Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô tại Trường Đại học Phenikaa, học phần "Đồ án môn học Thiết kế Cơ khí" (mã lớp MEM702014-1-2-23(N01), học kỳ II năm học 2023–2024) đóng vai trò tổng hợp kiến thức về cơ học ứng dụng, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và chi tiết máy. Đề tài được thực hiện bởi sinh viên Phạm Quang Hưng dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Văn Hải, tập trung vào nhiệm vụ tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho trạm băng tải công nghiệp (Mã đề số: 2.3/2023-2).

Bối cảnh thực tiễn của đề tài xuất phát từ nhu cầu vận chuyển vật liệu liên tục trong sản xuất. Hệ dẫn động băng tải yêu cầu khả năng làm việc ổn định, độ tin cậy cao, kết cấu nhỏ gọn, dễ chế tạo và bảo dưỡng trong điều kiện tải trọng có va đập nhẹ.

Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế cụ thể được xác định theo đề bài bao gồm:

  1. Xác định công suất làm việc, lựa chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai dẹt vải cao su).
  3. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng một cấp).
  4. Tính toán thiết kế chi tiết trục, then, chọn và kiểm nghiệm ổ lăn (yêu cầu trọng tâm tính toán chi tiết cho Trục II).
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, lựa chọn phương pháp bôi trơn và các chi tiết phụ trợ.
  6. Hoàn thành sản phẩm gồm: 01 tập thuyết minh tính toán trên khổ giấy A4 và 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc trên khổ giấy A0.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động băng tải gồm động cơ điện 3 pha không đồng bộ, bộ truyền đai dẹt ngoài, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, khớp nối trục đàn hồi và tang băng tải.
  • Phạm vi thông số đầu vào:
    • Lực kéo băng tải: $F = 1040\text{ N}$.
    • Vận tốc băng tải: $v = 1{,}0\text{ m/s}$.
    • Đường kính tang băng tải: $D = 240\text{ mm}$.
    • Thời hạn làm việc: $L_h = 14000\text{ giờ}$ (chế độ làm việc 2 ca/ngày).
    • Góc nghiêng bộ truyền ngoài: $0^\circ$ (nằm ngang).
    • Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành và giáo trình chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tài liệu [1] và [2] trích dẫn trong văn bản).

Khung lý thuyết và công thức tính toán bao gồm:

  • Lý thuyết động học và động lực học máy: Công thức tính công suất làm việc $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000}$, hiệu suất hệ thống $\eta = \eta_{br} \cdot \eta_d \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{kn}$, và quy chuẩn phân phối tỷ số truyền giữa các cấp truyền động.
  • Lý thuyết truyền động ma sát (bộ truyền đai): Phương pháp xác định ứng suất có ích cho phép, hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}01$, điều kiện góc ôm $\alpha_1 \ge 150^\circ$, tần số uốn $i \le i_{max}$, và ứng suất căng ban đầu $\sigma_0$.
  • Lý thuyết truyền động ăn khớp (bộ truyền bánh răng): Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng theo tiêu chuẩn ứng suất cho phép $[\sigma_H]$ và độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$, xét đến các hệ số tải trọng động $K_v$, hệ số phân bố tải không đều $K_\beta, K_\alpha$, và hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$.
  • Lý thuyết sức bền trục và mỏi kim loại: Phương pháp phân tích lực không gian, thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn tổng $M_j = \sqrt{M_{xj}^2 + M_{yj}^2}$ và mômen tương đương $M_{tđ}$, kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s]$.
  • Lý thuyết tiếp xúc ổ lăn: Phương pháp tính toán tuổi thọ triệu vòng $L$, xác định tải trọng quy ước động $Q$ và tĩnh $Q_t$, so sánh với khả năng tải danh định $C, C_0$.

