Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí Chế tạo máy, môn học Cơ sở thiết kế máy đóng vai trò nền tảng trong việc trang bị phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy, cụm máy và hệ dẫn động cơ khí công nghiệp. Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số: 02 -- Phương án: 06) do sinh viên Trần Thảo Hưng (MSSV: 20146344) thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Nguyễn Văn Đoàn tại Khoa Cơ khí Chế tạo máy, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP. Hồ Chí Minh (hoàn thành tháng 12 năm 2022).

Hệ thống dẫn động băng tải được thiết kế nhằm phục vụ nhiệm vụ vận chuyển vật liệu rời trong các dây chuyền sản xuất và khai khoáng, cụ thể ở đề tài này là vận chuyển than nhỏ. Mục tiêu cốt lõi của đồ án là xác định cấu cấu động học, tính toán công suất, phân phối tỉ số truyền và thiết kế chi tiết toàn bộ các bộ phận truyền động cơ khí từ động cơ điện đến trục công tác của tang dẫn băng tải, đảm bảo các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền tĩnh, tuổi thọ làm việc và tính công nghệ trong gia công, lắp ráp.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được phân định theo các yêu cầu và thông số ban đầu như sau:

  1. Xác định công suất và vận tốc quay trên trục công tác của băng tải dựa trên các thông số tải trọng và vận tốc vận chuyển cho trước.
  2. Lựa chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí.
  3. Tính toán, thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang thường).
  4. Tính toán, thiết kế bộ truyền trong (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp đặt trong hộp giảm tốc).
  5. Tính toán, lựa chọn khớp nối trục đàn hồi liên kết giữa trục ra hộp giảm tốc và trục tang dẫn.
  6. Tính toán kết cấu trục, xác định biểu đồ nội lực, đường kính các đoạn trục và kiểm nghiệm bền mỏi, bền tĩnh cho các trục.
  7. Lựa chọn và kiểm nghiệm độ bền dập, bền cắt cho các mối ghép then bằng.
  8. Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các cụm ổ lăn đỡ - chặn.
  9. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, kích thước các phần tử liên kết, hệ thống bôi trơn và các chi tiết phụ trợ.
  10. Xác định dung sai lắp ghép và cấp chính xác chế tạo cho các mối lắp then chốt trên hệ thống.

Phạm vi nghiên cứu và các điều kiện làm việc của hệ thống được xác định cụ thể:

  • Loại vật liệu vận chuyển: Than nhỏ.
  • Năng suất vận chuyển $Q$: 120 tấn/giờ.
  • Chiều dài băng tải $L$: 40 m.
  • Chiều rộng băng tải $B$: 1200 mm.
  • Đường kính tang dẫn động $D$: 250 mm.
  • Vận tốc băng tải $v$: 1,55 m/s.
  • Đặc tính tải trọng: Tải trọng không đổi, quay một chiều.
  • Thời gian làm việc: 5 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 6 giờ; tổng thời gian làm việc danh nghĩa là $L_h = 5 \times 300 \times 2 \times 6 = 18.000$ giờ.
  • Giới hạn sai số tỉ số truyền của toàn hệ thống cho phép: $|\Delta u / u| \le 5%$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán giải tích chi tiết máy truyền thống trong kỹ thuật cơ khí, dựa trên các tài liệu quy chuẩn kỹ thuật thiết kế máy:

  • Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (Nhà xuất bản Giáo dục, 2006) làm tài liệu tính toán chính cho các công thức động học, truyền động đai, bánh răng, trục, then, ổ lăn và vỏ hộp.
  • Sổ tay "Thiết kế chi tiết máy công dụng chung" của Trần Thiên Phúc (Nhà xuất bản ĐHQG TP.HCM, 2011) phục vụ tra cứu thông số khớp nối đàn hồi và hệ số tải trọng.
  • Giáo trình "Kỹ thuật nâng chuyển - Máy vận chuyển liên tục" của Nguyễn Hồng Ngân và Nguyễn Danh Sơn (NXB ĐHQG TP.HCM) và "Bài tập máy nâng chuyển" của Nguyễn Hồng Ngân (2012) hỗ trợ xác định thông số băng tải.
  • Tiêu chuẩn bản vẽ và dung sai lắp ghép cơ khí dựa trên tài liệu "Vẽ kỹ thuật cơ khí" của Trần Hữu Quế và hệ thống tiêu chuẩn TCVN liên quan đến dung sai, lắp ghép mối ghép trục - lỗ.

