Bối cảnh và yêu cầu thiết kế hệ thống

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" giải quyết bài toán tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí cho một trạm dẫn động công nghiệp vận hành liên tục. Hệ thống dẫn động băng tải đóng vai trò trung gian truyền và biến đổi chuyển động cũng như mômen xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác (tang băng tải).

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được xác lập dựa trên bộ thông số đầu vào cụ thể sau:

  1. Lực kéo băng tải: $F = 650\text{ N}$
  2. Vận tốc băng tải: $v = 2,61\text{ m/s}$
  3. Đường kính tang dẫn: $D = 375\text{ mm}$
  4. Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L_h = 11000\text{ giờ}$
  5. Chế độ làm việc: 3 ca/ngày
  6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $90^\circ$
  7. Đặc tính tải trọng và làm việc: Va đập vừa

Đối tượng nghiên cứu và thiết kế của đồ án bao gồm toàn bộ chuỗi truyền động: động cơ điện không đồng bộ ba pha, bộ truyền đai ngoài (đai thang), hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng, trục truyền động, then, ổ lăn đỡ chặn, khớp nối trục vòng đàn hồi và kết cấu vỏ hộp đúc cùng các chi tiết phụ trợ. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán thiết kế cơ khí tĩnh học và độ bền mỏi theo tiêu chuẩn sổ tay thiết kế cơ khí Việt Nam.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về nguyên lý máy, chi tiết máy và sức bền vật liệu để thực hiện thiết kế từ tổng quan đến chi tiết. Các tài liệu hướng dẫn và cơ sở lý thuyết chính được tác giả trích dẫn bao gồm:

  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển (Nhà xuất bản Giáo dục).
  • Dung sai và lắp ghép của PGS.TS Ninh Đức Tốn (Nhà xuất bản Giáo dục).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt đồ án là phương pháp tính toán giải tích kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn công nghiệp:

  • Phương pháp cân bằng công suất và động học: Xác định hiệu suất tổng, công suất yêu cầu, phân phối tỷ số truyền giữa các cấp truyền động để chọn động cơ điện.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Tính toán kích thước hình học bộ truyền bánh răng và bộ truyền đai dựa trên ứng suất mỏi cho phép, chu kỳ làm việc tương đương và hệ số tải trọng động.
  • Phương pháp tĩnh học và sức bền vật liệu: Thiết lập sơ đồ không gian đặt lực, lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$).
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn mỏi và tải trọng ổ lăn: Kiểm tra hệ số an toàn $s$ tại các tiết diện nguy hiểm trên trục, kiểm nghiệm tuổi thọ động ($C_d$) và khả năng tải tĩnh ($Q_t$) của ổ bi đỡ một dãy theo thời gian phục vụ $L_h = 11000\text{ giờ}$.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống dẫn động băng tải được tổ chức theo sơ đồ động lực gồm 3 cụm truyền động chính:

  1. Bộ truyền ngoài (Động cơ $\rightarrow$ Trục I): Sử dụng bộ truyền đai thang thường loại O nhằm giảm chấn, bảo vệ quá tải cho động cơ và truyền mômen xoắn với góc nghiêng đường nối tâm $90^\circ$.
  2. Bộ truyền trong hộp giảm tốc (Trục I $\rightarrow$ Trục II): Sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài với khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$, bao kín trong vỏ gang xám GX15-32 ngâm dầu bôi trơn.
  3. Cụm nối đầu ra (Trục II $\rightarrow$ Tang băng tải): Sử dụng nối trục vòng đàn hồi tiêu chuẩn để bù trừ sai lệch tâm trục và giảm tải trọng va đập truyền sang cơ cấu công tác.

Quá trình triển khai kỹ thuật được thực hiện tuần tự qua các bước: tính toán công suất $\rightarrow$ lựa chọn động cơ $\rightarrow$ phân phối tỷ số truyền $\rightarrow$ thiết kế chi tiết bộ truyền đai và bánh răng $\rightarrow$ thiết kế trục và kiểm nghiệm then, then hoa, độ bền mỏi $\rightarrow$ tính chọn ổ lăn $\rightarrow$ kết cấu vỏ hộp và xác định dung sai lắp ghép.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Mục tiêu của phần này là xác định công suất làm việc, công suất yêu cầu trên trục động cơ và phân bổ tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.

