Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật ngành Cơ khí tại Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải (CNGTVT), môn học Chi tiết máy giữ vai trò cầu nối quan trọng giữa kiến thức lý thuyết cơ sở (Toán học, Vật lý, Cơ học lý thuyết, Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu) và thực tiễn thiết kế cơ khí chế tạo. Hệ thống dẫn động băng tải là một tổ hợp cơ cấu truyền động phổ biến trong công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải, đòi hỏi sự phối hợp chính xác giữa động cơ điện, các bộ truyền hở ngoài hộp, hộp giảm tốc bánh răng và trục tang máy công tác.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho một hệ thống dẫn động băng tải làm việc theo chu kỳ tải trọng thay đổi, dựa trên phương án thiết kế cụ thể (Phương án số 14, sinh viên thực hiện: Nguyễn Bá Hải, người hướng dẫn: Thầy Lưu Văn Anh, năm thực hiện: 2018). Bối cảnh vận hành của hệ thống được xác định với các thông số làm việc: đường kính tang băng tải $D = 320\text{ mm}$; chế độ tải trọng gồm 3 bậc tác dụng với tỷ lệ mômen $T_1 = T$, $T_2 = 0{,}9T$, $T_3 = 0{,}7T$ tương ứng với các khoảng thời gian $t_1 = 20\text{ s}$, $t_2 = 40\text{ s}$, $t_3 = 25\text{ s}$; thời gian làm việc danh định gồm 300 ngày/năm, 2 ca/ngày (8 giờ/ca), tổng thời hạn phục vụ là 7 năm.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu, thiết kế được phân định cụ thể trong văn bản:

  1. Xác định công suất tính toán, chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động cơ khí.
  2. Thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền xích con lăn một dãy).
  3. Thiết kế và kiểm nghiệm các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp khai triển (cấp nhanh răng nghiêng, cấp chậm răng thẳng).
  4. Tính toán thiết kế trục, xác định kết cấu trục, sơ đồ đặt lực và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, độ bền tĩnh.
  5. Chọn ổ lăn chịu lực trên các trục.
  6. Tính toán, kiểm nghiệm mối ghép then truyền mômen xoắn.
  7. Chọn khớp nối trục đàn hồi liên kết động cơ và trục sơ cấp.
  8. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định kích thước kết cấu, bố trí các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, vít tách nắp, bulông) và dung sai lắp ghép.
  9. Hoàn thành khối lượng sản phẩm gồm: 01 bản thuyết minh A4, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0, 01 bản vẽ chế tạo trục khổ A3 và 01 bản vẽ chế tạo bánh răng khổ A3.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải gồm 5 cụm chi tiết chính: Động cơ điện (1), Bộ truyền ngoài (2), Hộp giảm tốc hai cấp (3), Khớp nối (4) và Băng tải (5). Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học, động lực học, kiểm nghiệm độ bền cơ học của các chi tiết máy theo các chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, độ bền quá tải và các tiêu chuẩn chế tạo cơ khí hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng trên nền tảng phương pháp luận tính toán thiết kế máy truyền thống, dựa trên tài liệu hướng dẫn chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" của nhóm tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển (ký hiệu tài liệu tham khảo [1] và [2] trong văn bản).

Khung lý thuyết và mô hình tính toán bao gồm:

  • Mô hình tính toán công suất tương đương cho chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc: chuyển đổi mômen và thời gian chu kỳ sang công suất tương đương $P_{td}$ dựa trên mối quan hệ tỷ lệ giữa công suất $P$ và mômen xoắn $T$ ở vận tốc góc $\omega$ không đổi.
  • Lý thuyết phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp khai triển theo 3 chỉ tiêu tối ưu hóa kết cấu: khối lượng các bộ truyền là nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh răng lớn nhúng trong dầu bôi trơn là ít nhất.
  • Phương pháp tính toán truyền động xích theo chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề xích, kiểm nghiệm va đập của bản lề xích trong một giây và kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh $s$ khi làm việc/quá tải.
  • Lý thuyết tính toán sức bền tiếp xúc mặt răng (theo công thức Hertz) và sức bền uốn tại chân răng (theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ có xét đến hệ số chu kỳ cơ sở $N_{HO}, N_{FO}$, hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$, hệ số tập trung ứng suất, hệ số tải trọng động $K_{Hv}, K_{Fv}$ và hệ số phân bố tải không đều $K_{H\beta}, K_{F\beta}$).
  • Phương pháp giải phóng liên kết, thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học không gian trên các trục để tìm phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $M_z$, từ đó tính toán đường kính trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh.