Phương pháp nghiên cứu trong đồ án là phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ thống: Xác định hiệu suất tổng thể, phân phối tỉ số truyền, tính toán công suất danh nghĩa, tốc độ quay và mô-men xoắn trên từng trục.
  • Phương pháp thiết kế độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc: Ứng dụng thuyết bền ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho bộ truyền bánh răng nghiêng; kiểm nghiệm chỉ số chu kỳ làm việc cơ sở và hệ số an toàn bền mỏi.
  • Phương pháp cơ học kết cấu: Thiết lập sơ đồ không gian phân tích lực, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, vẽ biểu đồ mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$), từ đó tính toán mô-men uốn tổng hợp và đường kính trục theo độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm.
  • Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa: Các chi tiết đai, động cơ điện, then, ổ lăn, bu lông, que thăm dầu, cửa thăm, vòng chắn dầu đều được quy chuẩn theo dãy kích thước tiêu chuẩn kỹ thuật công nghiệp hiện hành.

Nội dung chính theo từng chương

Bản thuyết minh tính toán của đồ án được cấu trúc thành 11 phần nội dung tính toán thiết kế kỹ thuật tuần tự:

Phần 01: Tính toán công suất và tốc độ trục công tác

Phần này tập trung tính toán các thông số làm việc đầu ra tại trục tang dẫn của băng tải:

  • Xác định lực kéo tiếp xúc và công suất làm việc trên trục tang dẫn: $P_{tai} = 3,88\text{ kW}$.
  • Xác định vận tốc góc và tốc độ quay danh nghĩa của tang dẫn động: $n_{tai} = 118,41\text{ vòng/phút}$.

Phần 02: Chọn động cơ phân phối tỉ số truyền

  • Tính toán hiệu suất tổng dẫn động cơ khí $\eta$ thông qua tích số hiệu suất của bộ truyền đai hở, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp kín, các cặp ổ lăn và khớp nối trục đàn hồi.
  • Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ điện: $P_{ct} = 4,34\text{ kW}$.
  • Phân phối tỉ số truyền sơ bộ: $u_{sb} = u_đ \times u_h = (3 \div 5) \times (3 \div 5) = 9 \div 25$, dẫn đến dải tốc độ quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 1065,69 \div 2960,25\text{ vòng/phút}$.
  • Lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc kiểu 132S4A với các thông số định mức: công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{db} = 1500\text{ vòng/phút}$, tốc độ quay danh nghĩa khi đầy tải $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối lại tỉ số truyền: Tỉ số truyền hộp giảm tốc chọn $u_h = 4$; tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài chọn $u_đ = 3,01$. Tổng tỉ số truyền thực tế $u = 12,04$, thỏa mãn điều kiện sai số tỉ số truyền hệ thống $|\Delta u / u| \le 5%$.

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

Thông số Động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục III (Trục công tác)
Công suất ($P$, kW) 4,34 4,08 3,92 3,88
Tỉ số truyền ($u$) $u_đ = 3,01$ $u_h = 4,00$ $u_{kn} = 1,00$ -
Tốc độ quay ($n$, vòng/phút) 1425 473,42 118,36 118,41
Mô-men xoắn ($T$, N.mm) 29085 82303 316289 312929

Phần 03: Tính toán bộ truyền ngoài

Thực hiện thiết kế bộ truyền đai thang nối từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc:

  • Thông số vào: Công suất $P = 4,34\text{ kW}$, số vòng quay trục dẫn $n = 1425\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_đ = 3,01$.
  • Loại đai và tiết diện: Chọn loại đai thang thường tiết diện loại A ($a \times h = 13 \times 8\text{ mm}$).
  • Đường kính bánh đai: Bánh đai nhỏ dẫn động $d_1 = 120\text{ mm}$, hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0,02$, đường kính bánh đai lớn bị dẫn tiêu chuẩn $d_2 = 355\text{ mm}$.
  • Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai: $u_{tt} = 3,02$.
  • Khoảng cách trục: $a = 304,25\text{ mm}$; góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 135,97^\circ$ (thỏa mãn điều kiện góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$).
  • Chiều dài đai và số lượng đai: Chiều dài đai $L$ được chọn theo tiêu chuẩn, kiểm nghiệm tuổi thọ số chu kỳ chạy của đai trong 1 giây; số đai tính toán được là $z = 2$ đai.
  • Chiều rộng bánh đai: $B = (z - 1)t + 2e = (2 - 1) \times 15 + 2 \times 10 = 35\text{ mm}$ (với $t = 15\text{ mm}, e = 10\text{ mm}, H = 12,5\text{ mm}, h_0 = 3,3\text{ mm}$).
  • Lực căng đai và lực tác dụng lên trục: Lực căng do lực ly tâm $F_v = 8,41\text{ N}$, lực căng ban đầu của mỗi nhánh $F_0 = 298,58\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1107,05\text{ N}$.