  • Tính công suất làm việc trên trục tang ($P_{lv}$): $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{650 \cdot 2,61}{1000} = 1,7\text{ kW}$$

  • Hiệu suất chung của hệ thống ($\eta$): Hiệu suất tính qua 2 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền đai, 1 bộ truyền bánh răng và 1 khớp nối: $$\eta = \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_d \cdot \eta_{kn} = 0,99^2 \cdot 0,97 \cdot 0,95 \cdot 0,99 = 0,894$$

  • Công suất yêu cầu trên trục động cơ ($P_{yc}$): $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{1,7}{0,894} = 1,9\text{ kW}$$

  • Số vòng quay trên trục công tác ($n_{lv}$): $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 2,61}{\pi \cdot 375} = 132,93\text{ vòng/phút}$$

  • Chọn động cơ điện: Chọn động cơ không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A90L4Y3 với các thông số:

    • Công suất định mức: $P_{dc} = 2,2\text{ kW}$
    • Tốc độ quay định mức: $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$
    • Tỷ số mômen: $T_{max}/T_{dn} = 2,2$; $T_{mm}/T_{dn} = 2,0$
    • Khối lượng động cơ: $m_{dc} = 28,7\text{ kg}$; Đường kính trục: $d_{dc} = 24\text{ mm}$

  • Phân phối tỷ số truyền:

    • Tỷ số truyền chung: $u_{ch} = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{1420}{132,93} = 10,68$
    • Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài: $u_d = 2,5$
    • Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trong hộp: $u_{br} = \frac{10,68}{2,5} = 4,27$

  • Bảng thông số động học trên các trục:

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục Công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_d = 2,5$ $u_{br} = 4,27$ $u_{kn} = 1$
Số vòng quay ($n$ - vòng/phút) 1420 568 133,02 133,02
Công suất ($P$ - kW) 1,9 1,79 1,72 1,7
Mômen xoắn ($T$ - $\text{N}\cdot\text{mm}$) 12778 30096 123485 122049

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Phần này thực hiện tính toán chi tiết bộ truyền bánh răng trụ trong hộp giảm tốc và bộ truyền đai thang ngoài hộp.

1. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp

  • Thông số đầu vào: $P_I = 1,79\text{ kW}$, $T_I = 30096\text{ N}\cdot\text{mm}$, $n_I = 568\text{ vòng/phút}$, $u = 4,27$, thời gian phục vụ $L_h = 11000\text{ giờ}$.
  • Vật liệu chế tạo: Bánh răng nhỏ và lớn đều dùng Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng $HB < 350$. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H]_{sb} = 454,55\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục: Tính toán sơ bộ $a_w = 116,82\text{ mm}$, quy chuẩn chọn $a_w = 120\text{ mm}$.
  • Môđun và số răng: Môđun pháp $m = 2\text{ mm}$; số răng bánh dẫn $Z_1 = 23$, bánh bị dẫn $Z_2 = 97$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = \frac{97}{23} = 4,22$ (sai lệch $\Delta u = 1,17% < 4%$, đạt yêu cầu). Góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$.
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 46\text{ mm}, d_2 = 194\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 45,98\text{ mm}, d_{w2} = 194,02\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 50\text{ mm}, d_{a2} = 198\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 41\text{ mm}, d_{f2} = 189\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.
  • Vận tốc vòng và cấp chính xác: Vận tốc vòng $v = 1,37\text{ m/s}$, chọn cấp chính xác chế tạo CCX = 9.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Bộ truyền thỏa mãn độ bền tiếp xúc ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn ($\sigma_F \le [\sigma_F]$). Lực ăn khớp sinh ra gồm: lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1309,09\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 476,47\text{ N}$.

