Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những nội dung trọng tâm của chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí và Chế tạo máy. Đề tài đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Trần Đặng Tuấn Tú (Mã số sinh viên: 12143238), dưới sự hướng dẫn của giảng viên Dương Đăng Danh (thực hiện tại TP. Hồ Chí Minh vào tháng 12/2014), tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí cho trạm dẫn động băng tải công nghiệp.

Hệ thống dẫn động băng tải trong đề tài bao gồm động cơ điện, khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục/khai triển và bộ truyền xích truyền công suất đến trục tang của băng tải. Quá trình làm việc của hệ thống có các đặc điểm thực tiễn:

  • Chế độ tải trọng biến thiên hai bậc: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 0,7 t_{ck}$ và $T_2 = 0,8T$ trong thời gian $t_2 = 0,3 t_{ck}$ (với $t_{ck}$ là chu kỳ làm việc).
  • Chiều quay: Một chiều cố định.
  • Đặc tính tải trọng: Tải có va đập nhẹ.
  • Thời gian làm việc: 2 ca/ngày, 8 giờ/ca, 300 ngày/năm, thời hạn phục vụ yêu cầu là 5 năm.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu - thiết kế được xác định theo trình tự kỹ thuật cơ khí:

  1. Xác định công suất cần thiết, tính chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống cũng như từng cấp giảm tốc.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn).
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng), bao gồm chọn vật liệu, tính ứng suất cho phép, xác định kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, quá tải.
  4. Xác định lực tác dụng lên các bộ truyền, tính toán thiết kế kết cấu 3 trục truyền động, chọn then và kiểm nghiệm then theo độ bền dập, bền cắt và kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi.
  5. Tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn trên các trục; tính chọn và kiểm tra khớp nối trục đàn hồi.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang và các chi tiết phụ trợ.
  7. Tra cứu và quy định dung sai lắp ghép, phương pháp bôi trơn cho toàn bộ hệ dẫn động.

Đối tượng nghiên cứu là hệ dẫn động cơ khí băng tải tải trọng nhỏ và vừa. Phạm vi tính toán giới hạn trong không gian kết cấu của trạm dẫn động gồm động cơ, hộp giảm tốc hai cấp khai triển và bộ truyền xích, ứng với chu kỳ tải trọng tĩnh hóa tương đương và các thông số vận hành xác định trong thời gian 5 năm (tương đương 24.000 giờ làm việc).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án sử dụng khung lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế máy truyền thống dựa trên các giáo trình chuyên ngành kỹ thuật cơ khí tại Việt Nam, tiêu biểu là tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, cùng giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc. Tiêu chuẩn biên dạng răng được áp dụng theo Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 với góc ăn khớp danh nghĩa $\alpha = 20^\circ$.

Phương pháp nghiên cứu - thiết kế thực tế bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động: Xác định hiệu suất tổng thể, quy đổi mô men và công suất theo chế độ tải trọng thay đổi để tính công suất tương đương, chọn động cơ theo công suất và số vòng quay đồng bộ.
  • Phương pháp thiết kế độ bền chi tiết máy:
    • Bộ truyền xích: Tính toán theo chỉ tiêu độ bền mòn (công suất tính toán và số vòng quay tới hạn) và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi phá hủy.
    • Bộ truyền bánh răng: Tính toán khoảng cách trục sơ bộ dựa trên mô men xoắn và ứng suất tiếp xúc cho phép, sau đó kiểm nghiệm chính xác theo độ bền tiếp xúc bề mặt làm việc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) và độ bền quá tải.
    • Thiết kế trục: Phương pháp giải tích kết cấu, mô hình hóa trục thành các dầm trên các gối tựa tĩnh định trong hai mặt phẳng vuông góc ($Oxz$ và $Oyz$), xây dựng biểu đồ mô men uốn và xoắn tổng hợp, xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm theo chỉ tiêu độ bền mỏi (hệ số an toàn $s \ge [s]$).
    • Tính chọn ổ lăn: Tính toán phản lực gối trục, xác định tải trọng tương đương quy ước, kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc theo triệu vòng quay và khả năng tải tĩnh.
  • Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa kỹ thuật: Sử dụng hệ thống bảng tra tiêu chuẩn công nghiệp cơ khí để quy chuẩn hóa các thông số modun, khoảng cách trục, số mắt xích, kích thước ổ lăn, kích thước then bằng, chiều dày thành vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép theo hệ thống lỗ cơ bản ($H7$) và hệ thống trục cơ bản ($h9, k6, js6, r6, d11$).

