Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành kỹ thuật cơ khí đóng vai trò then chốt trong việc chế tạo các hệ thống máy móc nhằm giải phóng sức lao động thủ công, nâng cao năng suất sản xuất và đảm bảo an toàn lao động. Trong các dây chuyền sản xuất và khai thác công nghiệp, hệ thống băng tải là thiết bị vận chuyển liên tục được ứng dụng rộng rãi. Để đảm bảo băng tải vận hành ổn định với vận tốc và mômen xoắn yêu cầu từ trục công tác, việc thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, có độ tin cậy cao và kết cấu tối ưu là một nhiệm vụ kỹ thuật cơ bản của ngành cơ khí chế tạo máy.
Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề tài 9 - Phương án 15) do sinh viên Ngô Hoàng Sơn thực hiện dưới sự hướng dẫn của Giảng viên Lưu Thanh Tùng tại Khoa Kỹ thuật Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG-HCM (Học kỳ 222, năm 2023) tập trung giải quyết bài toán thiết kế cơ khí toàn diện cho trạm dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi cấp nhanh kết hợp bộ truyền xích ngoài.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật của đề tài được triển khai qua 6 nội dung chính:
- Xác định công suất cần thiết của động cơ điện, lựa chọn động cơ tiêu chuẩn và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán, thiết kế động học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn).
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng nghiêng phân đôi và cấp chậm bánh răng thẳng).
- Xác định kết cấu, đường kính các đoạn trục, phân tích lực tác dụng trong không gian, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của trục cùng mối ghép then.
- Tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn trên các trục; tính chọn và kiểm nghiệm độ bền khớp nối trục đàn hồi.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết phụ (bu lông vòng, chốt định vị, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu, que thăm dầu), xác định chế độ bôi trơn và lập bảng dung sai lắp ghép cho toàn bộ hệ thống.
Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí của trạm băng tải bao gồm động cơ điện xoay chiều 3 pha, khớp nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, bộ truyền xích ống con lăn và trục công tác của băng tải.
Phạm vi nghiên cứu:
- Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ, tải trọng thay đổi có va đập nhẹ.
- Thời gian phục vụ định mức: $L_h = 6 \times 301 \times 2 \times 8 = 28.896$ giờ.
- Giới hạn thiết kế: Tính toán thiết kế cơ khí tĩnh và mỏi theo tiêu chuẩn vật liệu và chế tạo công nghiệp cơ khí, không bao gồm thiết kế mạch điều khiển điện động lực.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án được xây dựng dựa trên cơ sở lý thuyết chuẩn mực của ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ học máy và Khoa học vật liệu:
- Khung lý thuyết tính toán thiết kế máy: Ứng dụng lý thuyết tính toán động học hệ dẫn động, lý thuyết tiếp xúc Hertz trong tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ nhằm chống tróc rỗ bề mặt răng, lý thuyết uốn dầm tĩnh định và siêu tĩnh trong kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma_F$ ở chân răng, lý thuyết mỏi kim loại dưới tác dụng của chu kỳ ứng suất đối xứng và mạch động để tính hệ số an toàn mỏi $s$, cùng lý thuyết tải trọng động quy ước của ổ lăn theo xác suất phá hủy mỏi.
- Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng:
- Tiêu chuẩn kích thước khoảng cách trục SEV 229-75.
- Tiêu chuẩn ổ lăn GOST 8338-75 cho các loại ổ bi đỡ một dãy.
- Tiêu chuẩn về dung sai lắp ghép và chuỗi kích thước theo hệ thống tiêu chuẩn TCVN và ISO.
- Phương pháp nghiên cứu: Phương pháp giải tích kết hợp phương pháp tra cứu bảng chuẩn kỹ thuật (Engineering empirical lookup). Quy trình tính toán lặp được thực hiện từ bước sơ bộ đến bước kiểm nghiệm chính xác có xét đến các hệ số điều chỉnh thực tế ($K_H, K_F, K_v, K_\beta, K_\alpha, K_\sigma, K_\tau$).
- Công cụ hỗ trợ: Phần mềm đồ họa kỹ thuật AutoCAD và AutoCAD Mechanical được sử dụng để vẽ kết cấu hộp giảm tốc, sơ đồ phân tích lực và bản vẽ lắp ráp.
- Nguồn dữ liệu tham khảo chính:
- Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" Tập 1 và Tập 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục, 2003).
- Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" (Nguyễn Hữu Lộc, NXB Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh, 2004).
