Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu, hệ thống băng tải đóng vai trò cốt lõi trong việc vận chuyển liên tục nguyên vật liệu, bán thành phẩm và hàng hóa. Để hệ thống băng tải vận hành ổn định với vận tốc và mô-men xoắn yêu cầu từ trục công tác, việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí gồm nguồn động lực (động cơ điện), bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc đóng vai trò then chốt. Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" do sinh viên Nguyễn Khắc Kiên thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Thanh Tùng tại Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội (khóa K66, hoàn thành tháng 6/2024) tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống cơ khí này.

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất và vận tốc quay của trục công tác, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  2. Tính toán, thiết kế động học và độ bền bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp đặt trong vỏ hộp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền quá tải.
  4. Tính toán thiết kế kết cấu hai trục (trục vào I và trục ra II), kiểm nghiệm then, kiểm nghiệm độ bền mỏi và tính chọn ổ lăn, khớp nối đàn hồi.
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết phụ phụ trợ (cửa thăm, nút thông hơi, que thăm dầu, nút tháo dầu, vòng chắn dầu, vòng phớt), xác định chế độ bôi trơn và lựa chọn dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Phạm vi nghiên cứu là hệ dẫn động băng tải công suất làm việc trên trục công tác $7,7\text{ kW}$, vận tốc quay $155,52\text{ vòng/phút}$, chế độ làm việc 2 ca, tải trọng tĩnh, làm việc êm và có xét tải trọng va đập nhẹ khi kiểm nghiệm chi tiết.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc trong thiết kế cơ khí và chi tiết máy tại Việt Nam, chủ yếu dựa trên các tài liệu giáo trình và sổ tay thiết kế kỹ thuật:

  • Phương pháp tính toán hệ dẫn động cơ khí theo tài liệu của PGS.TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển (Tập 1 và Tập 2).
  • Lý thuyết chi tiết máy và cơ sở thiết kế máy của GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp.
  • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép và phương pháp tra cứu theo tài liệu của PGS.TS. Ninh Đức Tốn và TS. Đỗ Trọng Hùng.
  • Tài liệu hướng dẫn đồ án chi tiết máy của TS. Vương Văn Thanh (Đại học Bách khoa Hà Nội).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt đồ án là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật truyền thống kết hợp tra bảng tiêu chuẩn kỹ thuật:

  • Phương pháp cân bằng công suất và động học: Xác định tổn thất cơ học qua từng mắt xích truyền động để tính công suất cần thiết trên trục động cơ.
  • Phương pháp thiết kế theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Tính toán khoảng cách trục, mô-đun, số răng, góc nghiêng của bánh răng dựa trên ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$; sau đó kiểm nghiệm lại hệ số an toàn thực tế và tải trọng động.
  • Phương pháp vẽ biểu đồ mô-men và tính toán mỏi trục: Phân tích lực không gian tác dụng lên trục (lực hướng tâm, lực vòng, lực dọc trục), giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$, từ đó xác định mô-men tương đương và đường kính trục; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$.
  • Phương pháp tính chọn theo tuổi thọ và khả năng tải: Tính toán chọn ổ lăn dựa trên tải trọng động quy ước $Q$ và tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay $L$.

Nguồn số liệu đầu vào dựa trên thông số làm việc của băng tải được giao trong đề tài và hệ thống bảng tra tiêu chuẩn kỹ thuật ngành chế tạo máy.

Nội dung chính theo từng chương

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

Chương này thực hiện xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản cho toàn bộ hệ thống dẫn động. Dựa trên công suất trên trục công tác $P_{lv} = 7,7\text{ kW}$ và hiệu suất của các cụm chi tiết ($\eta_{ol} = 0,99$ cho một cặp ổ lăn, $\eta_d = 0,95$ cho bộ truyền đai, $\eta_{br} = 0,97$ cho bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp, $\eta_k = 1$ cho khớp nối), tổng hiệu suất của hệ thống được xác định:

$$\eta = \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_k = 0,894$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

$$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{7,7}{0,894} = 8,61\text{ kW}$$

Với số vòng quay trục công tác $n_{lv} = 155,52\text{ vòng/phút}$, tỷ số truyền sơ bộ chung $u_{ch} = 9,39$, động cơ điện được chọn có tốc độ đồng bộ định mức $n_{dc} = 1460\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền chung được phân phối thành hai cấp: tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài hộp $u_d = 2,5$ và tỷ số truyền bộ truyền bánh răng hộp giảm tốc $u_{br} = 3,76$.

