Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học Chi tiết máy thuộc Khoa Cơ khí, Trường Đại học Kinh tế Kỹ thuật Công nghiệp (Bộ Công Thương), do nhóm sinh viên Vương Quang Huy, Phạm Tuấn Phong, Phạm Văn Nam và Phan Trung Hiếu thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Phạm Văn Liệu. Đề tài tập trung vào bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí phục vụ cho hệ thống băng tải làm việc một chiều trong sản xuất công nghiệp.
Hệ thống dẫn động được thiết kế với cấu trúc truyền động tổng thể gồm: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc hai cấp (gồm một cấp bánh răng trụ răng nghiêng và một cấp bánh răng trụ răng thẳng) $\rightarrow$ Bộ truyền đai dẹt ngoài $\rightarrow$ Băng tải công tác.
Mục tiêu và các thông số đầu vào được tác giả xác định cụ thể theo đề bài thiết kế kỹ thuật bao gồm:
- Lực kéo băng tải: $F = 2450\text{ N}$.
- Vận tốc băng tải: $v = 0,65\text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 380\text{ mm}$.
- Thời gian phục vụ định mức: $l_h = 22000\text{ giờ}$.
- Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, làm việc một chiều.
- Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\varphi = 30^\circ$.
- Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi: Chọn động cơ điện phù hợp, phân phối tỷ số truyền hợp lý cho toàn hệ thống và thực hiện đầy đủ các bước tính toán thiết kế động học, động lực học, độ bền cho các bộ truyền, trục, then, ổ lăn và vỏ hộp giảm tốc.
Phạm vi nghiên cứu và thiết kế giới hạn trong việc tính toán giải tích các thông số động lực học, kiểm nghiệm sức bền cơ học và xác lập kết cấu cơ khí của trạm dẫn động theo các tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy truyền thống.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và mô hình tính toán
Đồ án ứng dụng các nguyên lý nền tảng của môn học Cơ học máy, Sức bền vật liệu, Dung sai - Kỹ thuật đo và Chi tiết máy. Quy trình tính toán dựa trên các tài liệu giáo trình và sổ tay thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn (được tác giả dẫn chiếu là Tài liệu I và Tài liệu II trong văn bản), bao gồm:
- Mô hình xác định công suất cần thiết trên trục động cơ thông qua hiệu suất tổng của hệ thống dẫn động: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{brt} \cdot \eta_{brc} \cdot \eta_đ$.
- Khung lý thuyết tính toán động học và phân phối tỷ số truyền $i_c = i_đ \cdot i_{hgt} = i_đ \cdot i_1 \cdot i_2$.
- Mô hình tính toán bộ truyền đai dẹt theo công thức Xaverin xác định đường kính bánh đai và phương pháp kiểm nghiệm góc ôm, ứng suất có ích cho phép $[\sigma_0]$.
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền tiếp xúc $[\sigma]_{tx}$ và độ bền uốn $[\sigma]u$ của bộ truyền bánh răng theo tải trọng tĩnh và chu kỳ ứng suất mỏi tương đương ($N{tđ} \ge N_0$).
- Phương pháp giải tích kết cấu trục: lập sơ đồ đặt lực trong không gian, chuyển đổi về hai mặt phẳng tọa độ vuông góc ($xOz$ và $yOz$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực liên kết gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn/xoắn và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm.
Phương pháp nghiên cứu
- Phương pháp phân tích - tổng hợp giải tích: Sử dụng các công thức giải tích cơ học để xác định các thông số hình học, lực tác động và độ bền của từng chi tiết.
- Phương pháp tra cứu và chọn lọc theo tiêu chuẩn: Tra cứu các hệ số tải trọng ($K_{tt}, K_đ, K_{qt}$), ứng suất cho phép, kích thước tiêu chuẩn của động cơ điện (theo bảng tra động cơ 4AX), đai truyền, mô-đun bánh răng ($m_n = 1,5\text{ mm}$), then bằng, ổ lăn và dung sai lắp ghép từ sổ tay kỹ thuật.