- Giáo trình "Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường" (Ninh Đức Tốn – Nguyễn Thị Xuân Bảy, NXB Giáo dục Việt Nam).
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động băng tải trong đồ án được thiết kế theo cấu trúc nối tiếp: Động cơ điện truyền mômen qua khớp nối trục đàn hồi đến trục I (trục vào) của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh. Cấp nhanh sử dụng hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng bố trí đối xứng để triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trung gian. Mômen tiếp tục truyền qua cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm đến trục III (trục ra) của hộp giảm tốc. Từ trục III, chuyển động được dẫn ra trục công tác của băng tải thông qua bộ truyền xích ống con lăn một dãy.
| Bộ phận kết cấu | Kiểu loại / Thông số cốt lõi | Vật liệu chế tạo | Phương pháp nhiệt luyện / Lắp ghép |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ 3 pha 4A132M4Y3 ($P=11\text{ kW}, n=1458\text{ vg/ph}$) | Vỏ gang tiêu chuẩn | Lắp bích chân đế |
| Khớp nối trục | Nối trục vòng đàn hồi ($T_{dm}=250\text{ Nm}$) | Thép kết hợp cao su | Chốt bu lông M10 |
| Bánh răng cấp nhanh | Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi ($a_w=125\text{ mm}, m_n=2, \beta=36^\circ$) | Thép C45 | Tôi cải thiện (HB 245 / HB 230), mối ghép H7/k6 |
| Bánh răng cấp chậm | Bánh răng trụ răng thẳng ($a_{w2}=200\text{ mm}, m_n=2,5, \beta=0^\circ$) | Thép C45 | Tôi cải thiện (HB 245 / HB 230), mối ghép H7/k6 |
| Bộ truyền xích ngoài | Xích ống con lăn 1 dãy ($p=38,1\text{ mm}, z_1=23, z_2=69$) | Thép C45 tôi đĩa xích | Tôi cải thiện (HB 210 / HB 170) |
| Hệ thống trục (I, II, III) | Trục bậc đường kính danh nghĩa $d=36 \div 60\text{ mm}$ | Thép C45 | Thường hóa (HB 200, $[\sigma]=65\text{ MPa}$) |
| Ổ đỡ các trục | Ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 308 (Trục I, II) và 311 (Trục III) | Thép ổ lăn chuyên dụng | Lắp trên trục: k6; Lắp vào vỏ: H7 |
| Vỏ hộp giảm tốc | Thân đúc nắp ghép song song mặt đế ($\delta=9\text{ mm}, \delta_1=8\text{ mm}$) | Gang xám GX15-32 | Mài/cạo rà phẳng, bulông nền 6xM16 |
Nội dung chính theo từng phần của đồ án
Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền
Phần này thực hiện tính toán cân bằng năng lượng và động học toàn trạm dẫn động. Hiệu suất tổng của hệ thống được xác định qua hiệu suất của các cụm chi tiết: khớp nối đàn hồi ($\eta_k = 0,99$), 3 cặp bánh răng ($\eta_{br} = 0,97$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$) và bộ truyền xích hở ($\eta_x = 0,93$). Hiệu suất truyền động tổng thể đạt $\eta = 0,99 \times (0,97)^3 \times (0,99)^4 \times 0,93 = 0,807$.
Công suất cần thiết trên trục động cơ tính toán được là $P_{ct} = 8,051\text{ kW}$. Tác giả chọn động cơ điện xoay chiều ba pha kiểu 4A132M4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 11\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1458\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,87$, tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$ và mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.
Tỉ số truyền chung $u_t = 36,08$ được phân phối thành: tỉ số truyền khớp nối $u_k = 1$, tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 12$ (trong đó cấp nhanh phân đôi $u_1 = 4,05$, cấp chậm $u_2 = 2,97$) và tỉ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 3$. Số vòng quay thực tế trên trục công tác băng tải là $41,13\text{ vòng/phút}$, sai số so với yêu cầu ban đầu chỉ $1,7%$, nằm trong giới hạn cho phép ($< 5%$).