Đại lượng / Vị trí Động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_d = 2,5$ $u_{br} = 3,76$ $u_k = 1,0$
Số vòng quay ($n$ - v/p) $1460$ $584$ $155,32$ $155,32$
Công suất ($P$ - kW) $8,61$ $8,10$ $7,78$ $7,70$
Mô-men xoắn ($T$ - N.mm) $56.318,84$ $132.457,19$ $478.360,80$ $473.441,93$

Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai được bố trí từ trục động cơ đến trục vào của hộp giảm tốc với góc nghiêng đường nối tâm $\alpha = 120^\circ$, làm việc 2 ca. Căn cứ vào công suất $P_{dc} = 8,61\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{dc} = 1460\text{ vòng/phút}$, tác giả lựa chọn đai thang loại thường, tiết diện B.

Các thông số hình học và động học của bộ truyền đai được tính toán bao gồm:

  • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$ (vận tốc đai $v_1 = 12,23\text{ m/s}$).
  • Hệ số trượt tương đối: $\varepsilon = 0,02$.
  • Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 400\text{ mm}$, cho tỷ số truyền thực tế $u_t = 2,55$.
  • Khoảng cách trục tính toán: $a = 443,96\text{ mm}$.
  • Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1800\text{ mm}$.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 149,19^\circ > 120^\circ$ (đáp ứng điều kiện chống trượt).
  • Số dây đai cần thiết: $Z = 2$ đai (chiều rộng bánh đai $B = 25\text{ mm}$).
  • Lực căng ban đầu của đai: $F_0 = 742,87\text{ N}$.
  • Lực tác dụng lên trục I do bộ truyền đai gây ra: $F_r = 1432,36\text{ N}$.
Thông số hình học bộ truyền đai Giá trị
Loại đai / Tiết diện Đai thang thường / Tiết diện B
Đường kính bánh đai nhỏ $d_1$ / lớn $d_2$ $160\text{ mm}$ / $400\text{ mm}$
Đường kính đỉnh bánh đai $d_{a1}$ / $d_{a2}$ $168,4\text{ mm}$ / $408,4\text{ mm}$
Đường kính đáy bánh đai $d_{f1}$ / $d_{f2}$ $136,4\text{ mm}$ / $376,4\text{ mm}$
Chiều dài dây đai $L$ / Khoảng cách trục $a$ $1800\text{ mm}$ / $443,96\text{ mm}$
Góc ôm trên bánh nhỏ $\alpha_1$ $149,19^\circ$
Số lượng dây đai $Z$ $2$ sợi
Lực tác dụng lên trục $F_r$ $1432,36\text{ N}$

Chương 3: Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng một cấp trong hộp giảm tốc truyền mô-men $T_1 = 132.457,19\text{ N.mm}$ ở tốc độ $n_1 = 584\text{ vòng/phút}$. Cả hai bánh răng đều được chế tạo từ thép C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện:

  • Bánh nhỏ (chủ động): Độ rắn $HB_1 = 220$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$.
  • Bánh lớn (bị động): Độ rắn $HB_2 = 210$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 454,55\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 226,29\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 216\text{ MPa}$.

Kết quả thiết kế kích thước và kiểm nghiệm độ bền:

  • Khoảng cách trục chia: $a_w = 180\text{ mm}$; Mô-đun pháp: $m = 3\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh nhỏ $Z_1 = 24$, Bánh lớn $Z_2 = 91$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,79$ (sai lệch $0,80% < 4%$).
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 16,66^\circ$; Góc ăn khớp: $\alpha_{tw} = 20,08^\circ$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 54\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 425,75\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 454,55\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 73,33\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$ và $\sigma_{F2} = 67,69\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]$ (thỏa mãn).
  • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 488,8\text{ MPa}$; $\sigma_{Fmax} = 95,38\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư và phá hủy tĩnh).
  • Lực ăn khớp tác dụng: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 3524,67\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1339,12\text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 1054,77\text{ N}$.
Thông số cặp bánh răng trụ răng nghiêng Ký hiệu / Đơn vị Bánh chủ động (1) Bánh bị động (2)
Số răng $Z$ $24$ $91$
Đường kính chia $d$ (mm) $75,15$ $284,84$
Đường kính vòng lăn $d_w$ (mm) $75,16$ $284,84$
Đường kính đỉnh răng $d_a$ (mm) $81,16$ $290,97$
Đường kính đáy răng $d_f$ (mm) $67,66$ $277,47$
Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) $54$ $54$
Mô-đun pháp / Góc nghiêng $m$ (mm) / $\beta$ $3\text{ mm}$ $16,66^\circ$
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) \multicolumn{2}{c }{$180\text{ mm}$}