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Hệ thống dẫn động có công suất cực đại tại trục công tác $P_{max} = 3,6 \text{ kW}$, làm việc với chu kỳ tải thay đổi cho ra công suất tương đương $P_t = 3,4 \text{ kW}$. Số vòng quay của trục công tác băng tải được xác định là $n_{lv} = 39,669 \text{ vòng/phút}$.

Hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động được xác định thông qua hiệu suất của các cặp chi tiết: $$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_x = 1 \cdot (0,97)^2 \cdot (0,99)^4 \cdot 0,93 = 0,841$$ Trong đó: $\eta_{kn} = 1$ (khớp nối), $\eta_{br} = 0,97$ (cặp bánh răng), $\eta_{ol} = 0,99$ (cặp ổ lăn), $\eta_x = 0,93$ (bộ truyền xích).

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{3,4}{0,841} = 4,042 \text{ kW}$$

Với công suất cần thiết $P_{ct} = 4,042 \text{ kW}$ và tỷ số truyền sơ bộ $u_{ch} \approx 35$, số vòng quay sơ bộ của động cơ được định hướng trong khoảng 1400 - 1500 vòng/phút. Tác giả chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ roto lồng sóc ký hiệu K132M4 có các thông số kỹ thuật:

  • Công suất định mức: $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$
  • Số vòng quay định mức: $n_{đc} = 1445 \text{ vòng/phút}$
  • Tỷ số mô men mở máy: $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2,0 > \frac{T_{mm}}{T} = 1,4$ (thỏa mãn điều kiện khởi động).

Tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống: $$u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1445}{39,669} = 36,426$$

Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền:

  • Chọn tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài: $u_x = 3,5$.
  • Tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp: $u_{hgt} = \frac{u_{ch}}{u_x} = \frac{36,426}{3,5} = 10,407$.
  • Tỷ số truyền cấp nhanh (bánh răng nghiêng): $u_n = 3,67$.
  • Tỷ số truyền cấp chậm (bánh răng thẳng): $u_{ch} = 2,83$.

Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:

Thông số Trục động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) 1 $u_{kn} = 1$ $u_n = 3,67$ $u_{ch} = 2,83$ $u_x = 3,5$
Số vòng quay ($n$ - v/ph) 1445 1445 393 138,5 39,6
Công suất ($P$ - kW) 4,28 4,24 4,07 3,91 3,60
Mô men xoắn ($T$ - Nmm) 28286,51 28022,145 98902,04 269606,498 868181,82

Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy

A. Tính toán bộ truyền xích

Bộ truyền xích đặt nằm ngang, truyền công suất $P = 3,91 \text{ kW}$ từ trục III ($n_1 = 138,5 \text{ v/ph}$) với tỷ số truyền $u = 3,5$:

  • Loại xích: Xích ống con lăn một dãy.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn $Z_1 = 22$ răng, đĩa bị dẫn $Z_2 = 77$ răng (thỏa $Z_2 < Z_{max} = 120$).
  • Hệ số điều kiện sử dụng xích $K = 1,25$ (tính từ $K_0=1, K_a=1, K_{đc}=1, K_{bt}=1, K_đ=1, K_c=1,25$).
  • Công suất tính toán: $P_t = 8,02 \text{ kW}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p_c = 25,4 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40 p_c = 1016 \text{ mm}$, số mắt xích $X = 132$, chiều dài xích $L = 3352,8 \text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác $a = 1020 \text{ mm}$.
  • Vận tốc xích $v = 1,289 \text{ m/s}$, lực vòng có ích $F_t = 3033,36 \text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn xích: Với tải trọng phá hủy $Q = 56700 \text{ N}$, khối lượng 1m xích $q = 2,6 \text{ kg}$, lực căng ly tâm $F_v = 4,32 \text{ N}$, lực căng do trọng lượng $F_0 = 156,19 \text{ N}$, hệ số an toàn tính được $S = 14,92 > [S] = 8,2$ (đảm bảo bền).
  • Kích thước hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 178,48 \text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 622,72 \text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 189,36 \text{ mm}, d_{a2} = 634,9 \text{ mm}$.
  • Vật liệu đĩa xích: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 170, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 475 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 500 \text{ MPa}$.
  • Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích: $F_{rx} = 1,15 \cdot F_t = 3488 \text{ N}$.

B. Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng

Vật liệu chế tạo cho cả hai cấp bánh răng được thống nhất là Thép 45 tôi cải thiện:

  • Bánh răng nhỏ: Độ rắn $HB_1 = 241 \div 285$ (chọn $HB_1 = 245$), giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580 \text{ MPa}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]_1 = 509,09 \text{ MPa}$.
  • Bánh răng lớn: Độ rắn $HB_2 = 192 \div 240$ (chọn $HB_2 = 230$), giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450 \text{ MPa}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]_2 = 481,81 \text{ MPa}$.

1. Cấp nhanh - Bánh răng trụ răng nghiêng:

  • Khoảng cách trục: $a_w = 85 \text{ mm}$.
  • Mô đun pháp: $m = 1,5 \text{ mm}$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 24,656^\circ$.
  • Số răng: $Z_1 = 22$ răng, $Z_2 = 81$ răng, tỷ số truyền thực $u_1 = 3,68$ (sai lệch $0,272%$).
  • Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = b_{w2} = 42,5 \text{ mm}$.
  • Đường kính chia: $d_1 = 36,32 \text{ mm}, d_2 = 133,81 \text{ mm}$; đường kính đỉnh: $d_{a1} = 136,81 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 442,44 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 480,83 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 101,61 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 264,6 \text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 92,26 \text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 248,39 \text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 442,44 \text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 1260 \text{ MPa}$.

2. Cấp chậm - Bánh răng trụ răng thẳng:

  • Khoảng cách trục: $a_w = 114 \text{ mm}$.
  • Mô đun: $m = 2 \text{ mm}$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$.
  • Số răng: $Z_3 = 35$ răng, $Z_4 = 99$ răng, tỷ số truyền thực $u_2 = 2,83$ (sai lệch $0%$).
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 45,6 \text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_3 = 70 \text{ mm}, d_4 = 198 \text{ mm}$; đường kính đỉnh: $d_{a4} = 202 \text{ mm}$, đáy $d_{f4} = 193 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn ($\sigma_{F4} = 115,254 \text{ MPa} \le [\sigma_{F4}]$).

Bảng tổng hợp lực ăn khớp tác dụng lên các bộ truyền:

Thành phần lực Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng) Bộ truyền ngoài
Lực vòng ($F_t$ - N) 1543,07 3322,76 $F_{t_xich} = 3033,36$
Lực hướng tâm ($F_r$ - N) 681,197 1209,38 $F_{r_xich} = 3488$
Lực dọc trục ($F_a$ - N) 708,29 0 $F_{r_kn} = 177,92$

C. Tính toán thiết kế trục và chọn then

Vật liệu chế tạo 3 trục là Thép C45 tôi cải thiện.

  • Đường kính sơ bộ: Trục I $d_1 = 20 \text{ mm}$; Trục II $d_2 = 30 \text{ mm}$; Trục III $d_3 = 40 \text{ mm}$.
  • Sau khi xác định khoảng cách gối đỡ, phân tích lực trên hai mặt phẳng $Oxz$ và $Oyz$, tính toán mô men uốn tổng và mô men tương đương, đường kính tại các đoạn trục được quy chuẩn:
    • Trục I: Tiết diện khớp nối $d_A = 15 \text{ mm}$, ngõng ngỗng ổ lăn $d_B = d_E = 17 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_C = d_D = 24 \text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn lắp ổ lăn $d_K = 30 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng lớn $d_L = 38 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng nhỏ $d_M = 35 \text{ mm}$, đoạn tựa $d_N = 32 \text{ mm}$.
    • Trục III: Đường kính đoạn lắp bánh răng $d = 38 \text{ mm}$, đoạn lắp đĩa xích $d = 32 \text{ mm}$.
  • Then bằng tiêu chuẩn được chọn và kiểm nghiệm bền dập, bền cắt tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Khớp nối - Trục I: Then $b \times h = 5 \times 5 \text{ mm}, t_1 = 3 \text{ mm}, l_t = 20,25 \text{ mm}$.
    • Bánh răng 1 - Trục I: Then $8 \times 7 \text{ mm}, t_1 = 4 \text{ mm}, l_t = 32,4 \text{ mm}$.
    • Bánh răng 2 & 3 - Trục II: Then $10 \times 8 \text{ mm}, t_1 = 5 \text{ mm}, l_t = 47,25 \text{ mm}$.
    • Bánh răng 4 - Trục III: Then $12 \times 8 \text{ mm}, t_1 = 5 \text{ mm}, l_t = 51,3 \text{ mm}$.
    • Đĩa xích - Trục III: Then $10 \times 8 \text{ mm}, t_1 = 5 \text{ mm}, l_t = 47,25 \text{ mm}$.
    • Toàn bộ các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