- Phương pháp kiểm nghiệm bền: So sánh trực tiếp giá trị ứng suất phát sinh thực tế với ứng suất cho phép của vật liệu đã qua nhiệt luyện (thép 45 tôi cải thiện, thép 40 và thép 35 thường hóa).
Nguồn dữ liệu
Dữ liệu sử dụng trong đồ án là các hằng số cơ tính vật liệu, bảng thông số động cơ tiêu chuẩn Việt Nam, bảng kích thước tiêu chuẩn chi tiết máy và bảng tra hệ số thực nghiệm trong các tài liệu hướng dẫn thiết kế Chi tiết máy.
Nội dung chính theo từng chương
CHƯƠNG 1: Tính toán chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền và mô men xoắn trên các trục
Chương này tập trung xác định các thông số động lực học ban đầu cho toàn bộ hệ thống qua ba bước tính toán:
- Bước 1 (Chọn động cơ): Tính công suất làm việc trên trục máy công tác $N_{lv} = (F \cdot v)/1000 = (2450 \cdot 0,65)/1000 = 1,59\text{ kW}$. Dựa trên hiệu suất các bộ truyền ($\eta_k = 0,99; \eta_{ol} = 0,995; \eta_{brt} = 0,97; \eta_{brc} = 0,97; \eta_đ = 0,95$), xác định công suất cần thiết $N_{ct} = 1,8\text{ kW}$. Tốc độ quay của trục công tác đạt $n_{lv} = 32,67\text{ vg/ph}$. Số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} \approx 1404,81\text{ vg/ph}$. Nhóm tác giả lựa chọn động cơ điện kiểu 4AX90L4Y3 với công suất định mức $2,2\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $1420\text{ vg/ph}$ và hiệu suất $80%$.
- Bước 2 (Phân phối tỷ số truyền): Tỷ số truyền chung của hệ thống $i_c = n_{đc} / n_{lv} = 1420 / 32,6 = 43,56$. Tác giả chọn tỷ số truyền bộ truyền đai $i_đ = 2,6$, từ đó tỷ số truyền tổng của hộp giảm tốc là $i_{hgt} = 43,56 / 2,6 = 16,75$. Phân phối cho hai cấp bánh răng gồm: cấp nhanh (bánh răng nghiêng) $i_1 = 4,48$ và cấp chậm (bánh răng thẳng) $i_2 = 3,74$.
- Bước 3 (Xác định công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên các trục):
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục 1 (Đầu vào HGT) |
Trục 2 (Trung gian) |
Trục 3 (Đầu ra HGT) |
| Tỷ số truyền ($i$) |
— |
1,00 |
4,48 |
3,74 |
| Tốc độ quay ($n$, vg/ph) |
1420 |
1420 |
316,96 |
84,75 |
| Công suất ($N$, kW) |
1,80 |
1,791 (hoặc 1,673) |
1,73 |
1,673 |
| Mô-men xoắn ($T$, N.mm) |
12105,63 |
12045,10 |
52124,90 |
188520,94 |
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
Chương này thực hiện thiết kế bộ truyền đai dẹt đặt ở đầu ra của hệ thống:
- Chọn loại đai: Đai vải cao su có giá thành rẻ và làm việc tốt trong môi trường ẩm ướt.
- Xác định đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ tính theo công thức Xaverin đạt $d_1 = (297 \div 351)\text{ mm}$, chuẩn hóa chọn $d_1 = 320\text{ mm}$. Đường kính bánh đai lớn tính toán sơ bộ đạt $823\text{ mm}$, chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 800\text{ mm}$. Kiểm tra sai số số vòng quay đạt $3%$ (nằm trong giới hạn cho phép $3% \div 5%$).
- Khoảng cách trục và chiều dài đai: Chiều dài đai tối thiểu tính toán $L_{min} = 474\text{ mm}$. Sau khi kiểm tra điều kiện khoảng cách trục sơ bộ không thỏa mãn, tác giả chọn lại khoảng cách trục $A = 2300\text{ mm}$ để nâng cao tuổi thọ đai.