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

Chương này trình bày toàn bộ quy trình thiết kế động lực học cho trục I và trục II, bao gồm lựa chọn khớp nối đầu ra, xác định đường kính trục theo mô-men tương đương, kiểm nghiệm then, kiểm nghiệm mỏi và chọn ổ lăn.

  1. Khớp nối đàn hồi trên trục II: Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi nối trục II với trục công tác. Mô-men xoắn tính toán $T_t = k \cdot T_{II} = 1,2 \cdot 478.360,8 = 574.032,96\text{ N.mm}$. Khớp nối tiêu chuẩn có mô-men cho phép $T_{kn} = 1000\text{ N.m}$, đường kính trục nối $d = 50\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$. Kiểm nghiệm ứng suất dập vòng cao su $\sigma_d = 1,38\text{ MPa} < [\sigma_d] = (2 \div 4)\text{ MPa}$ và ứng suất uốn của chốt $\sigma_u = 40\text{ MPa} < [\sigma_u] = (60 \div 80)\text{ MPa}$. Lực tác dụng lên đầu trục từ khớp nối là $F_{kn} = 1195,9\text{ N}$.

  2. Thiết kế trục I và trục II: Vật liệu trục là thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, [\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}, [\sigma] = 63\text{ MPa}$).

  • Trục I: Chiều dài các đoạn trục $l_{11} = 102\text{ mm}$, $l_{12} = 64,5\text{ mm}$, $l_{13} = 51\text{ mm}$. Đường kính chế tạo được chọn: đoạn lắp đai $d_{12} = 28\text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{13} = 40\text{ mm}$.
  • Trục II: Đường kính chế tạo: đoạn lắp khớp nối $d_{22} = 42\text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 45\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{23} = 48\text{ mm}$.
  1. Kiểm nghiệm then bằng:
  • Trục I: Then lắp bánh đai ($8 \times 7 \times 36\text{ mm}$), then lắp bánh răng ($12 \times 8 \times 36\text{ mm}$).
  • Trục II: Then lắp bánh răng ($14 \times 9 \times 58\text{ mm}$), then lắp khớp nối ($12 \times 8 \times 70\text{ mm}$).
  • Ứng suất dập và cắt thực tế tại các mối ghép đều thỏa mãn: $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và $\tau_c \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
  1. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục: Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}}$ được tính tại các tiết diện nguy hiểm:
  • Trục I: Tiết diện lắp bánh đai $s = 5,25$; tiết diện lắp ổ lăn $s = 5,67$; tiết diện lắp bánh răng $s = 9,87$. Đều lớn hơn $[s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Trục II: Tiết diện lắp khớp nối $s = 4,54$; tiết diện lắp ổ lăn $s = 6,06$; tiết diện lắp bánh răng $s = 4,52$. Đều thỏa mãn độ bền mỏi.
  1. Tính chọn ổ lăn:
  • Trục I: Tải trọng hướng tâm gối $0$ là $1337,76\text{ N}$, gối $1$ là $3729,60\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 1054,77\text{ N}$. Tác giả chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ nặng hẹp ký hiệu 66407 ($d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 25\text{ mm}, C = 45,5\text{ kN}, C_0 = 33,7\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước tính toán $Q = 4848,48\text{ N}$, khả năng tải động yêu cầu $C_d = 34,74\text{ kN} \le C = 45,5\text{ kN}$.
  • Trục II: Chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46309 ($d = 45\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 25\text{ mm}, C = 48,1\text{ kN}, C_0 = 37,7\text{ kN}$). Tải trọng động tính toán $Q = 4119,27\text{ N}$, khả năng tải động yêu cầu $C_d = 18,98\text{ kN} \le C = 48,1\text{ kN}$.
Vị trí chi tiết Trục I Trục II
Đường kính lắp then / bánh răng / ổ $28\text{ mm}$ / $40\text{ mm}$ / $35\text{ mm}$ $42\text{ mm}$ / $48\text{ mm}$ / $45\text{ mm}$
Kích thước then bằng ($b \times h \times l$) bánh răng $12 \times 8 \times 36\text{ mm}$ $14 \times 9 \times 58\text{ mm}$
Hệ số an toàn mỏi tại bánh răng ($s$) $9,87$ $4,52$
Loại ổ lăn lựa chọn Ổ bi đỡ - chặn 66407 Ổ bi đỡ - chặn 46309
Tải động tính toán $C_d$ / Tải định mức $C$ $34,74\text{ kN}$ / $45,5\text{ kN}$ $18,98\text{ kN}$ / $48,1\text{ kN}$