| Thông số động học / Động lực | Trục Động cơ | Trục I (Vào) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Ra) | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỉ số truyền từng cấp ($u$) | — | 1,00 | 4,05 | 2,97 | 3,00 |
| Vận tốc quay ($n$ - vg/ph) | 1458 | 1458 | 360 | 121,21 | 40,40 |
| Công suất trên trục ($P$ - kW) | 11,00 | 9,01 | 8,83 | 8,24 | 7,91 |
| Mômen xoắn ($T$ - Nmm) | 72.033 | 57.837 | 218.324 | 623.220 | 1.869.660 |
Phần 2: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn
Bộ truyền xích ngoài được thiết kế với điều kiện làm việc: công suất truyền $P = 7,91\text{ kW}$, tỉ số truyền $u_x = 3$, số vòng quay đĩa dẫn $n = 121,21\text{ vg/ph}$. Do số vòng quay thấp và tải trọng trung bình, tác giả lựa chọn xích ống con lăn một dãy. Số răng đĩa xích được chọn là số lẻ $Z_1 = 23$ răng (nhằm mòn đều răng) và đĩa bị dẫn $Z_2 = 69$ răng.
Hệ số điều kiện sử dụng xích $K = K_0 K_a K_{dc} K_{bt} K_d K_c = 1 \times 1 \times 1 \times 1,3 \times 1,2 \times 1,25 = 1,95$. Bước xích tra tiêu chuẩn đạt $p = 38,1\text{ mm}$ (thỏa mãn $p < p_{max} = 50,8\text{ mm}$). Số mắt xích chọn số chẵn $x = 128$ mắt, chiều dài xích $L = 4876,8\text{ mm}$, khoảng cách trục thực tế sau khi giảm để xích có độ võng hợp lý là $a = 1460\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm động học cho thấy số lần va đập của xích trong một giây $i = 1,45\text{ lần/s} < [i] = 20\text{ lần/s}$. Hệ số an toàn về quá tải $s$ lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 8,5$. Vật liệu đĩa xích là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 210 (đĩa nhỏ) và HB 170 (đĩa lớn), đảm bảo độ bền tiếp xúc chân răng. Lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục III được xác định là $F_r = 5397\text{ N}$.
Phần 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc gồm hai cấp: cấp nhanh phân đôi và cấp chậm. Cả hai cấp đều sử dụng vật liệu thép C45 tôi cải thiện nhóm I: bánh dẫn có độ rắn HB 245 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh bị dẫn có độ rắn HB 230 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
- Bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 125\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 2\text{ mm}$.
- Thông số hình học: Góc nghiêng răng $\beta = 36^\circ$, số răng $Z_1 = 22$, $Z_2 = 89$, bề rộng vành răng mỗi nhánh $b_w = 50\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_1 = 55\text{ mm}, d_2 = 220\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm sức bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 444,02\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,5\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} = 94,79\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 464\text{ MPa}$.
- Bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w2} = 200\text{ mm}$, môđun $m = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
- Thông số hình học: Số răng $Z_1 = 40$, $Z_2 = 119$, sử dụng dịch chỉnh góc ăn khớp $\alpha_w = 20,96^\circ$ ($x_1 = 0,138, x_2 = 0,373$), bề rộng bánh dẫn $b_{w1} = 85\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 80\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm sức bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 385,62\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} = 73,07\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 360\text{ MPa}$.
Phần 4: Tính toán thiết kế các trục và then
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có độ rắn HB 200, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 65\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 35\text{ MPa}$.
Tác giả xác định sơ bộ đường kính trục: Trục I có $d_1 = 40\text{ mm}$ (đầu vào $d_E = 36\text{ mm}$), Trục II có $d_2 = 40\text{ mm}$, Trục III có $d_3 = 55\text{ mm}$ (đầu ra lắp đĩa xích $d = 48\text{ mm}$). Lực ăn khớp được phân tích trên hai mặt phẳng thẳng đứng $(YOZ)$ và nằm ngang $(XOZ)$, kết hợp lực kéo từ bộ truyền xích và khớp nối đàn hồi để thiết lập các phương trình cân bằng tĩnh học mômen và phản lực tại các gối tựa.
Dựa trên biểu đồ mômen uốn tổng $M = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mômen xoắn $T$, mômen tương đương $M_{td} = \sqrt{M^2 + 0,75T^2}$ được tính toán tại từng tiết diện nguy hiểm:
- Trục I: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng ($M_{td} = 116.883\text{ Nmm}$), đường kính chọn $d = 42\text{ mm}$.
- Trục II: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí bánh răng cấp chậm ($M_{td} = 400.989\text{ Nmm}$), đường kính chọn $d = 50\text{ mm}$.
- Trục III: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng bị dẫn ($M_{td} = 624.985\text{ Nmm}$), đường kính chọn $d = 60\text{ mm}$.
Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho thấy tất cả các hệ số an toàn $s$ tại các tiết diện đều lớn hơn $[s] = 2,5 \div 3$. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh chống biến dạng dẻo khi quá tải đều thỏa mãn điều kiện ứng suất cho phép $[\sigma] = 272\text{ MPa}$. Các mối ghép then bằng thép C45 trên các đoạn trục đều đạt yêu cầu về độ bền dập $[\sigma_d]$ và độ bền cắt $[\tau_c]$.
Phần 5: Tính chọn ổ lăn và khớp nối trục đàn hồi
Tác giả lựa chọn loại ổ bi đỡ một dãy theo tiêu chuẩn GOST 8338-75 cho cả ba trục do lực dọc trục sinh ra từ bánh răng nghiêng cấp nhanh đã tự triệt tiêu lẫn nhau nhờ sơ đồ phân đôi:
- Trục I: Chọn hai ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 308 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}, C = 31,9\text{ kN}, C_0 = 21,7\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải trọng động quy ước và tải trọng tĩnh cho thấy ổ đạt tuổi thọ thiết kế $L_h = 28.896$ giờ.
- Trục II: Chọn hai ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 308 ($d = 40\text{ mm}$). Khả năng tải động tính toán lệch dưới $1%$ so với khả năng tải danh định, hoàn toàn đạt yêu cầu làm việc bền vững trong $22.752$ giờ.
- Trục III: Chọn hai ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 311 ($d = 55\text{ mm}, D = 120\text{ mm}, B = 29\text{ mm}, C = 56,0\text{ kN}, C_0 = 42,6\text{ kN}$), đảm bảo khả năng chịu tải trọng lớn truyền từ bộ truyền xích ngoài.
Khớp nối trục đàn hồi nối giữa trục động cơ và trục I được chọn loại có mômen danh định $T = 250\text{ Nm}$, vòng đàn hồi cao su chịu ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 3\text{ MPa}$ và chốt thép chịu ứng suất uốn $\sigma_u \le [\sigma_u] = 70\text{ MPa}$.
Phần 6: Thiết kế thân máy, các chi tiết phụ, dung sai lắp ghép và bôi trơn
Thân và nắp hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32. Bề mặt phân chia nắp và thân được đặt song song với mặt đáy.
- Kích thước hình học vỏ hộp: Chiều dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 50\text{ mm}$. Chiều dày bích thân và nắp $S_3 = S_4 = 17\text{ mm}$, chiều dày đế hộp $S_1 = 24\text{ mm}$.
- Hệ thống bu lông: 6 bu lông nền M16, bu lông cạnh ổ M12, bu lông ghép bích nắp và thân M10, vít ghép nắp ổ M8, vít nắp cửa thăm M8.
- Chi tiết phụ: Bu lông vòng M12 bằng thép 20/25 chịu tải nâng 350 kg; 2 chốt định vị hình côn ($d = 6\text{ mm}, l = 30\text{ mm}$); nắp cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$; nút thông hơi M27x2 lắp trên nắp cửa thăm; nút tháo dầu ren trụ M27x2 đặt tại đáy nghiêng $2^\circ$ của vỏ hộp; que thăm dầu dạng que cắm.
- Phương pháp bôi trơn: Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu sử dụng dầu ô tô máy kéo AK-20 (độ nhớt phù hợp vận tốc vòng $v = 3,81\text{ m/s}$). Bộ truyền xích ngoài bôi trơn nhỏ giọt định kỳ.
- Hệ thống dung sai và lắp ghép: Cấp chính xác gia công chế tạo: Trục cấp 6, lỗ cấp 7, bánh răng cấp 9, ổ lăn cấp 0.
