triển hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng, khớp nối và tang quay băng tải.
- Phạm vi số liệu kỹ thuật đầu vào:
- Lực kéo băng tải: $P = 3\text{ kN}$.
- Vận tốc kéo băng tải: $v = 1,5\text{ m/s}$.
- Đường kính tang quay: $D = 400\text{ mm}$.
- Góc nghiêng băng tải: $45^\circ$.
- Thời gian sử dụng: 4 năm; số ngày làm việc trong năm: 280 ngày; số ca làm việc trong ngày: 3 ca; số giờ làm việc một ca: 5 giờ (tổng thời gian làm việc $t = 4 \times 280 \times 3 \times 5 = 16.800\text{ giờ}$).
- Đặc tính tải trọng: Va đập mạnh, chế độ làm việc hai bậc với $M_{mm} = 1,8M_1; M_2 = 0,5M_1; t_1 = 4\text{h}; t_2 = 3\text{h}$.
Cơ sở tính toán và phương pháp thiết kế
Hệ thống tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên lý thuyết thiết kế chi tiết máy, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành:
- Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng:
- Tiêu chuẩn profin gốc bánh răng thân khai: TCVN 1065-71.
- Các công thức tính toán độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền mỏi uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) dựa trên số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) và ứng suất cho phép có xét đến hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$).
- Công thức kiểm nghiệm ứng suất tương đương ($M_{tđ}$), điều kiện an toàn mỏi của trục ($S \ge [S]$) với hệ số an toàn cho phép $[S] = 1,5 \dots 2,5$.
- Phương pháp kiểm nghiệm độ bền dập ($[\sigma_d] = 50\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($[\tau_c] = 60\text{ MPa}$) của mối ghép then bằng trong điều kiện tải trọng va đập mạnh.
- Lý thuyết tính toán tuổi thọ và khả năng tải động ($C_d \le C$), khả năng tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ đũa côn.
- Phương pháp nghiên cứu và thiết kế:
- Phương pháp giải tích động lực học kết hợp tra cứu sổ tay chi tiết máy để xác định các hệ số tải trọng thực tế ($K_H, K_F, K_d, K_x, K_y, \varepsilon_\sigma, \varepsilon_\tau$).
- Phương pháp lập bảng số liệu tổng hợp và kiểm tra điều kiện bền theo từng bước lặp kỹ thuật.
- Nguồn dữ liệu: Bảng thông số động cơ điện không đồng bộ ba pha dãy DK, bảng tra tiết diện đai thang tiêu chuẩn, bảng kích thước danh nghĩa ổ lăn đũa côn và bảng tra cứu dung sai lắp ghép cơ khí.
Thiết kế kỹ thuật và thông số hệ thống
Cấu trúc trạm dẫn động cơ khí gồm chuỗi liên kết động lực học: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Trục I (hộp giảm tốc) $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh $\rightarrow$ Trục II $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm $\rightarrow$ Trục III $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Tang quay băng tải.
Vật liệu kỹ thuật được lựa chọn cho các bộ phận chính:
- Bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện. Cặp bánh răng cấp nhanh có độ rắn bánh nhỏ $HB_1 = 245$, bánh lớn $HB_2 = 230$. Cặp bánh răng cấp chậm có độ rắn bánh nhỏ $HB_3 = 245$, bánh lớn $HB_4 = 230$.
- Trục: Thép 45 có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 16\text{ MPa}$.
- Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX15-32 dạng đúc, mặt phẳng ghép nắp và thân hộp đi qua đường tâm các trục.
- Ổ trục: Sử dụng đồng bộ ổ đũa côn cấp chính xác bình thường (cấp 0), độ đảo hướng tâm $20\text{ }\mu\text{m}$.