Nguồn dữ liệu tính toán hoàn toàn xuất phát từ số liệu đầu vào của đề tài Phương án 14 (lực kéo $F = 3600\text{ N}$, vận tốc băng tải $v = 1{,}2\text{ m/s}$, đường kính $D = 320\text{ mm}$), kết hợp hệ thống bảng tra chuẩn tắc về cơ tính vật liệu (thép 45 tôi cải thiện, thép 20 thấm cacbon/tôi), hệ số tải trọng, cấp chính xác chế tạo (cấp 9) và dãy kích thước tiêu chuẩn của chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Chương I trình bày trình tự xác định công suất, vận tốc góc, phân phối tỷ số truyền và các thông số động lực học trên các trục.

  • Công suất tính toán trên trục tang quay được xác định từ chế độ tải thay đổi: công suất tác dụng cực đại $P_1 = (F \cdot v)/1000 = (3600 \cdot 1{,}2)/1000 = 4{,}32\text{ kW}$, từ đó công suất tương đương tính được là $P_{td} = 3{,}77\text{ kW}$.
  • Hiệu suất chung của hệ thống được xác định qua tích hiệu suất các bộ truyền và cặp ổ đỡ: $\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{k} \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_x = 0{,}99^4 \cdot 0{,}99 \cdot 0{,}97^2 \cdot 0{,}93$. Công suất cần thiết trên trục động cơ đạt $P_{đc} = 4{,}53\text{ kW}$.
  • Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) tính được: $n_{lv} = (60000 \cdot v)/(\pi \cdot D) = (60000 \cdot 1{,}2)/(\pi \cdot 320) = 71{,}62\text{ vòng/phút}$.
  • Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $u_t = 19{,}89$. Tác giả phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc $u_{HGT} = 8$ và bộ truyền xích ngoài hộp $u_x = 2{,}49$. Trong hộp giảm tốc 2 cấp, tỷ số truyền cấp nhanh được chọn là $u_1 = 3{,}3$ và cấp chậm là $u_2 = 2{,}42$.
  • Số vòng quay trên các trục: Trục động cơ $n_{đc} = 1425\text{ vòng/phút}$, Trục 1: $n_1 = 572\text{ vòng/phút}$, Trục 2: $n_2 = 231\text{ vòng/phút}$, Trục 3: $n_3 = 71{,}62\text{ vòng/phút}$.
Thông số Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3
Công suất $P$ (kW) 4,53 4,17 4,01 3,85
Tỷ số truyền $u$ — $u_x = 2{,}49$ $u_1 = 3{,}30$ $u_2 = 2{,}42$
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1425 572 231 71,62
Mômen xoắn $T$ (N.mm) 30358 69621,5 165781,4 513369

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

Chương II tập trung thiết kế bộ truyền xích ống con lăn một dãy đặt ngoài hộp giảm tốc nối từ động cơ/trục vào:

  • Lựa chọn loại xích: Xích con lăn 1 dãy chế tạo đơn giản, giá thành hạ, độ bền mòn cao.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ chủ động chọn $z_1 = 27$ răng; đĩa lớn bị động $z_2 = u_x \cdot z_1 = 2{,}49 \cdot 27 \approx 67$ răng ($z_2 < z_{max} = 120$).
  • Bước xích: Xác định từ điều kiện mòn bản lề với hệ số điều kiện sử dụng $k = 2{,}641$, công suất tính toán $P_t = 4{,}53 \cdot 2{,}641 / (0{,}93 \cdot 1{,}39) = 9{,}26\text{ kW} < [P] = 30{,}7\text{ kW}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 25{,}4\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Khoảng cách trục sơ bộ $a_{sb} = 40p = 1016\text{ mm}$, số mắt xích tính toán $x = 128{,}01$, quy chuẩn số mắt xích chẵn $x_c = 128$ mắt. Khoảng cách trục sau khi hiệu chỉnh giảm độ võng ($3{,}04\text{ mm}$) đạt $a_{w2} = 1012{,}78\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Số lần va đập bản lề $u = 5{,}72\text{ lần/s} < [u] = 30\text{ lần/s}$. Hệ số an toàn tĩnh $s = 31{,}76 > [s] = 10$, đảm bảo an toàn khi mở máy và chịu tải va đập.
  • Vật liệu và ứng suất tiếp xúc đĩa xích: Chọn thép 20 tôi có $[\sigma_H] = 980\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc thực tế tính được $\sigma_{H1} = 461{,}38\text{ MPa} < [\sigma_H]$. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: $F_r = 1972{,}1\text{ N}$.
Thông số bộ truyền xích Ký hiệu Giá trị
Bước xích $p$ $25{,}4\text{ mm}$
Số răng đĩa chủ động / bị động $z_1 / z_2$ $27 / 67$
Khoảng cách trục thực tế $a_{w}$ $1012{,}78\text{ mm}$
Số mắt xích $x$ 128
Đường kính vòng chia đĩa 1 / đĩa 2 $d_1 / d_2$ $218{,}79\text{ mm} / 541{,}89\text{ mm}$
Đường kính vòng đỉnh đĩa 1 / đĩa 2 $d_{a1} / d_{a2}$ $230{,}01\text{ mm} / 544{,}03\text{ mm}$
Đường kính vòng chân đĩa 1 / đĩa 2 $d_{f1} / d_{f2}$ $213{,}95\text{ mm} / 537{,}97\text{ mm}$
Lực tác dụng lên trục $F_r$ $1972{,}1\text{ N}$

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

Chương này thực hiện tính toán chi tiết 2 cặp bánh răng trụ ăn khớp ngoài trong hộp giảm tốc:

  • Vật liệu chế tạo: Chọn thép 45 tôi cải thiện cho cả hai cấp truyền động để đồng nhất công nghệ chế tạo. Bánh nhỏ đạt độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; Bánh lớn đạt độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 264{,}6\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 248{,}4\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục xác định $a_{w1} = 100\text{ mm}$, môđun pháp $m = 1{,}5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 30\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng răng $\beta = 9{,}48^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 30$, bánh lớn $z_2 = 99$, tổng số răng $z_t = 129$, tỷ số truyền thực $u_m = 3{,}3$. Hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 368{,}9\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 212{,}72\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 202{,}08\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
  • Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 264{,}6\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 248{,}4\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục xác định $a_{w2} = 135\text{ mm}$, môđun pháp $m = 1{,}5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 54\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_3 = 53$, bánh lớn $z_4 = 128$, tổng số răng $z_t = 181$, tỷ số truyền thực $u_m = 2{,}42$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 259\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 45{,}39\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 44{,}7\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 295\text{ MPa} < [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 45{,}39\text{ MPa} < [\sigma_F]_{1max} = 464\text{ MPa}$.
Thông số hình học bộ truyền Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục $a_w$ $100\text{ mm}$ $135\text{ mm}$
Môđun pháp $m$ $1{,}5\text{ mm}$ $1{,}5\text{ mm}$
Chiều rộng vành răng $b_w$ $30\text{ mm}$ $54\text{ mm}$
Tỷ số truyền thực $u_m$ $3{,}30$ $2{,}42$
Góc nghiêng của răng $\beta$ $9{,}48^\circ$ $0^\circ$
Số răng bánh dẫn / bị dẫn $z_1 = 30 / z_2 = 99$ $z_3 = 53 / z_4 = 128$
Đường kính vòng chia $d$ $d_1 = 45{,}6\text{ mm}; d_2 = 150{,}55\text{ mm}$ $d_3 = 79{,}5\text{ mm}; d_4 = 192{,}0\text{ mm}$
Đường kính đỉnh răng $d_a$ $d_{a1} = 48{,}6\text{ mm}; d_{a2} = 153{,}55\text{ mm}$ $d_{a3} = 82{,}5\text{ mm}; d_{a4} = 195{,}0\text{ mm}$
Đường kính đáy răng $d_f$ $d_{f1} = 41{,}85\text{ mm}; d_{f2} = 146{,}37\text{ mm}$ $d_{f3} = 75{,}75\text{ mm}; d_{f4} = 188{,}25\text{ mm}$