- Kiểm nghiệm góc ôm và tiết diện đai: Góc ôm trên bánh nhỏ đạt $\alpha_1 = 168^\circ 10'$, thỏa mãn điều kiện $\alpha_1 \ge 150^\circ$.
- Ứng suất và lực căng: Chọn ứng suất căng ban đầu $\sigma_0 = 1,8\text{ N/mm}^2$; ứng suất có ích cho phép $[\sigma_0]0 = 2,25\text{ N/mm}^2$. Các hệ số hiệu chỉnh gồm $C\alpha = 0,97; C_v = 1,03; C_t = 0,8; C_b = 1,0$. Tính toán chiều rộng đai, chiều rộng bánh đai $B$, lực căng ban đầu $S_0$ và lực tác dụng lên trục.
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Chương này chia làm hai phần thiết kế chi tiết cho hai cấp truyền động:
1. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng)
- Vật liệu và ứng suất cho phép: Bánh nhỏ dùng thép 45 tôi cải thiện, bánh lớn dùng thép 40 thường hóa. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx} = 520\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 191,1\text{ N/mm}^2$.
- Thông số hình học: Khoảng cách trục $A = 85\text{ mm}$; mô-đun pháp $m_n = 1,5\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $Z_1 = 20$; số răng bánh lớn $Z_2 = 90$; tổng số răng $Z_t = 110$; góc nghiêng răng $\beta = 14^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_n = 20^\circ$; chiều rộng vành răng $b = 34\text{ mm}$; hệ số chiều rộng bánh răng $\psi_{ba} = 0,4$; hệ số tải trọng $K = 1,374$.
- Kích thước chế tạo: Đường kính đỉnh răng $D_{e1} = 142,09\text{ mm}$, đường kính chân răng $D_{i1} = 135,34\text{ mm}$, chiều cao răng $h = 3,375\text{ mm}$, độ hở hướng tâm $c = 0,25 \cdot m_n$.
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 779,62\text{ N}$; lực hướng tâm $F_r = 299,86\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 194,47\text{ N}$.
2. Thiết kế bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)
- Vật liệu và cơ tính: Bánh nhỏ chế tạo từ thép 40 thường hóa ($HB = 180, \sigma_{bk} = 540\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 270\text{ N/mm}^2$); bánh lớn chế tạo từ thép 35 thường hóa ($HB = 160, \sigma_{bk} = 480\text{ N/mm}^2, \sigma_{ch} = 240\text{ N/mm}^2$).
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc $[\sigma]{tx} = 468\text{ N/mm}^2$; hệ số an toàn uốn $n = 1,9$; hệ số tập trung ứng suất $K\sigma = 1,8$.
- Thông số hình học: Mô-đun $m = 1,5\text{ mm}$; số răng $Z_1 = 37, Z_2 = 138$; góc ăn khớp $\alpha_n = 20^\circ$; khoảng cách trục $A = 130,75\text{ mm}$; chiều rộng bánh răng $b = 52,3\text{ mm}$; đường kính vòng chia $d_1 = 55,5\text{ mm}, d_2 = 207\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $D_{e1} = 210\text{ mm}$; cấp chính xác chế tạo: cấp 9.
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 1878,37\text{ N} \approx 1978\text{ N}$; lực hướng tâm $F_r = 648,61\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$.
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
- Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 thường hóa có giới hạn bền kéo $\sigma_{bk} = 600\text{ N/mm}^2$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 300\text{ N/mm}^2$, độ cứng $HB = 170 \div 220$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 8 \div 20\text{ MPa}$.
- Tính sơ bộ đường kính trục:
- Trục động cơ: $d_{đc} = 25\text{ mm}$.
- Trục 1 (nối khớp): chọn $d_1 = 30\text{ mm}$.
- Trục 2: chọn $d_2 = 35\text{ mm}$.
- Trục 3: tính toán $d_3 \ge 38,91\text{ mm}$, chọn $d_3 = 40\text{ mm}$.
- Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực: Chọn chiều rộng ổ lăn sơ bộ $b_{01} = 19\text{ mm}, b_{02} = 21\text{ mm}, b_{03} = 23\text{ mm}$; chiều dài nửa khớp nối đàn hồi $l_{mk} = 50\text{ mm}$; chiều dài mayơ bánh răng $l_{mx} = 55\text{ mm}$; khoảng cách an toàn $k_1 = 8 \div 15\text{ mm}, k_2 = 5\text{ mm}, k_3 = 15\text{ mm}, h_n = 17\text{ mm}$.
- Phân tích lực và phản lực gối đỡ:
- Trục 1: Lực khớp nối $F_k$ tác dụng theo phương $X$ ($D_0 = 50\text{ mm}$). Phản lực trong mặt phẳng $yOz$: $F_{y10} = 160,37\text{ N}; F_{y11} = 132,62\text{ N}$. Mô-men uốn tổng và tương đương tại tiết diện nguy hiểm $M_{tđ1} = 38569,98\text{ N.mm}$, chọn đường kính trục kiểm nghiệm $d_{11} = 15\text{ mm}$ (dùng then $8 \times 7\text{ mm}$) và $d_{13} = 30\text{ mm}$ (then $10 \times 8\text{ mm}$).
- Trục 2: Phản lực gối đỡ mặt phẳng $yOz$: $F_{y20} = 635,96\text{ N}; F_{y21} = 511,04\text{ N}$. Đường kính tại tiết diện nguy hiểm chọn $d_{21} = d_{23} = 32\text{ mm} \div 35\text{ mm}$ (then $10 \times 8\text{ mm}$).
- Trục 3: Phản lực mặt phẳng $yOz$: $F_{y30} = 2134,54\text{ N}; F_{y31} = 1426,17\text{ N}$; trong mặt phẳng $xOz$: $F_{x30} = 2966,21\text{ N}; F_{x31} = 3202,21\text{ N}$. Mô-men xoắn $T_3 = 188520,94\text{ N.mm}$. Đường kính các đoạn trục tính toán kiểm nghiệm đạt $d_{33} = 40\text{ mm} \div 48\text{ mm}$ và $d_{34} = 42\text{ mm} \div 45\text{ mm}$ (then $14 \times 9\text{ mm}$).
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Tính toán các hệ số tập trung ứng suất bề mặt $K_x = 1,06$, hệ số tăng bền $K_y = 1$, hệ số tập trung ứng suất khi uốn $\sigma_v = 1,76$ và khi xoắn $\tau_v = 1,54$, xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo điều kiện làm việc lâu dài.
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
- Tính toán chọn ổ lăn: Xác định tải trọng quy ước tương đương tác dụng lên ổ trên từng trục dựa vào phản lực gối đỡ tổng hợp; lựa chọn loại ổ lăn đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ một dãy phù hợp với từng trục theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$.
- Tính toán chọn then: Lựa chọn quy cách then bằng theo đường kính trục ($8 \times 7\text{ mm}, 10 \times 8\text{ mm}, 14 \times 9\text{ mm}$); kiểm nghiệm độ bền dập $\sigma_d$ và độ bền cắt $\tau_c$ trên bề mặt tiếp xúc của then với trục và mayơ bánh răng/khớp nối.
- Tính toán chọn khớp nối: Lựa chọn khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết giữa trục động cơ và trục 1 dựa trên mô-men xoắn danh nghĩa và đường kính trục vào.
CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC
- Chọn loại vỏ hộp: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, dạng nắp và thân ghép đôi qua mặt phẳng nằm ngang đi qua tâm các trục.
- Tính toán thông số hình học vỏ hộp: Xác định chiều dày thân hộp, chiều dày nắp hộp, gân tăng cứng, chiều dày mặt bích ghép nắp và thân, đường kính các bu-lông nền, bu-lông nắp ổ, bu-lông ghép bích và khoảng cách lắp ghép theo các công thức thực nghiệm tiêu chuẩn.
- Các chi tiết phụ: Bố trí nút thông hơi, nút tháo dầu, que thăm dầu và nắp quan sát trên vỏ hộp.
CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
- Bôi trơn bánh răng: Sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc với mức dầu ngập chân răng sâu từ $(1 \div 3)$ lần chiều cao răng.
- Dầu bôi trơn: Lựa chọn chủng loại dầu công nghiệp có độ nhớt phù hợp với vận tốc vòng và áp suất tiếp xúc của các bộ truyền bánh răng.
- Lắp bánh răng và điều chỉnh ăn khớp: Trình bày quy trình lắp ghép bánh răng lên trục bằng mối ghép then và lắp căng; sử dụng các tấm đệm kim loại dưới nắp ổ để điều chỉnh khe hở trục và vết ăn khớp của răng.
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán kỹ thuật chính
Đồ án đã xác lập đầy đủ hệ thống thông số thiết kế cho trạm dẫn động băng tải:
| Bộ phận truyền động |
Thông số kết cấu chính |
Thông số tải trọng & Ứng suất |
| Động cơ điện |
Model: 4AX90L4Y3, $P = 2,2\text{ kW}, n = 1420\text{ vg/ph}$ |
$N_{ct} = 1,8\text{ kW}, \eta = 80%$ |
| Bộ truyền đai dẹt |
$d_1 = 320\text{ mm}, d_2 = 800\text{ mm}, A = 2300\text{ mm}$ |
$\alpha_1 = 168^\circ 10', \sigma_0 = 1,8\text{ N/mm}^2$ |
| Cấp nhanh (Răng nghiêng) |
$Z_1 = 20, Z_2 = 90, m_n = 1,5\text{ mm}, \beta = 14^\circ, A = 85\text{ mm}$ |
$[\sigma]_{tx} = 520\text{ N/mm}^2, F_t = 779,62\text{ N}$ |
| Cấp chậm (Răng thẳng) |
$Z_1 = 37, Z_2 = 138, m = 1,5\text{ mm}, A = 130,75\text{ mm}$ |
$[\sigma]_{tx} = 468\text{ N/mm}^2, F_t = 1878,37\text{ N}$ |
| Hệ thống trục |
Thép 45 thường hóa; $d_1 = 30\text{ mm}, d_2 = 35\text{ mm}, d_3 = 40\text{ mm}$ |
Đảm bảo độ bền mỏi và mô-men xoắn $T_3 = 188520,94\text{ N.mm}$ |
Đóng góp thực tiễn của đề tài
- Cung cấp quy trình tính toán hoàn chỉnh từ động học, động lực học đến kết cấu cơ khí cho hệ thống truyền động băng tải hai cấp kết hợp bộ truyền ngoài.
- Giải quyết bài toán phân phối tỷ số truyền tối ưu giữa bộ truyền đai ($i_đ = 2,6$) và hai cấp bánh răng ($i_1 = 4,48; i_2 = 3,74$), giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo điều kiện làm việc 2 ca liên tục trong $22000\text{ giờ}$.
- Cung cấp đầy đủ các biểu đồ phân tích lực và cơ sở chọn kích thước trục, then và ổ lăn chính xác theo các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo máy.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế
- Nội dung tính toán chủ yếu dựa trên phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra bảng thực nghiệm, chưa áp dụng các phương pháp mô phỏng số hiện đại (như phân tích phần tử hữu hạn FEA để đánh giá trường ứng suất tập trung trên vỏ hộp và trục).
- Chưa có phần kiểm chứng thực nghiệm hoặc chế tạo mẫu thử thực tế để đánh giá chính xác độ ồn, độ rung và dao động nhiệt của dầu bôi trơn trong quá trình vận hành liên tục.
- Trong quá trình tính toán sơ bộ có một số sai lệch nhỏ về số liệu đầu vào giữa các bước (như vận tốc $v = 0,65\text{ m/s}$ và $0,75\text{ m/s}$ ở phần tính công suất sơ bộ).
Hướng phát triển
- Ứng dụng các phần mềm thiết kế 3D chuyên ngành (Autodesk Inventor, AutoCAD Mechanical) để xây dựng mô hình không gian, kiểm tra va chạm động học và xuất bản vẽ chế tạo chi tiết.