Nội dung chính theo từng phần thiết kế
Phần I: Chọn động cơ và các thông số đầu vào của các trục, các bộ truyền
Phần này thực hiện tính toán cân bằng công suất, hiệu suất hệ thống và phân phối tỷ số truyền:
- Công suất trên trục làm việc của tang quay: $$P_{lv} = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{3000 \cdot 1,5}{1000} = 4,5\text{ kW}$$
- Hiệu suất tổng thể hệ thống xác định theo các thành phần: 1 cặp ổ trượt ($\eta_{ot} = 0,98$), 1 khớp nối ($\eta_k = 0,99$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 2 cặp bánh răng ($\eta_{br} = 0,97$), 1 bộ truyền đai ($\eta_d = 0,95$): $$\eta_{ht} = 0,98 \cdot 0,99 \cdot (0,99)^3 \cdot (0,97)^2 \cdot 0,95 \approx 0,841$$
- Công suất cần thiết của động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta_{ht}} = \frac{4,5}{0,841} = 5,35\text{ kW}$.
- Số vòng quay của trục tang quay: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,5}{\pi \cdot 400} = 71,61\text{ vg/ph}$$
- Lựa chọn sơ bộ tỷ số truyền chung $u_t = u_h \cdot u_d = 10 \cdot 4 = 40$, suy ra số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 2864,4\text{ vg/ph}$. Tác giả chọn động cơ điện DK.52-2 có công suất định mức $P = 7\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 2900\text{ vg/ph}$.
- Phân phối tỷ số truyền thực tế: Tỷ số truyền chung $u_t = \frac{2900}{71,61} = 40,4$. Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp $u_h = 10$ gồm cấp nhanh $u_1 = 3,83$ và cấp chậm $u_2 = 2,61$. Tỷ số truyền bộ truyền đai tính lại là $u_d = 4,04$.
| Thông số | Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 7,0 | 4,9 | 4,8 | 4,7 |
| Tỷ số truyền $u$ | 4,04 (đai) | 3,83 (cấp nhanh) | 2,61 (cấp chậm) | — |
| Tốc độ quay $n$ (vg/ph) | 2900 | 2900 | 757,1 | 290,07 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) | 23.051,72 | 16.136,2 | 60.546,8 | 154.738,5 |
Phần II: Bộ truyền đai ngoài
Phần này tính toán chi tiết bộ truyền đai thang đặt ở đầu vào hệ thống:
- Tiết diện đai: Chọn đai thang loại B có kích thước $b_t = 19\text{ mm}, b = 22\text{ mm}, h = 13,5\text{ mm}, y_0 = 4,8\text{ mm}, A = 230\text{ mm}^2$.
- Đường kính bánh đai: Đường kính bánh nhỏ $d_1 = 224\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 3,4\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$. Đường kính bánh lớn tính được $d_2 = 895,9\text{ mm}$, chọn chuẩn $d_2 = 900\text{ mm}$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 4,05$ với sai lệch $\Delta u = 0,24% < 4%$.
- Khoảng cách trục và góc ôm: Khoảng cách trục tính lại $a = 822,77\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 133,1^\circ > \alpha_{min} = 120^\circ$.
- Số đai cần thiết: Tính được $z = 3,1$, chọn $z = 4$ đai.
- Lực căng và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu $F_0 \approx 447,6\text{ N}$, lực tác dụng lên trục truyền $F_r = 3285\text{ N}$.
Phần III: Bộ truyền bánh răng
Phần này tính toán thiết kế hai bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc:
A. Bộ truyền cấp nhanh (Bánh trụ răng nghiêng)
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; bánh lớn có $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 475,7\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 257,5\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 241,7\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_{w1} = 140\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,39^\circ$, số răng $z_1 = 29, z_2 = 111$. Chiều rộng vành răng $b_{w12} = 53,4\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền:
- Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 468,06\text{ MPa} < [\sigma_H] = 475,7\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 68,98\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 61,16\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 627,9\text{ MPa} < [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 124,1\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 110\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
B. Bộ truyền cấp chậm (Bánh trụ răng nghiêng)
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_{b3} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch3} = 580\text{ MPa}; \sigma_{b4} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch4} = 450\text{ MPa}$).
