Đồ Án I - Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Tại Trường Đại Học Kinh Tế - Kỹ Thuật Công Nghiệp

• Đề tài: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
• Loại tài liệu: Đồ án chi tiết máy

• 1. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
• 1.1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
• 2. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
• 2.1. Chọn loại đai
• 2.2. Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1
• 2.3. Tính đường kính D2 của bánh lớn
• 2.4. Tính khoảng cách trục A và chiều dài L của đai
• 2.5. Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ đai
• 2.6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• 3. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
• 3.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
• 3.2. Xác định ứng suất cho phép
• 3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
• 3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
• 3.5. Kiểm nghiệm về quá tải
• 4. CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN TRỤC
• 4.1. Chọn vật liệu
• 4.2. Xác định đường kính sơ bộ trục
• 4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
• 4.4. Xác định chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ
• 4.5. Xác định chiều dài mayơ nửa khớp nối trục răng
• 4.6. Xác định trị số chiều và chiều của các lực từ chi tiết tác dụng lên trục

I. Hướng Dẫn Đồ Án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải

Bài viết này trình bày một cách hệ thống quy trình thiết kế hệ dẫn động băng tải, một trong những đề tài phổ biến nhất của đồ án môn học chi tiết máy. Mục tiêu là cung cấp một lộ trình rõ ràng, từ khâu phân tích số liệu ban đầu, lựa chọn phương án thiết kế cho đến hoàn thiện bản vẽ và thuyết minh. Nội dung được xây dựng dựa trên các yêu cầu kỹ thuật cụ thể của Đề án số 5, với các thông số như lực kéo băng tải, vận tốc và đường kính tang cho trước. Việc hiểu rõ các yêu cầu này là nền tảng để xây dựng sơ đồ động học hệ thống hợp lý, quyết định trực tiếp đến hiệu quả vận hành và độ bền của toàn bộ cơ cấu. Quá trình thiết kế không chỉ là việc áp dụng công thức, mà còn là sự cân nhắc kỹ lưỡng giữa các yếu tố kỹ thuật và kinh tế, nhằm tạo ra một hệ thống vừa đáp ứng yêu cầu công suất, vừa tối ưu chi phí vật liệu chế tạo chi tiết máy. Các chương tiếp theo sẽ đi sâu vào từng bước tính toán, từ việc chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền, thiết kế các bộ truyền, tính toán trục và ổ lăn, cho đến hoàn thiện vỏ hộp và các chi tiết phụ trợ khác. Toàn bộ phương pháp luận và các bảng tra cứu đều tham khảo từ tài liệu uy tín “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí” của NXB Giáo Dục, đảm bảo tính chính xác và khoa học cho sinh viên khi thực hiện đồ án.

1.1. Phân tích yêu cầu và các thông số kỹ thuật ban đầu

Bước khởi đầu của mọi đồ án thiết kế cơ khí là phân tích chi tiết các số liệu đầu vào. Với Đề án số 5, các thông số cốt lõi bao gồm: Lực kéo băng tải F = 14000 N, Vận tốc băng tải v = 0,46 m/s, và Đường kính tang dẫn động D = 304 mm. Bên cạnh đó, các yếu tố về điều kiện vận hành như thời gian làm việc Lh = 11000 giờ và đặc tính làm việc va đập mạnh đóng vai trò quan trọng trong việc lựa chọn hệ số an toàn và vật liệu chế tạo chi tiết máy. Sơ đồ hệ thống bao gồm một hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh (bánh răng trụ), nối với động cơ qua khớp nối đàn hồi và truyền động ra băng tải qua bộ truyền đai. Việc nắm vững các dữ kiện này giúp xác định chính xác công suất làm việc, số vòng quay trên trục công tác và các yêu cầu về độ bền cho toàn hệ thống.