Chương 5: Tính toán thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống phụ trợ

Vỏ hộp giảm tốc có chức năng bảo đảm vị trí tương đối giữa các trục, tiếp nhận tải trọng và chứa dầu bôi trơn. Tác giả chọn vật liệu vỏ hộp là gang xám GX15-32, đúc nguyên khối với mặt phân cách nắp và thân đi qua tâm hai trục và song song với mặt đáy.

  1. Kích thước cơ bản của vỏ hộp:
  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03 \cdot a_w + 3 = 0,03 \cdot 180 + 3 = 8,4\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9 \cdot \delta = 0,9 \cdot 9 = 8,1\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày bích thân hộp: $S_2 = 1,5 \cdot \delta = 14\text{ mm}$; Chiều dày bích nắp hộp: $S_3 = 1,5 \cdot \delta_1 = 14\text{ mm}$.
  • Chiều dày đế hộp không có phần lồi: $S_1 = 1,5 \cdot d_1 = 1,5 \cdot 18 = 54\text{ mm}$.
  • Hệ thống bu lông liên kết: Bu lông nền $d_1 = 18\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$ bu lông); Bu lông cạnh gối ổ $d_2 = 14\text{ mm}$; Bu lông ghép nắp và thân $d_3 = 10\text{ mm}$; Vít nắp ổ $d_4 = \text{M8}$; Vít nắp cửa thăm $d_5 = \text{M8}$.
  • Khe hở giữa các chi tiết: Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp $\Delta_1 = 30\text{ mm}$; giữa mặt bên bánh răng với thành trong hộp $\Delta_2 = 8\text{ mm}$.
  1. Các chi tiết phụ phụ trợ:
  • Chốt định vị: Chốt côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, chiều dài $l = 35\text{ mm}$.
  • Cửa thăm và nút thông hơi: Kích thước cửa thăm $100 \times 75\text{ mm}$ lắp $6$ vít M8x22; Nút thông hơi ren M27x2 đặt trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất nhiệt.
  • Nút tháo dầu và que thăm dầu: Nút tháo dầu ren trụ M16x2 bố trí tại đáy hộp; sử dụng que thăm dầu dạng que cắm nghiêng để kiểm soát mức dầu.
  • Phớt và vòng chắn: Vòng phớt cao su tại đầu trục vào và trục ra để ngăn bụi bẩn lọt vào và chống rò rỉ dầu; vòng chắn mỡ (chiều dày $t = 2\text{ mm}, a = 6\text{ mm}, b = 4\text{ mm}$) để ngăn cách mỡ ổ lăn với dầu hộp số.
  1. Bôi trơn và dung sai lắp ghép:
  • Bôi trơn bánh răng: Phương pháp ngâm dầu, độ ngập sâu của bánh răng bị động $h_{ngap} = \frac{d_{w2}}{8} = 35,6\text{ mm}$, tổng chiều cao mức dầu trong hộp là $47\text{ mm}$. Loại dầu sử dụng là dầu công nghiệp ô tô máy kéo AK-20.
  • Bôi trơn ổ lăn: Sử dụng mỡ chuyên dụng bôi trơn định kỳ.
  • Chế độ lắp ghép tiêu chuẩn:
    • Bánh răng lên trục: Mối ghép trung gian $\Phi 40\text{ H7/k6}$ và $\Phi 48\text{ H7/k6}$.
    • Vòng trong ổ lăn lên trục: Mối ghép có độ dôi $\Phi 35\text{ k6}$ và $\Phi 45\text{ k6}$.
    • Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp: Mối ghép $\Phi 100\text{ H7/k6}$.
    • Nắp ổ lăn vào thân hộp: Mối ghép lỏng $\Phi 72\text{ H7/d11}$ và $\Phi 80\text{ H7/d11}$.
    • Then trên rãnh trục: Dung sai $P9$; Then trên rãnh moay-ơ: Dung sai $D10$.
Vị trí lắp ghép Kiểu lắp tiêu chuẩn Sai lệch giới hạn trên (ES, es - $\mu$m) Sai lệch giới hạn dưới (EI, ei - $\mu$m)
Bánh răng chủ động / Trục I $\Phi 40\text{ H7/k6}$ $+25$ / $+18$ $0$ / $+2$
Bánh răng bị động / Trục II $\Phi 48\text{ H7/k6}$ $+25$ / $+18$ $0$ / $+2$
Vòng trong ổ lăn / Trục I $\Phi 35\text{ k6}$ $0$ / $+18$ $0$ / $+2$
Vòng trong ổ lăn / Trục II $\Phi 45\text{ k6}$ $0$ / $+18$ $0$ / $+2$
Nắp ổ lăn / Vỏ hộp (Trục I) $\Phi 72\text{ H7/d11}$ $+30$ / $-100$ $0$ / $-290$
Nắp ổ lăn / Vỏ hộp (Trục II) $\Phi 80\text{ H7/d11}$ $+30$ / $-100$ $0$ / $-290$

