Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và vận chuyển nguyên vật liệu rời, hệ dẫn động băng tải đóng vai trò cốt lõi nhằm truyền chuyển động và biến đổi mô-men xoắn từ động cơ điện đến trục tang dẫn. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Mã đề B7, học kỳ 20202) được thực hiện tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rôbốt, Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội. Nghiên cứu do hai sinh viên Lê Tuấn Đạt và Trần Quang Huynh thực hiện dưới sự hướng dẫn của cán bộ giảng dạy Nguyễn Thái Sơn (trong văn bản có phần ghi Nguyễn Hải Sơn). Đồ án giải quyết bài toán tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh nhằm xây dựng một hệ thống truyền động cơ khí làm việc êm, tin cậy, tối ưu hóa kích thước hình học và đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn về độ bền trong thời hạn phục vụ định mức.

Mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật của đồ án được phân chia cụ thể theo yêu cầu văn bản:

  1. Xác định công suất làm việc, lựa chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán các thông số động học và động lực học (công suất, số vòng quay, mô-men xoắn) trên từng trục truyền động.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang).
  4. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp) theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc và uốn.
  5. Thiết kế cụm trục I (trục chủ động) và lựa chọn, kiểm nghiệm ổ lăn do sinh viên Lê Tuấn Đạt phụ trách.
  6. Tính chọn khớp nối, thiết kế cụm trục II (trục bị dẫn) và lựa chọn, kiểm nghiệm ổ lăn do sinh viên Trần Quang Huynh phụ trách.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ (chốt định vị, cửa thăm dầu, thiết bị kiểm tra mức dầu, vòng phớt, vòng chắn dầu).
  8. Xác định chế độ lắp ghép, bôi trơn, dung sai và hoàn thành khối lượng thiết kế gồm 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và 01 bộ bản vẽ chế tạo chi tiết các cụm trục 1 và 2.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đề tài:

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động băng tải cơ khí gồm động cơ điện xoay chiều 3 pha, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, nối trục đàn hồi và tang dẫn của băng tải.
  • Phạm vi thông số làm việc đầu vào: Lực kéo băng tải $F = 1840 \text{ N}$; vận tốc chuyển động của băng tải $v = 2,44 \text{ m/s}$; đường kính tang dẫn $D = 170 \text{ mm}$; thời hạn phục vụ $L_h = 17000 \text{ giờ}$; chế độ làm việc gồm 1 ca/ngày; góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài $\alpha = 15^\circ$; đặc tính tải trọng làm việc êm; bánh răng chủ động có hướng răng nghiêng phải.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Nghiên cứu sử dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo giáo trình chuyên ngành cơ khí chế tạo máy kết hợp công cụ thiết kế có sự trợ giúp của máy tính (CAD/CAE):

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán: Áp dụng phương pháp phân tích động học hệ dẫn động cơ khí; mô hình cân bằng tĩnh học kết cấu thanh chịu lực phức tạp (uốn kết hợp xoắn) nhằm xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ trục; phương pháp kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi (tính toán hệ số an toàn uốn và xoắn theo chu kỳ đối xứng và chu kỳ mạch động) và độ bền tĩnh khi chịu quá tải; phương pháp kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d$) và tải tĩnh ($C_0$) của ổ lăn dựa trên lý thuyết xác suất mỏi tiếp xúc; công thức bán thực nghiệm xác định kích thước vỏ hộp đúc.
  • Tiêu chuẩn thiết kế: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng được kiểm tra và thiết kế thỏa mãn tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996 về tính toán khả năng tải của bánh răng trụ (độ bền tiếp xúc bề mặt và độ bền uốn chân răng). Các mối ghép then bằng và dung sai lắp ghép được tra cứu theo hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật TCVN hiện hành.
  • Phương pháp nghiên cứu thực tế: Kết hợp phương pháp giải tích giải toán kết cấu cơ học với công cụ thiết kế số. Tác giả sử dụng môi trường tính toán tự động Design Accelerator của phần mềm Autodesk Inventor để nhập thông số đầu vào, kiểm tra giới hạn bền và mô hình hóa hình học 3D cho bộ truyền đai thang và bộ truyền bánh răng nghiêng.
  • Nguồn dữ liệu: Dữ liệu đề bài thiết kế mã số B7; các bảng tra cứu thông số động cơ điện, hệ số chế độ làm việc, hệ số tải trọng động, trị số mô-men cản, giới hạn mỏi vật liệu thép 45, kích thước tiêu chuẩn vòng đàn hồi, thông số hình học và tải trọng định mức của ổ bi đỡ chặn 46305 trích từ các tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Động học