1.2. Tầm quan trọng của việc xây dựng sơ đồ động học hệ thống

Sơ đồ động học hệ thống là bản phác thảo cấu trúc truyền động, thể hiện mối liên kết từ nguồn phát động (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (băng tải). Sơ đồ này cho thấy rõ trình tự các bộ phận: Động cơ → Khớp nối → Hộp giảm tốc bánh răng trụ (2 cấp) → Bộ truyền đai → Tang băng tải. Việc lựa chọn sơ đồ này, đặc biệt là hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh, nhằm mục đích phân chia momen xoắn, giảm kích thước các bánh răng ở cấp nhanh, giúp kết cấu hộp trở nên gọn nhẹ hơn. Sơ đồ động học là cơ sở để thực hiện bước quan trọng tiếp theo: phân phối tỉ số truyền cho từng cụm chi tiết. Một sơ đồ được bố trí hợp lý sẽ đảm bảo hiệu suất truyền động cao, kết cấu máy nhỏ gọn và vận hành ổn định.

II. Cách Chọn Động Cơ Phân Phối Tỉ Số Truyền cho Băng Tải

Đây là chương cốt lõi, quyết định đến sự thành công của toàn bộ đồ án chi tiết máy. Việc chọn động cơ điện phù hợp không chỉ đảm bảo hệ thống đủ công suất hoạt động mà còn tối ưu hóa chi phí và hiệu quả năng lượng. Quá trình này bắt đầu bằng việc tính toán công suất động cơ cần thiết trên trục, dựa trên công suất làm việc tại băng tải và hiệu suất toàn hệ thống. Hiệu suất này là tích của hiệu suất từng bộ phận như ổ lăn, khớp nối, bộ truyền bánh răng trụ, và bộ truyền đai. Sau khi có công suất, bước tiếp theo là xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ. Từ đó, ta có thể chọn một động cơ thương mại thỏa mãn điều kiện về công suất và có số vòng quay gần với tính toán. Bước cuối cùng nhưng không kém phần quan trọng là phân phối tỉ số truyền chung của hệ thống cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài. Việc phân phối này phải tuân theo các khoảng giá trị khuyến nghị để đảm bảo kích thước và khả năng làm việc tối ưu cho từng bộ truyền. Toàn bộ các công thức và bảng tra cứu hiệu suất được áp dụng theo sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí (Tập 1)”.

2.1. Phương pháp tính toán công suất động cơ cần thiết và hiệu suất

Công suất cần thiết trên trục động cơ (Pct) được xác định từ công suất trên trục công tác (Plv) và hiệu suất chung của hệ thống (η). Theo công thức Plv = F.v / 1000 = 14000 * 0.46 / 1000 = 6.44 kW. Hiệu suất chung (η) được tính bằng tích hiệu suất của các bộ phận: η = ηk . ηol⁴ . ηbrt . ηbrc . ηđ. Tra bảng 2.3 (trang 19 - t1 sách tham khảo), ta có: ηk (khớp nối) = 0.99; ηol (ổ lăn) = 0.995; ηbrt (bánh răng trụ thẳng) = 0.97; ηbrc (bánh răng trụ nghiêng) = 0.97; ηđ (bộ truyền đai) = 0.95. Từ đó tính được η ≈ 0.867. Vậy công suất cần thiết là Pct = Plv / η = 6.44 / 0.867 ≈ 7.428 kW. Dựa trên công suất này, ta sẽ chọn động cơ điện có công suất định mức lớn hơn và gần nhất với giá trị Pct.

2.2. Kỹ thuật phân phối tỉ số truyền cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài

Đầu tiên, xác định số vòng quay của trục công tác: nlv = 60000.v / (π.D) ≈ 28.91 vòng/phút. Tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống ut = nsbđc / nlv. Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 1500 vòng/phút, suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc ≈ 1455 vòng/phút. Vậy ut ≈ 1455 / 28.91 ≈ 50. Tỉ số truyền này được phân phối cho hộp giảm tốc (uh) và bộ truyền đai (uđ). Theo bảng 2.4 (trang 21 - t1), chọn sơ bộ uđ = 2.5 và uh = 20. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp uh = u1.u2, trong đó u1 là tỉ số truyền cấp nhanh và u2 là cấp chậm. Dựa trên tài liệu hướng dẫn, ta chọn u1 = 5.69 và u2 = 3.51 để tối ưu kích thước và khả năng bôi trơn. Các giá trị này sẽ được tính toán lại chính xác sau khi chọn động cơ điện cụ thể.