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh cho băng tải, thể hiện qua các kết quả cụ thể:

  1. Xác định chính xác các thông số động lực học hệ thống: Tổng công suất động cơ $8,61\text{ kW}$, vận tốc quay các trục ($1460\text{ v/p} \rightarrow 584\text{ v/p} \rightarrow 155,32\text{ v/p}$), mô-men xoắn trên trục II đạt $478.360,8\text{ N.mm}$.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang tiết diện B gồm 2 dây đai, khoảng cách trục $443,96\text{ mm}$, góc ôm $149,19^\circ$, lực căng $F_0 = 742,87\text{ N}$.
  3. Hoàn thiện thông số hình học và độ bền cho bộ truyền bánh răng nghiêng: Khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$, mô-đun $m = 3$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,79$, góc nghiêng răng $\beta = 16,66^\circ$. Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 425,75\text{ MPa} < 454,55\text{ MPa}$ và ứng suất uốn $\sigma_F < 216\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền mỏi và quá tải tĩnh.
  4. Xác định kết cấu 2 trục cơ khí, kiểm nghiệm then và mỏi với hệ số an toàn nhỏ nhất tại các tiết diện nguy hiểm đạt từ $4,52$ đến $9,87$ (vượt yêu cầu an toàn tối thiểu $[s] = 1,5 \div 2,5$). Tính chọn thành công ổ bi đỡ - chặn 66407 và 46309 có khả năng chịu tải động thực tế cao hơn yêu cầu làm việc.
  5. Thiết lập bảng kích thước kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32, quy định chi tiết kích thước bu lông nền ($d_1 = 18\text{ mm}$), bu lông cạnh ổ ($d_2 = 14\text{ mm}$), hệ thống bôi trơn dầu AK-20 và bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật chuẩn xác theo hệ thống TCVN/ISO.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Căn cứ vào nội dung và lời mở đầu của văn bản đồ án:

  • Hạn chế: Đồ án được thực hiện trong phạm vi đồ án môn học Thiết kế máy của sinh viên, phương pháp tính toán dừng lại ở các bước giải tích và tra bảng bán thực nghiệm theo sổ tay truyền thống; chưa bao gồm các mô phỏng kiểm nghiệm số bằng phần mềm CAE/FEA (như phân tích ứng suất vỏ hộp, phân tích dao động xoắn của hệ trục hay dòng chảy dầu bôi trơn).
  • Hướng phát triển: Sử dụng kết quả tính toán cơ sở này để mô hình hóa hình học 3D hoàn chỉnh trên các phần mềm CAD, thực hiện phân tích động lực học hệ đa vật thể và ứng dụng phần mềm phần tử hữu hạn để tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp và kết cấu bánh răng trong các đồ án chuyên ngành tiếp theo.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho sinh viên thuộc các chuyên ngành kỹ thuật cơ khí, kỹ thuật ô tô, xe chuyên dụng, cơ điện tử và chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy / Thiết kế máy. Cụ thể:

  • Các bước lập bảng tính động lực học, phân phối tỷ số truyền và cân bằng công suất ở Chương 1 là mẫu chuẩn cho các bài toán hệ dẫn động băng tải/xích tải.
  • Trình tự tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở Chương 3 cung cấp đầy đủ công thức và cách tra hệ số $K_H, K_F, Z_M, Z_H, Z_\varepsilon$.
  • Quy trình giải bài toán trục không gian tĩnh định, tính mô-men tương đương, chọn then và kiểm nghiệm mỏi ở Chương 4 có tính hệ thống cao, giúp người đọc nắm vững phương pháp kiểm nghiệm trục nhiều bậc.
  • Bảng dung sai lắp ghép và quy cách chọn dầu mỡ bôi trơn ở Chương 5 có giá trị ứng dụng thực tế trong việc hoàn thiện bản vẽ lắp A0 của hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện và tỷ số truyền của hệ thống dẫn động được chọn như thế nào?
Động cơ điện được chọn có công suất định mức $P_{dc} = 8,61\text{ kW}$ và tốc độ quay $n_{dc} = 1460\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 9,39$, được phân phối cho bộ truyền đai thang ngoài hộp $u_d = 2,5$ và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp $u_{br} = 3,76$.

2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số cơ bản nào và kiểm nghiệm độ bền ra sao?
Cặp bánh răng chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, có khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 24$, $Z_2 = 91$, góc nghiêng răng $\beta = 16,66^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 54\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 425,75\text{ MPa} \le 454,55\text{ MPa}$ và ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 73,33\text{ MPa} \le 226,29\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn tuyệt đối khi làm việc và quá tải.

3. Kết cấu trục và loại ổ lăn được lựa chọn cho hai trục của hộp giảm tốc là gì?
Trục I có các đoạn đường kính lắp đai, ổ lăn và bánh răng lần lượt là $28\text{ mm}, 35\text{ mm}, 40\text{ mm}$, sử dụng cặp ổ bi đỡ - chặn 66407 ($C = 45,5\text{ kN}$). Trục II có các đoạn đường kính lắp khớp nối, ổ lăn và bánh răng là $42\text{ mm}, 45\text{ mm}, 48\text{ mm}$, sử dụng cặp ổ bi đỡ - chặn 46309 ($C = 48,1\text{ kN}$). Cả hai trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi với hệ số an toàn $s \ge 4,52$.

4. Vỏ hộp giảm tốc sử dụng vật liệu gì và các bu lông liên kết chính có kích thước bao nhiêu?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32 với chiều dày thân và nắp hộp đều là $9\text{ mm}$. Hệ thống liên kết sử dụng 4 bu lông nền $d_1 = 18\text{ mm}$, bu lông cạnh ổ $d_2 = 14\text{ mm}$ và bu lông ghép nắp - thân $d_3 = 10\text{ mm}$.

5. Hộp giảm tốc được bôi trơn bằng loại dầu nào và phương pháp bôi trơn ra sao?
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng với độ ngập sâu của bánh lớn là $35,6\text{ mm}$ (chiều cao mức dầu tổng là $47\text{ mm}$), sử dụng dầu công nghiệp AK-20. Các cụm ổ lăn trục được cách ly bằng vòng chắn dầu và bôi trơn riêng biệt bằng mỡ.

Kết luận

Thuyết minh đồ án thiết kế máy của sinh viên Nguyễn Khắc Kiên đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán kỹ thuật thiết kế hệ dẫn động băng tải công suất $7,7\text{ kW}$. Toàn bộ các thành phần cơ khí cốt lõi gồm bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, hệ trục, then, ổ lăn và vỏ hộp gang xám đều được tính toán tối ưu và kiểm nghiệm độ bền nghiêm ngặt theo tiêu chuẩn ngành chế tạo máy. Kết quả tính toán cung cấp đầy đủ thông số hình học, động học và dung sai lắp ghép cần thiết để phục vụ cho công tác dựng bản vẽ kỹ thuật và chế tạo thực tế.