Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống sản xuất công nghiệp và khai thác nguyên vật liệu, băng tải là thiết bị vận chuyển liên tục đóng vai trò thiết yếu trong việc cơ giới hóa và tự động hóa quá trình di chuyển hàng hóa, vật liệu rời hoặc kiện hàng. Để băng tải vận hành ổn định với vận tốc và lực kéo yêu cầu, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò trung gian tiếp nhận năng lượng từ động cơ điện, giảm tốc độ quay và tăng mômen xoắn truyền đến trục tang dẫn.

Tài liệu "Đồ án I - Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải (Đề số 5)" do nhóm sinh viên Phan Hoàng Tú, Phạm Văn Thuận và Hoàng Gia Khánh thuộc lớp Cơ Điện Tử 16A1, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Kinh tế - Kỹ thuật Công nghiệp (UNETI) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Ngọc Thể vào năm 2024. Đề tài tập trung giải quyết bài toán tính toán thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh từ động cơ đến cơ cấu chấp hành.

Các nhiệm vụ và thông số kỹ thuật cho trước của hệ thống bao gồm:

  1. Lực kéo băng tải: $F = 14000 \text{ N}$
  2. Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 0{,}46 \text{ m/s}$
  3. Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 304 \text{ mm}$
  4. Thời hạn phục vụ danh định: $L_h = 11000 \text{ giờ}$
  5. Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, làm việc 1 chiều
  6. Đặc tính tải trọng: Làm việc có va đập mạnh
  7. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\varphi = 0^\circ$
  8. Cấu trúc hệ thống dẫn động: Động cơ điện $\to$ Nối trục đàn hồi $\to$ Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh (1 cấp bánh răng nghiêng, 1 cấp bánh răng thẳng) $\to$ Bộ truyền đai ngoài $\to$ Băng tải làm việc.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ dẫn động băng tải, với phạm vi tính toán động học, động lực học, độ bền chi tiết máy và lựa chọn kết cấu gối đỡ trục theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tài liệu tham chiếu

Toàn bộ quy trình tính toán, lựa chọn công thức giải tích, bảng tra thực nghiệm và dung sai hình học trong đồ án được xây dựng dựa trên giáo trình tiêu chuẩn ngành cơ khí: "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1)" của Nhà xuất bản Giáo dục (tài liệu kinh điển của nhóm tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển).

Các khái niệm và chuẩn mực tính toán được áp dụng bao gồm:

  • Lý thuyết tính toán truyền động cơ khí: Xác định công suất cần thiết, hiệu suất tổng và phân phối tỉ số truyền tối ưu cho hệ thống dẫn động nhiều cấp.
  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai dẹt: Kiểm nghiệm vận tốc đai, tần số uốn, ứng suất có ích cho phép và lực căng ban đầu.
  • Tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng: Tính toán theo chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc mỏi $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng và đặc tính tải trọng va đập.
  • Lý thuyết tính toán trục và độ bền mỏi: Tính toán sức bền vật liệu dưới tác dụng đồng thời của mômen uốn và mômen xoắn theo mômen tương đương, kết hợp kiểm tra hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm.
  • Tiêu chuẩn tính chọn ổ lăn: Đánh giá khả năng chịu tải động $C$, tải trọng tĩnh $C_0$ và tuổi thọ danh định của ổ bi đỡ chặn.

Phương pháp nghiên cứu

Đề tài sử dụng phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật cơ khí truyền thống kết hợp phương pháp tra cứu bảng biểu số liệu thực nghiệm:

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Lập bảng cân bằng năng lượng, phân phối tỉ số truyền qua từng cấp, xác định vận tốc góc và mômen xoắn trên tất cả các trục.
  • Phương pháp phân tích lực tác dụng: Tách từng chi tiết máy (khớp nối, bánh răng, bánh đai) để xác định lực hướng tâm, lực vòng, lực dọc trục và thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học trên các mặt phẳng tọa độ $Oxy$ và $Oyz$.
  • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi: Sử dụng các biểu đồ mômen uốn - xoắn kết hợp để kiểm tra ứng suất tại các điểm tập trung ứng suất (rãnh then, bậc trục, ngõng ngõng lắp ổ lăn).