Tác giả xác định công suất làm việc trên trục công tác của băng tải đạt $P_{lv} = (F \cdot v) / 1000 = (1840 \cdot 2,44) / 1000 \approx 4,49 \text{ kW}$. Số vòng quay làm việc của tang dẫn được tính toán từ vận tốc và đường kính tang: $n_{lv} = (60000 \cdot v) / (\pi \cdot D) = (60000 \cdot 2,44) / (\pi \cdot 170) = 274,23 \text{ v/ph}$.

Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động được xác định thông qua tích hiệu suất của từng bộ phận: bộ truyền đai ($\eta_đ = 0,96$), bộ truyền bánh răng trụ ($\eta_{br} = 0,97$), hai cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), khớp nối ($\eta_{kn} = 1$), mang lại hiệu suất toàn hệ $\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{kn} = 0,91$ (91%). Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = P_{lv} / \eta \approx 4,92 \text{ kW}$.

Dựa trên số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 2742,3 \text{ v/ph}$, động cơ điện 3 pha được chọn mang ký hiệu 3K132S2 có công suất định mức $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 2900 \text{ v/ph}$. Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động là $u_t = 2900 / 274,23 \approx 10,57$, được phân phối cho bộ truyền đai $u_đ = 2,5$ và bộ truyền bánh răng trụ nghiêng $u_{br} = 4,23$.

Thông số Trục động cơ Trục 1 (trục chủ động) Trục 2 (trục bị dẫn) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) 2,50 4,23 1,00 1,00
Công suất ($P$ - kW) 4,92 4,68 4,49 4,49
Vận tốc quay ($n$ - v/ph) 2900 1160 274,23 274,23
Mô-men xoắn ($T$ - N.mm) 16202,07 38529,31 156363,27 156363,27

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài

Bộ truyền ngoài sử dụng bộ truyền đai thang, được tính toán và kiểm nghiệm thông qua công cụ chuyên dụng trên Autodesk Inventor. Thông số thiết kế yêu cầu gồm công suất trục dẫn $P_1 = 4,92 \text{ kW}$, vận tốc quay bánh dẫn $n_1 = 2900 \text{ v/ph}$, tỷ số truyền $u = 2,5$.

Kết quả tính toán lựa chọn loại đai có tiết diện A với số lượng đai $Z_đ = 4$. Đường kính bánh đai dẫn được chọn $d_1 = 140 \text{ mm}$, đường kính bánh đai bị dẫn $d_2 = 355 \text{ mm}$, đem lại tỷ số truyền thực tế $u = 2,54$ (sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 1,6%$, nằm trong giới hạn cho phép). Chiều dài đai tiêu chuẩn đạt $L = 1750 \text{ mm}$ tương ứng với khoảng cách trục chính xác $a = 473,98 \text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ đạt yêu cầu kỹ thuật. Lực căng ban đầu của bộ truyền đai là $F_0 = 110,15 \text{ N}$ và lực tổng cộng tác dụng lên trục dẫn là $F_r = 859,86 \text{ N}$.

Phần III: Tính toán thiết kế bộ truyền trong

Bộ truyền trong là cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài, chế tạo từ thép, gia công đạt độ chính xác theo tiêu chuẩn ISO 6336:1996 với hệ số an toàn tiếp xúc $S_H \ge 1,1$ và hệ số an toàn uốn $S_F \ge 1,75$. Thời gian phục vụ của bộ truyền là $L_h = 17000 \text{ giờ}$.

