Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải: Đồ Án Tại Đại Học Bách Khoa Hà Nội

• Trường học: Đại Học Bách Khoa Hà Nội
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Tại Đại Học Bách Khoa Hà Nội
• Địa điểm: Hà Nội

• LỜI NÓI ĐẦU
• 1. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
• 1.1. Chọn động cơ điện
• 1.2. Phân phối tỉ số truyền
• 1.3. Tính các thông số trên các trục
• 1.4. Bảng thông số động học
• 2. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
• 2.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
• 2.2. Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2
• 2.3. Xác định khoảng cách trục a
• 2.4. Tính số đai Z
• 2.5. Các thông số cơ bản của bánh đai
• 2.6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• 2.7. Tổng hợp thông số bộ truyền đai
• 3. CHƯƠNG 3: TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
• 3.1. Thông số đầu vào
• 3.2. Chọn vật liệu bánh răng
• 3.3. Xác định ứng suất cho phép
• 3.4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
• 3.5. Xác định các thông số ăn khớp
• 3.5.1. Xác định số răng
• 3.5.2. Tỷ số truyền thực tế
• 3.5.3. Xác định góc nghiêng của răng
• 3.5.4. Xác định góc ăn khớp 𝛼tw
• 3.6. Xác định các thông số động học
• 3.7. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
• 3.7.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
• 3.7.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
• 3.7.3. Kiểm nghiệm độ bền khi quá tải
• 3.8. Một số thông số khác của cặp bánh răng
• 3.9. Tổng hợp thông số bộ truyền bánh răng trụ
• 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
• 4.1. Tính chọn khớp nối
• 4.2. Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi
• 4.3. Lực tác dụng lên trục
• 4.4. Thiết kế trục
• 4.4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục
• 4.4.2. Xác định sơ bộ đường kính trục
• 4.4.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục
• 4.4.4. Tính các chi tiết từng cụm trục
• 4.4.4.1. Tính toán thiết kế cụm trục I
• 4.4.4.2. Chọn vật liệu
• 4.4.4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
• 4.4.4.4. Tính thiết kế trục theo momen tương đương
• TÀI LIỆU THAM KHẢO

I. Tổng Quan Về Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải HUST

Bài viết này trình bày một cách hệ thống quy trình thiết kế hệ dẫn động băng tải, một đề tài cốt lõi trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí tại Viện Cơ khí - HUST. Đây không chỉ là một đồ án chi tiết máy thông thường mà còn là một bài toán tổng hợp, đòi hỏi sinh viên phải áp dụng kiến thức từ nhiều môn học như Cơ sở thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật, và Dung sai lắp ghép. Mục tiêu của đồ án là thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh, từ việc lựa chọn động cơ, tính toán các bộ truyền, thiết kế trục, đến hoàn thiện kết cấu vỏ hộp. Nội dung được trình bày dựa trên một thuyết minh đồ án băng tải mẫu, cung cấp một lộ trình chi tiết và các bước tính toán cụ thể. Việc nắm vững quy trình này là nền tảng quan trọng, giúp sinh viên chuẩn bị cho các đồ án phức tạp hơn và luận văn tốt nghiệp cơ khí. Quá trình thiết kế đòi hỏi sự chính xác trong từng khâu, từ phân tích lực, xác định mô-men xoắn, đến lựa chọn vật liệu chế tạo phù hợp để đảm bảo hệ thống vận hành ổn định, bền bỉ và hiệu quả. Các chương sau sẽ đi sâu vào từng bước, từ khâu xác định thông số ban đầu đến hoàn thiện bản vẽ CAD băng tải cuối cùng.

1.1. Vai trò của đồ án chi tiết máy trong chương trình đào tạo

Đồ án Chi tiết máy là học phần mang tính bước ngoặt, giúp sinh viên ngành cơ khí hệ thống hóa kiến thức lý thuyết đã học. Nhiệm vụ chính là áp dụng các nguyên lý từ giáo trình thiết kế máy vào một bài toán kỹ thuật thực tế. Thông qua việc tính toán hệ dẫn động cơ khí cho băng tải, sinh viên được rèn luyện kỹ năng phân tích, lựa chọn giải pháp, và ra quyết định thiết kế. Đồ án này giúp làm quen với việc tra cứu tiêu chuẩn, sử dụng các bảng số liệu kỹ thuật và thực hiện một bản thuyết minh hoàn chỉnh. Đây là cơ sở vững chắc cho việc thực hiện các đồ án chuyên ngành và luận văn tốt nghiệp sau này, đồng thời trang bị tư duy thiết kế cần thiết cho một kỹ sư.