Thiết kế và tính toán kỹ thuật hệ dẫn động

Hệ thống dẫn động được thiết kế với sơ đồ cấu trúc bao gồm các cụm cụ thể:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc vỏ kín, làm mát bằng quạt gió.
  • Khớp nối trục: Nối trục đàn hồi bố trí giữa đầu trục động cơ và trục 1 của hộp giảm tốc, giúp giảm chấn và bù sai lệch tâm trục nhỏ.
  • Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh: Bố trí cấp nhanh gồm hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng nằm đối xứng trên trục 1 và trục 2, giúp triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ và tăng khả năng chịu tải mà không làm tăng kích thước chiều rộng một vành răng đơn lẻ. Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng truyền chuyển động từ trục 2 sang trục 3.
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai dẹt truyền mômen từ trục 3 của hộp giảm tốc đến trục tang dẫn của băng tải, đảm bảo khả năng bảo vệ quá tải cho toàn hệ thống nhờ hiện tượng trượt trơn khi xảy ra sự cố kẹt băng tải.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương này giải quyết bài toán xác định công suất làm việc, tính toán hiệu suất tổng thể của hệ thống để chọn kiểu loại động cơ phù hợp và phân bổ tỉ số truyền cho từng cấp dẫn động.

  1. Xác định công suất trên trục máy công tác ($P_{\text{lv}}$): $$P_{\text{lv}} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{14000 \cdot 0{,}46}{1000} = 6{,}44 \text{ kW}$$

  2. Xác định hiệu suất truyền động tổng ($\eta$): Dựa trên bảng tra 2.3 (trang 19) sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1):

    • Hiệu suất khớp nối: $\eta_k = 0{,}99$
    • Hiệu suất 4 cặp ổ lăn: $\eta_{\text{ol}} = 0{,}995$
    • Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: $\eta_{\text{brt}} = 0{,}97$
    • Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: $\eta_{\text{brc}} = 0{,}97$
    • Hiệu suất bộ truyền đai dẹt: $\eta_{\text{đ}} = 0{,}95$
    • Hiệu suất toàn hệ thống: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{\text{ol}}^4 \cdot \eta_{\text{brt}} \cdot \eta_{\text{brc}} \cdot \eta_{\text{đ}} \approx 0{,}867$

  3. Công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{\text{ct}}$): $$P_{\text{ct}} = \frac{P_{\text{lv}}}{\eta} = \frac{6{,}44}{0{,}867} \approx 7{,}428 \text{ kW}$$

  4. Xác định tốc độ quay và chọn động cơ:

    • Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{\text{lv}} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0{,}46}{\pi \cdot 304} \approx 28{,}91 \text{ vòng/phút}$$
    • Chọn sơ bộ tỉ số truyền hệ thống: $u_t = u_d \cdot u_h = 2{,}5 \cdot 20 = 50$.
    • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{\text{sbđc}} = n_{\text{lv}} \cdot u_t = 28{,}91 \cdot 50 = 1445{,}5 \text{ vòng/phút}$.
    • Tác giả chọn tốc độ đồng bộ $n_{\text{đb}} = 1455 \text{ vòng/phút}$ và chọn mã hiệu động cơ 4A132S4Y3 với công suất định mức $P_{\text{đc}} = 7{,}5 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{\text{đc}} = 1455 \text{ vòng/phút}$, thỏa mãn điều kiện $P_{\text{đc}} \ge P_{\text{ct}}$ và điều kiện quá tải mở máy $\frac{T_{\text{mm}}}{T_{\text{dn}}} \le 1{,}3$.

  5. Phân phối tỉ số truyền và lập bảng thông số động học:

    • Tỉ số truyền tổng thực tế: $u_t = \frac{n_{\text{đc}}}{n_{\text{lv}}} = \frac{1455}{28{,}91} = 50{,}328$.
    • Phân phối cho hộp giảm tốc $u_h = 20$ và bộ truyền ngoài $u_đ = 2{,}51$.
    • Tỉ số truyền trong hộp giảm tốc: Cấp nhanh $u_1 = 5{,}69$; cấp chậm $u_2 = 3{,}51$.
Thông số Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục làm việc
Tỉ số truyền ($u$) - $u_k = 1$ $u_1 = 5{,}69$ $u_2 = 3{,}51$ $u_đ = 2{,}51$
Vận tốc quay ($n$ - vg/ph) 1455 1455 255{,}7 72{,}85 28{,}95
Công suất ($P$ - kW) 7{,}5 7{,}388 7{,}024 6{,}675 6{,}31
Mômen xoắn ($T$ - N.mm) 49218 48483 262384 875034 2081440

Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai)

Chương 2 trình bày chi tiết các bước thiết kế bộ truyền đai dẹt truyền động từ trục 3 của hộp giảm tốc tới trục tang băng tải:

  • Lựa chọn loại đai: Vận tốc vòng của bộ truyền đai thấp ($v = 0{,}46 \text{ m/s} < 5 \text{ m/s}$) và công suất truyền $P_3 = 6{,}675 \text{ kW}$, tác giả chọn loại đai dẹt vải cao su Б-800 gồm 4 lớp, không có lớp lót, chiều dày tiêu chuẩn $\delta = 5 \text{ mm}$.
  • Kích thước bánh đai:
    • Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn $D_1 = 200 \text{ mm}$.
    • Vận tốc đai: $v_{\text{đ}} = \frac{\pi \cdot D_1 \cdot n_3}{60000} = \frac{\pi \cdot 200 \cdot 72{,}85}{60000} \approx 0{,}763 \text{ m/s}$ (hoặc kiểm tra vận tốc vòng đạt chuẩn $15{,}23 \text{ m/s} \le v_{\max} = 25 \div 30 \text{ m/s}$).
    • Đường kính bánh đai lớn: Tính theo hệ số trượt $\xi = 0{,}02$, $D_2 = u_đ \cdot D_1 \cdot (1 - \xi) = 2{,}51 \cdot 200 \cdot (1 - 0{,}02) \approx 492 \text{ mm} \to$ Chọn tiêu chuẩn $D_2 = 500 \text{ mm}$.
    • Tỉ số truyền thực của đai $u_t = \frac{500}{200 \cdot (1 - 0{,}02)} = 2{,}551$, độ sai lệch tỉ số truyền nằm trong phạm vi cho phép.
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai:
    • Khoảng cách trục được chọn $A = 1100 \text{ mm}$ (nằm trong dải khuyến nghị $1050 \div 1400 \text{ mm}$).
    • Chiều dài đai tính toán: $L = 2A + \frac{\pi(D_1 + D_2)}{2} + \frac{(D_2 - D_1)^2}{4A} = 3320 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm điều kiện làm việc:
    • Số lần uốn của đai trong một giây: $i = \frac{v}{L} = 4{,}59 \text{ s}^{-1}$ (thỏa mãn điều kiện $3 \le i \le 5$).
    • Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - \frac{D_2 - D_1}{A} \cdot 57^\circ = 164{,}45^\circ$ (thỏa mãn điều kiện $\alpha_1 \ge 150^\circ$).
    • Chiều rộng bản đai tính toán: $b = 63 \text{ mm}$; Chiều rộng bánh đai tương ứng tra bảng: $B = 71 \text{ mm}$.
    • Lực căng đai ban đầu: $F_0 = 621 \text{ N}$; Lực tác dụng lên trục đai: $R_đ = 1230{,}58 \text{ N}$.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương 3 thực hiện tính toán độ bền và hình học cho hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc phân đôi.

1. Chọn vật liệu và ứng suất cho phép

  • Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp bánh răng đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện nhằm thống nhất hóa vật liệu trong chế tạo.
  • Độ rắn bề mặt: Bánh lớn $HB_2 = 235$, bánh nhỏ $HB_1 = 245 \div 250$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 491 \text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ $[\sigma_{F1}] = 261{,}21 \text{ MPa}$; bánh lớn $[\sigma_{F2}] = 230 \text{ MPa}$.

2. Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi)

  • Khoảng cách trục: Chọn $a_{w1} = 165 \text{ mm}$.
  • Mô đun pháp: $m = 2{,}5 \text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh răng nhỏ $Z_1 = 19$, bánh răng lớn $Z_2 = 108$; tỉ số truyền thực $u_m = \frac{108}{19} \approx 5{,}684$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 15^\circ 50'$ (sơ bộ chọn $\beta = 10^\circ$, sau khi chuẩn hóa số răng tính ra $\beta = 15^\circ 50'$).
  • Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = 49{,}5 \text{ mm}$; Chiều rộng bánh đai/bánh răng thực tế: $B_1 = 57 \text{ mm}, B_2 = 62 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H < [\sigma_H] = 491 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} < [\sigma_{F1}]$ và $\sigma_{F2} < [\sigma_{F2}]$; ứng suất quá tải uốn cực đại $\sigma_{F1\max} = 119 \text{ MPa} < 464 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2\max} = 107{,}63 \text{ MPa} < 360 \text{ MPa}$.

3. Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)

  • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 226 \text{ mm}$ (sau khi tính toán dịch chỉnh từ khoảng cách trục lý thuyết $225 \text{ mm}$).
  • Mô đun: $m = 2{,}5 \text{ mm}$.
  • Góc ăn khớp sau dịch dao: $\alpha_{tw} = 20{,}94^\circ$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 81 \text{ mm}$; chiều rộng bánh răng gia công: $B_1 = 75 \text{ mm}, B_2 = 80 \text{ mm}$.
  • Bộ truyền thỏa mãn toàn bộ các điều kiện kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
Thông số hình học Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Mô đun ($m$) $2{,}5 \text{ mm}$ $2{,}5 \text{ mm}$
Khoảng cách trục ($a_w$) $165 \text{ mm}$ $226 \text{ mm}$
Số răng bánh nhỏ ($Z_1$) 19 25 (hoặc 40)
Số răng bánh lớn ($Z_2$) 108 100 (hoặc 140)
Góc nghiêng răng ($\beta$) $15^\circ 50'$ $0^\circ$
Chiều rộng bánh răng ($B_1/B_2$) $57 \text{ mm} / 62 \text{ mm}$ $75 \text{ mm} / 80 \text{ mm}$

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

Chương 4 thực hiện phân tích kết cấu và tính toán độ bền cho 3 trục của hộp giảm tốc.

  1. Chọn vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa có giới hạn bền kéo $\sigma_B = 600 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$.
  2. Xác định khoảng cách gối đỡ và vị trí lực:
    • Chiều rộng các ổ lăn sơ bộ: $b_{o1} = 15 \text{ mm}, b_{o2} = 23 \text{ mm}, b_{o3} = 33 \text{ mm}$; chiều rộng trung bình $b_{\text{otb}} = 23{,}3 \text{ mm}$.
    • Khoảng cách công nghệ chọn: $k_1 = 10 \text{ mm}, k_2 = 10 \text{ mm}, k_3 = 15 \text{ mm}$, chiều dày nắp ổ $h_n = 20 \text{ mm}$.
    • Chiều dài mayơ bánh răng và khớp nối: $l_{m22} = 55 \text{ mm}, l_{m32} = l_{m33} = 85 \text{ mm}$, chiều dài mayơ nửa khớp nối $l_k = 40 \text{ mm}$.
  3. Phân tích lực tác dụng lên các trục:
    • Lực nối trục đàn hồi tác dụng lên trục 1: $F_k = 200 \text{ N}$.
    • Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên đầu trục 3: $R_đ = 1230{,}58 \text{ N}$.
    • Các thành phần lực ăn khớp bánh răng trên các trục gồm lực vòng ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$).
  4. Tính toán mômen tương đương và đường kính trục:
    • Tính toán mômen uốn trên mặt phẳng đứng $M_x$, mặt phẳng ngang $M_y$ và mômen tương đương $M_{\text{tđ}} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0{,}75 T^2}$.
    • Ứng suất uốn cho phép của thép trục: $\sigma_1 = 63 \text{ MPa}, \sigma_2 = 63 \text{ MPa}, \sigma_3 = 50 \text{ MPa}$.
    • Kết quả xác định đường kính tại các đoạn trục then chốt: Trục 1 ($d_0 = 18{,}5 \text{ mm}$), Trục 2 ($d_{B3} = 36 \text{ mm}$), Trục 3 được xác định theo mômen xoắn lớn nhất $875034 \text{ N.mm}$.
  5. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và chọn dung sai lắp ghép:
    • Kiểm tra hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: ngõng trục lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối và vị trí gối đỡ ổ lăn.
    • Dung sai lắp ghép: Chọn mối lắp $k6$ cho vị trí lắp ổ lăn trên trục; chọn mối lắp $k6$ kết hợp then bằng cho các vị trí lắp bánh răng, bánh đai và khớp nối.

Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn

Chương 5 tiến hành tính toán lựa chọn loại ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng làm việc theo tuổi thọ:

  • Lựa chọn loại ổ: Chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy ký hiệu 307 (cỡ trung).
  • Thông số hình học tiêu chuẩn của ổ 307:
    • Đường kính trong ($d$): $35 \text{ mm}$
    • Đường kính ngoài ($D$): $80 \text{ mm}$
    • Chiều rộng ổ ($B$): $21 \text{ mm}$
    • Bán kính góc lượn ($r$): $2{,}5 \text{ mm}$
  • Cấp chính xác: Chọn cấp chính xác chế tạo cấp 0 (tiêu chuẩn phổ thông trong cơ khí chế tạo máy).
  • Kiểm nghiệm khả năng tải và tuổi thọ:
    • Tính toán tải trọng quy ước $Q$ tác dụng lên ổ lăn từ các phản lực gối đỡ.
    • Kiểm tra khả năng chịu tải động $C$ và tính tuổi thọ làm việc $L$ (triệu vòng quay) theo công thức $L = \left(\frac{C}{Q}\right)^3$, đảm bảo tuổi thọ làm việc quy đổi ra giờ đáp ứng yêu cầu $L_h = 11000 \text{ giờ}$ dưới chế độ làm việc 2 ca/ngày và chịu tải va đập mạnh.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật đạt được

  1. Lựa chọn động cơ chính xác: Xác định được động cơ 4A132S4Y3 ($7{,}5 \text{ kW}, 1455 \text{ vòng/phút}$) đảm bảo đủ công suất kéo băng tải $14000 \text{ N}$ ở vận tốc $0{,}46 \text{ m/s}$, dự phòng tải trọng khởi động tốt.
  2. Phương án phân phối tỉ số truyền tối ưu: Phân chia hợp lý tỉ số truyền tổng $50{,}328$ qua hai cấp hộp giảm tốc ($u_h = 20$) và một cấp bộ truyền đai ($u_đ = 2{,}51$), giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn.
  3. Kết cấu phân đôi cấp nhanh hợp lý: Thiết kế cấp nhanh phân đôi với bánh răng trụ răng nghiêng góc nghiêng $\beta = 15^\circ 50'$, khoảng cách trục $a_{w1} = 165 \text{ mm}$ và cấp chậm bánh răng thẳng $a_{w2} = 226 \text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bền mỏi tiếp xúc và bền mỏi uốn.
  4. Bộ truyền ngoài an toàn: Thiết kế bộ truyền đai dẹt Б-800 có góc ôm lớn ($\alpha_1 = 164{,}45^\circ$) và tần số uốn $i = 4{,}59 \text{ s}^{-1}$, đảm bảo khả năng truyền động êm và trượt an toàn khi quá tải.
  5. Hệ trục và gối đỡ tin cậy: Xác định đầy đủ đường kính trục trên cơ sở biểu đồ mômen và kiểm nghiệm hệ thống ổ bi đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 307 làm việc bền bỉ trong $11000 \text{ giờ}$.

Đóng góp học thuật và thực hành

  • Cung cấp một bộ hồ sơ tính toán cơ sở hoàn chỉnh, mạch lạc, tuân thủ đúng trình tự thiết kế hệ dẫn động cơ khí theo chương trình đào tạo kỹ sư Cơ khí và Cơ điện tử.
  • Thể hiện rõ phương pháp áp dụng các hệ số thực nghiệm và công thức tra cứu từ tài liệu quy chuẩn của Nhà xuất bản Giáo dục vào bài toán kỹ thuật cụ thể.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Phạm vi tài liệu trích xuất chủ yếu tập trung vào phần tính toán giải tích lý thuyết và kiểm nghiệm bền động lực học; chưa bao gồm phần tính toán nhiệt cho hộp giảm tốc khi làm việc liên tục 2 ca/ngày.
    • Chưa thể hiện đầy đủ phần thiết kế chi tiết vỏ hộp giảm tốc (bề dày thành hộp, gân tăng cứng, bu lông ghép bích), hệ thống bôi trơn ngâm dầu/vung té và kết cấu nắp quan sát.
  • Hướng mở rộng:
    • Lập mô hình 3D hoàn chỉnh trên các phần mềm CAD (như SolidWorks, Inventor, Creo) và mô phỏng ứng suất bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để tối ưu hóa khối lượng các trục và vỏ hộp.
    • Tính toán kiểm nghiệm nhiệt chi tiết để xác định phương án làm mát tự nhiên hoặc bổ sung cánh tản nhiệt trên vỏ hộp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là tài liệu tham khảo trực tiếp và có giá trị cao cho:

  • Sinh viên khối ngành Kỹ thuật: Đặc biệt là sinh viên các ngành Cơ khí chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật công nghiệp, Tự động hóa đang thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Giảng viên và kỹ sư thiết kế máy: Sử dụng làm tài liệu tham khảo cho các bài toán thiết kế hệ thống băng tải tải trọng trung bình với sơ đồ hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh.
  • Các phần đáng chú ý nhất để tham khảo:
    • Trình tự phân phối tỉ số truyền cho hộp giảm tốc phân đôi.
    • Quy trình tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của cặp bánh răng nghiêng/thẳng.
    • Phương pháp thiết lập biểu đồ mômen và xác định đường kính trục theo mômen tương đương.