Tác giả ứng dụng phần mềm Autodesk Inventor để xác định các kích thước hình học và lực ăn khớp:

  • Khoảng cách trục: $a_w = 140 \text{ mm}$.
  • Mô-đun pháp: $m_n = 2,75 \text{ mm}$.
  • Góc nghiêng của răng: $\beta = 13,51^\circ$ (bánh răng chủ động nghiêng phải).
  • Tỷ số truyền thực tế: $u = 4,21$ (sai lệch $\Delta u = 4,73%$).
  • Bánh răng 1 (chủ động): số răng $z_1 = 19$, hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0$, đường kính vòng lăn $d_1 = 53,74 \text{ mm}$, đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 59,24 \text{ mm}$, đường kính đáy răng $d_{f1} = 46,86 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 61 \text{ mm}$.
  • Bánh răng 2 (bị dẫn): số răng $z_2 = 80$, hệ số dịch chỉnh $x_2 = 0$, đường kính vòng lăn $d_2 = 226,26 \text{ mm}$, đường kính đỉnh răng $d_{a2} = 231,76 \text{ mm}$, đường kính đáy răng $d_{f2} = 219,39 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_2 = 56 \text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp trên bánh chủ động: lực vòng $F_{t1} = 1433,88 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 536,75 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 344,56 \text{ N}$.

Phần IV: Tính trục, chọn ổ lăn đối với trục I

Nội dung do sinh viên Lê Tuấn Đạt triển khai. Trục I chế tạo từ thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$.

  • Phân tích lực và gối đỡ: Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục có độ lớn $F_r = 859,86 \text{ N}$, phân tích theo phương ngang $F_{rx} = 830,56 \text{ N}$ và phương đứng $F_{ry} = 222,55 \text{ N}$ (góc nghiêng $15^\circ$). Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn $l_{1C} = 65 \text{ mm}$, khoảng cách giữa hai gối đỡ ổ lăn $l_{21} = 118 \text{ mm}$ (bố trí đối xứng $l_{12} = l_{22} = 59 \text{ mm}$). Phản lực tại các gối đỡ tính toán được: $R_{1x} = 1062,08 \text{ N}$, $R_{2x} = 1477,99 \text{ N}$, $R_{1y} = 594,35 \text{ N}$, $R_{2y} = 110,68 \text{ N}$.
  • Xác định đường kính trục: Dựa trên biểu đồ mô-men uốn và xoắn tương đương, các kích thước bậc trục I được xác định: đường kính vị trí lắp bánh đai $d = 22 \text{ mm}$; vị trí lắp ổ lăn $d = 25 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $d = 26 \text{ mm}$; đường kính gờ vai trục $d = 34 \text{ mm}$. Khoảng cách từ chân răng đến đáy rãnh then cho thấy bánh răng được chế tạo rời trục.
  • Kiểm nghiệm then và độ bền trục: Mối ghép then bằng kích thước $b \times h = 8 \times 7 \text{ mm}$, chiều dài $l_t = 36 \text{ mm}$ thỏa mãn chỉ tiêu bền dập và bền cắt. Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: tiết diện 5 (lắp ổ lăn) có hệ số an toàn $S_5 = 3,30$; tiết diện 6 (lắp bánh răng) có hệ số an toàn $S_6 = 4,32$ (đều thỏa mãn điều kiện $[s] = 2 \div 4$). Kiểm nghiệm ứng suất tĩnh đạt giá trị nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma] = 272 \text{ MPa}$.
  • Tính chọn ổ lăn trục I: Tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm đạt $F_a / \min(F_{r1}, F_{r2}) = 344,56 / 604,56 = 0,57 > 0,3$, tác giả chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46305 (kích thước $d = 25 \text{ mm}$, $D = 62 \text{ mm}$, $B = 17 \text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$, khả năng tải động định mức $C = 21,10 \text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 14,90 \text{ kN}$). Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay đạt $L = 1183,2$ triệu vòng. Tải trọng động quy ước tính toán $Q = 1820,49 \text{ N}$, cho khả năng tải động tính toán $C_d = 19,25 \text{ kN} < 21,1 \text{ kN}$ và tải trọng tĩnh quy ước $Q_0 = 1,82 \text{ kN} < 14,90 \text{ kN}$, bảo đảm độ bền làm việc.

Phần V: Tính trục, chọn ổ lăn đối với trục II

Nội dung do sinh viên Trần Quang Huynh thực hiện.

  • Chọn và kiểm nghiệm khớp nối: Sử dụng nối trục đàn hồi để liên kết trục II với trục công tác của băng tải. Mô-men xoắn tính toán đạt $T_t = k \cdot T = 1,2 \cdot 156,36 = 187,64 \text{ N.m}$. Tác giả tra bảng chọn nối trục có mô-men danh nghĩa $T_{kn} = 250 \text{ N.m}$, đường kính trục nối $d_t = 32 \text{ mm}$, số chốt $Z = 6$. Kiểm nghiệm vòng đàn hồi theo ứng suất dập và chốt theo ứng suất uốn đều nằm trong giới hạn cho phép. Lực do khớp nối tác dụng lên trục được xác định là $F_{kn} = 1072,21 \text{ N}$.
  • Thiết kế trục II: Vật liệu trục là thép 45. Khoảng cách gối đỡ $l_{21} = 118 \text{ mm}$ ($l_{22} = 59 \text{ mm}$), khoảng cách từ khớp nối đến ổ lăn $l_{2C} = 60 \text{ mm}$. Tác giả thiết lập phương trình cân bằng và vẽ biểu đồ mô-men cho 2 trường hợp hướng lực của khớp nối (trường hợp $F_{kn}$ ngược chiều và cùng chiều với lực vòng $F_{t2}$).
  • Kích thước và kiểm nghiệm: Đường kính các đoạn trục II được chọn: ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 35 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $d_2 = 36 \text{ mm}$; vị trí lắp khớp nối $d_3 = 32 \text{ mm}$; vai trục $d_v = 44 \text{ mm}$. Then bằng tại vị trí bánh răng ($l_{t3} = 45 \text{ mm}$) và tại khớp nối ($l_{t2} = 65 \text{ mm}$) đều thỏa mãn độ bền dập và cắt. Các tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục II đều đáp ứng hệ số an toàn. Cụm ổ lăn đỡ cho trục đường kính 35 mm được xác định tải trọng và kiểm nghiệm đạt yêu cầu về tải động và tĩnh.

Phần VI: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc bằng gang xám, chia thành hai phần gồm nắp hộp và thân hộp, ghép nối với nhau thông qua mặt phẳng đi qua đường tâm của các trục truyền động. Tác giả áp dụng các công thức kinh nghiệm để xác định chiều dày thành thân hộp, chiều dày thành nắp hộp, chiều dày gân tăng cứng, đường kính bu lông thân, bu lông nắp, bu lông gối trục và bu lông vòng nhằm bảo đảm độ cứng vững kết cấu khi chịu tải trọng ăn khớp.

Phần VII: Một số chi tiết khác

Văn bản mô tả chi tiết thông số và kết cấu các bộ phận phụ trợ:

  • Chốt định vị: sử dụng hai chốt hình côn nhằm cố định chính xác vị trí tương đối giữa nắp hộp và thân hộp trước và sau khi gia công doa lỗ lắp ổ.
  • Cửa thăm dầu: bố trí trên đỉnh nắp hộp để quan sát sự ăn khớp của bánh răng và rót dầu bôi trơn vào hộp.
  • Kiểm tra mức dầu: sử dụng que thăm dầu hoặc mắt quan sát mức dầu ở thành hộp để theo dõi lượng dầu bôi trơn trong quá trình vận hành.
  • Vòng phớt và vòng chắn dầu: lắp đặt tại các đầu trục thò ra ngoài để ngăn chặn sự rò rỉ dầu từ trong hộp ra ngoài và ngăn bụi bẩn xâm nhập; vòng chắn dầu ngăn không cho mạt kim loại và dầu thừa lọt vào cụm ổ lăn.
  • Kết cấu bánh răng: thiết kế dạng đĩa đặc hoặc khoét lõm giảm khối lượng tùy theo đường kính đỉnh răng.