Phương pháp nghiên cứu thực hiện:

  • Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng số liệu tiêu chuẩn cơ khí (vật liệu, then, ổ lăn, dung sai lắp ghép, kết cấu vỏ hộp).
  • Phương pháp nội suy tuyến tính xác định các hệ số thực nghiệm.
  • Phương pháp phân tích trường hợp bất lợi nhất về chiều của lực khớp nối tác dụng lên trục để tính toán độ bền mỏi và gối đỡ ổ lăn.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán động học hệ dẫn động

Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và động học của toàn bộ trạm dẫn động:

  • Chọn kiểu động cơ: Động cơ 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch với ưu điểm kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, độ tin cậy cao và đấu nối trực tiếp mạng điện 3 pha.
  • Hiệu suất truyền động: Xác định các giá trị tra bảng gồm $\eta_{br} = 0{,}97$, $\eta_d = 0{,}96$, $\eta_{ol} = 0{,}99$, $\eta_{kn} = 1{,}0$, suy ra tổng hiệu suất $\eta = 0{,}90$.
  • Công suất và tốc độ: Công suất làm việc $P_{lv} = 1{,}08\text{ kW}$, công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{yc} = 1{,}2\text{ kW}$. Tốc độ quay trục công tác $n_{lv} = 82{,}76\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn động cơ: Động cơ được chọn là 4A90L6Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 1{,}5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{đb} = 1000\text{ vòng/phút}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 936\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}74$, hiệu suất $75%$, mômen khởi động $T_K/T_{dn} = 2{,}0$, mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$, đường kính trục động cơ $d_{đc} = 22\text{ mm}$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_{ch} = 11{,}3$. Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{br} = 4{,}0$, suy ra tỷ số truyền bộ truyền đai dẹt $u_d = 2{,}825$.

Bảng thông số động học trên các trục:

Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_d = 2{,}825$ $u_{hgt} = 4{,}0$ $u_{kn} = 1{,}0$
Công suất $P$ (kW) $1{,}194$ $1{,}135$ $1{,}090$ $1{,}080$
Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) $936{,}00$ $331{,}327$ $82{,}84$ $82{,}84$
Mômen xoắn $T$ (N·mm) $12182{,}37$ $32714{,}66$ $125657{,}89$ $124505{,}07$

Chương 2: Tính thiết kế bộ truyền ngoài (đai)

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền đai dẹt vải cao su:

  • Đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ tính toán và chuẩn hóa $d_1 = 140\text{ mm}$. Đường kính bánh đai lớn tính toán $d_2 = 399{,}49\text{ mm}$, chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 400\text{ mm}$. Tỷ số truyền thực tế $u = 2{,}886$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = -0{,}02 < 4%$ (thỏa mãn điều kiện).
  • Khoảng cách trục và kích thước đai: Vận tốc đai $v = 6{,}861\text{ m/s}$. Khoảng cách trục chọn $a = 900\text{ mm}$. Chiều dài đai tính toán $l = 2729{,}23\text{ mm}$ (lấy tăng thêm $200\text{ mm}$ để nối đai). Tần số uốn của đai $i = 2{,}5\text{ s}^{-1} < i_{max} = 3 \div 5\text{ s}^{-1}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 163{,}53^\circ \ge 150^\circ$.
  • Tiết diện đai và lực tác dụng: Lực vòng $F_t = 174\text{ N}$. Chọn chiều dày đai $\delta = 3\text{ mm}$, chiều rộng đai tính toán và tiêu chuẩn hóa $b = 32\text{ mm}$, chiều rộng bánh đai $B = 40\text{ mm}$. Ứng suất căng ban đầu $\sigma_0 = 1{,}8\text{ MPa}$, lực căng ban đầu $F_0 = 172{,}8\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 342\text{ N}$.

Chương 3: Tính thiết kế bộ truyền trong hộp

Nội dung chương tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc:

  • Vật liệu chế tạo: Cả hai bánh răng sử dụng thép 45 thường hóa. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 190$, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_c = 340\text{ MPa}$. Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 180$, $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_c = 340\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 400{,}01\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học ăn khớp:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 110\text{ mm}$.
    • Môđun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh chủ động $z_1 = 23$, bánh bị động $z_2 = 90$. Tỷ số truyền thực $u_{tt} = 3{,}91$ (sai lệch $2{,}25% < 4%$).
    • Góc nghiêng răng trên hình trụ chia: $\beta = 8{,}1^\circ$ (trong bước tính góc profin) hoặc $14^\circ$ sơ bộ. Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}18^\circ$.
    • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 44{,}8\text{ mm}$, $d_{w2} = 175{,}2\text{ mm}$ (hoặc $145{,}2\text{ mm}$ theo bảng tổng hợp).
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = 35\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ đạt yêu cầu bền tiếp xúc và bền uốn theo điều kiện tải trọng va đập nhẹ.