1.2. Phân tích các thông số đầu vào và yêu cầu kỹ thuật

Bước đầu tiên và quan trọng nhất trong mọi dự án thiết kế là xác định rõ các thông số đầu vào. Đối với hệ dẫn động băng tải, các thông số chính bao gồm: công suất trên trục công tác (Plv), vận tốc băng tải (v), và đường kính tang chủ động (D). Dựa trên tài liệu gốc, công suất yêu cầu là 7,7 kW và vận tốc băng tải là 3 m/s. Từ đó, số vòng quay của trục công tác được xác định là 155,52 vòng/phút. Các yêu cầu về điều kiện làm việc như số ca, môi trường, và tính chất tải trọng cũng cần được xem xét cẩn thận để lựa chọn hệ số an toàn và phương án thiết kế phù hợp, đảm bảo độ bền và tuổi thọ cho toàn bộ hệ thống.

II. Phương Pháp Chọn Động Cơ và Phân Phối Tỷ Số Truyền Tối Ưu

Việc chọn động cơ cho băng tải và phân phối tỷ số truyền là hai nhiệm vụ nền tảng quyết định đến hiệu quả và cấu trúc của toàn bộ hệ thống. Quá trình này bắt đầu bằng việc xác định công suất cần thiết trên trục động cơ (Pct) dựa trên công suất trục công tác và hiệu suất toàn hệ thống (η). Hiệu suất này là tích của hiệu suất các thành phần như ổ lăn, bộ truyền đai, và bộ truyền bánh răng. Với các giá trị hiệu suất tiêu chuẩn, công suất tính toán cần thiết cho động cơ là 8,61 kW. Dựa vào công suất và số vòng quay sơ bộ, một động cơ điện phù hợp sẽ được lựa chọn từ các catalog tiêu chuẩn. Sau khi có thông số động cơ thực tế, tỷ số truyền chung của hệ thống được xác định lại và phân phối hợp lý cho các cấp truyền, bao gồm hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài. Việc phân phối này ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước, khối lượng và chi phí của hệ thống. Cuối cùng, một bảng thông số động học sẽ tổng hợp công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên từng trục, làm cơ sở cho các bước tính toán thiết kế chi tiết tiếp theo.

2.1. Quy trình tính toán công suất và chọn động cơ điện phù hợp

Để chọn động cơ cho băng tải, trước hết cần xác định công suất yêu cầu. Công thức tính là Pct = Plc / η, trong đó η là hiệu suất chung, được tính bằng tích hiệu suất của một cặp ổ lăn (0,99), bộ truyền đai (0,95) và bộ truyền bánh răng (0,97). Theo tính toán, hiệu suất chung η ≈ 0,894, dẫn đến công suất yêu cầu Pct = 7,7 / 0,894 = 8,61 kW. Cùng với số vòng quay sơ bộ (nsb ≈ 1400 v/p), động cơ được chọn phải thỏa mãn hai điều kiện: công suất định mức Pđc ≥ Pct và số vòng quay đồng bộ nđc ≈ nsb. Dựa trên các tiêu chí này, động cơ điện 3 pha phù hợp sẽ được lựa chọn để đảm bảo hệ thống vận hành ổn định.

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

Sau khi chọn được động cơ có số vòng quay thực tế (nđc = 1460 v/p), tỷ số truyền chung của hệ thống được tính lại: uch = nđc / nlv = 1460 / 155,52 ≈ 9,39. Tỷ số truyền này cần được phân phối một cách hợp lý giữa bộ truyền đai ngoài (uđ) và hộp giảm tốc bánh răng (ubr). Thông thường, bộ truyền đai có tỷ số truyền nhỏ hơn để đảm bảo kích thước nhỏ gọn. Trong đồ án này, uđ được chọn là 2,5. Từ đó, tỷ số truyền của hộp giảm tốc được xác định là ubr = uch / uđ = 9,39 / 2,5 ≈ 3,76. Sự phân phối này ảnh hưởng trực tiếp đến việc thiết kế kích thước bánh đai và cặp bánh răng sau này.

III. Hướng Dẫn Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Nghiêng

Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bánh răng là phần phức tạp và quan trọng nhất của đồ án chi tiết máy. Quy trình bắt đầu bằng việc chọn vật liệu chế tạo cho cặp bánh răng, thường là thép C45 tôi cải thiện để đạt độ cứng và độ bền phù hợp. Dựa vào vật liệu và chế độ nhiệt luyện, ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được xác định. Đây là cơ sở để tính toán sơ bộ khoảng cách trục (aw). Từ khoảng cách trục, các thông số ăn khớp chính như module, số răng, và góc nghiêng được xác định. Một bước không thể bỏ qua là kiểm nghiệm độ bền cho bánh răng, bao gồm kiểm nghiệm bền tiếp xúc và bền uốn. Các công thức kiểm nghiệm sẽ tính toán ứng suất thực tế sinh ra khi làm việc và so sánh với giá trị cho phép để đảm bảo an toàn. Quá trình này đảm bảo bộ truyền bánh răng không chỉ truyền đúng tỷ số truyền và mô-men xoắn mà còn có tuổi thọ đủ dài trong điều kiện vận hành, là cốt lõi của việc tính toán hệ dẫn động cơ khí.