Câu hỏi thường gặp

1. Đồ án sử dụng loại động cơ điện nào và dựa trên tiêu chí nào để lựa chọn?

Đồ án chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha 4A132S4Y3 có công suất định mức $7{,}5 \text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $1455 \text{ vòng/phút}$. Việc lựa chọn dựa trên công suất cần thiết tính toán trên trục động cơ $P_{\text{ct}} = 7{,}428 \text{ kW}$ (được suy ra từ công suất làm việc của băng tải $P_{\text{lv}} = 6{,}44 \text{ kW}$ và hiệu suất hệ thống $\eta \approx 0{,}867$) cùng tốc độ quay sơ bộ $n_{\text{sbđc}} \approx 1445{,}5 \text{ vòng/phút}$.

2. Ưu điểm của việc sử dụng hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh trong hệ dẫn động này là gì?

Hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh bố trí hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng trên trục, giúp phân đôi mômen xoắn và lực tác dụng lên mỗi nửa vành răng. Nhờ đó, kích thước chiều rộng bánh răng giảm xuống, lực dọc trục sinh ra từ răng nghiêng được triệt tiêu cân bằng lẫn nhau, giúp giảm tải trọng uốn - xoắn tác dụng lên trục và tăng khả năng chịu tải của hệ thống.

3. Bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai nào và thông số kích thước danh định là bao nhiêu?

Bộ truyền ngoài sử dụng đai dẹt vải cao su Б-800 gồm 4 lớp, không có lớp lót, chiều dày tiêu chuẩn $\delta = 5 \text{ mm}$. Bánh đai nhỏ có đường kính $D_1 = 200 \text{ mm}$, bánh đai lớn $D_2 = 500 \text{ mm}$, chiều rộng đai $b = 63 \text{ mm}$, chiều rộng bánh đai $B = 71 \text{ mm}$, khoảng cách trục $A = 1100 \text{ mm}$ và chiều dài đai $L = 3320 \text{ mm}$.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng và trục trong hệ thống là gì, cơ tính đạt được ra sao?

  • Bánh răng: Cả hai cấp đều chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, đạt độ rắn bề mặt $HB_2 = 235$ (bánh lớn) và $HB_1 = 245 \div 250$ (bánh nhỏ), ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 491 \text{ MPa}$.
  • Trục: Chế tạo từ thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_B = 600 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$.

5. Hệ thống sử dụng loại ổ lăn nào và kích thước cơ bản ra sao?

Các trục của hộp giảm tốc được thiết kế sử dụng ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung ký hiệu 307 với cấp chính xác chế tạo là cấp 0. Thông số kích thước danh định gồm: đường kính ngõng trục $d = 35 \text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 80 \text{ mm}$, bề rộng ổ $B = 21 \text{ mm}$ và bán kính góc lượn $r = 2{,}5 \text{ mm}$, đáp ứng tuổi thọ yêu cầu $11000 \text{ giờ}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động băng tải (Đề số 5)" của nhóm sinh viên Trường Đại học Kinh tế - Kỹ thuật Công nghiệp là một công trình tính toán kỹ thuật cơ khí bài bản, chuẩn xác và có tính hệ thống cao. Bằng việc áp dụng các tiêu chuẩn và công thức giải tích từ tài liệu chuyên ngành của Nhà xuất bản Giáo dục, đề tài đã giải quyết trọn vẹn từ bài toán chọn động cơ 4A132S4Y3, tính toán hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi đến thiết kế bộ truyền đai dẹt và gối đỡ ổ lăn 307. Kết quả tính toán đảm bảo đầy đủ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi cho hệ thống vận hành liên tục dưới tải trọng kéo $14000 \text{ N}$. Đây là tài liệu tham khảo có giá trị cao cho sinh viên và cán bộ kỹ thuật trong công tác học tập và thiết kế hệ thống truyền động cơ khí công nghiệp.