Phần 4: Tính trục, chọn ổ lăn

Phần này tập trung thiết kế chuyên sâu trục II (trục bị động mang bánh răng lớn và nối với trục công tác):

  • Khớp nối trục: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi với mômen xoắn danh nghĩa $T_{II} = 125657{,}89\text{ N}\cdot\text{mm}$, mômen tính toán $T_t = 150{,}7\text{ N}\cdot\text{m}$. Khớp nối có đường kính $d_{kn}^{cf} = 32\text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 90\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28\text{ mm}$. Lực khớp nối tác dụng lên trục $F_{kn} = 456{,}37\text{ N}$.
  • Tính toán kết cấu trục II: Vật liệu trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 50\text{ MPa}$.
    • Đường kính sơ bộ: Trục I $d_1 = 30\text{ mm}$; Trục II $d_2 = 35\text{ mm}$.
    • Các lực tác dụng lên bánh răng trụ: Lực vòng $F_{t2} = 1194{,}6\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 434{,}96\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a2} = 413{,}43\text{ N}$.
    • Xác định phản lực gối đỡ theo trường hợp nguy hiểm nhất (Trường hợp 1 - lực khớp nối cùng chiều tác dụng lực bánh răng): $F_{x20} = 168{,}75\text{ N}$, $F_{y20} = 114{,}74\text{ N}$, $F_{x21} = 906{,}98\text{ N}$, $F_{y21} = 549{,}70\text{ N}$.
    • Đường kính các đoạn trục được chọn: Tại ngõng trục lắp ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp khớp nối $d_{22} = 28\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{23} = 34\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then:
    • Then tại vị trí bánh răng ($d=34\text{ mm}$): Then bằng kích thước $b \times h \times l = 10 \times 8 \times 45\text{ mm}$.
    • Then tại vị trí khớp nối ($d=28\text{ mm}$): Then bằng kích thước $b \times h \times l = 8 \times 7 \times 50\text{ mm}$.
    • Cả hai vị trí đều thỏa mãn điều kiện bền dập $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và bền cắt $[\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II: Hệ số an toàn tổng hợp $s_j$ tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Tiết diện lắp ổ lăn ($d=30\text{ mm}$): $s_{j} = 7{,}06 > [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
    • Tiết diện lắp khớp nối ($d=28\text{ mm}$): $s_{j} = 5{,}92 > [s]$.
    • Tiết diện lắp bánh răng ($d=34\text{ mm}$): $s_{j} = 6{,}37 > [s]$. Trục đảm bảo an toàn tuyệt đối về mỏi.
  • Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II:
    • Tải trọng hướng tâm tại hai gối: $F_{r0} = 1368{,}17\text{ N}$, $F_{r1} = 1060{,}56\text{ N}$; lực dọc trục $F_{at} = 413{,}43\text{ N}$. Tỷ số $F_{at}/\min(F_{r0}, F_{r1}) = 0{,}39 \ge 0{,}3$, do đó chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$.
    • Ký hiệu ổ: 46306 cỡ trung hẹp ($d = 30\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 25{,}60\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh danh định $C_0 = 18{,}17\text{ kN}$).
    • Khả năng tải động tính toán $C_d = 9{,}61\text{ kN} < C = 25{,}60\text{ kN}$.
    • Tải trọng tĩnh quy ước $Q_t = 943{,}2\text{ N} < C_0 = 18{,}17\text{ kN}$. Ổ lăn thỏa mãn cả hai điều kiện bền động và tĩnh trong thời hạn 14000 giờ.

Phần 5: Lựa chọn kết cấu vỏ hộp và bôi trơn

  • Kết cấu vỏ hộp: Đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt phân chia nắp và thân đi qua đường tâm trục song song với đáy hộp. Chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng có chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 42\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ \div 3^\circ$.
  • Hệ thống liên kết bulông: Bulông nền $M16$ (số lượng 4 chiếc), bulông cạnh ổ $M12$, bulông ghép bích nắp và thân $M10$, vít ghép nắp ổ $M8$, vít nắp cửa thăm $M6$. Bề rộng bích $K_3 = 34\text{ mm}$, chiều dày bích thân $S_3 = 15\text{ mm}$, chiều dày bích nắp $S_4 = 15\text{ mm}$.
  • Bôi trơn hộp giảm tốc: Do vận tốc vòng nhỏ ($v \approx 0{,}85\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$), áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu bánh răng. Chiều sâu ngâm dầu đạt $22{,}13\text{ mm}$, tổng chiều cao lớp dầu cách đáy là $52{,}13\text{ mm}$. Loại dầu bôi trơn được chọn là dầu ô tô máy kéo AK-15.
  • Phụ kiện nắp và thân hộp: Sử dụng 2 chốt định vị hình côn, cửa thăm kích thước $80 \times 60\text{ mm}$ kèm 4 vít $M6 \times 22$, nút thông hơi ren $M27 \times 2$ bố trí trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong hộp.

