Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí, đồ án môn học "Thiết kế chi tiết máy" là đồ án cơ sở cốt lõi nhằm giúp sinh viên bước đầu làm quen với công tác tính toán, thiết kế máy và các bộ phận máy. Đề tài đóng vai trò hệ thống hóa, củng cố và vận dụng các kiến thức lý thuyết đã học vào giải quyết các bài toán kỹ thuật thực tế phát sinh trong quá trình sản xuất công nghiệp, hướng tới mục tiêu tối ưu hóa các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật trong điều kiện và quy mô sản xuất cụ thể.

Đề tài nghiên cứu được xác định là: "Tính toán thiết kế hộp giảm tốc côn trụ hai cấp và bộ truyền ngoài" phục vụ hệ thống dẫn động cơ khí (bộ phận công tác là trục băng tải).

Các nhiệm vụ và thông số kỹ thuật đầu vào được giao bao gồm:

  1. Xác định thời gian làm việc tổng thể của hệ thống: $L_h = 12000$ giờ.
  2. Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, chịu tải trọng thay đổi theo chu kỳ làm việc.
  3. Công suất yêu cầu trên trục máy công tác (băng tải): $P = 6,3\text{ kW}$.
  4. Vận tốc quay của trục máy công tác: $n = 121\text{ vòng/phút}$.
  5. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu: Tính toán động học, động lực học toàn hệ thống; thiết kế bộ truyền đai ngoài hộp; thiết kế các bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) và bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm) bên trong hộp giảm tốc; tính chọn khớp nối trục đàn hồi; xác định kích thước kết cấu và kiểm nghiệm sức bền các trục truyền động.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Nghiên cứu được xây dựng trên nền tảng lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy, cơ học máy và sức bền vật liệu, sử dụng hệ thống công thức giải tích và bảng tra kỹ thuật tiêu chuẩn từ các tài liệu chuyên ngành:

  • Tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí (tập 1, tập 2, tập 3, tập 4 theo ký hiệu trích dẫn trong văn bản).
  • Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065 về thông số profin gốc của bánh răng thân khai.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn của răng bánh răng theo số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở ($N_{HO}$, $N_{FO}$) và số chu kỳ tương đương ($N_{HE}$, $N_{FE}$).

Phương pháp nghiên cứu

Đồ án sử dụng phương pháp tính toán kỹ thuật kết hợp tra cứu thực nghiệm:

  • Phương pháp phân tích động học và động lực học: Xác định hiệu suất từng mắt xích, phân phối tỉ số truyền hệ thống, tính toán công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên từng trục.
  • Phương pháp giải tích kỹ thuật và kiểm nghiệm sức bền: Xác định kích thước hình học của bộ truyền đai, các cặp bánh răng và đường kính trục dựa trên các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và kiểm tra khả năng quá tải khi mở máy/hãm máy.
  • Phương pháp tĩnh học kết cấu: Xác định các lực tác dụng tại các điểm ăn khớp và tiếp xúc, lập phương trình cân bằng tĩnh để tìm phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, từ đó vẽ biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($M_z$) nhằm tìm các tiết diện nguy hiểm trên trục.

Nguồn dữ liệu

Dữ liệu sử dụng gồm các thông số cho trước từ đề bài, hệ thống bảng tra đặc tính cơ - điện của động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ, bảng tiêu chuẩn kích thước đai thang loại A, bảng cơ tính vật liệu thép C45 tôi cải thiện, các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, và bảng kích thước tiêu chuẩn của khớp nối trục vòng đàn hồi.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động cơ khí được thiết kế với cấu trúc nối tiếp gồm:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha rotor lồng sóc.
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang thường truyền chuyển động từ trục động cơ sang trục I của hộp giảm tốc.
  • Hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp: Gồm cấp nhanh là cặp bánh răng côn răng thẳng (trục I truyền sang trục II) và cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (trục II truyền sang trục III).
  • Cơ cấu nối trục: Khớp nối vòng đàn hồi liên kết trục III của hộp giảm tốc với trục của máy công tác (băng tải).