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chương IV phân tích lực tác dụng, tính toán khoảng cách gối đỡ và xác định đường kính trục:

  • Vật liệu trục: Trục I sử dụng thép 45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 850\text{ MPa}$; Trục II và III dùng thép 45 có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \dots 30\text{ MPa}$.
  • Lực tác dụng từ các bộ truyền:
    • Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = 2517\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 943\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 420\text{ N}$.
    • Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng $F_{t2} = 2 \cdot T_2 / d_{w2}$, lực hướng tâm $F_{r2} = F_{t2} \cdot \text{tg}(\alpha_{tw}) / \cos(\beta)$.
    • Lực từ bộ truyền xích: $F_{rx} = 1972\text{ N}$.
    • Lực từ khớp nối đàn hồi: $F_{kn} = 0{,}25 \cdot F_t = 0{,}25 \cdot 7897 = 1974{,}25\text{ N}$ (với đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$).
  • Xác định khoảng cách gối đỡ:
    • Bề rộng ổ lăn sơ bộ: $b_{01} = 19\text{ mm}$, $b_{02} = 23\text{ mm}$, $b_{03} = 29\text{ mm}$.
    • Chiều dài may-ơ các chi tiết: May-ơ bánh răng trục I $l_{m13} = 44\text{ mm}$; bánh răng trục II $l_{m22} = 52\text{ mm}$, $l_{m23} = 54\text{ mm}$; bánh răng trục III $l_{m33} = 97\text{ mm}$.
    • Các khe hở kết cấu: $k_1 = 10\text{ mm}$ (mặt mút chi tiết quay đến thành trong), $k_2 = 10\text{ mm}$ (mặt mút ổ đến thành trong), $k_3 = 15\text{ mm}$ (mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ), $h_n = 20\text{ mm}$ (chiều cao nắp ổ).
    • Khoảng cách nhịp trục I: $l_{11} = 179\text{ mm}$, $l_{13} = 57{,}5\text{ mm}$; Trục III: khoảng chìa $l_{c33} = 98\text{ mm}$, tổng nhịp $l_{33} = 277\text{ mm}$.
  • Tính toán phản lực gối đỡ và đường kính trục I:
    • Tại gối A và B, giải hệ phương trình cân bằng mômen xác định các thành phần phản lực: $Y_A = 463\text{ N}$, $Y_B = -4382\text{ N}$, $X_A = -85\text{ N}$.
    • Tiết diện đầu vào 1-1 (lắp khớp nối): $M_x = 0$, $M_y = 0$, mômen xoắn $T_{11} = 69621{,}5\text{ N.mm}$, đường kính tính toán đạt $21{,}42\text{ mm}$, chọn đường kính trục tiêu chuẩn $d_{11} = 25\text{ mm}$.
    • Tiết diện vị trí lắp bánh răng 1-2: Mômen uốn tổng hợp $M_x = 129682{,}5\text{ N.mm}$, làm cơ sở xác định đường kính đoạn lắp bánh răng lớn hơn đoạn đầu trục.

CHƯƠNG V: CHỌN Ổ LĂN

Nội dung chương trình bày việc lựa chọn các ổ lăn đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ đỡ trục I, II, III theo tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tính toán từ các phản lực gối đỡ, đảm bảo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$ theo tuổi thọ danh định $L_h = 33600\text{ giờ}$ (tương ứng 7 năm làm việc).

CHƯƠNG VI: TÍNH MỐI GHÉP THEN

Chương VI trình bày việc chọn then bằng theo tiêu chuẩn TCVN tương ứng với từng đường kính trục tại các vị trí lắp bánh răng, đĩa xích và nửa khớp nối; kiểm nghiệm mối ghép then theo chỉ tiêu độ bền dập trên bề mặt làm việc ($\sigma_d \le [\sigma_d]$) và độ bền cắt của vật liệu then ($\tau_c \le [\tau_c]$).