Phần 04: Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm nằm trong hộp giảm tốc:

  • Thông số vào: Công suất trục dẫn $P_1 = 4,08\text{ kW}$, số vòng quay trục dẫn $n_1 = 473,42\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u = 4$, mô-men xoắn $T_1 = 82303\text{ N.mm}$, tuổi thọ làm việc $L_H = 18.000\text{ giờ}$.
  • Lựa chọn vật liệu và nhiệt luyện:
    • Bánh răng dẫn (bánh 1): Thép tôi cải thiện, độ cứng 245 HB, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh răng bị dẫn (bánh 2): Thép tôi cải thiện, độ cứng 230 HB, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$.
  • Xác định ứng suất cho phép: Hệ số an toàn tiếp xúc $S_H = 1,1$; hệ số an toàn uốn $S_F = 1,75$; bậc đường cong mỏi $m_H = m_F = 6$.
  • Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 152\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng của răng: $\beta = 16,26^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_t = 20,76^\circ$.
    • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 26$ răng, bánh bị dẫn $z_2 = 104$ răng.
    • Chiều rộng vành răng: $b = 54\text{ mm}$.
    • Kích thước đường kính: Vòng lăn bánh dẫn $d_{w1} = 54\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{w2} = 217\text{ mm}$; vòng đỉnh bánh dẫn $d_{a1} = 58\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 221\text{ mm}$; vòng đáy bánh dẫn $d_{f1} = 49\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{f2} = 212\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng $\sigma_H = 473,42\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc và bền uốn khi làm việc và quá tải).
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 3048,26\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1206,6\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 889,06\text{ N}$.

Phần 05: Khớp nối trục

  • Vị trí bố trí: Lắp trên trục II của hộp giảm tốc để nối với trục III của tang dẫn băng tải.
  • Lựa chọn loại khớp nối: Nối trục vòng đàn hồi tiêu chuẩn, chịu mô-men xoắn tính toán $T_{tt} = k \times T_2 = 1,35 \times 316,29 = 427\text{ N.m}$, chọn kích thước theo dãy tiêu chuẩn với mô-men danh nghĩa $T = 1000\text{ N.m}$.
  • Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện bền cắt của chốt nối theo tiêu chuẩn tra bảng.

Phần 06: Tính toán thiết kế trục

  • Chọn 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 cứng 192--240 HB.
  • Phân tích tải trọng tác dụng lên các trục: Lực từ bộ truyền đai $F_r = 1107,05\text{ N}$, lực ăn khớp bánh răng ($F_t = 3048,26\text{ N}, F_r = 1206,6\text{ N}, F_a = 889,06\text{ N}$) và lực hướng tâm từ khớp nối trục.
  • Tính khoảng cách các gối đỡ, điểm đặt lực trên trục I và trục II dựa trên chiều dài mayơ bánh răng, mayơ bánh đai, mayơ khớp nối và nắp ổ.
  • Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn trên hai mặt phẳng thẳng đứng và nằm ngang:
    • Phản lực gối đỡ trục I: $R_{xB} = 3035,97\text{ N}$, $R_{yB} = 21,66\text{ N}$; $R_{xD} = 971,02\text{ N}$, $R_{yD} = 674,73\text{ N}$.
    • Phản lực gối đỡ trục II: $R_{xB} = 2345,21\text{ N}$, $R_{yB} = 341,33\text{ N}$; $R_{xD} = 482,95\text{ N}$, $R_{yD} = 1547,93\text{ N}$.
  • Xác định biểu đồ mô-men và tính toán đường kính các đoạn trục:
    • Trục I: Đoạn lắp bánh đai $d_A = 25\text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 30\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_C = 35\text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 40\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_C = 45\text{ mm}$, đoạn đầu trục lắp khớp nối $d_E = 38\text{ mm}$.