2. Bộ truyền đai thang ngoài hộp

  • Thông số: $P = 1,9\text{ kW}$, $n_1 = 1420\text{ vòng/phút}$, $u_d = 2,5$, góc nghiêng đường nối tâm $90^\circ$.
  • Tiết diện đai: Chọn đai thang loại O, góc chêm rãnh đai $\phi = 36^\circ$.
  • Đường kính bánh đai: Đường kính tiêu chuẩn bánh dẫn $d_1 = 100\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 250\text{ mm}$ ($u_t = 2,54$, sai lệch $1,6% < 4%$).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1400\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác $a = 418,39\text{ mm}$. Góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 159,56^\circ \ge 120^\circ$. Số vòng chạy của đai trong 1 giây là $i = 5,31\text{ s}^{-1} < i_{max} = 10\text{ s}^{-1}$.
  • Số đai và kết cấu: Số lượng đai $z = 3$, bề rộng bánh đai $B = 50\text{ mm}$.
  • Lực căng và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu $F_0 = 104,72\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 618,35\text{ N}$.

Phần 3: Tính trục, chọn ổ lăn và khớp nối

1. Lựa chọn và kiểm nghiệm khớp nối

  • Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối Trục II với trục tang băng tải ($T_{II} = 123485\text{ N}\cdot\text{mm}$).
  • Mômen tính toán: $T_t = k \cdot T = 1,2 \cdot 123,485 = 148,18\text{ N}\cdot\text{m}$.
  • Khớp nối được chọn có mômen xoắn cho phép $[T_{kn}] = 250\text{ N}\cdot\text{m}$, đường kính lỗ trục lớn nhất $d_{kn} = 32\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28\text{ mm}$, đoạn công xôn $l_1 = 34\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: $F_{kn} = 470,42\text{ N}$. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất dập trên cao su và ứng suất uốn trên chốt đều thỏa mãn điều kiện bền.

2. Thiết kế và kiểm nghiệm Trục I

  • Vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
  • Xác định đường kính các đoạn trục:
    • Vị trí lắp bánh đai: $d_{12} = 18\text{ mm}$
    • Vị trí lắp ổ lăn (gối đỡ 0 và 1): $d_{10} = d_{11} = 20\text{ mm}$
    • Vị trí lắp bánh răng: $d_{13} = 22\text{ mm}$
  • Khoảng cách gối đỡ và biểu đồ mômen: $l_{13} = 54\text{ mm}$, $l_{11} = 108\text{ mm}$, $l_{12} = 61\text{ mm}$. Mômen tương đương cực đại tại tiết diện ổ lăn 1 là $M_{11} = 37719,35\text{ N}\cdot\text{mm}$ và tại vị trí bánh răng $M_{13} = 20911,34\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng tiêu chuẩn $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, chiều dài then $l_{t3} = 40\text{ mm}$ (vị trí bánh răng) và $l_{t2} = 28\text{ mm}$ (vị trí bánh đai). Ứng suất dập $\sigma_d$ và cắt $\tau_c$ đều nhỏ hơn giới hạn cho phép ($[\sigma_d] = 50\text{ MPa}, [\tau_c] = 40\text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm bền mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện: $s_{11} = 2,69$; $s_{12} = 6,02$; $s_{13} = 5,02$. Tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn Trục I: Tải trọng hướng tâm lớn nhất $F_{r1} = 1639,55\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0$. Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}, C = 12,5\text{ kN}, C_0 = 7,94\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 11,82\text{ kN} < C = 12,5\text{ kN}$, tải tĩnh quy ước $Q_t = 1,64\text{ kN} < C_0 = 7,94\text{ kN}$.