Thiết kế và triển khai kỹ thuật

Đồ án triển khai thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động băng tải thực tế với quy cách vật liệu và kết cấu như sau:

[Động cơ điện: 4A90L6Y3] 
[Trục I: Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng (aw=110mm, m=2mm)]
[Trục II: Thép 45 tôi cải thiện, d0=30mm, d_br=34mm, d_kn=28mm]
[Trục công tác / Tang băng tải: D=240mm, v=1.0 m/s]

Tổng hợp quy chuẩn vật liệu và kích thước lắp ghép:

  • Khung vỏ: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối chia làm hai nửa (nắp và thân) ghép bằng bích bu lông phẳng.
  • Trục truyền: Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$), vị trí lắp then dùng then bằng thép định hình theo tiêu chuẩn TCVN.
  • Bộ truyền bánh răng: Thép 45 thường hóa ($HB_1 = 190, HB_2 = 180$).
  • Gối đỡ: Ổ bi đỡ - chặn 46306 lắp theo sơ đồ căng lò xo/nắp ổ có đệm điều chỉnh để chịu lực dọc trục hai chiều từ răng nghiêng và tải trọng phụ.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán chính

Đồ án đã tính toán đầy đủ các thông số động học, hình học và kiểm nghiệm độ bền cho toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải theo đúng yêu cầu đề tài:

Cụm chi tiết / Bộ phận Thông số kỹ thuật chính Kết quả kiểm nghiệm
Động cơ điện Model 4A90L6Y3 ($1{,}5\text{ kW}$, $936\text{ vg/ph}$) $P_{đc} > P_{yc} = 1{,}2\text{ kW}$ (Đạt)
Bộ truyền đai dẹt $d_1 = 140\text{ mm}$, $d_2 = 400\text{ mm}$, $b = 32\text{ mm}$, $\delta = 3\text{ mm}$, $a = 900\text{ mm}$ $\alpha_1 = 163{,}53^\circ \ge 150^\circ$, $i = 2{,}5 < 5\text{ s}^{-1}$ (Đạt)
Bộ truyền bánh răng $a_w = 110\text{ mm}$, $m = 2\text{ mm}$, $z_1 = 23$, $z_2 = 90$, $b_w = 35\text{ mm}$ $\Delta u = 2{,}25% < 4%$, $\sigma_H \le [\sigma_H]$ (Đạt)
Trục II $d_{20}=30\text{ mm}$, $d_{22}=28\text{ mm}$, $d_{23}=34\text{ mm}$ (Thép 45 tôi cải thiện) $s_j \ge 5{,}92 > [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$ (Đạt bền mỏi)
Then trên trục II Then bánh răng ($10 \times 8 \times 45$), Then khớp nối ($8 \times 7 \times 50$) Thỏa mãn độ bền dập và cắt (Đạt)
Ổ lăn trục II Ổ bi đỡ - chặn một dãy ký hiệu 46306 ($d=30\text{ mm}$) $C_d = 9{,}61\text{ kN} < 25{,}60\text{ kN}$, $Q_t < C_0$ (Đạt)
Khớp nối đàn hồi Vòng đàn hồi $Z=4$ chốt, $D_0=90\text{ mm}$ Đảm bảo truyền mômen $T = 125{,}66\text{ N}\cdot\text{m}$ (Đạt)
Vỏ hộp giảm tốc Gang xám GX15-32, thân/nắp dày $8\text{ mm}$, 4 bulông nền M16 Kết cấu đúc cứng vững, bôi trơn dầu AK-15 (Đạt)

Đóng góp và giải pháp kỹ thuật

  • Thiết lập quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền đến thiết kế chi tiết máy và kết cấu vỏ hộp.
  • Thực hiện so sánh hai trường hợp đặt lực của khớp nối đàn hồi đối với trục II để tìm ra trạng thái chịu tải nguy hiểm nhất ($F_{kn}$ cùng chiều $F_{t2}$), đảm bảo việc chọn trục và ổ lăn có hệ số an toàn tin cậy trong điều kiện vận hành va đập nhẹ.