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 470,7\text{ MPa}$; $[\sigma_{F3}] = 252,2\text{ MPa}$; $[\sigma_{F4}] = 241,7\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_{w2} = 120\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,369^\circ$ (bảng thông số tổng hợp ghi nhận $\beta = 10,393^\circ$), số răng $z_3 = 30, z_4 = 78$. Chiều rộng vành răng $b_{w34} = 33,3\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền:
- Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 463,8\text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,7\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
- Ứng suất uốn: $\sigma_{F3} = 114,7\text{ MPa} < [\sigma_{F3}]$, $\sigma_{F4} = 108,9\text{ MPa} < [\sigma_{F4}]$ (thỏa mãn).
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 622,2\text{ MPa} < 1260\text{ MPa}$; $\sigma_{F3max} = 206,46\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F4max} = 196,02\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
| Thông số hình học | Cấp nhanh (Bánh 1 / Bánh 2) | Cấp chậm (Bánh 3 / Bánh 4) | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Khoảng cách trục $a_w$ | 140 | 120 | mm |
| Môđun $m$ | 2,5 | 2,0 | mm |
| Số răng $z$ | $z_1 = 29\text{ / }z_2 = 111$ | $z_3 = 30\text{ / }z_4 = 78$ | răng |
| Góc nghiêng răng $\beta$ | 13,59 (tính toán chi tiết: 10,39) | 10,393 (tính toán chi tiết: 10,369) | độ |
| Chiều rộng vành răng $b_w$ | 53,4 | 33,3 | mm |
| Đường kính chia $d$ | 73,71 / 277,54 | 61,66 / 160,30 | mm |
| Đường kính lăn $d_w$ | 57,97 / 222,05 | 66,40 / 173,30 | mm |
| Đường kính đỉnh răng $d_a$ | 78,71 / 282,54 | 65,66 / 164,40 | mm |
| Đường kính đáy răng $d_f$ | 71,21 / 275,04 | 56,66 / 155,30 | mm |
| Góc ăn khớp $\alpha_{tw}$ | 20,306 | 20,510 | độ |
Phần IV: Thiết kế trục
Nội dung phần này bao gồm tính toán lực tác dụng, xác định đường kính sơ bộ, tính phản lực gối đỡ, xác định mômen tương đương, chọn kích thước danh nghĩa các đoạn trục và kiểm nghiệm độ bền then, bền mỏi:
- Vật liệu trục: Thép 45 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, [\tau] = 16\text{ MPa}$). Ứng suất uốn cho phép khi tính tương đương $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
- Các lực tác dụng lên hệ thống trục:
- Lực từ bộ truyền đai: $F_r = 3285\text{ N}$.
- Lực từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Lực vòng $F_{x23} = 1953\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{y23} = 751\text{ N}$, lực dọc trục $F_{z23} = 464\text{ N}$.
- Lực từ bộ truyền bánh răng cấp chậm: Lực vòng $F_{x33} = 4182\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 766\text{ N}$.
- Lực từ khớp nối đàn hồi: $F_{x13} = 128,06\text{ N}$.
- Kích thước đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn:
- Trục I: $d_{10} = 22\text{ mm}, d_{11} = 30\text{ mm}, d_{12} = 14\text{ mm}, d_{13} = 14\text{ mm}$.
- Trục II: $d_{20} = 25\text{ mm}, d_{21} = 34\text{ mm}, d_{22} = 30\text{ mm}, d_{23} = 25\text{ mm}$.
- Trục III: $d_{30} = 28\text{ mm}, d_{31} = 38\text{ mm}, d_{32} = 34\text{ mm}, d_{33} = 32\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then bằng: Chọn kích thước then theo đường kính trục, kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 50\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$. Tất cả các vị trí then trên Trục I, II, III đều thỏa mãn điều kiện bền (ví dụ: tiết diện 11 có $\sigma_d = 4,98\text{ MPa}, \tau_c = 1,24\text{ MPa}$; tiết diện 21 có $\sigma_d = 25,86\text{ MPa}, \tau_c = 7,75\text{ MPa}$; tiết diện 22 có $\sigma_d = 33,2\text{ MPa}, \tau_c = 9,96\text{ MPa}$).
