Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí tại các trường kỹ thuật, môn học Chi tiết máy và Đồ án môn học Chi tiết máy giữ vai trò cầu nối cơ bản giữa khối kiến thức lý thuyết cơ sở (Toán học, Vật lý, Cơ học lý thuyết, Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu) với thực tế thiết kế, chế tạo máy công cụ và máy công tác. Bản thuyết minh đồ án môn học của tác giả Nguyễn Phương Nam (sinh viên lớp Công nghệ chế tạo cơ khí K60, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Giao thông Vận tải; dưới sự hướng dẫn của giảng viên Ngô Anh Vũ vào năm 2020) tập trung giải quyết bài toán thiết kế trạm dẫn động cơ khí phục vụ cho máy công tác ngành công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải.

Nhiệm vụ kỹ thuật được giao thuộc Đề 10, Phương án 3 với đề tài cụ thể: Thiết kế trạm dẫn động băng tải. Các yêu cầu và điều kiện làm việc ban đầu được xác định rõ ràng qua 5 thông số kỹ thuật:

  1. Lực vòng tác dụng trên băng tải: $P = 1.000\text{ kg} = 10.000\text{ N}$.
  2. Vận tốc làm việc của băng tải: $V = 0,8\text{ m/s}$.
  3. Đường kính trong của tang băng tải: $D = 300\text{ mm}$.
  4. Thời hạn phục vụ của hệ thống: $a = 6\text{ năm}$ (làm việc 2 ca/ngày, chế độ tải trọng có va đập nhẹ).
  5. Sai số vận tốc cho phép: $\pm 5%$.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là trạm dẫn động băng tải cơ khí, cấu thành từ động cơ điện xoay chiều, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng, bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp và hệ thống trục truyền động, ổ đỡ, nối trục. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học hệ dẫn động, xác định công suất và chọn động cơ điện tiêu chuẩn; tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền xích; tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc; xác định kết cấu, phân tích lực và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục dẫn động.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế kỹ thuật

Nội dung thuyết minh đồ án được xây dựng dựa trên lý thuyết thiết kế chi tiết máy truyền thống, kết hợp giữa tính toán lý thuyết giải tích và các hệ số tra cứu thực nghiệm kỹ thuật cơ khí. Các tài liệu quy chuẩn và giáo trình chuyên ngành chính được tác giả sử dụng làm căn cứ tính toán bao gồm:

  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của PGS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.
  • Chi tiết máy (Tập 1 và Tập 2) của GS. TS. Nguyễn Trọng Hiệp.
  • Dung sai lắp ghép của GS. TS. Ninh Đức Tốn.

Phương pháp nghiên cứu và thiết kế thực tế đã triển khai gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí: Phân tích tổn hao cơ học qua chuỗi hiệu suất nối tiếp của các cụm truyền động (ổ lăn, bánh răng, bộ truyền xích, khớp nối) để xác định hiệu suất chung $\eta$; quy đổi lực vòng và vận tốc trên tang băng tải thành công suất làm việc $P_{lv}$ và công suất tương đương $P_{td}$; tính toán số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb}$ và phân phối tỷ số truyền tổng $u_t$ cho các cụm truyền động cấp nhanh, cấp chậm và bộ truyền ngoài.
  • Phương pháp tính toán thiết kế truyền động xích: Xác định bước xích $p$ dựa trên chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề; tính toán số răng đĩa xích, khoảng cách trục, số mắt xích; kiểm nghiệm độ bền quá tải theo hệ số an toàn phá hỏng $s$; tính toán ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích và lực căng tác dụng lên trục.
  • Phương pháp tính toán truyền động bánh răng: Ứng dụng tiêu chuẩn tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H]$ và độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$ theo chu kỳ mỏi cơ sở $N_{HO}, N_{FO}$; xác định khoảng cách trục sơ bộ $a_w$, môđun pháp $m$, số răng $z$, góc nghiêng $\beta$; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, ứng suất uốn $\sigma_F$ và ứng suất cực đại khi quá tải $\sigma_{H\max}, \sigma_{F\max}$.
  • Phương pháp thiết kế trục và kiểm nghiệm bền mỏi: Phân tích lực tác dụng từ bánh răng và khớp nối trong không gian ba chiều; phân rã lực thành hai mặt phẳng tọa độ $xOy$ (mặt phẳng đứng) và $xOz$ (mặt phẳng ngang); viết phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn; lập biểu đồ mômen uốn, mômen xoắn tương đương để định đường kính sơ bộ các đoạn trục; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và lắp ghép căng theo tiêu chuẩn độ bền mỏi chu trình đối xứng và mạch động.

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Tính toán hệ dẫn động cơ khí

Phần này thực hiện chuỗi tính toán động học và động lực học để chọn động cơ điện và xác định các thông số đầu vào cho toàn bộ hệ thống dẫn động:

  • Hiệu suất chung của hệ thống: Với hệ thống gồm 1 bộ truyền xích ($\eta_x = 0,92$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 2 cặp bánh răng ăn khớp ($\eta_{br} = 0,97$) và khớp nối ($\eta_k = 1$), hiệu suất tổng được xác định là: $$\eta = \eta_x \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br}^2 = 0,92 \cdot 0,99^3 \cdot 0,97^2 = 0,815$$
  • Công suất yêu cầu và công suất động cơ: Công suất làm việc trên trục tang: $$P_{lv} = \frac{F \cdot V}{1000} = \frac{10.000 \cdot 0,8}{1000} = 8\text{ kW}$$ Xét chu trình thay đổi tải trọng, công suất tương đương xác định được $P_{td} = 7,04\text{ kW}$. Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{7,04}{0,815} = 8,63\text{ kW}$.
  • Xác định số vòng quay và chọn động cơ: Số vòng quay trục máy công tác $n_{lv} = \frac{60.000 \cdot V}{\pi \cdot D} = \frac{60.000 \cdot 0,8}{\pi \cdot 300} \approx 50,95\text{ vòng/phút}$. Chọn sơ bộ tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp $u_1 = 10$, tỷ số truyền xích $u_2 = 2 \rightarrow u_t = 20$, suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 50,95 \cdot 20 = 1019\text{ vòng/phút}$. Động cơ được chọn là loại động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A160S6Y3 với công suất danh định $P_{đc} = 11\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đb} = 970\text{ vòng/phút}$ (thỏa mãn $P_{đc} > P_{ct}$).
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống $u_t = \frac{970}{50,95} = 19,03$. Tác giả chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_h = 10$, phân bổ cho cấp nhanh $u_1 = 3,58$ và cấp chậm $u_2 = 2,79$. Tỷ số truyền bộ truyền xích $u_x = \frac{19,03}{10} = 1,9$. Sai số tỷ số truyền tính toán so với yêu cầu là $0,6% < 5%$.
  • Bảng tổng hợp thông số động học và lực trên các trục:
Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Vào hộp) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra hộp) Trục IV (Công tác)
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 1$ $u_n = 3,58$ $u_c = 2,79$ $u_x = 1,9$
Số vòng quay ($n$ - v/ph) 970 970 270,95 97,1 51,1
Công suất ($P$ - kW) 11 8,6 8,28 7,72 7,04
Mômen xoắn ($T$ - N.mm) 108.298,9 84.670,1 291.839,8 759.279,1 1.315.694,0

Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động

1. Thiết kế bộ truyền xích

  • Lựa chọn loại xích: Tác giả chọn xích con lăn một dãy vì ưu điểm giảm ma sát (thay ma sát trượt bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa), độ bền cao hơn xích ống, dễ chế tạo hơn xích răng và phụ tùng phổ biến trên thị trường.
  • Thông số hình học và bộ truyền: Chọn số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 25 \ge z_{\min}$, từ đó tính số răng đĩa lớn $z_2 = 1,9 \cdot 25 = 47,5 \rightarrow$ chọn $z_2 = 48 \le z_{\max} = 120$. Tỷ số truyền thực tế bộ truyền xích là $u_x = \frac{48}{25} = 1,92$.
  • Bước xích và kiểm nghiệm bền: Tính toán công suất tính toán qua hệ số răng $k_z = 1$, hệ số vòng quay $k_n = 1,02$, hệ số điều kiện làm việc $k = 2,4375$ suy ra $P_t = 15,015\text{ kW} \le [P] = 19,3\text{ kW}$. Chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 31,75\text{ mm}$ (nhỏ hơn $p_{\max} = 50,8\text{ mm}$).
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a = 30p = 952,5\text{ mm}$, tính ra số mắt xích chẵn $x = 100$. Tính lại khoảng cách trục đạt $a = 966,68\text{ mm}$, sau đó giảm một lượng $\Delta a = 0,003a \approx 2,9\text{ mm}$ để chống căng xích, khoảng cách trục thực tế là $a = 963,78\text{ mm}$.
  • Kích thước đĩa xích và lực tác dụng: Đĩa xích dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng bề mặt 170–210 HB, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500 \div 600\text{ MPa}$. Đường kính vòng chia đĩa nhỏ $d_1 = 253,32\text{ mm}$, đĩa lớn $d_2 = 525,85\text{ mm}$. Lực vòng $F_t = 2328,04\text{ N}$, lực ly tâm $F_v = 13,57\text{ N}$, lực căng ban đầu $F_0 = 144,14\text{ N}$. Hệ số an toàn quá tải $s > [s] = 8,5$. Lực tác dụng lên trục được xác định là $F_r = 1,15 \cdot F_t = 2677,25\text{ N}$.

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

  • Vật liệu: Bánh nhỏ dùng thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 241–285, chọn HB 250 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$). Bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 192–240, chọn HB 235 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 504,54\text{ MPa}$. Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma_{F1}] = 257,1\text{ MPa}$, bánh lớn $[\sigma_{F2}] = 241,7\text{ MPa}$. Ứng suất quá tải tiếp xúc $[\sigma_H]{\max} = 1624\text{ MPa}$, quá tải uốn $[\sigma_F]{\max} = 464\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Khoảng cách trục sơ bộ tính được và chọn $a_{w1} = 110\text{ mm}$. Môđun pháp chọn $m = 1,5\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng $b_{w1} = 33\text{ mm}$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 32$, bánh lớn $z_2 = 111$, tỷ số truyền $u_m = 3,58$, góc nghiêng răng $\beta = 14,488^\circ$. Đường kính chia $d_1 = 49,6\text{ mm}$ (vòng lăn $d_{w1} = 48\text{ mm}$), $d_2 = 172\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc bề mặt răng $\sigma_H = 432,6\text{ MPa} < [\sigma_H] = 504,54\text{ MPa}$ (và đạt $[\sigma_H]' = 756,81\text{ MPa}$ sau khi nhân các hệ số chính xác). Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 103\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 97,58\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$. Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn đều đạt điều kiện bền.

3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

  • Vật liệu và ứng suất cho phép: Tương tự cấp nhanh, chọn thép 45 tôi cải thiện với HB 250 cho bánh dẫn và HB 235 cho bánh bị dẫn; ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 504,54\text{ MPa}$; ứng suất uốn bánh nhỏ $[\sigma_{F1}] = 257,1\text{ MPa}$, bánh lớn $[\sigma_{F2}] = 241,7\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Khoảng cách trục tính được và quy chuẩn $a_{w2} = 150\text{ mm}$. Môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng $b_{w2} = 45\text{ mm}$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 31$, bánh lớn $z_2 = 87$, tỷ số truyền thực tế $u_m = 2,806$, góc nghiêng răng $\beta = 10,486^\circ$. Đường kính lăn bánh nhỏ $d_{w2} = 78,82\text{ mm}$, đường kính chia bánh lớn $d_2 = 221,2\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc. Ứng suất uốn tính toán: $\sigma_{F1} = 87,49\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 257,1\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 82,88\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 241,7\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm quá tải đảm bảo an toàn tuyệt đối khi vận hành.

Phần III: Thiết kế các chi tiết đỡ nối

Nội dung trọng tâm của phần này là tính toán kết cấu trục I (trục vào của hộp giảm tốc) và bố trí không gian kết cấu:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, độ cứng 200 HB, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
  • Đường kính sơ bộ các trục:
    • Trục I: $T_1 = 84.670,1\text{ N.mm}$, lấy $[\tau] = 30\text{ MPa} \rightarrow d_1 \ge 24,17\text{ mm} \rightarrow$ chọn $d_1 = 25\text{ mm}$ (chiều rộng ổ lăn $b_{01} = 17\text{ mm}$).
    • Trục II: $T_2 = 291.839,8\text{ N.mm}$, lấy $[\tau] = 35\text{ MPa} \rightarrow d_2 \ge 34,6\text{ mm} \rightarrow$ chọn $d_2 = 35\text{ mm}$ ($b_{02} = 21\text{ mm}$).
    • Trục III: $T_3 = 759.279,1\text{ N.mm} \rightarrow$ chọn $d_3 = 40\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực: Chọn các khoảng hở kết cấu theo bảng tiêu chuẩn: khe hở giữa chi tiết quay và thành trong vỏ hộp $k_1 = 10\text{ mm}$, khoảng cách ổ lăn đến thành hộp $k_2 = 10\text{ mm}$, khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 15\text{ mm}$, chiều cao bu-lông nắp ổ $h_n = 20\text{ mm}$.
    • Trục II làm chuẩn: $l_{22} = 53\text{ mm}$, $l_{23} = 110,5\text{ mm}$, khoảng cách gối tựa $l_{24} = 221\text{ mm}$.
    • Trục I: Chiều dài công xôn nối trục $l_{c12} = 63,5\text{ mm}$, khoảng cách gối tựa $l_{11} = 221\text{ mm}$, vị trí đặt bánh răng $l_{13} = 110,5\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và phản lực liên kết trên trục I:
    • Lực từ bánh răng nghiêng: Lực vòng $F_{t1} = \frac{2T_1}{d_{w1}} = \frac{2 \cdot 84.670,1}{48} = 3527\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = 532,87\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = 911,27\text{ N}$.
    • Lực từ khớp nối đàn hồi tác dụng lên đầu trục công xôn: $F_k = 250\text{ N}$ (với lực vòng khớp nối $F_t = 1045,68\text{ N}$).
    • Phản lực liên kết tại hai gối đỡ $B$ và $D$: Trong mặt phẳng $xOy$, phản lực $D_y = 227,92\text{ N}$ và $B_y = 304,95\text{ N}$; trong mặt phẳng $xOz$, phản lực $D_z = 758,06\text{ N}$ và $B_z = 364,4\text{ N}$.
  • Xác định đường kính các đoạn trục I:
    • Tiết diện A (lắp khớp nối): $M_{tdA} = 73.326,45\text{ N.mm} \rightarrow d_A = 20\text{ mm}$.
    • Tiết diện B (ngõng trục lắp ổ lăn): $M_{tdB} = 32.645,9\text{ N.mm} \rightarrow d_B = 25\text{ mm}$.
    • Tiết diện C (vị trí lắp bánh răng cấp nhanh): $M_{tdC} = 94.688,97\text{ N.mm} \rightarrow d_C = 30\text{ mm}$.
    • Tiết diện D (lắp ổ lăn còn lại): chọn $d_D = 25\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm C:
    • Vật liệu thép C45 thường hóa có giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 0,436 \cdot \sigma_b = 261,6\text{ MPa}$.
    • Tại tiết diện C lắp then: mômen uốn $M_C = 90.289,88\text{ N.mm}$, ứng suất uốn $\sigma_C = 39,43\text{ MPa}$, ứng suất xoắn $\tau_{mC} = \tau_{aC} = 8,56\text{ MPa}$.
    • Hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và kiểu lắp ghép $k6$: $k_{\sigma d} = 2,12$ và $k_{\tau d} = 1,96$.
    • Hệ số an toàn uốn tính được $S_{\sigma C} = 3,13 > [s] = 1,5 \div 2,5$. Trục I đảm bảo điều kiện an toàn về độ bền mỏi.

Kết quả và đóng góp

1. Bảng tổng hợp các thông số kỹ thuật then chốt của hệ thống dẫn động

Hạng mục cụm chi tiết Thông số đặc trưng chính Giá trị tính toán thiết kế Đơn vị đo
Động cơ điện Kiểu động cơ 4A160S6Y3 -
Công suất danh định ($P_{đc}$) 11 kW
Tốc độ quay đồng bộ ($n_{đb}$) 970 vòng/phút
Bộ truyền xích ngoài Loại xích Xích con lăn 1 dãy -
Bước xích ($p$) / Số mắt xích ($x$) 31,75 / 100 mm / mắt
Số răng đĩa xích ($z_1 / z_2$) 25 / 48 răng
Khoảng cách trục xích ($a$) 963,78 mm
Lực tác dụng lên trục ($F_r$) 2677,25 N
Bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục ($a_{w1}$) / Môđun ($m$) 110 / 1,5 mm / mm
Số răng ($z_1 / z_2$) / Tỷ số truyền ($u_m$) 32 / 111 / 3,58 răng / -
Bề rộng vành răng ($b_{w1}$) / Góc nghiêng ($\beta$) 33 / 14,488 mm / độ
Ứng suất tiếp xúc tính toán / Cho phép 432,6 / 504,54 MPa
Bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục ($a_{w2}$) / Môđun ($m$) 150 / 2,5 mm / mm
Số răng ($z_1 / z_2$) / Tỷ số truyền ($u_m$) 31 / 87 / 2,806 răng / -
Bề rộng vành răng ($b_{w2}$) / Góc nghiêng ($\beta$) 45 / 10,486 mm / độ
Trục I (Trục vào hộp) Kích thước các đoạn ($d_A / d_B / d_C / d_D$) 20 / 25 / 30 / 25 mm
Vật liệu / Giới hạn bền ($\sigma_b$) Thép C45 thường hóa / 600 MPa
Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện C ($S_{\sigma C}$) 3,13 (Lớn hơn $[s] = 1,5 \div 2,5$) -

2. Các giải pháp và đóng góp kỹ thuật

  • Đảm bảo khả năng chịu tải và độ bền mỏi: Tác giả đã tính toán đầy đủ các hệ số điều kiện làm việc (va đập nhẹ, bôi trơn trong môi trường bụi, làm việc 2 ca), xác định chính xác ứng suất uốn và tiếp xúc cho các cấp bánh răng nghiêng. Cả hai bộ truyền bánh răng đều có ứng suất làm việc nhỏ hơn ứng suất cho phép ($\sigma_H < [\sigma_H], \sigma_F < [\sigma_F]$) và thỏa mãn điều kiện quá tải.
  • Tối ưu hóa kết cấu hình học: Lựa chọn môđun pháp tiêu chuẩn ($m = 1,5\text{ mm}$ cho cấp nhanh; $m = 2,5\text{ mm}$ cho cấp chậm) kết hợp góc nghiêng hợp lý ($\beta \approx 10,5^\circ \div 14,5^\circ$) giúp bộ truyền vận hành êm, tăng tỷ số trùng khớp ngang và trùng khớp dọc, đồng thời khống chế khoảng cách trục ở mức gọn ($a_{w1} = 110\text{ mm}, a_{w2} = 150\text{ mm}$).
  • Quy trình kiểm nghiệm trục nghiêm ngặt: Trục I được kiểm tra biến dạng và ứng suất mỏi theo chu trình đối xứng tại vị trí rãnh then nguy hiểm nhất, chứng minh kết cấu ngõng trục $d_C = 30\text{ mm}$ đạt độ an toàn dư dả ($S_{\sigma C} = 3,13$), đáp ứng tốt thời gian phục vụ 6 năm của trạm băng tải.

Hạn chế và phạm vi hoàn thiện của thuyết minh

Dựa trên nội dung văn bản thuyết minh được cung cấp, đồ án có các giới hạn về phạm vi và mức độ hoàn thiện như sau:

  • Tính toán chi tiết các trục còn lại: Thuyết minh mới chỉ hoàn thành chi tiết việc tính toán phản lực liên kết, biểu đồ nội lực và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I; các trục II và trục III mới dừng lại ở bước tính toán đường kính sơ bộ ($d_2 = 35\text{ mm}, d_3 = 40\text{ mm}$) và xác định khoảng cách gối tựa mà chưa trình bày bảng kiểm nghiệm mỏi và kiểm nghiệm then tương ứng trong văn bản.
  • Thiết kế vỏ hộp và chọn ổ lăn: Các mục về chọn kiểu ổ lăn (ổ bi đỡ hay ổ đũa côn), tính toán tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay, các kích thước chi tiết của thành vỏ hộp, bu-lông nền, bu-lông nắp ổ và phương án bôi trơn bánh răng ngâm dầu mới được liệt kê trong khung mục lục và chưa có số liệu tính toán định lượng cụ thể kèm theo trong phần nội dung văn bản.
  • Giới hạn điều kiện làm việc: Thiết kế dựa trên giả định tải trọng vận hành tĩnh có va đập nhẹ, bỏ qua các yếu tố dao động phức tạp hoặc thay đổi nhiệt độ môi trường khắc nghiệt ngoài dải tra cứu thông thường.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:

  • Đối tượng sử dụng: Sinh viên thuộc các chuyên ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ khí ô tô, Kỹ thuật cơ điện tử, Thiết kế máy, Đầu máy toa xe và Kỹ thuật giao thông tại các trường đại học kỹ thuật khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Các phần nội dung đáng tham khảo:
    • Quy trình chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền đảm bảo sai số vận tốc dưới $1%$ ($0,6%$).
    • Trình tự tính toán kiểm nghiệm bộ truyền xích ống con lăn theo chỉ tiêu áp suất bản lề và kiểm nghiệm bước xích $p$.
    • Chuỗi công thức xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho bánh răng trụ răng nghiêng theo giáo trình của PGS. Trịnh Chất - TS. Lê Văn Uyển.
    • Phương pháp phân tích lực không gian ba chiều, xác định khoảng cách giữa các gối đỡ chuẩn hóa và thuật toán kiểm nghiệm mỏi trục chi tiết có kể đến hệ số tập trung ứng suất do rãnh then và độ nhám gia công bề mặt.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động băng tải là loại nào và có thông số ra sao?

Tác giả lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A160S6Y3. Động cơ này có công suất danh định $P_{đc} = 11\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đb} = 970\text{ vòng/phút}$, thỏa mãn điều kiện công suất cần thiết trên trục động cơ đã tính toán là $P_{ct} = 8,63\text{ kW}$ và tốc độ sơ bộ $n_{sb} = 1019\text{ vòng/phút}$.

2. Bộ truyền xích ngoài được thiết kế với loại xích và thông số hình học then chốt nào?

Bộ truyền ngoài sử dụng loại xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn với bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, số mắt xích $x = 100$, khoảng cách trục thực tế sau khi điều chỉnh độ căng là $a = 963,78\text{ mm}$. Số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 25$, số răng đĩa xích lớn $z_2 = 48$, tạo nên tỷ số truyền thực tế $u_x = 1,92$.

3. Hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc có khoảng cách trục và môđun pháp bằng bao nhiêu?

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 110\text{ mm}$, môđun pháp $m = 1,5\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 33\text{ mm}$ và tỷ số truyền $u_m = 3,58$. Cặp bánh răng cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 150\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_{w2} = 45\text{ mm}$ và tỷ số truyền $u_m = 2,806$.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục trong đồ án được chỉ định là loại thép nào?

Các bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều được chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện (bánh nhỏ đạt độ rắn HB 241–285, chọn HB 250; bánh lớn đạt HB 192–240, chọn HB 235). Vật liệu chế tạo hệ thống trục hộp giảm tốc là thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$ và độ cứng 200 HB.

5. Tiết diện nguy hiểm nào trên trục I được kiểm nghiệm độ bền mỏi và kết quả có đạt an toàn không?

Tiết diện nguy hiểm được kiểm nghiệm mỏi chi tiết là tiết diện C (vị trí lắp bánh răng nghiêng nhỏ, có rãnh then và chịu tác dụng đồng thời của mômen uốn $M_C = 90.289,88\text{ N.mm}$ cùng mômen xoắn $T_1 = 84.670,1\text{ N.mm}$). Kết quả tính toán hệ số an toàn uốn đạt $S_{\sigma C} = 3,13$, vượt mức an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$, chứng minh kết cấu ngõng trục $\phi 30\text{ mm}$ hoàn toàn an toàn khi vận hành.

Kết luận

Bản thuyết minh đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Phương Nam đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải (Đề 10, Phương án 3) thông qua chuỗi tính toán động học và động lực học cơ khí chuẩn mực. Hệ thống được trang bị động cơ điện 4A160S6Y3 công suất 11 kW, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp răng nghiêng với khoảng cách trục $a_{w1} = 110\text{ mm}$, $a_{w2} = 150\text{ mm}$ và bộ truyền xích con lăn ngoài có bước xích $p = 31,75\text{ mm}$. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của răng và độ bền mỏi của trục dẫn động I đều thỏa mãn giới hạn kỹ thuật cho phép, cung cấp bộ thông số thiết kế khả thi cho chế tạo và vận hành trạm dẫn động trong thực tiễn.