III. Phương Pháp Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ Tối Ưu

Sau khi đã có các thông số động học, bước tiếp theo là đi vào thiết kế chi tiết các bộ phận của hộp giảm tốc bánh răng trụ. Đây là phần phức tạp nhất trong đồ án môn học chi tiết máy, đòi hỏi sự chính xác cao trong tính toán và lựa chọn thông số. Quá trình này bắt đầu bằng việc lựa chọn vật liệu chế tạo chi tiết máy, cụ thể là thép C45, và xác định ứng suất cho phép dựa trên độ rắn bề mặt HB. Từ đó, ta tiến hành tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng, bao gồm cấp nhanh (răng nghiêng) và cấp chậm (răng thẳng). Các bước chính bao gồm: xác định sơ bộ khoảng cách trục, tính toán các thông số ăn khớp (mô-đun, số răng, góc nghiêng), và sau đó là kiểm nghiệm răng về độ bền. Các bài toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn là bắt buộc để đảm bảo bánh răng không bị phá hủy trong điều kiện làm việc va đập mạnh. Toàn bộ quy trình tính toán tuân thủ nghiêm ngặt các công thức và bảng tra trong sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí (Tập 1)” để đảm bảo độ tin cậy.

3.1. Lựa chọn vật liệu chế tạo chi tiết máy và xác định ứng suất

Việc lựa chọn vật liệu chế tạo chi tiết máy ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền và kích thước của bộ truyền. Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ trong đồ án này, vật liệu được chọn là thép C45 tôi cải thiện cho cả bánh răng chủ động và bị động ở hai cấp. Độ rắn bề mặt được chọn khác nhau để tăng khả năng chống mài mòn: bánh nhỏ có độ rắn cao hơn bánh lớn. Dựa vào độ rắn HB (ví dụ HB2 = 235), ta xác định được giới hạn bền mỏi tiếp xúc σHlim và giới hạn bền mỏi uốn σFlim. Từ đó, ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được tính toán sơ bộ theo công thức, có xét đến hệ số an toàn. Ví dụ, [σH] = (σHlim / SH) * KHL ≈ 491 MPa. Các giá trị này là cơ sở để tính toán kích thước hình học của bánh răng.

3.2. Quy trình tính toán thông số ăn khớp cho cấp nhanh và cấp chậm

Quy trình tính toán hệ dẫn động cơ khí cho bộ truyền bánh răng bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ khoảng cách trục aw từ momen xoắn và ứng suất cho phép. Sau đó, chọn một giá trị aw tiêu chuẩn. Từ aw, ta xác định mô-đun pháp m. Dựa trên tỉ số truyền đã phân phối (ví dụ u1 = 5.69), ta tính toán số răng của bánh chủ động (z1) và bánh bị động (z2). Ví dụ cấp nhanh: chọn z1 = 19, suy ra z2 = 108. Các thông số hình học khác như góc nghiêng β (đối với cấp nhanh), đường kính vòng chia, đường kính đỉnh răng, và chiều rộng vành răng được tính toán dựa trên các công thức tiêu chuẩn. Quá trình này được lặp lại tương tự cho cấp chậm (răng thẳng), đảm bảo sự ăn khớp chính xác và truyền động êm ái.

3.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bánh răng

Sau khi có các thông số hình học, bước kiểm nghiệm độ bền là bắt buộc để đảm bảo an toàn. Ứng suất tiếp xúc thực tế σH được tính toán và phải thỏa mãn điều kiện σH ≤ [σH]. Tương tự, ứng suất uốn tại chân răng σF1 và σF2 được tính cho cả bánh chủ động và bị động, và phải nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép tương ứng (σF ≤ [σF]). Các công thức tính toán có xét đến nhiều hệ số ảnh hưởng như hệ số tải trọng động (Kv), hệ số tập trung tải trọng (KHβ, KFβ),... Nếu điều kiện bền không thỏa mãn, cần quay lại bước tính toán thông số ăn khớp để điều chỉnh (ví dụ tăng mô-đun hoặc chiều rộng vành răng). Cuối cùng là kiểm nghiệm quá tải để đảm bảo răng không bị phá hủy dưới tác dụng của momen khởi động hoặc va đập.