Hạn chế và phạm vi áp dụng

  • Phạm vi tính toán: Đồ án môn học tập trung tính toán thiết kế chi tiết hoàn chỉnh cho trục II và bộ truyền trong/ngoài; trục I của hộp giảm tốc và trục tang băng tải mới chỉ dừng ở mức tính toán động học sơ bộ mà chưa kiểm nghiệm mỏi chi tiết trong thuyết minh.
  • Tính đồng nhất dữ liệu trong bản thảo: Trong văn bản tính toán của sinh viên có một số đoạn công thức bị lẫn lộn giữa bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền trục vít (như kiểm nghiệm nhiệt và ứng suất bánh vít), tuy nhiên bảng thông số tổng hợp cuối cùng và các bước kiểm nghiệm then chốt vẫn được thực hiện theo đúng sơ đồ bánh răng trụ răng nghiêng với khoảng cách trục $a_w = 110\text{ mm}$.
  • Điều kiện ứng dụng: Kết quả tính toán áp dụng cho hệ thống dẫn động làm việc 2 ca/ngày, thời hạn phục vụ 14000 giờ dưới điều kiện môi trường thông thường và tải trọng va đập nhẹ.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô làm đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế Cơ khí hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến trạm dẫn động băng tải, xích tải.
  • Cung cấp trình tự các bước tính toán mẫu kèm công thức giải tích chuẩn xác từ phân phối công suất, tính đai dẹt, bánh răng nghiêng, biểu đồ mômen uốn - xoắn trục không gian đến kiểm nghiệm mỏi và chọn ổ bi đỡ - chặn.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động có thông số và ký hiệu như thế nào?
Động cơ được chọn là động cơ 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch ký hiệu 4A90L6Y3, công suất định mức $1{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $936\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}74$, hiệu suất $75%$, mômen khởi động $T_K/T_{dn} = 2{,}0$, đường kính trục động cơ $22\text{ mm}$.

2. Tại sao trên trục II lại lựa chọn ổ bi đỡ - chặn ký hiệu 46306 thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do tỷ số giữa lực dọc trục sinh ra từ bánh răng nghiêng ($F_{at} = 413{,}43\text{ N}$) và lực hướng tâm nhỏ nhất tại gối đỡ ($F_{r1} = 1060{,}56\text{ N}$) đạt $0{,}39 \ge 0{,}3$, lực dọc trục có giá trị đáng kể nên phải dùng ổ bi đỡ - chặn một dãy (góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$) để đảm bảo khả năng chịu lực hỗn hợp hướng tâm và dọc trục.

3. Kích thước và thông số cơ bản của cặp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 110\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 23$, bánh lớn $z_2 = 90$, chiều rộng vành răng $b_w = 35\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta \approx 8{,}1^\circ$, vật liệu chế tạo là thép 45 thường hóa.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn về độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm trên trục II đạt bao nhiêu?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại tiết diện lắp ổ lăn đạt $s_j = 7{,}06$, tại tiết diện lắp khớp nối đạt $s_j = 5{,}92$, và tại tiết diện lắp bánh răng đạt $s_j = 6{,}37$. Tất cả các vị trí đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$, đảm bảo trục không bị phá hủy mỏi trong 14000 giờ làm việc.

5. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và sử dụng loại dầu bôi trơn nào?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32 với chiều dày thân và nắp hộp là $8\text{ mm}$, liên kết bằng 4 bulông nền $M16$. Hộp sử dụng phương pháp ngâm dầu bánh răng với loại dầu bôi trơn ô tô máy kéo AK-15, chiều cao mức dầu ngâm đạt $52{,}13\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế Cơ khí của sinh viên Phạm Quang Hưng đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động băng tải công suất $1{,}08\text{ kW}$ theo mã đề 2.3/2023-2. Toàn bộ các bộ phận cốt lõi gồm bộ truyền đai dẹt ngoài, hộp giảm tốc bánh răng nghiêng một cấp, trục II, khớp nối đàn hồi và ổ bi đỡ - chặn 46306 đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền dập và độ bền mỏi theo tiêu chuẩn. Kết quả thuyết minh cung cấp bộ số liệu kỹ thuật hoàn chỉnh và khả thi phục vụ trực tiếp cho công tác lập bản vẽ chế tạo và lắp ráp cơ khí.