Quy trình tính toán thiết kế kỹ thuật được triển khai qua các bước tuần tự:

  1. Xác định công suất cần thiết và chọn động cơ: Đánh giá hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống ($\eta = \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{12} \cdot \eta_{34} \cdot \eta_d \cdot \eta_{kn}$), xác định công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct}$ và số vòng quay sơ bộ $n_{sb}$, từ đó chọn mã hiệu động cơ phù hợp và kiểm tra điều kiện mở máy.
  2. Phân phối tỉ số truyền: Phân chia tỉ số truyền tổng $u_t$ cho bộ truyền đai ($u_d$), cặp bánh răng côn ($u_{12}$) và cặp bánh răng trụ ($u_{34}$), đảm bảo sai số tỉ số truyền nằm trong giới hạn cho phép ($< 5%$).
  3. Tính toán bộ truyền ngoài (đai thang): Lựa chọn loại đai, tính toán đường kính các bánh đai ($d_1, d_2$), khoảng cách trục ($a$), chiều dài đai ($L$), góc ôm ($\alpha_1$), số đai ($z$), kiểm nghiệm ứng suất và tuổi thọ đai.
  4. Thiết kế các bộ truyền bánh răng trong hộp: Chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện; tính toán khoảng cách trục, môđun, số răng, góc nghiêng; kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền tĩnh khi quá tải cho cả hai cấp truyền động.
  5. Chọn và kiểm nghiệm khớp nối: Tra bảng chọn khớp nối vòng đàn hồi theo mômen xoắn danh nghĩa trên trục III; kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng cao su và ứng suất uốn của chốt nối.
  6. Thiết kế kết cấu trục: Tính toán đường kính sơ bộ các trục; xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực; tính toán các thành phần lực vòng ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$), lực dọc trục ($F_a$); tính phản lực gối đỡ; vẽ biểu đồ mômen và xác định đường kính tại các tiết diện lắp ghép có xét đến ảnh hưởng của rãnh then.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Chương này tập trung xác định nguồn động lực và tính toán các thông số động học, động lực học ban đầu cho hệ thống dẫn động.

  • Lựa chọn động cơ: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc được lựa chọn do kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy và đấu nối trực tiếp vào lưới điện 3 pha.
  • Tính toán hiệu suất và công suất:
    • Hiệu suất một cặp ổ lăn: $\eta_{ol} = 0,995$.
    • Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn: $\eta_{12} = 0,95$.
    • Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: $\eta_{34} = 0,96$.
    • Hiệu suất bộ truyền đai: $\eta_d = 0,95$.
    • Hiệu suất khớp nối: $\eta_{kn} = 1$.
    • Hiệu suất tổng của hệ thống: $\eta \approx 0,853$.
    • Động cơ được chọn: Kiểu K132M2 với công suất danh định $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$ (ở tần số $50\text{Hz}$ đạt $7,5\text{ mã lực}$), vận tốc quay định mức $n = 2900\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,93$, hiệu suất $\eta = 85,0%$, bội số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,2$, khối lượng động cơ $73\text{ kg}$. Động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy $T_{mm}/T_{dn} \le T_k/T_{dn}$.
  • Phân phối tỉ số truyền:
    • Tỉ số truyền tổng: $u_t = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{2900}{121} \approx 23,97$.
    • Tỉ số truyền ngoài hộp (bộ truyền đai): $u_d = 2,8$.
    • Tỉ số truyền trong hộp: $u_h = \frac{23,97}{2,8} = 8,56$.
    • Phân phối trong hộp: Cặp bánh răng côn cấp nhanh $u_{12} = 2,7$; Cặp bánh răng trụ cấp chậm $u_{34} = \frac{8,56}{2,7} = 3,17$.
    • Sai số tỉ số truyền kiểm tra lại: $|23,965 - 23,97| / 23,97 \approx 0,02% < 5%$.
  • Bảng thông số động học và động lực học trên các trục:
Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III
Công suất $P$ (kW) 7,42 7,01 6,63 6,33
Tỉ số truyền $u$ 2,8 2,7 3,17 1
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2900 1035,7 383,6 121
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 24434,83 64637,9 165058,7 499599,2

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Chương này trình bày chi tiết việc tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm sức bền cho toàn bộ các bộ truyền và chi tiết nối ghép.