CHƯƠNG VII: CHỌN KHỚP NỐI

Chương VII tính chọn khớp nối trục đàn hồi liên kết giữa trục động cơ điện và trục I của hộp giảm tốc. Cơ cấu được chọn dựa trên mômen xoắn danh định $T_{đc} = 30358\text{ N.mm}$ có nhân hệ số an toàn mở máy và tải trọng động, với đường kính vòng tâm chốt cao su $D_0 = 130\text{ mm}$, kiểm tra ứng suất dập của vòng đàn hồi cao su.

CHƯƠNG VIII: THIẾT KẾ VỎ HỘP

Chương cuối cùng xác định toàn bộ kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám:

  • Chọn thân hộp đúc nguyên khối ghép nắp và thân qua mặt bích phẳng.
  • Xác định chiều dày thân hộp, chiều dày nắp hộp, gân tăng cứng, chiều dày mặt bích và kích thước đế hộp theo khoảng cách trục $a_{w2} = 135\text{ mm}$.
  • Bố trí các chi tiết phụ kỹ thuật: 02 chốt định vị hình côn đảm bảo độ đồng tâm khi gia công và lắp ráp ổ; que thăm dầu dạng ren để kiểm tra mức dầu bôi trơn ngập bánh răng; nút thông hơi xả áp suất khí giãn nở nhiệt; vít tách nắp để tháo dỡ nắp hộp dễ dàng khi bảo dưỡng; hệ thống bulông nền, bulông nắp ổ và bulông ghép bích nắp - thân.
  • Xác định các chuỗi kích thước lắp ghép và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho then, ổ lăn, vòng chắn dầu và nắp ổ.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế với kiến trúc phân cấp gồm 3 khối chức năng nối tiếp nhau:

  1. Khối phát động và nối trục: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ công suất $4{,}53\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $1425\text{ vòng/phút}$, truyền chuyển động sang trục sơ cấp của hộp giảm tốc thông qua khớp nối đàn hồi (đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$, lực hướng tâm phụ $F_{kn} = 1974{,}25\text{ N}$).
  2. Khối giảm tốc trung gian (Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển):
    • Cấp nhanh: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 9{,}48^\circ$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w1} = 100\text{ mm}$, tỷ số truyền $u_1 = 3{,}3$, bề rộng vành răng $b_w = 30\text{ mm}$). Việc dùng răng nghiêng ở cấp nhanh giúp giảm tiếng ồn, tăng hệ số trùng khớp ($\varepsilon_\alpha = 1{,}7$) và nâng cao độ êm dịu khi vận hành ở tốc độ cao ($572\text{ vòng/phút}$).
    • Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w2} = 135\text{ mm}$, tỷ số truyền $u_2 = 2{,}42$, bề rộng vành răng $b_w = 54\text{ mm}$). Cấp chậm nhận mômen xoắn lớn ($165781{,}4\text{ N.mm}$ đến $513369\text{ N.mm}$), sử dụng răng thẳng nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục III.
  3. Khối truyền động ngoài và cơ cấu công tác: Bộ truyền xích con lăn một dãy đặt ngoài nối từ trục III của hộp giảm tốc sang trục tang băng tải ($p = 25{,}4\text{ mm}$, $z_1 = 27$, $z_2 = 67$, $u_x = 2{,}49$, khoảng cách trục $a_w = 1012{,}78\text{ mm}$), dẫn động băng tải đường kính $D = 320\text{ mm}$ đạt vận tốc $v = 1{,}2\text{ m/s}$ với lực kéo $3600\text{ N}$.