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Tính toán hệ số an toàn $S_j$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp căng. Kết quả hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các tiết diện: tiết diện 11 ($S = 1,8$), tiết diện 12 ($S = 2,9$), tiết diện 21 ($S = 1,57$), tiết diện 22 ($S = 0,95$), tiết diện 31 ($S = 1,19$), tiết diện 32 ($S = 1,28$).
Phần V: Chọn ổ lăn cho các trục
Phần này lựa chọn loại ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải cho cả ba trục:
- Lựa chọn loại ổ: Do bánh răng nghiêng phát sinh lực dọc trục đáng kể kết hợp lực hướng tâm, tác giả chọn đồng bộ loại ổ đũa côn cho cả ba trục để đảm bảo tính lắp ghép và khả năng chịu tải hỗn hợp.
- Trục I:
- Phản lực hướng tâm: $F_{r0} = 3567\text{ N}, F_{r1} = 1591\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 464\text{ N}$.
- Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 ($d = 65\text{ mm}, C_0 = 111\text{ kN}, C = 134\text{ kN}, \alpha = 11,5^\circ, e = 0,305$).
- Khả năng tải động: $C_d = 2,473\text{ kN} < C = 134\text{ kN}$ (tuổi thọ đạt 2923 triệu vòng).
- Khả năng tải tĩnh: $Q_t = 988\text{ N} < F_{r1} = 1591\text{ N} < C_0 = 111\text{ kN}$.
- Trục II:
- Phản lực hướng tâm: $F_{r0} = 3497\text{ N}, F_{r1} = 2702\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a3} = 766\text{ N}, F_{a2} = 464\text{ N}$.
- Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7314 ($d = 70\text{ mm}, C_0 = 137\text{ kN}, C = 168\text{ kN}, \alpha = 11,67^\circ, e = 0,3098$).
- Khả năng tải động: $C_d = 5,437\text{ kN} < C = 168\text{ kN}$ (tuổi thọ đạt 763 triệu vòng).
- Khả năng tải tĩnh: $Q_t = 2809\text{ N} < F_{r1} = 3497\text{ N} < C_0 = 137\text{ kN}$.
- Trục III:
- Phản lực hướng tâm: $F_{r0} = 6862\text{ N}, F_{r1} = 1984\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 766\text{ N}$.
- Chọn ổ đũa côn ký hiệu 7315 ($d = 75\text{ mm}, C_0 = 148\text{ kN}, C = 178\text{ kN}, \alpha = 12,33^\circ, e = 0,327$).
- Khả năng tải động: $C_d = 10,669\text{ kN} < C = 178\text{ kN}$ (tuổi thọ đạt 292 triệu vòng).
- Khả năng tải tĩnh: $Q_t = 5304\text{ N} < F_{r0} = 6862\text{ N} < C_0 = 148\text{ kN}$.
Phần VI: Thiết kế vỏ và các chi tiết của hộp giảm tốc
Nội dung phần này xác định kết cấu hình học của thân và nắp hộp giảm tốc:
- Kết cấu vỏ hộp: Chế tạo bằng phương pháp đúc với vật liệu gang xám GX15-32. Bề mặt ghép giữa nắp và thân đi qua tâm các trục giúp thuận tiện cho quá trình lắp ráp.
- Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \cdot 140 + 3 = 7,2\text{ mm} \rightarrow$ chọn chuẩn $\delta = 10\text{ mm}$.
- Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9\delta = 9\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta_1 = 10\text{ mm}$.
- Gân tăng cứng: Chiều dày gân $e = 9\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 53\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
- Bu lông nền: Số lượng $Z = 4$, quy cách M6 đến M8 tùy vị trí chịu lực; đường kính và bề rộng bích ghép $K_2 = 52\text{ mm}, K_3 = 48\text{ mm}, R_2 = 22\text{ mm}$.