| Vị trí mối lắp | Kích thước danh nghĩa | Kiểu lắp tiêu chuẩn | Sai lệch giới hạn lỗ / bạc | Sai lệch giới hạn trục / then |
|---|---|---|---|---|
| Bánh răng trên Trục II, III | $\phi 45, \phi 50, \phi 60\text{ mm}$ | $\text{H7/k6}$ | $ES = +25 \div +30,\mu\text{m}, EI = 0$ | $es = +18 \div +21,\mu\text{m}, ei = +2,\mu\text{m}$ |
| Đĩa xích trên Trục III | $\phi 48\text{ mm}$ | $\text{H7/k6}$ | $ES = +25,\mu\text{m}, EI = 0$ | $es = +18,\mu\text{m}, ei = +2,\mu\text{m}$ |
| Vòng trong ổ lăn lên Trục | $\phi 40, \phi 55\text{ mm}$ | $\text{k6}$ | Tiêu chuẩn ổ lăn | $es = +18 \div +21,\mu\text{m}, ei = +2,\mu\text{m}$ |
| Vòng ngoài ổ lăn vào Thân | $\phi 90, \phi 120\text{ mm}$ | $\text{H7}$ | $ES = +35,\mu\text{m}, EI = 0$ | Tiêu chuẩn ổ lăn |
| Then trên rãnh trục | $b = 10, 12, 14, 18\text{ mm}$ | $\text{N9/h9}$ | $ES = 0, EI = -36 \div -43,\mu\text{m}$ | $es = 0, ei = -36 \div -43,\mu\text{m}$ |
| Then trên rãnh moay-ơ | $b = 10, 12, 14, 18\text{ mm}$ | $\text{Js9/h9}$ | $ES = +18 \div +21,5,\mu\text{m}, EI = -18 \div -21,5,\mu\text{m}$ | $es = 0, ei = -36 \div -43,\mu\text{m}$ |
| Nắp ổ lăn vào thân hộp | $\phi 90, \phi 120\text{ mm}$ | $\text{H7/h6}$ | $ES = +30 \div +35,\mu\text{m}, EI = 0$ | $es = 0, ei = -22,\mu\text{m}$ |
Kết quả và đóng góp
Kết quả kỹ thuật đạt được
- Hoàn thiện hệ thống thông số dẫn động: Đã tính toán và lựa chọn thành công động cơ 4A132M4Y3 ($11\text{ kW}$) đáp ứng chính xác công suất cần thiết ($8,051\text{ kW}$), vận tốc quay đầu ra đạt $41,13\text{ vg/ph}$ với độ sai lệch vận tốc chỉ $1,7%$.
- Thiết kế tối ưu bộ truyền:
- Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy bước xích $p = 38,1\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1460\text{ mm}$, số mắt xích $x = 128$ đạt chuẩn độ bền va đập và quá tải.
- Cặp bánh răng nghiêng phân đôi cấp nhanh ($a_w = 125\text{ mm}$) và cặp bánh răng thẳng dịch chỉnh cấp chậm ($a_w = 200\text{ mm}$) đều thỏa mãn điều kiện tiếp xúc chống tróc rỗ bề mặt và uốn gãy chân răng với hệ số dự trữ an toàn cao.
- Kết cấu trục và gối đỡ tin cậy: Xác định đầy đủ kết cấu bậc của 3 trục; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s > 3$ và hệ số an toàn tĩnh đạt yêu cầu; lựa chọn chính xác các ổ bi đỡ số hiệu 308 và 311 cùng khớp nối đàn hồi $T = 250\text{ Nm}$.
- Hệ thống kết cấu vỏ và dung sai đồng bộ: Xây dựng bản vẽ kết cấu vỏ đúc gang GX15-32 và lập bảng quy chuẩn dung sai lắp ghép chi tiết cho toàn bộ các mối ghép động cơ, trục, then, bánh răng và nắp ổ.
Giải pháp kỹ thuật nổi bật
- Việc áp dụng sơ đồ phân đôi cấp nhanh cho hộp giảm tốc bánh răng trụ giúp tải trọng phân bố đều trên hai nửa vành răng, triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian (Trục II), từ đó cho phép sử dụng ổ bi đỡ một dãy thông thường thay vì phải dùng các loại ổ đũa côn phức tạp và đắt tiền hơn.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Quy trình tính toán trong đồ án chủ yếu dựa trên các công thức giải tích cổ điển và hệ số tra bảng bán thực nghiệm trong tài liệu thiết kế cơ khí, chưa tích hợp mô phỏng số 3D bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá tập trung ứng suất cục bộ tại các góc lượn trục hoặc phân bố nhiệt bên trong vỏ hộp.
- Chế độ tải trọng giả định chỉ xét trường hợp va đập nhẹ quay một chiều với công suất không đổi theo ca làm việc, chưa mô phỏng các chu kỳ tải trọng động biến thiên phức tạp trong thực tế vận hành băng tải công nghiệp nặng.
- Hướng phát triển mở rộng:
- Ứng dụng các phần mềm mô phỏng động lực học và độ bền (như ANSYS, SolidWorks Simulation) để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc nhằm giảm thể tích gang đúc mà vẫn giữ nguyên độ cứng vững.