3.1. Lựa chọn vật liệu chế tạo và xác định ứng suất cho phép

Việc lựa chọn vật liệu chế tạo quyết định trực tiếp đến khả năng chịu tải và độ bền của bánh răng. Trong đồ án mẫu, vật liệu được chọn là thép C45 tôi cải thiện, với độ rắn HB1 = 220 cho bánh chủ động và HB2 = 210 cho bánh bị động. Từ độ rắn này, giới hạn bền và giới hạn chảy được xác định. Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được tính toán dựa trên các hệ số an toàn, hệ số tuổi thọ và điều kiện làm việc. Ví dụ, ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh chủ động được tính là [σH1] = 454,55 MPa. Các giá trị này là ngưỡng an toàn để thiết kế và kiểm nghiệm bánh răng ở các bước sau.

3.2. Xác định thông số ăn khớp và kiểm nghiệm độ bền bánh răng

Từ khoảng cách trục sơ bộ aw = 180 mm và tỷ số truyền u = 3,76, các thông số hình học của bánh răng được xác định. Module được chọn sơ bộ m = 3, từ đó tính ra số răng bánh nhỏ Z1 = 24 và bánh lớn Z2 = 91. Sau đó, các thông số được tính toán chính xác lại, bao gồm góc nghiêng răng β = 16,66°. Bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền. Ứng suất tiếp xúc thực tế tính được σH = 425,75 MPa, nhỏ hơn giá trị cho phép [σH] = 454,55 MPa. Tương tự, ứng suất uốn σF1 = 73,33 MPa cũng nhỏ hơn giới hạn cho phép. Điều này khẳng định cặp bánh răng được thiết kế đảm bảo an toàn và đủ bền trong quá trình làm việc.

IV. Bí Quyết Thiết Kế Trục Và Lựa Chọn Ổ Lăn Chuẩn Bách Khoa

Thiết kế trục và then cùng với việc lựa chọn ổ lăn là những công đoạn then chốt để đảm bảo sự ổn định và chính xác của toàn bộ hệ dẫn động. Quá trình thiết kế trục bắt đầu bằng việc chọn vật liệu, thường là thép C45, và xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên mô-men xoắn cần truyền. Sau đó, một sơ đồ lực chi tiết được dựng lên, bao gồm lực từ các bộ truyền (bánh răng, bánh đai) và phản lực tại các gối đỡ (ổ lăn). Dựa trên sơ đồ lực, biểu đồ mô-men uốn và xoắn được xây dựng. Từ đó, đường kính tại các tiết diện quan trọng của trục được tính toán chính xác theo thuyết bền. Một bước quan trọng là kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi, đặc biệt tại các vị trí có rãnh then hoặc thay đổi đường kính, nơi dễ tập trung ứng suất. Song song với đó, việc chọn ổ lăn phải dựa trên tải trọng hướng tâm và dọc trục tác dụng lên gối đỡ, cũng như đường kính ngõng trục, để đảm bảo tuổi thọ và khả năng làm việc tin cậy. Cuối cùng, khớp nối trục cũng được lựa chọn để kết nối trục của hộp giảm tốc với trục công tác.

4.1. Tính toán sơ bộ đường kính và xác định lực tác dụng lên trục

Đường kính trục được xác định sơ bộ dựa trên công thức bền xoắn: d ≥ ³√(T / (0,2 * [τ])). Với mô-men xoắn trên trục I là T1 ≈ 132457 N.mm và ứng suất xoắn cho phép [τ] là 15-30 MPa, đường kính sơ bộ được tính ra khoảng 28-30 mm. Tương tự cho trục II. Sau đó, lực từ bộ truyền đai (Fr = 1432,36 N) và từ cặp bánh răng (lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr, lực dọc trục Fa) được xác định và đặt lên sơ đồ tính. Việc xác định chính xác các lực này là tiền đề để tính toán phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ mô-men.