  • Thiết kế bộ truyền đai:
    • Loại đai: Đai vải cao su hình thang thường loại A có $b_t = 11\text{ mm}$, $b = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $81\text{ mm}^2$.
    • Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 360\text{ mm}$. Sai số tỉ số truyền $3,57% < 5%$.
    • Chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2000\text{ mm}$, khoảng cách trục thực tế sau chuẩn hóa $a = 607,9\text{ mm}$ (khoảng cách sơ bộ $540\text{ mm}$).
    • Số vòng chạy trong một giây $i = 9,49 < 10$.
    • Góc ôm đai bánh nhỏ $\alpha_1 = 155,19^\circ > 150^\circ$.
    • Số đai tính toán: $z = 3$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 50\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu $F_0 = 169\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 990,3\text{ N}$.
    • Ứng suất lớn nhất trong dây đai $\sigma_{max} = 6,45\text{ MPa}$, tuổi thọ đai $2103,12$ giờ (số lần thay đai trong $12000$ giờ làm việc là 6 lần).
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng côn - răng thẳng (cấp nhanh):
    • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ đạt độ rắn HB 241...285, bánh lớn đạt HB 192...240.
    • Chiều dài nón ngoài: $R_e = 118,65\text{ mm}$; môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 35\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh chủ động $z_1 = 33$, bánh bị động $z_2 = 89$; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 500\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 114,9\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 111,8\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 246,86\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 464,1\text{ MPa} < [\sigma_H]{max}$; $\sigma{F1max} = 114,9\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]{max} = 464,1\text{ MPa}$; $\sigma{F2max} = 111,8\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]_{max} = 360\text{ MPa}$.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng (cấp chậm):
    • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện; bánh nhỏ có độ rắn HB 250, bánh lớn có độ rắn HB 192...240.
    • Khoảng cách trục: $a_w = 160\text{ mm}$; môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_3 = 30$, $z_4 = 95$; góc nghiêng răng $\beta = 12,25^\circ$; hệ số dịch chỉnh $x_3 = x_4 = 0$.
    • Tỉ số truyền thực tế: $u_{vt} = 95/30 = 3,167$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 499,9995\text{ MPa} < [\sigma_H] = 602,273\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F3} = 116,85\text{ MPa} < [\sigma_{F3}] = 257,14\text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 110,7\text{ MPa} < [\sigma_{F4}] = 236,57\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 497,29\text{ MPa} < [\sigma_H]{max}$; $\sigma{F3max} = 116,85\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F4max} = 110,7\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.
  • Chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục:
    • Chọn loại nối trục vòng đàn hồi dựa theo mômen xoắn $T_{III} = 499599,2\text{ Nmm} \approx 500\text{ Nm}$.
    • Thông số cơ bản: Mômen danh nghĩa $T_d = 500\text{ Nm}$, đường kính lỗ trục $d = 40\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 170\text{ mm}$, chiều dài mayơ $L = 175\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$, số vòng quay cực đại cho phép $n_{max} = 3600\text{ vòng/phút}$.
    • Kiểm nghiệm bền dập vòng cao su: $\sigma_d = 2,94\text{ MPa} < [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm bền uốn của chốt nối: $\sigma_u = 78,8\text{ MPa} < [\sigma_u] = 80\text{ MPa}$.

Phần 3: Tính toán thiết kế trục

Nội dung chương này thực hiện việc xác định kết cấu hình học của ba trục truyền động và tính toán kiểm tra bền:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$, độ rắn HB 192...240.
  • Xác định đường kính trục sơ bộ:
    • Trục I: $d_{sb1} = 30\text{ mm}$ (chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn $b_{01} = 19\text{ mm}$).
    • Trục II: $d_{sb2} = 35\text{ mm}$ (chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn $b_{02} = 21\text{ mm}$).
    • Trục III: $d_{sb3} = 45\text{ mm}$ (chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn $b_{03} = 25\text{ mm}$).
  • Xác định các thành phần lực tác dụng:
    • Trục I: Lực vòng trên bánh răng côn $F_{t1} = 1843,5\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 231,7\text{ N}$, mômen xoắn $T_I = 64637,9\text{ Nmm}$. Phản lực gối đỡ tính được: $R_{Cx} = 3295,3\text{ N}$, $R_{Bx} = -1451,8\text{ N}$.
    • Trục II: Lực vòng bánh côn lớn $F_{t2} = 1843,5\text{ N}$, lực vòng bánh răng trụ nhỏ $F_{t3} = 4392,9\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 1668\text{ N}$, mômen xoắn $T_{II} = 165058,7\text{ Nmm}$.
    • Trục III: Lực vòng bánh răng trụ lớn $F_{t4} = 4419\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a4} = 959,5\text{ N}$, lực vòng trên khớp nối $F_{kn} = 5877,6\text{ N}$ (tại đường kính $D = 170\text{ mm}$), mômen xoắn $T_{III} = 499599,2\text{ Nmm}$.
  • Xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Sử dụng công thức tính mômen tương đương $M_{td} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0,75 M_z^2}$.
    • Đối với các vị trí có rãnh then, đường kính trục tính toán được tăng thêm 4% để bù vào phần diện tích bị giảm yếu:
      • Trục I: Tiết diện lắp bánh đai $d_A = 22,43\text{ mm} \rightarrow 23,33\text{ mm}$; tiết diện $d_D = 22,87\text{ mm} \rightarrow 23,78\text{ mm}$.
      • Trục II: Tiết diện lắp bánh côn $d_B = 40,14\text{ mm} \rightarrow 41,74\text{ mm}$; tiết diện $d_C = 41,3\text{ mm} \rightarrow 42,95\text{ mm}$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính

Đồ án đã hoàn thành đầy đủ khối lượng tính toán kỹ thuật cho một hệ thống dẫn động băng tải làm việc 2 ca với tuổi thọ 12000 giờ, công suất $6,3\text{ kW}$, vận tốc 121 vòng/phút. Các kết quả tính toán chi tiết được tổng hợp trong bảng sau:

Bộ phận / Cụm chi tiết Thông số kỹ thuật chính Kết quả tính toán & Đánh giá bền
Động cơ điện Mã hiệu K132M2, $P = 5,5\text{ kW}$, $n = 2900\text{ vg/ph}$ Đạt công suất yêu cầu, thỏa mãn điều kiện mở máy ($T_{mm}/T_{dn} \le 2,2$)
Bộ truyền đai ngoài Đai thang loại A, $z = 3$, $L = 2000\text{ mm}$, $a = 607,9\text{ mm}$ $\sigma_{max} = 6,45\text{ MPa}$, tuổi thọ $2103,12\text{ h}$, góc ôm $\alpha_1 = 155,19^\circ$
Cấp nhanh (Bánh răng côn) Răng thẳng, C45 tôi cải thiện, $u_{12} = 2,7$, $z_1 = 33$, $z_2 = 89$ $\sigma_H = 500\text{ MPa} \le [\sigma_H]$, $\sigma_{F1} = 114,9\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, đạt bền quá tải
Cấp chậm (Bánh răng trụ) Răng nghiêng ($\beta = 12,25^\circ$), C45 tôi cải thiện, $u_{34} = 3,17$, $z_3 = 30$, $z_4 = 95$ $\sigma_H = 499,9995\text{ MPa} < [\sigma_H]$, $\sigma_{F3} = 116,85\text{ MPa} < [\sigma_{F3}]$, đạt bền quá tải
Nối trục đàn hồi Khớp nối vòng đàn hồi $T_d = 500\text{ Nm}$, $Z = 8$ chốt $\sigma_d = 2,94\text{ MPa} < 4\text{ MPa}$, $\sigma_u = 78,8\text{ MPa} < 80\text{ MPa}$
Hệ thống trục (I, II, III) Thép C45 tôi cải thiện, kết cấu có rãnh then tăng 4% kích thước Đảm bảo khả năng chịu mômen tương đương, kết cấu gối đỡ định vị chính xác

Giải pháp và kiến nghị của tác giả

  • Lựa chọn giải pháp vật liệu thép C45 tôi cải thiện có độ rắn $\text{HB} < 350$ cho toàn bộ các cặp bánh răng và trục giúp quá trình cắt răng đạt độ chính xác cao sau nhiệt luyện, đồng thời các bề mặt răng có khả năng chạy mòn tốt, giảm giá thành gia công và phù hợp với điều kiện chế tạo trong nước.
  • Thiết kế cấp nhanh bằng bánh răng côn và cấp chậm bằng bánh răng trụ răng nghiêng giúp tối ưu hóa không gian truyền động, nâng cao khả năng chịu tải và giảm thiểu tiếng ồn trong quá trình vận hành.

Đóng góp kỹ thuật

Tác giả đã lập được quy trình tính toán hệ thống dẫn động hoàn chỉnh, tuân thủ nghiêm ngặt các công thức lý thuyết và tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành; các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền quá tải đều được chứng minh qua số liệu định lượng cụ thể.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Trong phạm vi nội dung văn bản được cung cấp, đồ án mới chỉ hoàn thành việc tính chọn động cơ, tính toán động học, thiết kế các bộ truyền ngoài, bộ truyền trong hộp, tính chọn khớp nối và xác định kích thước các đoạn trục. Chưa xuất hiện phần tính toán chi tiết ổ lăn (kiểm tra khả năng tải động và tải tĩnh của ổ), kiểm nghiệm độ bền của mối ghép then, thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, tính toán hệ thống bôi trơn làm mát và dung sai lắp ghép.
  • Hướng triển khai tiếp theo: Tiếp tục hoàn thiện việc tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trên ba trục; tính toán kiểm tra độ bền dập và cắt của then; thiết kế hình học chi tiết của vỏ hộp giảm tốc, nắp ổ, que thăm dầu, nút thông hơi; hoàn thiện bản vẽ lắp tổng thể hộp giảm tốc côn - trụ và các bản vẽ chế tạo chi tiết bánh răng, trục.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này hữu ích cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ chế tạo máy, Cơ điện tử đang thực hiện đồ án môn học "Chi tiết máy", "Thiết kế máy" hoặc làm đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ dẫn động cơ khí công nghiệp.
  • Giảng viên và cán bộ kỹ thuật cần tài liệu tham khảo về quy trình tính toán, trình tự tra bảng tiêu chuẩn và phương pháp kiểm nghiệm sức bền cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục hoặc hộp giảm tốc côn - trụ kết hợp bộ truyền đai.

Phần đáng tham khảo nhất là phương pháp kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng nghiêng có xét đến chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc thông qua số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ được chọn là loại động cơ 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc mã hiệu K132M2, công suất định mức $5,5\text{ kW}$ (ở $50\text{Hz}$), tốc độ quay định mức $2900\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $85,0%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,93$, bội số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,2$ và khối lượng $73\text{ kg}$.

2. Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được phân phối cụ thể như thế nào?
Tỉ số truyền tổng của hệ thống là $u_t = 23,97$, được phân phối cho:

  • Bộ truyền đai ngoài hộp: $u_d = 2,8$.
  • Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh trong hộp: $u_{12} = 2,7$.
  • Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm trong hộp: $u_{34} = 3,17$ (tỉ số truyền thực tế sau khi chọn số răng là $3,167$).

3. Kích thước và thông số ăn khớp của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?

  • Cấp nhanh (Bánh răng côn răng thẳng): Môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5\text{ mm}$, chiều dài nón ngoài $R_e = 118,65\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 35\text{ mm}$, số răng $z_1 = 33$, $z_2 = 89$.
  • Cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng): Môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12,25^\circ$, số răng $z_3 = 30$, $z_4 = 95$.

4. Dây đai của bộ truyền ngoài có tuổi thọ tính toán là bao nhiêu và phải thay thế mấy lần trong toàn bộ thời gian làm việc?
Bộ truyền đai sử dụng 3 đai hình thang thường loại A, có tuổi thọ tính toán là $2103,12\text{ giờ}$. Với tổng thời gian làm việc của hệ thống là $12000\text{ giờ}$, số lần cần thay đai định kỳ là 6 lần.

5. Khớp nối trục giữa hộp giảm tốc và máy công tác sử dụng loại nào và có đảm bảo điều kiện bền không?
Khớp nối được chọn là loại nối trục vòng đàn hồi với mômen xoắn danh nghĩa $T_d = 500\text{ Nm}$, số chốt $Z = 8$. Kết quả kiểm nghiệm cho thấy ứng suất dập của vòng cao su đạt $\sigma_d = 2,94\text{ MPa} < [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$ và ứng suất uốn của chốt đạt $\sigma_u = 78,8\text{ MPa} < [\sigma_u] = 80\text{ MPa}$, hoàn toàn thỏa mãn các điều kiện bền.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế chi tiết máy" của sinh viên Phạm Văn Luật đã thực hiện trọn vẹn việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp và bộ truyền đai ngoài cho máy công tác băng tải. Các thông số động học, kích thước hình học của các bộ truyền, khớp nối và hệ thống trục đều được xác định rõ ràng, chuẩn hóa theo bảng tra kỹ thuật và thỏa mãn các điều kiện bền mỏi tiếp xúc, bền mỏi uốn cũng như bền tĩnh khi quá tải. Đây là công trình học thuật thực hành tiêu biểu của sinh viên ngành cơ khí, cung cấp tài liệu tham khảo có tính hệ thống và độ chính xác cao về phương pháp thiết kế máy cơ sở.