- Thực hiện mô phỏng phân tích ứng suất và biến dạng trên trục và vỏ hộp bằng phần mềm chuyên dụng (ANSYS, SolidWorks Simulation) để tối ưu hóa khối lượng kết cấu vỏ gang.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo hữu ích cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Công nghiệp khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
Các nội dung có giá trị tham khảo cao gồm:
- Quy trình phân phối tỷ số truyền và xác định công suất trên các trục của hệ thống dẫn động băng tải.
- Trình tự tính toán chi tiết bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc và uốn.
- Phương pháp phân tích lực không gian trên các trục, thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học và kiểm nghiệm trục chịu tải phức hợp (uốn kết hợp xoắn).
Câu hỏi thường gặp
1. Hệ thống dẫn động sử dụng loại động cơ điện nào và thông số kỹ thuật ra sao?
Đồ án lựa chọn động cơ điện kiểu 4AX90L4Y3. Động cơ này có công suất định mức $2,2\text{ kW}$, tốc độ quay $1420\text{ vg/ph}$, hiệu suất làm việc $80%$, đáp ứng yêu cầu công suất cần thiết tính toán $N_{ct} = 1,8\text{ kW}$ và tốc độ sơ bộ $n_{sb} = 1404,81\text{ vg/ph}$.
2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối như thế nào?
Tổng tỷ số truyền của toàn hệ thống là $i_c = 43,56$. Tỷ số này được phân bổ cho bộ truyền đai ngoài là $i_đ = 2,6$ và hộp giảm tốc hai cấp là $i_{hgt} = 16,75$. Trong hộp giảm tốc, cấp nhanh (bánh răng nghiêng) có tỷ số truyền $i_1 = 4,48$ và cấp chậm (bánh răng thẳng) có tỷ số truyền $i_2 = 3,74$.
3. Vật liệu và các thông số hình học cơ bản của bộ truyền cấp nhanh là gì?
Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng với bánh nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện, bánh lớn làm bằng thép 40 thường hóa. Các thông số hình học gồm: mô-đun pháp $m_n = 1,5\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 20, Z_2 = 90$, góc nghiêng răng $\beta = 14^\circ$, khoảng cách trục $A = 85\text{ mm}$ và chiều rộng vành răng $b = 34\text{ mm}$.
4. Tại sao khoảng cách trục của bộ truyền đai ngoài được chọn là 2300 mm?
Khi tính toán theo công thức sơ bộ với chiều dài đai tối thiểu $L_{min} = 474\text{ mm}$, điều kiện khoảng cách trục không thỏa mãn yêu cầu kết cấu. Tác giả đã hiệu chỉnh chọn lại $A = 2300\text{ mm}$ để đảm bảo góc ôm trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 168^\circ 10' \ge 150^\circ$, đồng thời giúp tăng tuổi thọ làm việc của đai.
5. Vật liệu chế tạo trục và kích thước đường kính sơ bộ trên các trục được chọn ra sao?
Các trục được chế tạo từ thép 45 thường hóa có giới hạn bền kéo $\sigma_{bk} = 600\text{ N/mm}^2$ và giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 300\text{ N/mm}^2$. Kích thước đường kính sơ bộ được chọn lần lượt là: Trục 1 có $d_1 = 30\text{ mm}$, Trục 2 có $d_2 = 35\text{ mm}$, và Trục 3 có $d_3 = 40\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của nhóm sinh viên Trường Đại học Kinh tế Kỹ thuật Công nghiệp đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động băng tải một chiều với hộp giảm tốc hai cấp kết hợp bộ truyền đai. Toàn bộ các bước chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng nghiêng/thẳng, kết cấu trục, ổ lăn và vỏ hộp đều được thực hiện nhất quán theo phương pháp giải tích và tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí. Kết quả nghiên cứu cung cấp cơ sở dữ liệu kỹ thuật rõ ràng, phục vụ tốt cho công tác học tập, tra cứu và thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí tương tự.