IV. Bí Quyết Tính Toán Thiết Kế Trục Chọn Ổ Lăn Chính Xác

Thiết kế trục và lựa chọn ổ lăn là hai hạng mục không thể tách rời trong đồ án chi tiết máy. Một hệ trục được thiết kế tốt phải đảm bảo độ bền, độ cứng vững và tuổi thọ yêu cầu. Quá trình thiết kế trục bắt đầu bằng việc chọn vật liệu (thường là thép C45), sau đó tính toán đường kính sơ bộ tại các tiết diện dựa trên momen xoắn. Bước quan trọng tiếp theo là xác định sơ đồ đặt lực, bao gồm lực từ các bộ truyền (bánh răng, bánh đai) và phản lực tại các gối đỡ (ổ lăn). Từ đó, xây dựng biểu đồ momen uốn và momen xoắn dọc theo trục. Dựa trên biểu đồ này, đường kính các đoạn trục được tính toán chính xác và kết cấu trục được định hình. Song song với đó, việc chọn ổ lăn phải dựa trên đường kính ngõng trục, tải trọng hướng tâm và dọc trục, cùng với số vòng quay để đảm bảo tuổi thọ yêu cầu (ví dụ Lh = 11000 giờ). Cuối cùng, tính toán then và kiểm nghiệm bền trục về mỏi là các bước hoàn thiện, đảm bảo an toàn tuyệt đối cho hệ thống.

4.1. Xác định sơ bộ đường kính trục và phân tích lực tác dụng

Đường kính sơ bộ của trục tại mỗi vị trí được ước tính dựa trên momen xoắn T và ứng suất xoắn cho phép [τ] theo công thức d ≥ ³√(T / (0.2 * [τ])). Sau khi có đường kính sơ bộ, ta tiến hành xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Lực tác dụng lên trục bao gồm lực vòng (Ft), lực hướng tâm (Fr), và lực dọc trục (Fa) từ các cặp bánh răng ăn khớp. Các lực này được tính toán dựa trên momen xoắn và các thông số hình học của bánh răng. Dựa trên sơ đồ lực, ta tính toán các phản lực tại gối đỡ (ổ lăn) theo các phương trình cân bằng tĩnh học. Việc phân tích lực chính xác là tiền đề để xây dựng biểu đồ nội lực và thiết kế trục chi tiết.

4.2. Tính toán và kiểm nghiệm bền mỏi cho các tiết diện trục

Sau khi có biểu đồ momen uốn (M) và momen xoắn (T), ta xác định các tiết diện nguy hiểm, thường là nơi có rãnh then hoặc bậc trục. Tại các tiết diện này, momen tương đương Mtd được tính theo thuyết bền IV: Mtd = √(M² + (αT)²). Đường kính trục tại tiết diện đó được xác định theo công thức d ≥ ³√(Mtd / (0.1 * [σ])). Sau khi đã định hình kết cấu và kích thước trục, bước cuối cùng là kiểm nghiệm bền trục về mỏi. Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán, phải đảm bảo lớn hơn hệ số an toàn cho phép [S]. Quá trình này có xét đến các yếu tố tập trung ứng suất do rãnh then, vai trục, ảnh hưởng của kích thước và chất lượng bề mặt.

4.3. Hướng dẫn chọn ổ lăn và kiểm tra khả năng chịu tải động

Việc chọn ổ lăn bắt đầu bằng việc xác định loại ổ dựa trên đặc điểm tải trọng (chỉ có lực hướng tâm hay có cả lực dọc trục). Với đường kính ngõng trục đã tính, ta tra cứu catalog để chọn sơ bộ một loại ổ lăn (ví dụ: ổ bi đỡ một dãy, ổ đũa trụ). Sau đó, tiến hành kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động. Tải trọng quy ước (Q) được tính toán dựa trên phản lực hướng tâm và dọc trục tại gối đỡ. Tuổi thọ tính toán của ổ (tính bằng triệu vòng) phải lớn hơn hoặc bằng tuổi thọ yêu cầu. Hoặc ngược lại, khả năng tải động yêu cầu Cd được tính từ tải trọng quy ước và tuổi thọ yêu cầu, sau đó so sánh với khả năng tải động C của ổ đã chọn trong catalog. Nếu C > Cd, ổ lăn đã chọn là phù hợp.