D. Tính chọn ổ lăn và khớp nối đàn hồi

Do có lực dọc trục phát sinh từ cấp bánh răng nghiêng ($F_a = 708,29 \text{ N}$), ổ bi đỡ chặn được chọn cho toàn bộ các trục:

  • Trục I: Ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp ký hiệu 36203 ($d = 17 \text{ mm}, D = 40 \text{ mm}, b = 11 \text{ mm}, r = 1 \text{ mm}, C = 9,43 \text{ kN}, C_0 = 6,24 \text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_{tt} = 2080,8 \text{ triệu vòng quay}$, tải tĩnh $Q_t = 1576,82 \text{ N} < C_0$.
  • Trục II: Ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46305 ($d = 25 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, b = 17 \text{ mm}, r = 2 \text{ mm}, C = 21 \text{ kN}, C_0 = 14,9 \text{ kN}$). Tải tĩnh $Q_t = 2492,98 \text{ N} < C_0$.
  • Trục III: Ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46307 ($d = 35 \text{ mm}, D = 80 \text{ mm}, b = 21 \text{ mm}, r = 2,5 \text{ mm}, C = 33,4 \text{ kN}, C_0 = 25,2 \text{ kN}$). Tải tĩnh $Q_t = 2718,92 \text{ N} < C_0$.
  • Nối trục đàn hồi: Mô men xoắn trục vào $T = 28022,145 \text{ Nmm}$. Chọn nối trục vòng đàn hồi có mô men danh nghĩa $T_{dm} = 31,5 \text{ Nm}, d = 18 \text{ mm}, D = 90 \text{ mm}, d_m = 28 \text{ mm}, L = 84 \text{ mm}, l = 40 \text{ mm}, d_1 = 31 \text{ mm}, D_0 = 36 \text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, vật liệu chốt thép C45 ($[\sigma_F] = 70 \text{ MPa}, [\sigma_d] = 3 \text{ MPa}$). Kiểm nghiệm thỏa mãn độ bền uốn và bền dập.

E. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ

  • Vật liệu vỏ hộp: Gang xám GX15-32 đúc.
  • Bề mặt ghép nắp và thân: Song song với mặt phẳng đế hộp.
  • Kích thước kết cấu vỏ hộp:
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 9,3 \text{ mm}$; Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 8,37 \text{ mm}$; Gân tăng cứng: $e = 16,74 \text{ mm}$.
    • Bulông nền: $d_1 = 18 \text{ mm}$ (số lượng $Z = 6$); Bulông cạnh ổ: $d_2 = 14 \text{ mm}$; Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 12 \text{ mm}$; Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 8 \text{ mm}$; Vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 8 \text{ mm}$.
    • Chiều dày bích thân $S_3 = 21 \text{ mm}$, bích nắp $S_4 = 21 \text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 42 \text{ mm}$.
    • Kích thước mặt đế: Chiều dày $S_1 = 27 \text{ mm}, S_2 = 18 \text{ mm}$, bề rộng $K_1 = 54 \text{ mm}, q = 70 \text{ mm}, h = 14 \text{ mm}$.
    • Khoảng hở: Giữa bánh răng với thành trong hộp là $10 \text{ mm}$; giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp là $24 \text{ mm}$ (hoặc $32 \text{ mm}$).
  • Chi tiết phụ: Vòng phớt cao su ngăn rò rỉ dầu mỡ; vòng chắn dầu ngăn dầu văng vào ổ lăn; chốt định vị côn ($d = 5 \text{ mm}, l = 50 \text{ mm}, c = 1 \text{ mm}$); nút thông hơi lắp trên nắp cửa thăm; nút tháo dầu dưới đáy hộp; que thăm dầu; vít tách nắp.
  • Chế độ bôi trơn: Ngâm dầu bánh răng với dầu công nghiệp AK độ nhớt 57 cP ở $50^\circ\text{C}$.

Phần III: Chọn dung sai lắp ghép

Hệ thống dung sai và mối lắp ghép được chọn theo tiêu chuẩn TCVN, áp dụng hệ thống lỗ cơ bản cho các chi tiết lắp trên trục và hệ thống trục cơ bản cho vỏ hộp:

Vị trí lắp ghép Kiểu lắp ghép Sai lệch giới hạn trục ($\mu\text{m}$) Sai lệch giới hạn lỗ ($\mu\text{m}$)
Bánh răng – Trục I $H7/k6$ $es = +18; ei = +2$ $ES = +25; EI = 0$
Bánh răng – Trục II $H7/k6$ $es = +18; ei = +2$ $ES = +25; EI = 0$
Bánh răng – Trục III $H7/k6$ $es = +21; ei = +2$ $ES = +30; EI = 0$
Ổ bi đỡ chặn I – Trục I $k6$ $es = +15; ei = +2$ -
Ổ bi đỡ chặn I – Vỏ hộp $H7$ - $ES = +35; EI = 0$
Ổ bi đỡ chặn II – Trục II $k6$ $es = +18; ei = +2$ -
Ổ bi đỡ chặn II – Vỏ hộp $H7$ - $ES = +35; EI = 0$
Ổ bi đỡ chặn III – Trục III $k6$ $es = +21; ei = +2$ -
Ổ bi đỡ chặn III – Vỏ hộp $H7$ - $ES = +40; EI = 0$
Đĩa xích – Trục III $H7/k6$ $es = +18; ei = +2$ $ES = +25; EI = 0$
Nối trục đàn hồi – Trục I $H7/k6$ $es = +15; ei = +2$ $ES = +21; EI = 0$
Then bằng – Trục I $N9/h9$ $es = 0; ei = -36$ $ES = 0; EI = -36$
Then bằng – Trục II, III $N9/h9$ $es = 0; ei = -43$ $ES = 0; EI = -43$
Then bằng – Đĩa xích $D10/h9$ $es = 0; ei = -43$ $ES = +50; EI = +120$
Chốt định vị – Vỏ hộp $H7/r6$ $es = +28; ei = +19$ $ES = +15; EI = 0$
Nắp ổ – Vỏ hộp $H11/d11$ $es = -120; ei = -340$ $ES = +220; EI = 0$
Vòng chắn dầu – Trục I $H7/js6$ $es = +6; ei = -6$ $ES = +21; EI = 0$

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã xây dựng một bộ hồ sơ tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho hệ dẫn động băng tải, đáp ứng đầy đủ các chỉ tiêu kỹ thuật:

  • Chuẩn hóa thông số động lực học: Lựa chọn thành công động cơ điện K132M4 ($5,5 \text{ kW}, 1445 \text{ v/ph}$) và phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống $u_{ch} = 36,426$ ($u_n = 3,67; u_{ch} = 2,83; u_x = 3,5$) giúp tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc.
  • Hoàn thiện các cụm truyền động: Thiết kế chi tiết bộ truyền xích bước $p_c = 25,4 \text{ mm}$, cấp nhanh bánh răng nghiêng ($a_w = 85 \text{ mm}, m = 1,5 \text{ mm}, \beta = 24,656^\circ$), cấp chậm bánh răng thẳng ($a_w = 114 \text{ mm}, m = 2 \text{ mm}$), tất cả đều vượt qua các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và tải trọng tĩnh.
  • Tính toán kết cấu và gối đỡ: Xác định chính xác kết cấu phân đoạn 3 trục truyền động bằng thép C45, kiểm nghiệm an toàn mỏi tại các tiết diện lắp then; lựa chọn đồng bộ ổ bi đỡ chặn (36203, 46305, 46307) đảm bảo tuổi thọ trên 24.000 giờ làm việc.
  • Quy chuẩn hóa vỏ hộp và chế độ lắp ghép: Thiết lập toàn bộ kích thước vỏ đúc gang GX15-32 và bảng tra dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn TCVN cho 17 vị trí mối ghép, đảm bảo tính công nghệ khi gia công và lắp ráp.

Đóng góp chính do tác giả nêu trong lời nói đầu là việc hệ thống hóa toàn diện khối lượng kiến thức cơ sở chuyên ngành (Chi tiết máy, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Thiết kế hệ dẫn động cơ khí) vào một bài toán kỹ thuật thực tế, đồng thời cung cấp phương pháp tra cứu số liệu mới phục vụ việc thiết kế kết cấu máy.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

Hạn chế của đồ án được tác giả trình bày là khối lượng kiến thức tính toán tổng hợp lớn, nhiều phần chưa có kinh nghiệm thực tế nên không thể tránh khỏi các sai sót tính toán nhỏ và việc tra cứu hệ số thực nghiệm mang tính gần đúng.