Phần 07: Thiết kế then

  • Chọn loại then bằng lắp cố định tại các vị trí lắp ghép then chốt: then bánh đai trên trục I, then bánh răng trên trục I, then bánh răng trên trục II, then khớp nối trên trục II.
  • Kiểm nghiệm theo ứng suất dập và ứng suất cắt: Áp dụng ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 150\text{ MPa}$ (mayơ bằng thép, tải trọng tĩnh, mối ghép cố định).
  • Kết quả tính toán: Tất cả các mối ghép then tại các vị trí đều thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và điều kiện bền cắt $\tau_c \le [\tau_c]$.

Phần 08: Kiểm nghiệm trục

  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: Kiểm nghiệm tiết diện tại vị trí lắp bánh răng $Z_1$ với hệ số an toàn ứng suất pháp $s_\sigma$ và hệ số an toàn ứng suất tiếp $s_\tau$. Trục đảm bảo hệ số an toàn tổng hợp $s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
    • Trục II: Kiểm nghiệm tiết diện tại vị trí lắp bánh răng $Z_2$. Kết quả tính toán hệ số an toàn thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
    • Kết luận về độ cứng: Trục thỏa mãn điều kiện làm việc, không cần kiểm tra lại độ cứng uốn/xoắn.
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải: Cả hai trục I và II tại các tiết diện nguy hiểm đều có ứng suất tương đương nhỏ hơn giới hạn cho phép ($\sigma_{td} \le [\sigma]$), đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.

Phần 09: Tính toán và chọn ổ lăn

  • Điều kiện làm việc của ổ: Tải trọng không đổi, quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày, tuổi thọ yêu cầu $L_h = 18.000\text{ giờ}$.
  • Lựa chọn loại ổ: Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra lực dọc trục $F_a = 889,06\text{ N}$, đồ án lựa chọn loại ổ bi đỡ - chặn cho cả hai trục để đồng thời chịu lực hướng tâm và lực dọc trục.
  • Trục I ($n = 473,42\text{ vòng/phút}$, đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$):
    • Lực hướng tâm tổng hợp: $F_{rB} = 3036,1\text{ N}$, $F_{rD} = 1182,4\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 889,06\text{ N}$.
    • Chọn ổ bi đỡ - chặn số hiệu 46206: Kích thước $d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 16\text{ mm}, r = 1,5\text{ mm}, r_1 = 0,5\text{ mm}$; khả năng tải động $C = 17,2\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 12,2\text{ kN}$.
    • Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay: $L = 508,03\text{ triệu vòng}$. Ổ thỏa mãn cả điều kiện tải động ($C_{tt} \le C$) và tải tĩnh ($Q_0 \le C_0$).
  • Trục II ($n = 118,36\text{ vòng/phút}$, đường kính ngõng trục $d = 40\text{ mm}$):
    • Lực hướng tâm tổng hợp: $F_{rB} = 2369,9\text{ N}$, $F_{rD} = 1621,5\text{ N}$; phản lực dọc trục $F_a = 889,06\text{ N}$.
    • Chọn ổ bi đỡ - chặn số hiệu 46208: Kích thước $d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 18\text{ mm}, r = 2\text{ mm}, r_1 = 1\text{ mm}$; khả năng tải động $C = 28,9\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 27,1\text{ kN}$.
    • Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay: $L = 161,28\text{ triệu vòng}$. Ổ thỏa mãn điều kiện bền tải động và tải tĩnh.