Phần VIII: Lắp ghép, bôi trơn, dung sai

  • Bôi trơn: Bộ truyền bánh răng trong hộp được bôi trơn ngâm dầu (vành răng bị dẫn nhúng chìm trong dầu bôi trơn công nghiệp); các bộ ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng hoặc hứng dầu vung tóe.
  • Dung sai và lắp ghép: Lắp bánh răng lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản với mối ghép có độ dôi nhẹ kết hợp then bằng (ví dụ kiểu lắp k6); vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo chế độ k6 hoặc r6; vòng ngoài ổ lăn lắp vào vỏ hộp theo chế độ H7 hoặc Js7. Toàn bộ thông số sai lệch giới hạn được tổng hợp thành bảng thống kê dung sai.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu mang lại hệ thống thông số thiết kế hoàn chỉnh cho trạm dẫn động băng tải, bảo đảm tính thống nhất giữa lý thuyết động lực học và mô hình cấu tạo:

Bộ phận kết cấu Thông số chính Giá trị tính toán thực tế
Động cơ điện Ký hiệu / Công suất / Tốc độ 3K132S2 / 5,5 kW / 2900 v/ph
Bộ truyền đai thang Loại đai / Số đai / Chiều dài đai Đai thang A / $Z_đ = 4$ / $L = 1750 \text{ mm}$
Đường kính $d_1 \times d_2$ / Khoảng cách trục $a$ $140 \text{ mm} \times 355 \text{ mm}$ / $a = 473,98 \text{ mm}$
Bộ truyền bánh răng Khoảng cách trục / Mô-đun pháp $a_w = 140 \text{ mm}$ / $m_n = 2,75 \text{ mm}$
Góc nghiêng / Tỷ số truyền $\beta = 13,51^\circ$ / $u = 4,21$ ($\Delta u = 4,73%$)
Số răng $z_1 \times z_2$ / Chiều rộng vành răng $b$ $19 \times 80$ / $b_1 = 61 \text{ mm}$, $b_2 = 56 \text{ mm}$
Cụm trục I Kích thước các bậc trục ($d$) 22 mm (đai), 25 mm (ổ), 26 mm (bánh răng)
Ổ lăn trục I / Hệ số an toàn mỏi 46305 ($C_d = 19,25 \text{ kN} < 21,1 \text{ kN}$) / $S_5 = 3,30; S_6 = 4,32$
Cụm trục II Kích thước các bậc trục ($d$) 32 mm (khớp), 35 mm (ổ), 36 mm (bánh răng)
Khớp nối đàn hồi $T_{kn} = 250 \text{ N.m}$, đường kính $d_t = 32 \text{ mm}$, $Z = 6$ chốt

Về mặt đóng góp kỹ thuật, đồ án đã hoàn thành chu trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động công nghiệp từ việc lựa chọn động cơ đến lập bản vẽ kỹ thuật chi tiết. Tác giả đã kết hợp thành công phương pháp tính toán giải tích truyền thống với các mô-đun thiết kế tự động của Autodesk Inventor, giúp rút ngắn thời gian kiểm nghiệm bánh răng theo tiêu chuẩn ISO 6336:1996 và mô hình hóa trực quan cụm cơ cấu 3D trước khi lập bản vẽ gia công.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Các phép tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên giả thiết chế độ tải trọng tĩnh và làm việc êm một ca mỗi ngày ($soca = 1$), chưa xét đến các dao động động lực học phát sinh khi khởi động đột ngột hoặc thay đổi tải trọng liên tục. Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng có độ sai lệch $\Delta u = 4,73%$, gần chạm ngưỡng giới hạn cho phép ($5%$). Kết quả nghiên cứu dừng lại ở mức độ tính toán thuyết minh và bản vẽ kỹ thuật, chưa được gia công chế tạo thử nghiệm để đo kiểm rung động và độ ồn thực tế.
  • Hướng phát triển: Tác giả định hướng tiếp tục hoàn thiện đồ án thông qua việc tối ưu hóa khối lượng kết cấu vỏ hộp và bánh răng; ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên các phần mềm CAE để mô phỏng trường ứng suất và biến dạng cục bộ trên các đoạn trục nguy hiểm; khảo sát đặc tính nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục dài hạn.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Phần nội dung đặc biệt hữu ích gồm:

  1. Quy trình phân tích phản lực gối đỡ và kiểm nghiệm độ bền mỏi nhiều bậc trục chịu lực phức tạp (xét chi tiết ảnh hưởng của rãnh then, độ dôi lắp ghép và bán kính góc lượn).
  2. Quy trình tính chọn và kiểm nghiệm ổ bi đỡ chặn 46305 chịu tải trọng hướng tâm kết hợp lực dọc trục lớn sinh ra từ bánh răng nghiêng.
  3. Cách thức ứng dụng công cụ Design Accelerator trong Autodesk Inventor để thiết kế và xuất bảng thông số bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn ISO.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ ký hiệu 3K132S2, công suất định mức $P = 5,5 \text{ kW}$, vận tốc quay $n = 2900 \text{ v/ph}$. Động cơ đáp ứng yêu cầu công suất cần thiết trên trục là $4,92 \text{ kW}$ và số vòng quay sơ bộ $2742,3 \text{ v/ph}$.

2. Bộ truyền đai thang ngoài hộp có các kích thước hình học chính là bao nhiêu?
Bộ truyền đai sử dụng 4 dây đai loại tiết diện A ($Z_đ = 4$), chiều dài đai $L = 1750 \text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 473,98 \text{ mm}$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 140 \text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 355 \text{ mm}$, tỷ số truyền thực tế $u = 2,54$ với sai lệch $\Delta u = 1,6%$.

3. Bộ truyền bánh răng trong hộp có khoảng cách trục, mô-đun và góc nghiêng răng bằng bao nhiêu?
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 140 \text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2,75 \text{ mm}$, góc nghiêng của răng $\beta = 13,51^\circ$, tỷ số truyền $u = 4,21$. Bánh chủ động có $z_1 = 19$ răng, bánh bị dẫn có $z_2 = 80$ răng, không dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$).

4. Tại sao trục I lại lựa chọn ổ bi đỡ chặn 46305 và kết quả kiểm nghiệm khả năng tải động ra sao?
Trục I chịu lực dọc trục sinh ra từ bánh răng nghiêng $F_a = 344,56 \text{ N}$, cho tỷ số $F_a / \min(F_{r1}, F_{r2}) = 0,57 > 0,3$, bắt buộc phải sử dụng ổ bi đỡ chặn thay cho ổ bi đỡ đơn. Tác giả chọn ổ cỡ trung hẹp 46305 có góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$, tải trọng động tính toán $C_d = 19,25 \text{ kN}$, nhỏ hơn khả năng tải động danh định của ổ ($C = 21,10 \text{ kN}$), đảm bảo độ bền trong 17000 giờ làm việc.

5. Khớp nối ở đầu ra trục II thuộc loại nào và chịu tải trọng tính toán là bao nhiêu?
Khớp nối là loại nối trục vòng đàn hồi, được chọn theo điều kiện mô-men xoắn tính toán $T_t = 187,64 \text{ N.m}$ và đường kính trục $d_t = 32 \text{ mm}$. Khớp nối tiêu chuẩn được chọn có khả năng tải danh nghĩa $T_{kn} = 250 \text{ N.m}$, gồm 6 chốt vòng cao su và gây ra lực tác dụng lên trục là $F_{kn} = 1072,21 \text{ N}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy mã đề B7 đã giải quyết trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải công suất làm việc $4,49 \text{ kW}$ với kết cấu gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp. Toàn bộ các thông số hình học, kết cấu trục, then, ổ lăn và chi tiết vỏ hộp đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và tải trọng động theo tiêu chuẩn kỹ thuật. Kết quả nghiên cứu cung cấp bộ hồ sơ thiết kế hoàn chỉnh gồm thuyết minh tính toán và bản vẽ kỹ thuật chế tạo, thể hiện sự kết hợp hiệu quả giữa lý thuyết giải tích cơ khí và phần mềm Autodesk Inventor.