3. Thiết kế và kiểm nghiệm Trục II

  • Đường kính các đoạn trục:
    • Vị trí lắp khớp nối: $d_{22} = 28\text{ mm}$
    • Vị trí lắp ổ lăn (gối đỡ 0 và 1): $d_{20} = d_{21} = 30\text{ mm}$
    • Vị trí lắp bánh răng: $d_{23} = 32\text{ mm}$
  • Khoảng cách gối đỡ: $l_{23} = 54\text{ mm}$, $l_{22} = 67\text{ mm}$, $l_{21} = 108\text{ mm}$. Mômen uốn tại ổ lăn 0 là $M_{20} = 31518,14\text{ N}\cdot\text{mm}$, tại vị trí bánh răng $M_{23} = 52698,95\text{ N}\cdot\text{mm}$, mômen xoắn $T_2 = 123485\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Kiểm nghiệm then: Then bằng $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}, l_{t3} = 40\text{ mm}$ (vị trí bánh răng) và $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}, l_{t2} = 40\text{ mm}$ (vị trí khớp nối). Kiểm nghiệm đạt độ bền dập và cắt ($[\sigma_d] = 100\text{ MPa}, [\tau_c] = 40\text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm bền mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện: $s_{20} = 6,71$; $s_{22} = 5,29$; $s_{23} = 5,02$, thỏa mãn điều kiện $[s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn Trục II: Xét trường hợp bất lợi nhất khi lực khớp nối $F_{kn}$ cùng chiều với lực vòng bánh răng $F_{t2}$ sinh ra phản lực gối lớn nhất $F_{r0} = 1436,69\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}, C = 22\text{ kN}, C_0 = 15,1\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 8,3\text{ kN} < C = 22\text{ kN}$, tải tĩnh quy ước $Q_t = 1,44\text{ kN} < C_0 = 15,1\text{ kN}$.

Phần 4: Lựa chọn kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ

Hộp giảm tốc được thiết kế dạng vỏ đúc bằng gang xám GX15-32, mặt ghép giữa nắp hộp và thân hộp nằm ngang đi qua tâm các đường trục.

  • Kích thước cơ bản của vỏ hộp đúc:
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a_w + 3 = 0,03 \cdot 120 + 3 = 6,6\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta = 8\text{ mm}$
    • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 8\text{ mm}$
    • Chiều dày gân tăng cứng: $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 40\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$
    • Đường kính bulông nền: $d_1 > 0,04a_w + 10 = 14,8\text{ mm} \rightarrow$ chọn bu lông M16, số lượng $Z = 4$
    • Chiều dày mặt đế hộp không có phần lồi: $S_1 = 24\text{ mm}$
    • Khoảng cách từ đỉnh bánh răng đến đáy hộp: $\Delta_1 = 30\text{ mm}$
    • Khoảng cách giữa mặt bên bánh răng với thành trong vỏ: $\Delta_2 = 8\text{ mm}$
  • Nắp ổ:
    • Trục I: Đường kính ngoài $D_3 = 87\text{ mm}$, tâm lỗ vít $D_2 = 68\text{ mm}$, 4 vít M8.
    • Trục II: Đường kính ngoài $D_3 = 107\text{ mm}$, tâm lỗ vít $D_2 = 88\text{ mm}$, 6 vít M8.
  • Các chi tiết phụ trợ:
    • Chốt định vị: Dạng chốt côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, chiều dài $L = 48\text{ mm}$.
    • Cửa thăm và nắp: Kích thước $70 \times 45\text{ mm}$, cố định bằng 4 vít M6x22.
    • Nút thông hơi: Lắp trên nắp cửa thăm, ren M27x2.
    • Nút tháo dầu: Lắp ở đáy vát của vỏ hộp, ren M20x1,5 (số lượng 1 chiếc).
    • Que thăm dầu: Dạng que có vỏ bọc bảo vệ chống sóng dầu khi làm việc 3 ca.
    • Làm kín ổ lăn: Dùng vòng phớt kết hợp vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn cách dầu bôi trơn trong hộp lọt vào ổ và giữ mỡ bôi trơn cho ổ.
    • Kết cấu bánh răng dẫn: Khoảng cách từ chân răng đến rãnh then $X = 6,7\text{ mm} > 2,5m = 5\text{ mm} \rightarrow$ chế tạo bánh răng rời trục.