V. Hoàn Thiện Đồ Án Thiết Kế Vỏ Hộp và Dung Sai Lắp Ghép

Chương cuối cùng trong quy trình thiết kế hệ dẫn động băng tải tập trung vào việc hoàn thiện các yếu tố kết cấu và đảm bảo độ chính xác khi chế tạo, lắp ráp. Việc thiết kế vỏ hộp giảm tốc không chỉ mang tính bao che mà còn phải đảm bảo độ cứng vững để định vị chính xác vị trí tương đối giữa các trục. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp như chiều dày thành, gân tăng cứng, kích thước bích ghép được xác định theo các công thức kinh nghiệm. Bên cạnh đó, các chi tiết phụ trợ như nút thông hơi, que thăm dầu, nút tháo dầu và bu lông vòng cũng được thiết kế và lựa chọn theo tiêu chuẩn. Một yếu tố quan trọng khác là chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc, dựa trên vận tốc vòng và ứng suất tiếp xúc của bộ truyền để đảm bảo làm mát và giảm mài mòn. Cuối cùng, việc quy định dung sai và lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn và bánh răng là bước không thể thiếu để hoàn thiện bản vẽ chi tiết máy và bản vẽ lắp hộp giảm tốc, đảm bảo hệ thống vận hành trơn tru và chính xác.

5.1. Xác định kích thước cơ bản và kết cấu vỏ hộp giảm tốc

Kích thước của vỏ hộp được xác định dựa trên kích thước của các chi tiết bên trong. Chiều dày thành vỏ (δ) và nắp (δ1) được tính theo công thức kinh nghiệm phụ thuộc vào khoảng cách trục. Các gân tăng cứng được bố trí để tăng độ cứng vững cho vỏ. Kích thước các loại bu lông (bu lông nền, bu lông cạnh ổ, bu lông ghép bích) được chọn theo đường kính và tải trọng tương ứng. Cần đảm bảo các khe hở cần thiết giữa bánh răng và thành trong của hộp (Δ ≥ δ), và giữa đỉnh bánh răng lớn nhất với đáy hộp (Δ1 ≥ 3δ) để chứa dầu bôi trơn. Thiết kế vỏ hộp cần đảm bảo dễ dàng cho việc lắp ráp, tháo dỡ và kiểm tra các chi tiết bên trong.

5.2. Lựa chọn dầu bôi trơn và các chi tiết máy phụ trợ

Phương pháp bôi trơn cho hộp giảm tốc trong đồ án này là ngâm dầu. Việc chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc dựa vào vận tốc vòng lớn nhất và ứng suất tiếp xúc. Theo tài liệu, với vận tốc vòng và tải trọng va đập mạnh, ta chọn độ nhớt dầu phù hợp, sau đó tra bảng để chọn loại dầu công nghiệp tương ứng (ví dụ: dầu công nghiệp 50). Các chi tiết phụ trợ cũng cần được tiêu chuẩn hóa. Cửa thăm được thiết kế để kiểm tra và đổ dầu. Nút thông hơi giúp cân bằng áp suất trong hộp. Nút tháo dầu được đặt ở vị trí thấp nhất để tháo dầu cặn. Que thăm dầu dùng để kiểm tra mức dầu, đảm bảo bôi trơn đủ cho các cặp bánh răng.

5.3. Quy định dung sai lắp ghép cho bánh răng và ổ lăn

Để đảm bảo các chi tiết máy làm việc đúng chức năng, cần quy định dung sai và lắp ghép trên bản vẽ. Các ổ lăn thường được lắp trên trục theo kiểu lắp trung gian (k6) và lắp trong lỗ vỏ hộp theo kiểu lắp lỏng (H7). Bánh răng và các chi tiết lắp trên trục để truyền momen xoắn thường được lắp theo kiểu k6 kết hợp với then. Việc lựa chọn kiểu lắp phải dựa trên điều kiện làm việc, yêu cầu về độ đồng tâm và khả năng tháo lắp. Các bảng dung sai tiêu chuẩn được sử dụng để xác định sai lệch giới hạn cho từng kích thước. Việc ghi đúng và đủ các yêu cầu về dung sai trên bản vẽ chi tiết máy là yêu cầu bắt buộc để đảm bảo chất lượng chế tạo và lắp ráp.