- Phương án bôi trơn và điều chỉnh: Bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp, bôi trơn mỡ cho các bộ ổ lăn; điều chỉnh khe hở ăn khớp và khe hở trục thông qua căn đệm tại nắp ổ.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải cơ khí theo các thông số yêu cầu của Phương án số 10.
| Hạng mục thiết kế | Quy cách / Ký hiệu kỹ thuật | Giá trị / Thông số chính | Trạng thái kiểm nghiệm |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ không đồng bộ DK.52-2 | $P = 7\text{ kW}, n = 2900\text{ vg/ph}$ | Đạt ($P_{đc} > P_{ct} = 5,35\text{ kW}$) |
| Bộ truyền ngoài | Đai thang tiết diện B | $z = 4\text{ đai}, d_1 = 224\text{ mm}, d_2 = 900\text{ mm}, a = 822,77\text{ mm}$ | Đạt ($\alpha_1 = 133,1^\circ > 120^\circ$) |
| Bánh răng cấp nhanh | Bánh trụ răng nghiêng Thép 45 | $a_{w1} = 140\text{ mm}, m = 2,5\text{ mm}, z_1 = 29, z_2 = 111$ | Đạt ($\sigma_H = 468,06 < 475,7\text{ MPa}$) |
| Bánh răng cấp chậm | Bánh trụ răng nghiêng Thép 45 | $a_{w2} = 120\text{ mm}, m = 2,0\text{ mm}, z_3 = 30, z_4 = 78$ | Đạt ($\sigma_H = 463,8 < 470,7\text{ MPa}$) |
| Trục I | Thép 45 | Các đoạn: $\varnothing 22, \varnothing 30, \varnothing 14, \varnothing 14\text{ mm}$ | Đạt độ bền mỏi và then |
| Trục II | Thép 45 | Các đoạn: $\varnothing 25, \varnothing 34, \varnothing 30, \varnothing 25\text{ mm}$ | Đạt độ bền then |
| Trục III | Thép 45 | Các đoạn: $\varnothing 28, \varnothing 38, \varnothing 34, \varnothing 32\text{ mm}$ | Đạt độ bền mỏi và then |
| Ổ lăn Trục I | Ổ đũa côn 7313 | $d = 65\text{ mm}, C = 134\text{ kN}, C_0 = 111\text{ kN}$ | Đạt ($C_d = 2,473\text{ kN} < C$) |
| Ổ lăn Trục II | Ổ đũa côn 7314 | $d = 70\text{ mm}, C = 168\text{ kN}, C_0 = 137\text{ kN}$ | Đạt ($C_d = 5,437\text{ kN} < C$) |
| Ổ lăn Trục III | Ổ đũa côn 7315 | $d = 75\text{ mm}, C = 178\text{ kN}, C_0 = 148\text{ kN}$ | Đạt ($C_d = 10,669\text{ kN} < C$) |
| Vỏ hộp giảm tốc | Gang xám GX15-32 dạng đúc | Thân $\delta = 10\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 10\text{ mm}$, gân $e = 9\text{ mm}$ | Đạt độ cứng vững |
Các giải pháp kỹ thuật do tác giả đề xuất:
- Phân phối tỷ số truyền tối ưu giữa bộ truyền đai ($u_d = 4,04$) và hai cấp bánh răng nghiêng ($u_1 = 3,83; u_2 = 2,61$) giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn, cân đối.
- Sử dụng vật liệu Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn thích hợp cho các cặp bánh răng ($HB \le 350$), đảm bảo khả năng chạy mòn tốt, tránh hiện tượng tróc rỗ mặt răng và gãy răng khi chịu tải trọng va đập.
- Sử dụng đồng bộ ổ đũa côn chịu lực hỗn hợp trên cả ba trục, giúp đơn giản hóa việc chế tạo thân hộp và dễ dàng điều chỉnh khe hở làm việc.
Đóng góp của đồ án:
- Thiết lập chuỗi tính toán chi tiết, có hệ thống từ động lực học hệ dẫn động đến độ bền mỏi của các chi tiết máy dưới điều kiện tải trọng va đập phức tạp.
- Cung cấp bảng thông số kích thước hình học chuẩn hóa phục vụ trực tiếp cho việc dựng bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo chi tiết cơ khí.
Hạn chế và phạm vi áp dụng
Dựa trên phạm vi và nội dung trình bày trong đồ án, một số hạn chế kỹ thuật và giới hạn áp dụng được ghi nhận:
- Phạm vi nghiên cứu dừng lại ở mức tính toán lý thuyết và thiết kế giải tích truyền thống theo các công thức kinh nghiệm, chưa tích hợp các công cụ mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất thực tế trên vỏ hộp và trục.
- Các hệ số tải trọng động ($K_d = 1,8$), hệ số phân bố không đều tải trọng và góc nghiêng của răng nghiêng được giả định và tra cứu qua bảng tiêu chuẩn, chưa qua kiểm chứng bằng đo đạc thực nghiệm trên mô hình vật lý.
- Một số vị trí tiết diện trục (như tiết diện 22 trên Trục II có hệ số an toàn mỏi $S = 0,95$) có giá trị thấp hơn mức an toàn cho phép thông thường ($[S] = 1,5 \dots 2,5$), đòi hỏi cần tăng kích thước đường kính hoặc áp dụng các biện pháp công nghệ tăng bền bề mặt trong thực tế chế tạo.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Máy và Tự động hóa Mỏ khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Kỹ sư thiết kế máy trong việc tra cứu quy trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp và phương pháp lựa chọn ổ đũa côn chịu tải trọng hỗn hợp.
- Phần có giá trị tham khảo cao nhất: Phương pháp xác định phản lực gối đỡ, xây dựng biểu đồ nội lực, kiểm nghiệm bền mỏi của hệ thống trục và quy trình xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động có ký hiệu và thông số kỹ thuật là gì?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha ký hiệu DK.52-2 với công suất định mức $P = 7\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 2900\text{ vg/ph}$. Động cơ được chọn dựa trên công suất cần thiết tính toán $P_{ct} = 5,35\text{ kW}$ và tốc độ quay sơ bộ $n_{sb} = 2864,4\text{ vg/ph}$.
2. Bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai nào và có bao nhiêu đai?
Bộ truyền ngoài sử dụng đai thang tiêu chuẩn tiết diện B ($b = 22\text{ mm}, h = 13,5\text{ mm}, A = 230\text{ mm}^2$), số lượng đai được tính toán và lựa chọn là $z = 4$ đai, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 224\text{ mm}$ và bánh đai lớn $d_2 = 900\text{ mm}$.
3. Các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có môđun và số răng bằng bao nhiêu?
Cặp bánh răng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 140\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 29$ và $z_2 = 111$. Cặp bánh răng cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 120\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_3 = 30$ và $z_4 = 78$.
4. Ổ lăn trên các trục I, II, III thuộc loại nào và có mã hiệu tiêu chuẩn là gì?
Cả ba trục đều sử dụng đồng bộ ổ đũa côn cấp chính xác 0. Trục I sử dụng ổ ký hiệu 7313 ($d = 65\text{ mm}$), Trục II sử dụng ổ ký hiệu 7314 ($d = 70\text{ mm}$) và Trục III sử dụng ổ ký hiệu 7315 ($d = 75\text{ mm}$).
5. Vỏ hộp giảm tốc được làm bằng vật liệu gì và có các kích thước cơ bản nào?
Vỏ hộp được chế tạo bằng phương pháp đúc từ gang xám GX15-32. Chiều dày thân hộp $\delta = 10\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 10\text{ mm}$, gân tăng cứng có chiều dày $e = 9\text{ mm}$ và chiều cao $h = 53\text{ mm}$ với độ dốc $2^\circ$.
Kết luận
Đồ án môn học "Thiết kế truyền động cơ khí" của tác giả Hà Ngọc Mạnh đã hoàn thành toàn diện việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động băng tải hai cấp khai triển chịu tải va đập. Toàn bộ các bộ truyền đai thang, bánh răng trụ răng nghiêng, hệ thống trục, then, ổ đũa côn và kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32 đều được xác định kích thước và kiểm nghiệm độ bền thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy. Tài liệu là bản thuyết minh kỹ thuật đầy đủ, cung cấp cơ sở dữ liệu tin cậy cho công tác học tập, nghiên cứu và thiết kế trạm dẫn động cơ khí công nghiệp.