Phần 10: Kết cấu vỏ hộp và các chi tiết khác

Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám theo công thức thực nghiệm dựa trên khoảng cách trục lớn nhất $a = 152\text{ mm} \approx 150\text{ mm}$:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \times 150 + 3 = 7,5\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $\delta = 8\text{ mm}$.
  • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9\delta = 0,9 \times 8 = 7,2\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $\delta_1 = 7\text{ mm}$.
  • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 7\text{ mm}$, chiều cao $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
  • Đường kính và số lượng bu lông:
    • Bu lông nền: $d_1 = 16\text{ mm}$, số lượng $Z = 6$ bu lông (với kích thước bao hộp $L \approx 650\text{ mm}, B \approx 330\text{ mm}$).
    • Bu lông cạnh ổ: $d_2 = 12\text{ mm}$.
    • Bu lông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 10\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 8\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 6\text{ mm}$ (hoặc $7\text{ mm}$, dùng vít M8).
  • Kích thước mặt bích và đế hộp: Bề dày bích thân $S_3 = 17\text{ mm}$, bề dày bích nắp $S_4 = 17\text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 35\text{ mm}$; chiều dày mặt đế hộp $S_1 = 22\text{ mm}$, bề rộng mặt đế $K_1 = 48\text{ mm}, q = 64\text{ mm}$.
  • Khe hở giữa các chi tiết: Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 8\text{ mm}$ (hoặc $9\text{ mm}$), khe hở từ đỉnh bánh răng lớn đến đáy hộp $\Delta_1 = 30\text{ mm}$ (hoặc $36\text{ mm}$).
  • Các chi tiết phụ trợ vỏ hộp:
    • Bu lông vòng: Sử dụng 2 bu lông vòng loại ren M12 để nâng hạ vỏ hộp có khối lượng ước tính khoảng 300 kg.
    • Chốt định vị: 2 chốt định vị hình trụ đường kính $d = 6\text{ mm}$, vát mép $c = 1\text{ mm}$, chiều dài $l = 42\text{ mm}$, lắp theo kiểu $H7/k6$.
    • Cửa thăm và nút thông hơi: Cửa thăm có kích thước $100 \times 75\text{ mm}$, cố định bằng 4 vít M8; nút thông hơi ren $M27 \times 2$ đặt trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất nhiệt độ.
    • Nút tháo dầu và que thăm dầu: Lỗ tháo dầu ở đáy hộp dùng nút trụ ren $M16 \times 1,5$; que thăm dầu kiểu hình trụ đặt nghiêng để kiểm tra mức dầu.
  • Bôi trơn hộp giảm tốc: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu ngập chân răng của bánh răng lớn từ 1/6 bán kính đến ngập chân răng cấp nhanh; sử dụng dầu tuabin 57 (độ nhớt $57/8$ ở $50^\circ\text{C}$). Các cụm ổ lăn được bôi trơn định kỳ bằng mỡ công nghiệp.

Phần 11: Lắp ghép và dung sai

Quy định cấp chính xác và dung sai lắp ghép cho các mối lắp trên hai trục của hộp giảm tốc:

  • Cấp chính xác chế tạo: Cấp chính xác động học bánh răng cấp 8, cấp chính xác chế tạo ổ lăn cấp 0.
  • Trục I:
    • Vòng trong ổ lăn lắp trên trục: $\varnothing 30k6$.
    • Vòng ngoài ổ lăn lắp vào thân hộp: $\varnothing 62H7$.
    • Mối lắp bánh răng, bánh đai: $\varnothing 35H7/k6$ và $\varnothing 25H7/k6$.
  • Trục II:
    • Vòng trong ổ lăn lắp trên trục: $\varnothing 40k6$.
    • Vòng ngoài ổ lăn lắp vào thân hộp: $\varnothing 80H7$.
    • Mối lắp bánh răng, khớp nối: $\varnothing 45H7/k6$ và $\varnothing 38H7/k6$.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải vận chuyển than nhỏ được cấu trúc và triển khai lắp ráp theo sơ đồ công nghệ nối tiếp một chiều:

[Động cơ điện 132S4A (5,5 kW)] 
[Trục I - Hộp giảm tốc] 
[Trục II - Hộp giảm tốc] 
[Trục III - Tang dẫn băng tải (D = 250 mm)]

Hệ thống kết cấu kỹ thuật chính của dự án bao gồm các đặc tính triển khai cơ học:

  • Bộ truyền ngoài: Đặt hở giữa trục động cơ và trục vào hộp giảm tốc, sử dụng 2 đai thang loại A truyền động êm, có khả năng trượt bảo vệ an toàn khi có quá tải đột ngột.
  • Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng: Vỏ hộp đúc nguyên khối bằng gang xám kết hợp gân tăng cứng, phân chia mặt bích nắp và thân ngang tâm trục, cố định vị trí chính xác nhờ 2 chốt định vị hình trụ $6\text{ mm}$ ($H7/k6$) và 6 bu lông nền M16 liên kết chắc chắn với bệ máy.
  • Cụm ổ đỡ trục: Trục I và II đều sử dụng các ổ bi đỡ - chặn tiêu chuẩn (46206 và 46208) đặt đối xứng, được định vị dọc trục bằng nắp ổ và gờ trục, bôi trơn bằng mỡ chống rỉ sét và ngăn ngừa hạt mài.
  • Chế độ kiểm thử và đánh giá sức bền giải tích: Mọi chi tiết máy chịu tải trọng tĩnh và chu kỳ thay đổi (tiếp xúc mặt răng, uốn chân răng, mỏi trục tại các rãnh then và bậc trục, cắt/dập then) đều đạt hệ số an toàn yêu cầu cho tuổi thọ thiết kế 18.000 giờ làm việc liên tục.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế kỹ thuật cho hệ thống dẫn động băng tải chở than nhỏ với các chỉ tiêu định lượng cụ thể:

Hạng mục chi tiết máy Thông số kỹ thuật lựa chọn / tính toán
Động cơ điện Động cơ 3 pha không đồng bộ 132S4A, $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$, $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$
Tỉ số truyền toàn hệ thống $u = 12,04$ ($u_đ = 3,01; u_h = 4,00$), sai số tỉ số truyền đạt chuẩn $\le 5%$
Bộ truyền đai thang ngoài 2 đai thang tiết diện loại A, $d_1 = 120\text{ mm}, d_2 = 355\text{ mm}, a = 304,25\text{ mm}, \alpha_1 = 135,97^\circ$
Bộ truyền bánh răng HGT Bánh răng trụ răng nghiêng: $m = 2\text{ mm}, z_1 = 26, z_2 = 104, b = 54\text{ mm}, \beta = 16,26^\circ, a_w = 152\text{ mm}$
Vật liệu bánh răng Bánh dẫn thép tôi cải thiện 245 HB ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$); Bánh bị dẫn thép tôi cải thiện 230 HB ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$)
Trục hộp giảm tốc Vật liệu thép C45 tôi cải thiện; Trục I ($d_{max} = 35\text{ mm}$), Trục II ($d_{max} = 45\text{ mm}$), đạt độ bền mỏi và bền tĩnh
Cụm ổ lăn Ổ bi đỡ - chặn: Trục I dùng ổ 46206 ($d=30\text{ mm}$), Trục II dùng ổ 46208 ($d=40\text{ mm}$), cấp chính xác 0
Kết cấu vỏ hộp Đúc bằng gang, thân dày $\delta = 8\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, 6 bu lông nền $d_1 = 16\text{ mm}$
Hệ thống bôi trơn Bôi trơn bánh răng bằng ngâm dầu tuabin 57; ổ lăn bôi trơn mỡ định kỳ

Đóng góp kỹ thuật của đề tài:

  • Thiết lập quy trình tính toán hệ thống dẫn động băng tải khép kín, logic, có sự phối hợp đồng bộ giữa bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng một cấp.
  • Cung cấp bảng dữ liệu tra cứu kích thước chi tiết đầy đủ, rõ ràng từ động học, động lực học đến thông số dung sai lắp ghép hình học, làm cơ sở xây dựng bản vẽ lắp ráp và bản vẽ chế tạo chi tiết máy.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Thuyết minh tính toán dựa trên giả định điều kiện làm việc lý tưởng: tải trọng tĩnh không đổi, quay một chiều và va đập nhẹ; chưa khảo sát đầy đủ chế độ quá tải khi khởi động có tải nặng của băng tải than.
  • Các công thức thiết kế kích thước vỏ hộp chủ yếu dựa vào công thức kinh nghiệm tra bảng, chưa tối ưu hóa phân bố khối lượng kết cấu.
  • Trong phạm vi văn bản chưa tích hợp mô phỏng số kiểm nghiệm trường ứng suất và biến dạng đàn hồi của trục và vỏ hộp bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM/CAE).