Phần 5: Lắp ghép, bôi trơn và bảng dung sai

1. Chế độ bôi trơn

  • Bôi trơn bánh răng: Vì vận tốc vòng $v = 1,37\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, hệ thống áp dụng phương pháp ngâm dầu trong hộp. Bánh răng lớn nhúng ngập trong dầu từ $(1 \div 6)$ lần chiều cao răng. Dựa trên độ nhớt yêu cầu 186 Centistoc ở $50^\circ\text{C}$, chọn loại dầu ôtô máy kéo AK-20.
  • Bôi trơn ổ lăn: Ổ lăn làm việc ở chế độ trung bình được bôi trơn độc lập bằng mỡ chuyên dụng, sử dụng vòng chắn dầu để ngăn dầu hộp tiếp xúc với mỡ ổ.

2. Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép

Trục Vị trí lắp ghép Kiểu lắp Dung sai Lỗ Dung sai Trục
Trục I Trục và vòng trong ổ lăn $\phi 20\text{ k6}$ Tiêu chuẩn ổ $+0,015 / +0,002$
Vỏ hộp và vòng ngoài ổ lăn $\phi 52\text{ H7}$ $+0,030 / 0$ Tiêu chuẩn ổ
Trục và vòng chắn dầu $\phi 20\text{ D8/k6}$ $+0,098 / +0,065$ $+0,015 / +0,002$
Đoạn trục lắp bánh đai $\phi 18\text{ k6}$ - $+0,012 / +0,001$
Nắp ổ và vỏ hộp $\phi 52\text{ H7/d11}$ $+0,030 / 0$ $-0,100 / -0,290$
Trục và bánh răng dẫn $\phi 22\text{ H7/k6}$ $+0,021 / 0$ $+0,015 / +0,002$
Trục và bạc lót $\phi 18\text{ D8/k6}$ $+0,077 / +0,050$ $+0,012 / +0,001$
Trục II Trục và vòng chắn dầu $\phi 30\text{ D8/k6}$ $+0,098 / +0,065$ $+0,015 / +0,002$
Vỏ hộp và nắp ổ trục II $\phi 72\text{ H7/d11}$ $+0,030 / 0$ $-0,100 / -0,290$
Đoạn trục lắp khớp nối $\phi 28\text{ k6}$ - $+0,015 / +0,002$
Trục và vòng trong ổ lăn $\phi 30\text{ k6}$ Tiêu chuẩn ổ $+0,015 / +0,002$
Vỏ hộp và vòng ngoài ổ lăn $\phi 72\text{ H7}$ $+0,030 / 0$ Tiêu chuẩn ổ
Trục và bánh răng bị dẫn $\phi 32\text{ H7/k6}$ $+0,025 / 0$ $+0,018 / +0,002$
Trục và bạc lót $\phi 28\text{ D8/k6}$ $+0,098 / +0,065$ $+0,015 / +0,002$

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn bộ tính toán thiết kế cho hệ thống dẫn động băng tải công suất nhỏ, đảm bảo các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật theo chuẩn cơ khí chế tạo máy:

  • Tính toán chính xác động học và động lực học: Lựa chọn thành công động cơ 4A90L4Y3 ($2,2\text{ kW}, 1420\text{ vòng/phút}$) đáp ứng công suất tải $1,7\text{ kW}$ với hệ số an toàn điện năng hợp lý ($P_{yc} = 1,9\text{ kW}$).
  • Xác lập thông số chuẩn cho các bộ truyền: Thiết kế thành công bộ truyền đai thang loại O (3 đai, $a = 418,39\text{ mm}$) và bộ truyền bánh răng trụ một cấp răng thẳng ($a_w = 120\text{ mm}, m = 2\text{ mm}, Z_1 = 23, Z_2 = 97$) với sai lệch tỷ số truyền nhỏ ($1,17%$), nằm trong giới hạn cho phép ($< 4%$).
  • Đảm bảo nghiêm ngặt độ bền chi tiết máy: Cả hai trục (Trục I và Trục II) đều thỏa mãn độ bền tĩnh, độ bền mỏi ($s_j > [s]$); các mối ghép then đạt độ bền dập và cắt; hai cụm ổ lăn mã hiệu 304 và 306 đều thỏa mãn khả năng chịu tải động $C_d$ và tải tĩnh $Q_t$ trong suốt thời hạn phục vụ $11000\text{ giờ}$ làm việc 3 ca.
  • Quy chuẩn hóa kết cấu cơ khí: Thiết lập đầy đủ kích thước kết cấu vỏ hộp gang đúc GX15-32, các cụm bôi trơn, nắp ổ, que thăm dầu và bảng dung sai lắp ghép theo hệ thống TCVN.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế của đề tài:
    • Đề tài tập trung vào phương án truyền động một cấp bánh răng trụ răng thẳng kết hợp đai thang ở chế độ tải tĩnh va đập vừa, chưa khảo sát dao động xoắn hoặc chế độ tải thay đổi ngẫu nhiên theo thời gian thực.
    • Phương pháp bôi trơn chỉ khảo sát ngâm dầu tự nhiên, chưa tích hợp hệ thống làm mát cưỡng bức hoặc cảnh báo nhiệt độ dầu tự động.
  • Hướng phát triển:
    • Mở rộng tính toán cho các phương án dẫn động hiệu suất cao hơn như bánh răng trụ răng nghiêng hoặc hộp giảm tốc trục vít - bánh vít/bánh răng nón khi không gian lắp đặt thay đổi.
    • Tích hợp biến tần điều khiển tốc độ động cơ để tối ưu hóa năng lượng khởi động và kiểm soát vận tốc băng tải linh hoạt.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật chi tiết dành cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu về trình tự tính toán đồ án môn học Chi tiết máy và Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Tham khảo các công thức thực nghiệm, bảng tra hệ số tập trung ứng suất mỏi của trục, kích thước kết cấu vỏ hộp gang xám và quy định dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho các hệ thống băng tải tải trọng nhỏ và vừa.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có mã hiệu và thông số kỹ thuật chính là gì?
Động cơ được chọn là động cơ điện không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A90L4Y3, có công suất định mức $P_{dc} = 2,2\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$, tỷ số mômen $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, khối lượng $28,7\text{ kg}$ và đường kính trục $24\text{ mm}$.

2. Tại sao bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu và sử dụng loại dầu nào?
Do vận tốc vòng của bánh răng là $v = 1,37\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, phương pháp ngâm dầu trong vỏ hộp là giải pháp kinh tế và hiệu quả nhất. Loại dầu bôi trơn được chọn là dầu ôtô máy kéo AK-20 với độ nhớt đạt 186 Centistoc ở nhiệt độ $50^\circ\text{C}$.

3. Kích thước cơ bản của cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng có khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$, góc ăn khớp $20^\circ$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 23$, số răng bánh bị dẫn $Z_2 = 97$, chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$, tỷ số truyền thực tế $u_t = 4,22$.

4. Vì sao bánh răng nhỏ trên Trục I được thiết kế rời trục thay vì làm liền khối?
Khoảng cách từ chân răng đến rãnh then của bánh răng nhỏ được tính toán là $X = 6,7\text{ mm}$. Vì giá trị này lớn hơn ngưỡng an toàn $2,5m = 2,5 \cdot 2 = 5\text{ mm}$, phần kim loại dưới chân răng đủ độ bền để gia công rãnh then và lắp ghép bánh răng rời lên trục.

5. Hai gối đỡ ổ lăn trên Trục I và Trục II sử dụng mã hiệu ổ lăn tiêu chuẩn nào?
Trục I sử dụng hai ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã hiệu 304 ($d = 20\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$). Trục II sử dụng hai ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã hiệu 306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$).

Kết luận

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công suất làm việc $1,7\text{ kW}$ với kết cấu gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng. Tất cả các thông số động học, hình học ăn khớp, độ bền mỏi của trục, tuổi thọ ổ lăn và kích thước kết cấu vỏ hộp đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Đây là bản thuyết minh thiết kế có độ tin cậy kỹ thuật cao, đáp ứng đầy đủ yêu cầu làm việc liên tục 3 ca/ngày trong thời hạn 11000 giờ.