Về phạm vi ứng dụng:

  • Hồ sơ thiết kế áp dụng cho hệ thống trạm dẫn động băng tải làm việc một chiều, tải trọng thay đổi bậc có va đập nhẹ, trong điều kiện môi trường công nghiệp thông thường.
  • Không áp dụng cho các hệ truyền động yêu cầu đảo chiều quay liên tục hoặc làm việc trong môi trường chịu tải va đập nặng, nhiệt độ cao vượt quá giới hạn làm việc của dầu bôi trơn AK ($50^\circ\text{C}$).

Giá trị tham khảo

Đồ án có giá trị tham khảo chuyên môn đối với:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Ô tô: Dùng làm tài liệu mẫu về trình tự và phương pháp tính toán đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Kỹ sư thiết kế máy cơ sở: Tham khảo phương pháp phân tích lực tác dụng không gian trong hộp giảm tốc 2 cấp, quy trình kiểm nghiệm ổ bi đỡ chặn chịu lực dọc trục và bảng dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc.

Phần nội dung đáng chú ý nhất là phương pháp kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp bảng tính chi tiết kích thước vỏ hộp gang xám.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ dẫn động có thông số kỹ thuật như thế nào?
Hệ thống sử dụng động cơ điện ba pha không đồng bộ roto lồng sóc mã hiệu K132M4, có công suất định mức $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$, số vòng quay định mức $n_{đc} = 1445 \text{ vòng/phút}$, tỷ số mô men khởi động $T_k / T_{dn} = 2,0$, đáp ứng công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct} = 4,042 \text{ kW}$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cho các bộ truyền ra sao?
Tỷ số truyền chung toàn hệ thống là $u_{ch} = 36,426$. Trong đó, bộ truyền xích ngoài có tỷ số truyền $u_x = 3,5$; hộp giảm tốc hai cấp có tỷ số truyền $u_{hgt} = 10,407$, được chia thành cấp nhanh bánh răng nghiêng $u_n = 3,67$ và cấp chậm bánh răng thẳng $u_{ch} = 2,83$.

3. Kích thước hình học cơ bản của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?

  • Cấp nhanh (răng nghiêng): Khoảng cách trục $a_w = 85 \text{ mm}$, mô đun $m = 1,5 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 24,656^\circ$, số răng $Z_1 = 22, Z_2 = 81$, bề rộng vành răng $b_w = 42,5 \text{ mm}$.
  • Cấp chậm (răng thẳng): Khoảng cách trục $a_w = 114 \text{ mm}$, mô đun $m = 2,0 \text{ mm}$, số răng $Z_3 = 35, Z_4 = 99$, bề rộng vành răng $b_w = 45,6 \text{ mm}$.

4. Ổ lăn trên các trục của hộp giảm tốc được lựa chọn theo ký hiệu và thông số nào?
Cả ba trục đều sử dụng ổ bi đỡ chặn:

  • Trục I: Ký hiệu 36203 (cỡ nhẹ hẹp, $D = 40 \text{ mm}, b = 11 \text{ mm}, C = 9,43 \text{ kN}, C_0 = 6,24 \text{ kN}$).
  • Trục II: Ký hiệu 46305 (cỡ trung hẹp, $D = 62 \text{ mm}, b = 17 \text{ mm}, C = 21,0 \text{ kN}, C_0 = 14,9 \text{ kN}$).
  • Trục III: Ký hiệu 46307 (cỡ trung hẹp, $D = 80 \text{ mm}, b = 21 \text{ mm}, C = 33,4 \text{ kN}, C_0 = 25,2 \text{ kN}$).

5. Vỏ hộp giảm tốc sử dụng vật liệu gì và các kích thước chiều dày cơ bản được xác định như thế nào?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32. Kích thước kết cấu chính gồm: chiều dày thân hộp $\delta = 9,3 \text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8,37 \text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 16,74 \text{ mm}$, chiều dày bích thân và bích nắp $S_3 = S_4 = 21 \text{ mm}$, đường kính bulông nền $d_1 = 18 \text{ mm}$ với số lượng 6 chiếc.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Trần Đặng Tuấn Tú là công trình tính toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triển và bộ truyền xích ngoài. Tác giả đã thực hiện đầy đủ các bước tính toán động học, động lực học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, uốn, mỏi cho các chi tiết quay và gối đỡ, cũng như xác định kết cấu vỏ hộp và hệ thống dung sai lắp ghép. Các kết quả tính toán tuân thủ đúng các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành tại Việt Nam, mang lại giá trị tham khảo thiết thực cho học tập và thực hành thiết kế máy.