Hướng mở rộng nghiên cứu:

  • Ứng dụng phần mềm chuyên ngành (như Autodesk Inventor, SolidWorks, ANSYS) để mô hình hóa 3D, phân tích ứng suất động học và tối ưu hóa thể tích, trọng lượng vỏ hộp giảm tốc.
  • Nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển biến tần cho động cơ điện 132S4A nhằm tối ưu hóa quá trình khởi động êm và điều chỉnh tốc độ cấp liệu than theo nhu cầu vận hành thực tế.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án thiết kế cơ khí này có giá trị tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành máy vận chuyển liên tục.
  • Giảng viên và cán bộ hướng dẫn đồ án cơ khí làm mẫu hướng dẫn sinh viên về phương pháp tính toán giải tích, lập bảng thông số động học, trình tự kiểm nghiệm trục, then, ổ lăn và quy định dung sai lắp ghép cơ khí.
  • Các kỹ sư thiết kế máy cơ sở tham khảo các bước chọn động cơ, tính toán bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc bánh răng trụ tiêu chuẩn cho các hệ thống băng tải, gầu tải cỡ nhỏ và vừa.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có thông số kỹ thuật ra sao và dựa trên tiêu chí nào? Động cơ được chọn là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc mang ký hiệu 132S4A, công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $1500\text{ vòng/phút}$ và tốc độ định mức đầy tải $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$. Động cơ được chọn thỏa mãn đồng thời hai điều kiện: công suất định mức lớn hơn công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{dc} \ge P_{ct} = 4,34\text{ kW}$) và số vòng quay danh nghĩa tiệm cận với tốc độ sơ bộ cần thiết ($n_{sb} = 1500\text{ vòng/phút}$).

2. Tại sao bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai thang A và số lượng đai được tính ra là bao nhiêu? Dựa vào công suất truyền $P = 4,34\text{ kW}$ và tốc độ quay trục dẫn $n = 1425\text{ vòng/phút}$, đồ án tra giản đồ chọn đai thang thường tiết diện loại A. Với đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 120\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 355\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 304,25\text{ mm}$ và góc ôm $\alpha_1 = 135,97^\circ$, số lượng dây đai tính toán theo điều kiện khả năng kéo là $z = 2$ đai.

3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có những thông số hình học và cơ tính cơ bản nào? Cặp bánh răng là loại bánh răng trụ răng nghiêng có mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 16,26^\circ$, khoảng cách trục $a_w = 152\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 54\text{ mm}$. Bánh dẫn có số răng $z_1 = 26$, bánh bị dẫn $z_2 = 104$ (tỉ số truyền $u = 4$). Bánh dẫn chế tạo từ thép tôi cải thiện đạt độ cứng 245 HB ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$), bánh bị dẫn đạt 230 HB ($\sigma_b = 750\text{ MPa}$).

4. Ổ lăn trên các trục I và II được lựa chọn thuộc chủng loại nào và tuổi thọ tính toán là bao nhiêu? Do có sự xuất hiện của lực dọc trục $F_a = 889,06\text{ N}$ từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, cả hai trục đều sử dụng ổ bi đỡ - chặn (cấp chính xác 0). Trục I sử dụng ổ số hiệu 46206 ($d = 30\text{ mm}$), trục II sử dụng ổ số hiệu 46208 ($d = 40\text{ mm}$). Cả hai loại ổ đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tải động và tải tĩnh cho thời gian làm việc yêu cầu $L_h = 18.000\text{ giờ}$.

5. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn được thiết kế như thế nào? Vỏ hộp được đúc bằng gang xám với chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, sử dụng 6 bu lông nền M16 để cố định chân đế. Hộp giảm tốc áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu ngập chân răng cấp nhanh bằng dầu tuabin 57; các cụm ổ lăn trên trục được cách ly và bôi trơn định kỳ bằng mỡ công nghiệp.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số 02 - Phương án 06) do sinh viên Trần Thảo Hưng thực hiện là một công trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn xác theo quy phạm kỹ thuật ngành Chi tiết máy. Bằng việc phối hợp giữa bộ truyền đai thang ngoài ($u_đ = 3,01$) và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp ($u_h = 4$), hệ thống đảm bảo truyền công suất $3,88\text{ kW}$ đến tang dẫn băng tải với sai số tỉ số truyền nằm trong ngưỡng cho phép ($|\Delta u / u| \le 5%$). Tất cả các bộ phận cấu thành gồm bộ truyền đai, cặp bánh răng, hệ trục, mối ghép then, ổ lăn đỡ - chặn và vỏ hộp đúc đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền, độ cứng và độ bền mỏi cho chế độ làm việc liên tục trong 18.000 giờ. Thuyết minh cung cấp hệ thống thông số kỹ thuật và dung sai lắp ghép rõ ràng, phục vụ trực tiếp cho công tác lập bản vẽ kỹ thuật và chế tạo thiết bị cơ khí.