4.2. Chọn then và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho các tiết diện trục

Then được chọn theo đường kính trục và chiều dài moay-ơ của chi tiết lắp ghép (bánh răng, bánh đai). Ví dụ, với trục I tại vị trí lắp bánh răng có đường kính d = 40mm, then bằng được chọn theo tiêu chuẩn. Sau khi chọn, then phải được kiểm nghiệm bền dập và bền cắt để đảm bảo không bị phá hỏng khi truyền mô-men xoắn. Quan trọng hơn, trục phải được kiểm nghiệm bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn mỏi s được tính toán, ví dụ tại tiết diện lắp bánh răng trên trục I, s = 9,87. Giá trị này phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép [s] (thường từ 1,5 đến 2,5), đảm bảo trục không bị gãy do mỏi sau thời gian dài làm việc.

4.3. Phương pháp chọn ổ lăn và kiểm tra khả năng tải động

Việc chọn ổ lăn phụ thuộc vào loại tải trọng (hướng tâm, dọc trục) và đường kính ngõng trục. Do có lực dọc trục, ổ bi đỡ chặn được ưu tiên lựa chọn. Ví dụ, với trục I có đường kính ngõng trục d = 35mm, ổ bi đỡ chặn ký hiệu 66407 được chọn. Sau khi chọn, ổ phải được kiểm nghiệm về khả năng tải động. Tải trọng động quy ước (Q) được tính toán dựa trên lực hướng tâm và dọc trục thực tế. Khả năng tải động yêu cầu của ổ Cd = Q * ³√L (với L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng). Kết quả Cd tính được (34,74 kN) phải nhỏ hơn khả năng tải động của ổ theo catalog (C = 45,5 kN). Điều này xác nhận ổ lăn đã chọn là phù hợp.

V. Hoàn Thiện Kết Cấu Vỏ Hộp Giảm Tốc Và Chi Tiết Lắp Ghép

Giai đoạn cuối cùng trong đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải là thiết kế kết cấu khung băng tải và các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc. Vỏ hộp không chỉ có chức năng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết bên trong mà còn phải đảm bảo độ cứng vững, định vị chính xác vị trí tương đối giữa các trục. Vật liệu chế tạo vỏ hộp thường là gang xám GX15-32. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp như chiều dày thân, gân tăng cứng, mặt bích được tính toán dựa trên khoảng cách trục. Các chi tiết phụ như nắp ổ, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu cũng được thiết kế theo tiêu chuẩn. Một phần cực kỳ quan trọng là xác định dung sai và kiểu lắp ghép giữa các chi tiết. Việc lựa chọn kiểu lắp (lỏng, trung gian, chặt) cho ổ lăn, bánh răng với trục, và nắp ổ với vỏ hộp ảnh hưởng trực tiếp đến quá trình lắp ráp và khả năng làm việc của hệ thống. Cuối cùng, tất cả các chi tiết được thể hiện trên bản vẽ CAD băng tải, bao gồm bản vẽ lắp và các bản vẽ chi tiết, hoàn thiện hồ sơ kỹ thuật của đồ án.

5.1. Nguyên tắc thiết kế vỏ hộp và lựa chọn các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc bánh răng được thiết kế dựa trên nguyên tắc đảm bảo độ cứng và thoát nhiệt tốt. Chiều dày thành hộp được tính theo công thức kinh nghiệm, ví dụ δ = 0,03*aw + 3 mm. Với khoảng cách trục aw = 180mm, chiều dày thành được chọn là 9 mm. Các chi tiết phụ như que thăm dầu được thiết kế để kiểm tra mức dầu ngâm bôi trơn, đảm bảo bánh răng lớn nhất ngập trong dầu khoảng 1/4 bán kính. Nút thông hơi giúp cân bằng áp suất trong hộp khi nhiệt độ tăng. Nắp ổ và vòng phớt có nhiệm vụ che chắn, bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bẩn và ngăn rò rỉ mỡ.

5.2. Dung sai lắp ghép và phương pháp bôi trơn cho hệ thống

Dung sai lắp ghép là yếu tố quyết định độ chính xác làm việc của hệ thống. Đối với mối ghép bánh răng - trục và ổ lăn - trục, kiểu lắp trung gian có độ dôi như H7/k6 thường được sử dụng để đảm bảo truyền mô-men xoắn tốt và không bị xoay tương đối. Đối với vòng ngoài ổ lăn lắp vào vỏ hộp, kiểu lắp H7/k6 cũng được chọn. Phương pháp bôi trơn được lựa chọn dựa trên vận tốc vòng của bánh răng. Với vận tốc v = 2,3 m/s (nhỏ hơn 12 m/s), phương pháp bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu được áp dụng. Mức dầu được tính toán để bánh răng lớn nhất ngập sâu vừa đủ, tránh tổn thất công suất do khuấy dầu quá mức.