Quá trình kiểm nghiệm cơ học khẳng định hệ thống làm việc ổn định, thỏa mãn mọi điều kiện bền:

  • Độ bền tiếp xúc bánh răng cấp nhanh: $\sigma_H = 368{,}9\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$ (đạt hệ số an toàn lớn).
  • Độ bền tiếp xúc bánh răng cấp chậm: $\sigma_H = 259\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495{,}4\text{ MPa}$.
  • Độ bền uốn chân răng: Bánh răng cấp nhanh đạt $\sigma_{F1} = 212{,}72\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 264{,}6\text{ MPa}$; Bánh răng cấp chậm đạt $\sigma_{F1} = 45{,}39\text{ MPa} < 264{,}6\text{ MPa}$.
  • Ứng suất quá tải khi mở máy/hãm máy: $\sigma_{Hmax} = 295\text{ MPa} \ll [\sigma_H]_{max} = 1260\text{ MPa}$, không xảy ra hiện tượng biến dạng dẻo hoặc tróc rỗ tức thời bề mặt răng.
  • Bộ truyền xích: Hệ số an toàn quá tải $s = 31{,}76 > [s] = 10$; số lần va đập bản lề $u = 5{,}72\text{ s}^{-1} < [u] = 30\text{ s}^{-1}$, loại bỏ nguy cơ đứt má xích và mòn vẹt răng đĩa.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho hệ dẫn động băng tải theo các thông số nghiệm thu cụ thể:

  • Xác lập được toàn bộ hệ thống thông số hình học và động học chính xác cho hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục/khai triển: Tỷ số truyền hệ $u_t = 19{,}89$, công suất động cơ $4{,}53\text{ kW}$, hiệu suất tổng thể đáp ứng đầy đủ yêu cầu kéo tải băng tải với lực $3600\text{ N}$ ở vận tốc $1{,}2\text{ m/s}$.
  • Hoàn thiện các bảng số liệu thiết kế chuẩn xác cho 01 bộ truyền xích ($p = 25{,}4\text{ mm}, x = 128$), 02 bộ truyền bánh răng ($a_{w1} = 100\text{ mm}, a_{w2} = 135\text{ mm}, m = 1{,}5\text{ mm}$), xác định đường kính trục I lắp ghép đầu vào $d_{11} = 25\text{ mm}$ và kết cấu gối đỡ nhịp $179\text{ mm}$.
  • Đề xuất giải pháp lựa chọn vật liệu kinh tế và hợp lý: Thống nhất sử dụng thép 45 tôi cải thiện cho cả 4 bánh răng của hai cấp truyền động nhưng khống chế độ rắn chênh lệch ($HB_1 = 245, HB_2 = 230$) nhằm đảm bảo độ bền đều và tăng khả năng chạy mòn của cặp bánh răng ăn khớp; sử dụng thép 20 tôi cho đĩa xích để tăng độ cứng bề mặt chống mòn.
  • Đóng góp so với việc tính toán độc lập từng chi tiết: Tác giả đã liên kết chặt chẽ chế độ tải trọng thay đổi theo thời gian ($T_1, T_2, T_3$) vào toàn bộ các khâu tính công suất tương đương, tính chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở ($N_{HE}, N_{FE}$) và kiểm nghiệm mỏi của trục, giúp kích thước các bộ truyền nhỏ gọn hơn so với phương pháp tính theo tải trọng tĩnh danh định cực đại.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án bộc lộ một số hạn chế gắn liền với phạm vi của một đồ án môn học kỹ thuật:

  • Văn bản mới dừng lại ở việc tính toán chi tiết cho Trục I (phản lực gối đỡ, xác định mômen uốn, đường kính tiết diện đầu vào $d_{11} = 25\text{ mm}$), các bước tính toán chi tiết về độ bền mỏi $\sigma_a, \sigma_m$ và hệ số an toàn $s$ trên từng tiết diện nguy hiểm của Trục II và Trục III chưa được trình bày trọn vẹn trong phần văn bản cung cấp.
  • Việc lựa chọn ổ lăn (Chương V), kiểm nghiệm then (Chương VI) và kích thước chi tiết vỏ hộp (Chương VIII) được liệt kê trong đề cương mục lục nhưng chưa thể hiện đầy đủ các bước số liệu kiểm nghiệm tải trọng động và chọn mã hiệu ổ cụ thể trong phần nội dung văn bản.
  • Hướng mở rộng tiếp theo: Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm trục II và trục III theo chỉ tiêu biến dạng uốn/xoắn (góc xoay tại gối trục và độ võng thân trục); lập bảng dung sai lắp ghép chi tiết cho toàn bộ bản vẽ chế tạo; mô hình hóa 3D cụm hộp giảm tốc để kiểm tra va chạm động học giữa các bánh răng và thành trong vỏ hộp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Máy xây dựng tại các trường đại học kỹ thuật đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Người làm đề tài có cùng mô hình dẫn động băng tải sử dụng Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển kết hợp bộ truyền xích ngoài.
  • Phần đáng tham khảo nhất: Trình tự giải bài toán tính công suất tương đương cho chế độ tải thay đổi 3 bậc (Chương I); phương pháp kiểm nghiệm độ bền mòn, hệ số an toàn xích (Chương II); các bước kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng cấp nhanh răng nghiêng và cấp chậm răng thẳng với đầy đủ các hệ số tra bảng chuẩn mực (Chương III).

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện và hệ dẫn động trong đồ án được thiết kế cho chế độ tải trọng nào?
Hệ thống làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi gồm 3 bậc tác dụng: $T_1 = T$ (trong $t_1 = 20\text{ s}$), $T_2 = 0{,}9T$ (trong $t_2 = 40\text{ s}$), $T_3 = 0{,}7T$ (trong $t_3 = 25\text{ s}$). Công suất tương đương tính được là $P_{td} = 3{,}77\text{ kW}$, công suất trên trục động cơ là $P_{đc} = 4{,}53\text{ kW}$ với số vòng quay đồng bộ $1425\text{ vòng/phút}$.

2. Tại sao cấp nhanh dùng bánh răng răng nghiêng trong khi cấp chậm dùng bánh răng răng thẳng?
Cấp nhanh làm việc ở vận tốc cao ($n_1 = 572\text{ vòng/phút}$) nên sử dụng bánh răng nghiêng ($\beta = 9{,}48^\circ$) để tăng hệ số trùng khớp ($\varepsilon_\alpha = 1{,}7$), giúp bộ truyền làm việc êm dịu và giảm tiếng ồn. Cấp chậm chịu mômen xoắn lớn nhưng tốc độ thấp ($n_2 = 231\text{ vòng/phút}$), sử dụng bánh răng thẳng ($\beta = 0^\circ$) nhằm loại bỏ lực dọc trục ($F_a = 0$), giảm tải trọng tác dụng lên ổ đỡ của trục II và trục III.

3. Vật liệu chế tạo các cặp bánh răng và độ rắn mặt răng được chọn như thế nào?
Cả hai cặp bánh răng đều dùng thép 45 tôi cải thiện (vật liệu nhóm I có $HB \le 350$). Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$. Độ rắn bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn $15\text{ HB}$ để đảm bảo độ bền đều do tần số chịu tải của bánh nhỏ cao hơn bánh lớn.

4. Khoảng cách trục và kích thước cơ bản của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Bộ truyền cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 100\text{ mm}$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_w = 30\text{ mm}$, số răng $z_1 = 30, z_2 = 99$. Bộ truyền cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 135\text{ mm}$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_w = 54\text{ mm}$, số răng $z_3 = 53, z_4 = 128$.

5. Lực từ bộ truyền xích và khớp nối tác dụng lên trục được tính ra giá trị bao nhiêu?
Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây ra là $F_{rx} = 1972{,}1\text{ N}$ (với góc nghiêng bộ truyền $\le 40^\circ$, hệ số $k_x = 1{,}15$). Lực tác dụng lên trục do khớp nối đàn hồi gây ra là $F_{kn} = 1974{,}25\text{ N}$ (tính với đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$).

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Bá Hải đã thực hiện đầy đủ và chuẩn xác quy trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài theo Phương án 14. Hệ thống số liệu tính toán động học, kích thước hình học bộ truyền và kiểm nghiệm bền tiếp xúc, uốn, mỏi đều thỏa mãn các điều kiện kỹ thuật theo tài liệu hướng dẫn chuyên ngành. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên ngành Cơ khí trong việc củng cố phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy truyền động tiêu chuẩn.