Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí và Chế tạo máy, đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy đóng vai trò là học phần cơ sở kỹ thuật then chốt, cầu nối giữa các môn lý thuyết cơ học (Cơ học lý thuyết, Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy) với các môn học chuyên ngành chế tạo và thiết kế máy móc thiết bị sau này. Đề tài đồ án này thực hiện nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp với cơ cấu truyền động gồm bộ truyền đai thang đặt ngoài và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp.
Hệ thống dẫn động băng tải được thiết kế để làm việc liên tục với chế độ tải trọng tĩnh trong thời gian phục vụ yêu cầu là $L_h = 11500\text{ giờ}$. Các thông số đầu vào kỹ thuật do đề bài giao bao gồm:
- Lực kéo tiếp tuyến trên băng tải: $F = 2100\text{ N}$
- Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 1{,}15\text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 200\text{ mm}$
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật của đồ án được cụ thể hóa theo các bước tính toán tuần tự sau:
- Tính toán động học hệ dẫn động: Xác định công suất làm việc, lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn, phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền thành phần, tính toán công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp: Lựa chọn loại đai, xác định kích thước hình học bánh đai, tính toán số đai và lực tác dụng lên trục.
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc: Chọn vật liệu bánh răng, xác định ứng suất cho phép, tính toán các thông số ăn khớp và kích thước hình học của cặp bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của răng.
- Tính toán thiết kế hệ thống trục và gối đỡ ổ lăn: Lựa chọn vật liệu trục, xác định sơ bộ đường kính trục, tính toán khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay, xác định phản lực liên kết và vẽ biểu đồ mô men, tính toán chính xác đường kính các đoạn trục, chọn và kiểm nghiệm mối ghép then, kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh; lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động và tải tĩnh; lựa chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ phụ trợ (chốt định vị, cửa thăm dầu, que thăm dầu, vòng phớt chắn dầu, nắp ổ).
- Quy định chế độ bôi trơn, chọn kiểu lắp ghép và lập bảng dung sai kỹ thuật cho các bề mặt tiếp xúc then chốt.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp, khớp nối đàn hồi và trục tang dẫn băng tải. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế kỹ thuật theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành tại Việt Nam.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và công cụ tra cứu chuẩn mực được sử dụng xuyên suốt toàn bộ quá trình tính toán trong đồ án là bộ tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của nhóm tác giả PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển.
Phương pháp tính toán và thiết kế kỹ thuật bao gồm:
- Phương pháp giải tích động học cơ cấu: Thiết lập cân bằng công suất, hiệu suất truyền động và phân phối tỷ số truyền nhằm tối ưu hóa kích thước tổng thể của hệ thống.
- Phương pháp cơ học phá hủy và độ bền mỏi: Tính toán ứng suất tiếp xúc mỏi mặt răng $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn mỏi chân răng $[\sigma_F]$ dựa trên số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở $N_{H0}, N_{F0}$ và tuổi thọ $L_h$; tính toán hệ số an toàn mỏi uốn và xoắn $[s]$ tại các tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất trên trục do rãnh then và độ dôi lắp ghép.
- Phương pháp tiêu chuẩn hóa và tra cứu bảng kỹ thuật: Áp dụng các bảng thông số chuẩn xác định công suất động cơ điện không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc dòng 4A, đai thang hình thang tiết diện loại A, dãy mô đun tiêu chuẩn $m$, ổ bi đỡ chặn tiêu chuẩn, then bằng tiêu chuẩn theo TCVN, nối trục vòng đàn hồi theo bảng tiêu chuẩn kỹ thuật.
- Phương pháp cân bằng tĩnh học kết cấu: Phân tích lực tác dụng trong không gian thành các thành phần lực chiếu lên hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $Oyz$ và mặt phẳng ngang $Oxz$), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các ổ đỡ gối trục, từ đó xây dựng biểu đồ mô men uốn $M_x, M_y$ và mô men xoắn $T$.
Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất hoàn toàn từ đề bài thiết kế ban đầu, kết hợp với hệ số tải trọng, hệ số cơ tính vật liệu, dung sai và kích thước tiêu chuẩn trong các bảng tra cứu cơ khí chế tạo máy.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động cơ khí được cấu hình gồm các cụm truyền động nối tiếp: Động cơ điện truyền chuyển động qua bộ truyền đai thang đến trục I (trục chủ động) của hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp; từ trục I chuyển động được truyền sang trục II (trục bị động) qua cặp bánh răng ăn khớp nghiêng; trục II truyền mô men xoắn trực tiếp sang trục tang dẫn băng tải thông qua khớp nối vòng đàn hồi.
Động cơ điện (4A100S4Y3)
Trục I Hộp giảm tốc (d = 25 mm, bánh răng chủ động Z1 = 22, liền trục)
Trục II Hộp giảm tốc (d = 35 mm, bánh răng bị động Z2 = 90)
Trục tang dẫn băng tải (P = 2,42 kW, n = 109,95 v/p)
Bảng tổng hợp phân phối thông số động học trên toàn hệ thống dẫn động:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I (Hộp giảm tốc) | Trục II (Hộp giảm tốc) | Trục công tác (Băng tải) |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P\text{ (kW)}$ | $2{,}63$ | $2{,}51$ | $2{,}42$ | $2{,}42$ |
| Tỷ số truyền $u$ | — | $u_d = 3{,}15$ | $u_{br} = 4{,}10$ | $u_{kn} = 1{,}00$ |
| Số vòng quay $n\text{ (v/p)}$ | $1420$ | $450{,}79$ | $109{,}95$ | $109{,}95$ |
| Mô men xoắn $T\text{ (Nmm)}$ | $17687{,}68$ | $53174{,}43$ | $210195{,}54$ | $210195{,}54$ |
Chỉ tiêu kiểm tra độ bền của hệ thống bao gồm:
- Bộ truyền bánh răng: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 432{,}77\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 531{,}82\text{ MPa}$; ứng suất uốn thực tế bánh 1 là $\sigma_{F1} = 72{,}52\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 280{,}75\text{ MPa}$, bánh 2 là $\sigma_{F2} = 66{,}43\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 264{,}75\text{ MPa}$.
- Hệ thống trục: Độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm $S_j \ge [s] = 2 \dots 4$ (tiết diện lắp then bánh đai trục I đạt $5{,}81$; tiết diện bánh răng trục II đạt $4{,}91$).
- Hệ thống ổ đỡ: Kiểm nghiệm ổ bi đỡ chặn 46304 trên trục I với tuổi thọ $L_h = 11500\text{ giờ}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 14{,}97\text{ kN} < C = 21{,}1\text{ kN}$ (tải động danh định $14\text{ kN}$ theo bảng tra), tải trọng tĩnh tính toán $Q_t = 1{,}70\text{ kN} < C_0 = 9{,}17\text{ kN}$.
Nội dung chính theo từng chương
CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC
Chương này tập trung xác định công suất cần thiết và lựa chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống.
- Công suất làm việc trên trục công tác: $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2100 \cdot 1{,}15}{1000} = 2{,}415 \approx 2{,}42\text{ kW}$.
- Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta = \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{kn} = 0{,}96 \cdot 0{,}97 \cdot (0{,}995)^2 \cdot 1 = 0{,}92$.
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{2{,}42}{0{,}92} = 2{,}63\text{ kW}$.
- Số vòng quay trục công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1{,}15}{\pi \cdot 200} = 109{,}82\text{ vòng/phút}$.
- Động cơ được chọn: Động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A100S4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 3\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$, đường kính trục động cơ $d_{dc} = 28\text{ mm}$.
- Tỷ số truyền chung toàn hệ: $u_{ch} = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{1420}{109{,}82} = 12{,}93$. Phân phối: Tỷ số truyền bộ truyền đai $u_d = 3{,}15$; tỷ số truyền bộ truyền bánh răng hộp giảm tốc $u_{br} = \frac{u_{ch}}{u_d} = 4{,}1$.
CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chương này tính toán toàn diện các kích thước và lực tác dụng của bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc.
- Tiết diện đai: Loại A.
- Đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai lớn: $d_1 = 180\text{ mm}$, $d_2 = 560\text{ mm}$. Vận tốc đai đạt $v = 13{,}38\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 3{,}17$.
- Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2240\text{ mm}$. Số vòng chạy đai trong 1 giây: $i = 5{,}97\text{ s}^{-1} < i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$.
- Khoảng cách trục chính xác: $a = 502{,}91\text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 136{,}93^\circ > 120^\circ$.
- Số đai tính toán: $Z = 1$ sợi đai (sử dụng công suất cho phép $[P_0] = 3{,}08\text{ kW}$, hệ số tải trọng động $K_d = 1{,}1$, hệ số góc ôm $C_\alpha = 0{,}876$, hệ số chiều dài $C_L = 1{,}056$, hệ số tỷ số truyền $C_u = 1{,}14$).
- Kích thước bánh đai: Chiều rộng bánh đai $B = 20\text{ mm}$, góc chêm rãnh đai $\varphi = 38^\circ$. Đường kính đỉnh $d_{a1} = 186{,}6\text{ mm}$, $d_{a2} = 566{,}6\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 174{,}1\text{ mm}$, $d_{f2} = 554{,}1\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu: $F_0 = 192{,}52\text{ N}$; Lực tác dụng lên trục đai: $F_r = 358{,}16\text{ N}$.
Bảng tổng hợp thông số bộ truyền đai thang:
| Đại lượng thiết kế | Ký hiệu | Giá trị đơn vị |
|---|---|---|
| Tiết diện đai | — | Đai thang loại A |
| Đường kính bánh đai nhỏ / lớn | $d_1 / d_2$ | $180\text{ mm} / 560\text{ mm}$ |
| Chiều dài đai tiêu chuẩn | $L$ | $2240\text{ mm}$ |
| Khoảng cách giữa hai trục | $a$ | $502{,}91\text{ mm}$ |
| Góc ôm bánh đai nhỏ | $\alpha_1$ | $136{,}93^\circ$ |
| Số lượng đai | $Z$ | $1\text{ sợi}$ |
| Chiều rộng vành bánh đai | $B$ | $20\text{ mm}$ |
| Lực tác dụng lên trục | $F_r$ | $358{,}16\text{ N}$ |
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
Chương này thực hiện thiết kế chi tiết cặp bánh răng nghiêng ăn khớp trong hộp giảm tốc.
- Vật liệu chế tạo: Thép tôi cải thiện; Bánh nhỏ dùng thép có độ rắn $HB_1 = 265$, bánh lớn dùng thép có độ rắn $HB_2 = 250$.
- Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H]{sb} = 531{,}82\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma{F1}]{sb} = 272{,}57\text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma{F2}]{sb} = 257{,}14\text{ MPa}$. Sau khi hiệu chỉnh thông số động học: $[\sigma_H] = 531{,}82\text{ MPa}$, $[\sigma{F1}] = 280{,}75\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 264{,}75\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục: $a_w = 115\text{ mm}$.
- Mô đun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
- Số răng: Bánh chủ động $Z_1 = 22$, bánh bị động $Z_2 = 90$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = \frac{90}{22} = 4{,}09$ (sai lệch $0{,}24%$).
- Góc nghiêng của răng: $\beta = 13{,}12^\circ$ ($13^\circ 7'$); góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20{,}49^\circ$; góc nghiêng trên hình trụ cơ sở $\beta_b = 12{,}35^\circ$.
- Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_w = 40\text{ mm}$; đường kính vòng chia và vòng lăn $d_{w1} = 45{,}19\text{ mm}$, $d_{w2} = 184{,}81\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 49{,}2\text{ mm}$, $d_{a2} = 188{,}8\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f1} = 40{,}2\text{ mm}$, $d_{f2} = 179{,}8\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn: $\sigma_H = 432{,}77\text{ MPa} < 531{,}82\text{ MPa}$ (đạt); $\sigma_{F1} = 72{,}52\text{ MPa} < 280{,}75\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 66{,}43\text{ MPa} < 264{,}75\text{ MPa}$ (đạt).
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 2353{,}37\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 879{,}51\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 548{,}51\text{ N}$.
Bảng tổng hợp kích thước và thông số bộ truyền bánh răng:
| Thông số hình học | Ký hiệu | Bánh nhỏ (1) | Bánh lớn (2) |
|---|---|---|---|
| Số răng | $Z$ | $22$ | $90$ |
| Mô đun pháp | $m$ | $2\text{ mm}$ | $2\text{ mm}$ |
| Góc nghiêng của răng | $\beta$ | $13{,}12^\circ$ | $13{,}12^\circ$ |
| Chiều rộng vành răng | $b_w$ | $40\text{ mm}$ | $40\text{ mm}$ |
| Đường kính vòng lăn | $d_w$ | $45{,}19\text{ mm}$ | $184{,}81\text{ mm}$ |
| Đường kính vòng đỉnh | $d_a$ | $49{,}20\text{ mm}$ | $188{,}80\text{ mm}$ |
| Đường kính vòng đáy | $d_f$ | $40{,}20\text{ mm}$ | $179{,}80\text{ mm}$ |
| Lực tác dụng ăn khớp | $F_t / F_r / F_a$ | $2353{,}37\text{ N} / 879{,}51\text{ N} / 548{,}51\text{ N}$ | $2353{,}37\text{ N} / 879{,}51\text{ N} / 548{,}51\text{ N}$ |
CHƯƠNG IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC
Chương này thực hiện thiết kế toàn diện khớp nối, hai trục và hệ thống ổ lăn.
- Khớp nối vòng đàn hồi: Chọn khớp nối có mô men xoắn cho phép $T_{kncf} = 500\text{ Nm}$, đường kính trục nối lớn nhất $d_{kncf} = 40\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 14\text{ mm}$. Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi đạt $2{,}02\text{ MPa} < [\sigma_d]$, sức bền uốn chốt thỏa mãn; lực khớp nối tác dụng lên trục $F_{kn} = 646{,}76\text{ N}$.
- Vật liệu trục: Thép hợp kim 40X tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 550\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 370{,}6\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 214{,}95\text{ MPa}$.
- Thiết kế Cụm Trục I:
- Đường kính sơ bộ $d_1 = 30\text{ mm}$. Sau khi phân tích mô men uốn và xoắn kết hợp chọn: ngõng trục lắp bánh đai $d_1 = 22\text{ mm}$, gối đỡ ổ lăn $d_2 = d_4 = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_3 = 26\text{ mm}$, vai trục $d_v = 32\text{ mm}$.
- Giải pháp kết cấu bánh răng trục I: Khoảng cách từ chân răng đến rãnh then $x = \frac{d_{f1} - d_3}{2} - t_2 = \frac{40{,}2 - 26}{2} - 2{,}8 = 4{,}3\text{ mm} < 2{,}5m = 5\text{ mm}$. Tác giả quyết định chế tạo bánh răng chủ động liền trục.
- Then bằng tại vị trí lắp bánh đai: $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, chiều dài $l = 36\text{ mm}$, kiểm nghiệm bền dập và bền cắt đạt yêu cầu.
- Kiểm nghiệm mỏi trục I: Hệ số an toàn tại tiết diện ổ lăn $S_2 = 1{,}40$, tiết diện lắp đai $S_1 = 5{,}81$, tiết diện bánh răng $S_3 = 2{,}77$.
- Ổ lăn trục I: Chọn cặp ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$). Kiểm nghiệm tải động $C_d = 14{,}97\text{ kN}$ và tải tĩnh $Q_t = 1{,}70\text{ kN} < C_0 = 9{,}17\text{ kN}$ đều đạt yêu cầu.