- Bổ sung thiết kế hệ thống điều khiển tự động tích hợp biến tần điều tốc cho động cơ điện để khởi động êm và bảo vệ quá tải điện tử cho toàn bộ hệ thống băng tải.
Giá trị tham khảo
- Đối tượng sử dụng:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy đang thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
- Kỹ sư cơ khí tham khảo quy trình tính toán, tra cứu thông số kết cấu và lập bảng dung sai tiêu chuẩn cho các loại hộp giảm tốc công nghiệp.
- Các phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất:
- Toàn bộ chu trình phân tích lực không gian trên sơ đồ phân đôi cấp nhanh tại Phần 4.
- Quy trình tính toán dịch chỉnh góc ăn khớp bánh răng cấp chậm tại Phần 3.
- Bảng tổng hợp dung sai lắp ghép và quy cách chọn kiểu lắp cho toàn bộ các mối ghép trục - lỗ - then tại Phần 6.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao đồ án lại chọn phương án hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh thay vì hộp giảm tốc đồng trục hay khai triển tiêu chuẩn? Sơ đồ phân đôi cấp nhanh giúp phân chia mômen xoắn và lực ăn khớp thành hai nhánh đối xứng trên trục I và trục II. Nhờ các góc nghiêng răng ngược chiều nhau trên hai nhánh bánh răng nghiêng cấp nhanh, lực dọc trục $F_a$ tự triệt tiêu lẫn nhau, làm giảm biến dạng uốn trên trục và cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy thông thường thay vì phải dùng ổ đũa côn hay ổ đỡ chặn.
2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật ra sao và có đáp ứng đủ công suất yêu cầu không? Động cơ được chọn là động cơ xoay chiều 3 pha kiểu 4A132M4Y3 với công suất định mức $P_{dc} = 11\text{ kW}$, vận tốc quay $n_{dc} = 1458\text{ vg/ph}$. Công suất này lớn hơn công suất cần thiết tính toán trên trục động cơ ($P_{ct} = 8,051\text{ kW}$), đảm bảo hệ thống làm việc an toàn và có hệ số dự trữ mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
3. Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện được chỉ định cho các bánh răng trong hộp giảm tốc là gì? Cả hai cấp bánh răng đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh răng chủ động (bánh nhỏ) được nhiệt luyện đạt độ rắn HB 245 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh răng bị dẫn (bánh lớn) đạt độ rắn HB 230 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$). Độ rắn bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn $15\text{ HB}$ để đảm bảo độ mòn đồng đều trong quá trình ăn khớp.
4. Vì sao trục III và gối đỡ của nó phải dùng ổ bi đỡ cỡ lớn số hiệu 311 trong khi trục I và II chỉ dùng ổ 308? Trục III là trục đầu ra của hộp giảm tốc, chịu mômen xoắn lớn nhất ($T = 623.220\text{ Nmm}$) và chịu thêm lực căng hướng tâm rất lớn từ bộ truyền xích ngoài ($F_r = 5397\text{ N}$). Do đó, đường kính ngõng trục gối đỡ phải tăng lên $d = 55\text{ mm}$ và sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 311 ($C = 56,0\text{ kN}, C_0 = 42,6\text{ kN}$) để đảm bảo tuổi thọ làm việc định mức.
5. Kiểu lắp ghép tiêu chuẩn nào được quy định cho bánh răng và then trên các trục? Mối ghép bánh răng lên trục sử dụng kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ $\text{H7/k6}$ để tăng khả năng định tâm chính xác. Mối ghép then bằng thép C45 sử dụng kiểu lắp trung gian theo hệ thống trục: trên rãnh trục dùng kiểu lắp $\text{N9/h9}$ và trên rãnh moay-ơ bánh răng/đĩa xích dùng kiểu lắp $\text{Js9/h9}$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" của tác giả Ngô Hoàng Sơn là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn mực và có độ chính xác cao theo chương trình đào tạo kỹ sư tại Đại học Bách Khoa TP.HCM. Toàn bộ các bước từ tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền, thiết kế hình học - độ bền bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng, hệ thống trục - then - ổ lăn cho đến kết cấu vỏ hộp và chỉ định dung sai đều được thực hiện nhất quán theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên và kỹ sư trong lĩnh vực tính toán thiết kế máy công nghiệp.