- Thiết kế Cụm Trục II:
- Phân tích 2 trường hợp lực nối trục $F_{kn}$ (cùng chiều và ngược chiều $F_{t2}$). Chọn trường hợp 1 có mô men tương đương lớn hơn ($M_{td6} = 182034{,}68\text{ Nmm}$) để tính đường kính.
- Đường kính các đoạn trục II: Đầu trục lắp khớp nối $d_8 = 32\text{ mm}$, ngõng ngách gối đỡ ổ lăn $d_5 = d_7 = 35\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng $d_6 = 36\text{ mm}$, vai trục $d_v = 42\text{ mm}$.
- Then bằng: Vị trí lắp bánh răng $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}, l_t = 42\text{ mm}$; Vị trí lắp nối trục $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}, l_t = 60\text{ mm}$. Cả hai đều đạt độ bền dập và bền cắt.
- Kiểm nghiệm mỏi trục II: Hệ số an toàn tại tiết diện then bánh răng đạt $S_j = 4{,}91 > [s]$.
Bảng tổng hợp kích thước trục và then lắp ghép:
| Cụm trục | Vị trí lắp chi tiết | Đường kính trục ($d$) | Kích thước then ($b \times h \times l$) | Hệ số an toàn mỏi ($S_j$) |
|---|---|---|---|---|
| Trục I | Lắp bánh đai | $22\text{ mm}$ | $6 \times 6 \times 36\text{ mm}$ | $5{,}81$ |
| Gối đỡ ổ lăn | $25\text{ mm}$ | Không dùng then | $1{,}40$ | |
| Bánh răng chủ động | $26\text{ mm}$ | Chế tạo liền trục | $2{,}77$ | |
| Trục II | Lắp bánh răng bị động | $36\text{ mm}$ | $10 \times 8 \times 42\text{ mm}$ | $4{,}91$ |
| Gối đỡ ổ lăn | $35\text{ mm}$ | Không dùng then | Đạt tiêu chuẩn | |
| Lắp khớp nối | $32\text{ mm}$ | $10 \times 8 \times 60\text{ mm}$ | Đạt tiêu chuẩn |
CHƯƠNG V: TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP
Xác định kết cấu và kích thước các phần tử vỏ hộp giảm tốc đúc (vỏ hộp chia đôi mặt phẳng ngang tâm trục) để đảm bảo độ cứng vững, bố trí bulông nắp và thân hộp, gân tăng cứng, chiều dày thành hộp và khoảng hở giữa các chi tiết chuyển động với thành trong của vỏ.
CHƯƠNG VI: MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC
Quy chuẩn hóa và xác định kết cấu các chi tiết định vị và phụ trợ hộp giảm tốc:
- Chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ chính xác vị trí tâm lỗ ổ khi lắp ráp nắp và thân hộp.
- Cửa thăm dầu kết hợp lỗ thông hơi trên đỉnh nắp hộp để kiểm tra và tra dầu bôi trơn.
- Que thăm dầu để kiểm soát mức dầu bôi trơn ngập trong hộp.
- Vòng phớt cao su và vòng chắn dầu để ngăn rò rỉ chất bôi trơn ra ngoài và chặn bụi bẩn xâm nhập vào ổ lăn.
- Kết cấu cơ khí và khoét giảm trọng lượng của bánh răng lớn.
CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, LẮP GHÉP, DUNG SAI
- Phương pháp bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng và bôi trơn bằng mỡ đối với các cụm ổ lăn.
- Quy chuẩn dung sai lắp ghép: Xác định các kiểu lắp ghép cho vòng trong ổ lăn lên trục theo chế độ lắp có độ dôi $k6/r6$, kiểu lắp ghép bánh răng lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản kết hợp then định vị truyền mô men, cùng bảng tổng hợp sai lệch giới hạn và dung sai kỹ thuật cho toàn bộ hệ dẫn động.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải với các kết quả cụ thể:
- Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A100S4Y3 ($3\text{ kW}, 1420\text{ vòng/phút}$) đảm bảo công suất yêu cầu ($2{,}63\text{ kW}$) và phù hợp điều kiện làm việc.
- Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai thang hình chữ nhật tiết diện A với 1 sợi đai, đường kính bánh đai $d_1 = 180\text{ mm}, d_2 = 560\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 502{,}91\text{ mm}$, đảm bảo tuổi thọ và không bị trượt trơn ($i = 5{,}97\text{ s}^{-1}$).
- Thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp với khoảng cách trục nhỏ gọn $a_w = 115\text{ mm}$, mô đun $m = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 22, Z_2 = 90$, góc nghiêng $\beta = 13{,}12^\circ$. Toàn bộ chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H = 432{,}77\text{ MPa} < 531{,}82\text{ MPa}$) và ứng suất uốn ($\sigma_{F1} = 72{,}52\text{ MPa} < 280{,}75\text{ MPa}$) đều đạt hệ số an toàn cao.
- Đưa ra giải pháp kỹ thuật hợp lý đối với trục I: Do khoảng cách hướng tâm từ chân răng đến rãnh then chỉ đạt $4{,}3\text{ mm} < 2{,}5m = 5\text{ mm}$, tác giả đã chuyển từ kết cấu lắp ghép bằng then sang kết cấu bánh răng liền trục nhằm triệt tiêu nguy cơ nứt gãy và tăng độ bền thân trục.
- Tính toán đầy đủ 2 trường hợp bố trí lực tác dụng của khớp nối lên trục II ($F_{kn}$ cùng chiều và ngược chiều $F_t$), từ đó lựa chọn trường hợp chịu lực bất lợi nhất ($M_{td6} = 182034{,}68\text{ Nmm}$) để thiết kế đường kính trục $d = 36\text{ mm}$ và chọn then $10 \times 8\text{ mm}$, bảo đảm hệ số an toàn mỏi $S_j = 4{,}91 > [s]$.
- Lựa chọn ổ bi đỡ chặn 46304 cho trục I và tính toán kiểm nghiệm đạt tuổi thọ phục vụ $11500\text{ giờ}$.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án:
- Các phép tính toán sức bền và động lực học trong đồ án được thực hiện dựa trên giả thiết tải trọng danh nghĩa tĩnh không đổi, chưa xét đến ảnh hưởng của tải trọng động dao động ngẫu nhiên, rung động phát sinh trong quá trình khởi động hoặc dừng máy đột ngột của băng tải.
- Các công thức tính trục và then dựa hoàn toàn trên phương pháp sức bền vật liệu truyền thống và tra bảng thực nghiệm, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng số hiện đại như phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố trường ứng suất cục bộ tại các vị trí rãnh then và góc lượn chuyển tiếp vai trục.
Hướng nghiên cứu và phát triển tiếp:
- Ứng dụng các phần mềm thiết kế và mô phỏng 3D (như SolidWorks, Autodesk Inventor, ANSYS) để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc và phân tích động lực học kết cấu trục dưới tải trọng biến thiên theo chu kỳ thực tế.
- Tích hợp thêm hệ thống điều khiển biến tần cho động cơ điện 4A100S4Y3 nhằm điều chỉnh mềm tốc độ vận hành băng tải và giảm thiểu dòng khởi động cùng mô men quán tính va đập lên bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án 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, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành cơ khí.
- Các phần mẫu mực có thể kế thừa và áp dụng trực tiếp:
- Trình tự phân phối tỷ số truyền và tính toán động học hệ thống truyền động nhiều cấp (đai thang kết hợp bánh răng nghiêng).
- Phương pháp kiểm nghiệm bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn Việt Nam.
- Quy trình xử lý bài toán kết cấu khi chiều dày vành răng nhỏ dẫn đến giải pháp chế tạo bánh răng liền trục.
- Bài toán phân tích lực trục không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi đa tiết diện kết hợp tính toán ổ bi đỡ chặn chịu tải trọng hỗn hợp (hướng tâm và dọc trục).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện nào được chọn cho hệ dẫn động và các thông số định mức là bao nhiêu? Động cơ được chọn là loại không đồng bộ ba pha 4A100S4Y3, có công suất định mức $P = 3\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n = 1420\text{ vòng/phút}$, đường kính trục ra động cơ là $28\text{ mm}$, đáp ứng công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{yc} = 2{,}63\text{ kW}$.
2. Tại sao bánh răng trên trục I được thiết kế chế tạo liền trục? Khi tính toán kết cấu tại đoạn trục lắp bánh răng nhỏ ($d_3 = 26\text{ mm}$, đường kính chân răng $d_{f1} = 40{,}2\text{ mm}$), khoảng cách từ chân răng đến rãnh then tính được là $x = \frac{d_{f1} - d_3}{2} - t_2 = 4{,}3\text{ mm}$. Vì giá trị này nhỏ hơn tiêu chuẩn tối thiểu $2{,}5m = 2{,}5 \cdot 2 = 5\text{ mm}$, nên nếu khoét rãnh then sẽ làm yếu chân răng và gây gãy răng; do đó bắt buộc phải làm bánh răng liền trục.
3. Vì sao phải xét hai trường hợp chiều tác dụng của lực khớp nối $F_{kn}$ khi tính toán trục II? Do khớp nối đàn hồi lắp ở đầu trục công xôn của trục II, chiều của lực tác dụng từ khớp nối $F_{kn}$ lên trục phụ thuộc vào vị trí tương đối và chiều quay. Tác giả đã xét cả hai trường hợp: $F_{kn}$ ngược chiều và cùng chiều với lực vòng bánh răng $F_{t2}$. Kết quả cho thấy trường hợp 1 tạo ra mô men uốn tổng và mô men tương đương lớn hơn ($M_{td6} = 182034{,}68\text{ Nmm}$), do đó trường hợp nguy hiểm này được dùng để tính toán kích thước trục nhằm bảo đảm an toàn tuyệt đối.
4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền của cặp bánh răng trụ răng nghiêng đạt các giá trị cụ thể nào? Bộ truyền bánh răng đạt các tiêu chuẩn bền với độ an toàn cao: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 432{,}77\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 531{,}82\text{ MPa}$; ứng suất uốn thực tế bánh chủ động $\sigma_{F1} = 72{,}52\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 280{,}75\text{ MPa}$; ứng suất uốn thực tế bánh bị động $\sigma_{F2} = 66{,}43\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 264{,}75\text{ MPa}$.
5. Ổ lăn trên trục I thuộc loại nào và được kiểm nghiệm ra sao? Trục I sử dụng 2 ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$). Ổ được kiểm nghiệm theo khả năng tải động với $C_d = 14{,}97\text{ kN} < C_{bang} = 21{,}1\text{ kN}$ (và $C = 14\text{ kN}$), tải trọng tĩnh quy ước $Q_t = 1{,}70\text{ kN} < C_0 = 9{,}17\text{ kN}$, đảm bảo vận hành ổn định trong suốt tuổi thọ $11500\text{ giờ}$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Mai Thị Lan và Nguyễn Huy Chương đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp dựa trên tài liệu chuẩn của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển. Tất cả các thông số kỹ thuật then chốt từ động cơ điện, bộ truyền đai, cặp bánh răng ăn khớp nghiêng, hệ thống trục, mối ghép then, ổ bi đỡ chặn đến khớp nối đàn hồi đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu bền tĩnh và bền mỏi theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp chuỗi tính toán logic, chặt chẽ, đưa ra các quyết định kỹ thuật hợp lý như chế tạo bánh răng liền trục và lựa chọn trường hợp chịu lực bất lợi nhất, tạo thành tài liệu tham khảo có độ tin cậy kỹ thuật cao cho sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy.