Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu, hệ thống dẫn động băng tải đóng vai trò thiết yếu trong việc vận chuyển hàng hóa, nguyên vật liệu và vật tư liên tục theo lộ trình định trước. Thiết bị này đáp ứng yêu cầu vận chuyển đa dạng từ vật liệu nhẹ đến các loại tải trọng nặng và cồng kềnh với tính ổn định cao. Đồ án thiết kế môn học Thiết kế máy (mã số ME3139) tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, do sinh viên Võ Mai Anh Huy thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Trọng Hỷ, tập trung giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho hệ thống dẫn động băng tải cơ khí.
Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu, tính toán thiết kế của đồ án bao gồm các nội dung cụ thể:
- Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
- Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền xích ống con lăn).
- Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh phân đôi và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm).
- Phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền, vẽ sơ đồ đặt lực và tính toán giá trị các thành phần lực tác dụng lên trục.
- Tính toán thiết kế trục, kiểm nghiệm trục và then về độ bền tĩnh và độ bền mỏi.
- Tính toán, lựa chọn ổ lăn và khớp nối trục đàn hồi.
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bu lông, các chi tiết phụ và lựa chọn phương án bôi trơn.
- Lựa chọn dung sai lắp ghép và cấp chính xác cho các bề mặt tiếp xúc.
- Hoàn thành 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp A0 và 01 bản vẽ chi tiết theo đúng Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp gồm động cơ điện 3 pha không đồng bộ, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh, bộ truyền xích ống con lăn ngoài và tang dẫn băng tải.
- Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào: Lực vòng trên băng tải $F = 4600\text{ N}$; vận tốc chuyển động của băng tải $v = 1{,}29\text{ m/s}$; đường kính tang dẫn $D = 450\text{ mm}$.
- Phạm vi thời gian và chế độ làm việc: Thời gian phục vụ danh định $L = 5\text{ năm}$, số ngày làm việc trong năm $K_{ng} = 195\text{ ngày/năm}$, chế độ làm việc 3 ca/ngày (8 giờ/ca), tương ứng tổng thời gian làm việc $L_h = 23400\text{ giờ}$. Hệ thống quay một chiều, chịu tải va đập nhẹ với chế độ tải thay đổi theo chu kỳ: giai đoạn 1 chịu tải $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 57\text{ giây}$; giai đoạn 2 chịu tải $T_2 = 0{,}8T$ trong thời gian $t_2 = 54\text{ giây}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế
Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng:
- Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết thiết kế chi tiết máy truyền thống theo trường phái kỹ thuật cơ khí cơ bản, bao gồm lý thuyết tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng, độ bền uốn chân răng, tính toán độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục dưới tác dụng đồng thời của mômen xoắn và mômen uốn.
- Các tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng: Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 về góc profin gốc của bánh răng ($\alpha = 20^\circ$); Tiêu chuẩn SEV 229-75 về dãy khoảng cách trục tiêu chuẩn; bảng tra cứu dung sai lắp ghép và kích thước kết cấu theo giáo trình hướng dẫn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán:
- Phương pháp tính toán giải tích cơ học: Sử dụng các công thức giải tích kinh điển để tính toán cân bằng công suất, xác định tỉ số truyền, phân tích động học, động lực học và các trạng thái ứng suất tương đương.
- Phương pháp tối ưu hóa thông số hình học: Lựa chọn modun, số răng, góc nghiêng răng $\beta$, hệ số dịch chỉnh ($x_1, x_2$) nhằm đảm bảo khoảng cách trục tiêu chuẩn mà không làm suy giảm điều kiện bền và hệ số trùng khớp.
- Phương pháp tĩnh học công trình và sức bền vật liệu: Lập hệ phương trình cân bằng tĩnh học trong không gian để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, từ đó thiết lập biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$) để tính toán đường kính các đoạn trục.
Nguồn dữ liệu và tài liệu tra cứu:
- Toàn bộ số liệu tra cứu về cơ tính vật liệu (thép C45 thường hóa, thép C45 tôi cải thiện), hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, dung sai lắp ghép và kích thước ổ lăn được trích xuất từ các tài liệu tham khảo chuyên ngành Chi tiết máy và Đồ án môn học Chi tiết máy (Tài liệu [1], [2], [3] theo danh mục thuyết minh).
Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động cơ khí
Hệ thống dẫn động băng tải trong đồ án được thiết kế theo cấu trúc nối tiếp: nguồn động lực từ động cơ điện 3 pha không đồng bộ truyền qua khớp nối đàn hồi đến trục vào của hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc được lựa chọn là loại bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh. Kết cấu phân đôi cấp nhanh giúp phân chia dòng công suất thành hai nhánh bánh răng nghiêng đối xứng, triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên các gối đỡ của trục vào và giảm tải trọng riêng trên chiều rộng vành răng. Chuyển động từ trục ra của hộp giảm tốc tiếp tục được truyền qua bộ truyền xích ống con lăn một dãy để dẫn động tang băng tải.
| Cụm truyền động |
Kiểu kết cấu / Loại chi tiết |
Vật liệu / Quy cách |
Thông số làm việc chính |
| Động cơ điện |
3 pha không đồng bộ |
Kiểu 4A132S4Y3 |
Công suất $7{,}5\text{ kW}$, số vòng quay $1455\text{ vg/ph}$ |
| Khớp nối |
Nối trục vòng đàn hồi |
Vòng cao su, chốt thép |
Đường kính tâm chốt $D_0 = 63\text{ mm}$, lực tác dụng $F_r = 350\text{ N}$ |
| Cấp nhanh HGT |
Bánh răng trụ răng nghiêng (phân đôi) |
Thép C45 thường hóa |
$a_w = 125\text{ mm}, m = 2{,}5\text{ mm}, z_1 = 21, z_2 = 65, \beta = 30{,}68^\circ$ |
| Cấp chậm HGT |
Bánh răng trụ răng thẳng |
Thép C45 tôi cải thiện |
$a_w = 160\text{ mm}, m = 2{,}5\text{ mm}, z_1 = 35, z_2 = 91, x_1 = 0{,}31, x_2 = 0{,}75$ |
| Bộ truyền ngoài |
Xích ống con lăn 1 dãy |
Thép 45 tôi cải thiện |
Bước xích $p_c = 38{,}1\text{ mm}, z_1 = 23, z_2 = 77, x_c = 132$ mắt |
| Hệ bôi trơn |
Bôi trơn ngâm dầu |
Dầu ô tô máy kéo AK-20 |
Độ nhớt 80 cSt ở $50^\circ\text{C}$, mức dầu ngâm $10 \div 25\text{ mm}$ |
Nội dung chính theo từng phần của đồ án
Phần mở đầu
Phần mở đầu trình bày tổng quan về vai trò của hệ thống băng tải trong việc cơ giới hóa quá trình vận chuyển vật liệu trong công nghiệp. Đồng thời, tác giả xác định mục tiêu của đồ án thiết kế máy nhằm củng cố kiến thức các môn học cốt lõi như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Dung sai và Vẽ kỹ thuật, đồng thời rèn luyện kỹ năng thực hành xây dựng bản vẽ kỹ thuật cơ khí theo chuẩn TCVN.
Phần 1. Xác định công suất của động cơ và phân phối tỉ số truyền
Tác giả thực hiện tính toán động lực học sơ bộ cho toàn hệ thống dựa trên yêu cầu làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi 2 bậc ($T_1 = T, t_1 = 57\text{ s}; T_2 = 0{,}8T, t_2 = 54\text{ s}$):
- Công suất lớn nhất trên trục băng tải:
$$P_{max} = \frac{F \times v}{1000} = \frac{4600 \times 1{,}29}{1000} = 5{,}93\text{ kW}$$
- Công suất tính toán tương đương trên trục công tác:
$$P_t = P_{tđ} = 5{,}93 \times \sqrt{\frac{1^2 \times 57 + 0{,}8^2 \times 54}{57 + 54}} \approx 5{,}39\text{ kW}$$
- Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động:
$$\eta = \eta_{kn} \times \eta_{br1} \times \eta_{br2} \times \eta_x \times \eta_{ol}^4 = 0{,}99 \times 0{,}97 \times 0{,}97 \times 0{,}91 \times 0{,}99^4 \approx 0{,}81$$
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
$$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{5{,}39}{0{,}81} \approx 6{,}65\text{ kW}$$
- Số vòng quay của trục công tác (tang băng tải):
$$n_{lv} = \frac{60000 \times v}{\pi \times D} = \frac{60000 \times 1{,}29}{\pi \times 450} \approx 54{,}75\text{ vg/ph}$$
- Chọn tỉ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_{hgt} \times u_x = 8 \times 3 = 24$, tương ứng số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 54{,}75 \times 24 \approx 1314\text{ vg/ph}$. Từ đó, lựa chọn động cơ điện 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 7{,}5\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 1455\text{ vg/ph}$.
- Tỉ số truyền chung thực tế của hệ: $u_{ch} = \frac{1455}{54{,}75} \approx 26{,}58$. Phân phối tỉ số truyền: cấp nhanh bánh răng nghiêng $u_1 = 3{,}08$, cấp chậm bánh răng thẳng $u_2 = 2{,}6$ (tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 8$), và bộ truyền xích $u_x = \frac{26{,}58}{8} = 3{,}32$.
Bảng đặc tính động lực học trên các trục truyền động:
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục I (Vào) |
Trục II (Trung gian) |
Trục III (Ra) |
Trục IV (Tang) |
| Công suất $P$ (kW) |
7,28 |
7,21 |
6,85 |
6,58 |
5,99 |
| Tỉ số truyền $u$ |
1 |
1 |
3,08 |
2,60 |
3,32 |
| Tốc độ quay $n$ (vg/ph) |
1455,00 |
1455,00 |
472,40 |
181,69 |
54,73 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) |
47782,82 |
47323,37 |
138479,04 |
345858,33 |
1045212,86 |
Phần 2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
1. Tính toán bộ truyền xích ống con lăn
- Lựa chọn loại xích: Do vận tốc thấp ($n_3 = 181{,}69\text{ vg/ph}$), công suất truyền $P_3 = 6{,}58\text{ kW}$, chọn xích ống con lăn 1 dãy.
- Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn $z_1 = 29 - 2u_x = 22{,}36 \implies$ chọn $z_1 = 23\text{ răng}$; đĩa bị dẫn $z_2 = u_x \times z_1 = 3{,}32 \times 23 = 76{,}36 \implies$ chọn $z_2 = 77\text{ răng}$. Tỉ số truyền thực tính lại $u_x = \frac{77}{23} \approx 3{,}35$.
- Bước xích: Xác định hệ số sử dụng $k = 2{,}83$, công suất tính toán $P_t = 22{,}33\text{ kW} < [P] = 34{,}8\text{ kW}$. Chọn bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38{,}1\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục và số mắt xích: Chọn sơ bộ $a = 40p_c = 1524\text{ mm}$, tính ra số mắt xích $x_c = 132$ mắt. Khoảng cách trục tính lại chính xác sau khi giảm độ võng $\Delta a = 4{,}58\text{ mm}$ là $a = 1522{,}41\text{ mm}$. Số lần va đập bản lề $i = 2{,}11\text{ lần/s} < [i] = 20\text{ lần/s}$.
- Kiểm nghiệm độ bền xích: Lực vòng $F_t = 2483{,}02\text{ N}$, lực căng li tâm $F_v = 38{,}62\text{ N}$, lực căng trọng lượng nhánh xích $F_0 = 492{,}72\text{ N}$. Hệ số an toàn quá tải $s = 36{,}17 > [s] = 8{,}5$.
- Kích thước đĩa xích: Đường kính vòng chia $d_1 = 279{,}8\text{ mm}, d_2 = 934{,}08\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 296{,}25\text{ mm}, d_{a2} = 952{,}36\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 277{,}36\text{ mm}, d_{f2} = 931{,}64\text{ mm}$.
- Vật liệu chế tạo đĩa xích: Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB170, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$. Ứng suất tiếp xúc thực tế tính toán $\sigma_{H1} = 384{,}21\text{ MPa}$ và $\sigma_{H2} = 258{,}02\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1{,}15 \times 2483{,}02 \approx 2855{,}47\text{ N}$.
2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (Cấp nhanh)
- Điều kiện làm việc: $P_1 = 7{,}21\text{ kW}, T_1 = 47323{,}37\text{ Nmm}, n_1 = 1455\text{ vg/ph}, u_1 = 3{,}08$. Vật liệu: Thép C45 thường hóa (bánh dẫn HB 170-217, $\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 413{,}64\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 205{,}71\text{ MPa}, [\sigma_{F2}] = 190{,}29\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục: Xác định sơ bộ $a_w = 110{,}73\text{ mm}$, chọn theo tiêu chuẩn SEV 229-75 là $a_w = 125\text{ mm}$. Modun pháp chọn $m = 2{,}5\text{ mm}$, hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0{,}4 \implies b_w = 50\text{ mm}$.
- Số răng và góc nghiêng: Bánh nhỏ $z_1 = 21\text{ răng}$, bánh lớn $z_2 = 65\text{ răng}$, tỉ số truyền $u_1 = 3{,}095$. Góc nghiêng răng tính lại $\beta = 30{,}68^\circ$ (nằm trong giới hạn $30^\circ \le \beta \le 40^\circ$ của hộp giảm tốc phân đôi, không cần dịch chỉnh góc ăn khớp).
- Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 61{,}05\text{ mm}, d_2 = 188{,}95\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 66{,}05\text{ mm}, d_{a2} = 193{,}95\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 54{,}8\text{ mm}, d_{f2} = 187{,}7\text{ mm}$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 32{,}27^\circ$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 315{,}43\text{ MPa} < [\sigma_H]{cx} = 389{,}03\text{ MPa}$; ứng suất uốn chân răng $\sigma{F1} = 54{,}54\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]{cx} = 209{,}82\text{ MPa}$ và $\sigma{F2} = 51{,}67\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]_{cx} = 194{,}1\text{ MPa}$. Cặp bánh răng đảm bảo đầy đủ độ bền tiếp xúc và uốn.
3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (Cấp chậm)
- Điều kiện làm việc: $P_2 = 6{,}85\text{ kW}, T_2 = 138479{,}04\text{ Nmm}, n_2 = 472{,}4\text{ vg/ph}, u_2 = 2{,}6$. Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện (bánh dẫn HB 192-240, $\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
- Ứng suất cho phép sơ bộ: $[\sigma_H] = 486{,}37\text{ MPa}, [\sigma_{F1}] = 246{,}86\text{ MPa}, [\sigma_{F2}] = 231{,}43\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục: $a_w = 160\text{ mm}$, modun $m = 2{,}5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 64\text{ mm}$.
- Số răng và dịch chỉnh: $z_1 = 35\text{ răng}, z_2 = 91\text{ răng}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$. Thực hiện dịch chỉnh góc ăn khớp để đảm bảo khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$: hệ số dịch tâm $y = 1$, hệ số giảm đỉnh răng $\Delta y = 0{,}06$, tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 1{,}06$. Hệ số dịch chỉnh từng bánh: $x_1 = 0{,}31, x_2 = 0{,}75$. Góc ăn khớp sau dịch chỉnh $\alpha_{tw} = 22{,}33^\circ$.
- Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 87{,}5\text{ mm}, d_2 = 227{,}5\text{ mm}$; đường kính lăn $d_{w1} = 88{,}89\text{ mm}, d_{w2} = 231{,}11\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 92{,}5\text{ mm}, d_{a2} = 232{,}5\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 81{,}25\text{ mm}, d_{f2} = 221{,}25\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 403{,}06\text{ MPa} < [\sigma_H]{cx} = 425{,}09\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma{F1} = 72{,}59\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]{cx} = 251{,}8\text{ MPa}$ và $\sigma{F2} = 71{,}26\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]_{cx} = 236{,}06\text{ MPa}$.
4. Bôi trơn hộp giảm tốc
Vận tốc vòng của bánh răng trên cả hai cấp đều nhỏ hơn $12\text{ m/s}$, do đó chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Chiều cao răng $h = 2{,}25m = 5{,}625\text{ mm}$, chiều sâu ngâm dầu tính toán $H = 2h = 11{,}25\text{ mm} \ge 10\text{ mm}$. Quy định mức dầu thấp nhất trong vỏ hộp là $10\text{ mm}$, mức dầu cao nhất là $25\text{ mm}$. Lựa chọn loại dầu bôi trơn ô tô máy kéo AK-20 có độ nhớt Centistoc 80 ở $50^\circ\text{C}$.
5. Thiết kế trục và tính toán lực
- Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 25\text{ MPa}$).
- Đường kính trục sơ bộ: Trục I có $d_1 = 30\text{ mm}$ ($b_{01} = 19\text{ mm}$); Trục II có $d_2 = 35\text{ mm}$ ($b_{02} = 21\text{ mm}$); Trục III có $d_3 = 45\text{ mm}$ ($b_{03} = 23\text{ mm}$).
- Lực tác dụng từ các bộ truyền:
- Khớp nối đàn hồi: $F_r = 350\text{ N}$ ($F_{ntx} = F_{nty} = 247{,}49\text{ N}$).
- Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = 1550{,}32\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 919{,}78\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 1138{,}26\text{ N}$, mômen do lực dọc trục $M_{a1} = 28076{,}28\text{ Nmm}$.
- Cặp bánh răng thẳng cấp chậm: Lực vòng $F_{t2} = 3115{,}74\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a2} = 0\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 1279{,}76\text{ N}$.
- Phân tích phản lực gối đỡ và mômen tương đương trên Trục I:
- Phản lực gối tựa: $R_{Ax} = 1622{,}36\text{ N}, R_{Ay} = 1210{,}29\text{ N}, R_{Dx} = 1230{,}79\text{ N}, R_{Dy} = 818{,}74\text{ N}$.
- Mômen tương đương tại các tiết diện đặc trưng: Tại gối đỡ A ($M_{tđA} = 0$), tại vị trí lắp bánh răng phân đôi thứ nhất B ($M_{tđB} = 134150{,}79\text{ Nmm}$), tại vị trí lắp bánh răng phân đôi thứ hai C ($M_{tđC} = 170613{,}55\text{ Nmm}$), tại gối đỡ D ($M_{tđD} = 45511{,}91\text{ Nmm}$), tại vị trí lắp khớp nối đầu vào E ($M_{tđE} = 40983{,}24\text{ Nmm}$).
Phần 3. Chọn dung sai lắp ghép và kết cấu vỏ hộp
Nội dung này xác định cấp chính xác gia công và dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, mối ghép then hoa, vòng bi trên trục và thân hộp, mối lắp nắp ổ, vòng chắn dầu và chốt định vị vỏ hộp nhằm đảm bảo khả năng lắp lẫn và độ đồng tâm của các trục truyền động theo quy định của bản vẽ kỹ thuật.
Kết quả và thông số kỹ thuật then chốt
Toàn bộ các thông số hình học, động học và chỉ tiêu kiểm nghiệm bền của các bộ truyền trong đồ án được tổng hợp chi tiết trong bảng dưới đây:
| Hạng mục thông số |
Ký hiệu |
Đơn vị |
Bộ truyền xích |
Bánh răng cấp nhanh |
Bánh răng cấp chậm |
| Khoảng cách trục |
$a_w$ (hoặc $a$) |
mm |
1522,41 |
125,00 |
160,00 |
| Modun pháp / Bước xích |
$m$ / $p_c$ |
mm |
38,10 |
2,50 |
2,50 |
| Tỉ số truyền |
$u$ |
- |
3,35 |
3,095 |
2,60 |
| Số răng / Số mắt |
$z_1 / z_2$ ($x_c$) |
Răng / Mắt |
23 / 77 (132 mắt) |
21 / 65 |
35 / 91 |
| Góc nghiêng răng |
$\beta$ |
Độ |
- |
30,68° |
0° |
| Chiều rộng vành răng |
$b_w$ |
mm |
- |
50,00 |
64,00 |
| Hệ số dịch chỉnh |
$x_1 / x_2$ |
- |
- |
0 / 0 |
0,31 / 0,75 |
| Đường kính chia |
$d_1 / d_2$ |
mm |
279,80 / 934,08 |
61,05 / 188,95 |
87,50 / 227,50 |
| Đường kính đỉnh |
$d_{a1} / d_{a2}$ |
mm |
296,25 / 952,36 |
66,05 / 193,95 |
92,50 / 232,50 |
| Đường kính đáy |
$d_{f1} / d_{f2}$ |
mm |
277,36 / 931,64 |
54,80 / 187,70 |
81,25 / 221,25 |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán |
$\sigma_H$ |
MPa |
384,21 / 258,02 |
315,43 |
403,06 |
| Ứng suất tiếp xúc cho phép |
$[\sigma_H]$ |
MPa |
500,00 |
389,03 |
425,09 |
| Ứng suất uốn tính toán |
$\sigma_{F1} / \sigma_{F2}$ |
MPa |
- |
54,54 / 51,67 |
72,59 / 71,26 |
| Ứng suất uốn cho phép |
$[\sigma_{F1}] / [\sigma_{F2}]$ |
MPa |
- |
209,82 / 194,10 |
251,80 / 236,06 |
Đóng góp kỹ thuật và kết quả đạt được:
- Đồ án đã thiết lập quy trình tính toán hoàn chỉnh, logic từ khâu động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy cho hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh kết hợp bộ truyền xích.
- Việc lựa chọn góc nghiêng $\beta = 30{,}68^\circ$ cho cấp nhanh giúp tận dụng ưu thế triệt tiêu lực dọc trục của sơ đồ phân đôi mà không cần áp dụng dịch chỉnh bánh răng.
- Xử lý thành công việc dịch chỉnh góc ăn khớp bánh răng cấp chậm ($x_1 = 0{,}31; x_2 = 0{,}75; \alpha_{tw} = 22{,}33^\circ$) nhằm khớp chính xác khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$.
- Mọi bộ truyền và chi tiết trục đều thỏa mãn các điều kiện bền mỏi tiếp xúc, bền mỏi uốn và kiểm nghiệm tĩnh quá tải với hệ số an toàn cao.
Hạn chế và phạm vi ứng dụng
Hạn chế của đồ án gắn liền với phạm vi nghiên cứu và giả thiết tính toán:
- Đồ án thực hiện trên mô hình tải trọng 2 bậc cố định có tính quy chuẩn hóa cao ($T_1 = T, t_1 = 57\text{ s}; T_2 = 0{,}8T, t_2 = 54\text{ s}$), chưa xét đến phổ tải trọng ngẫu nhiên hoặc các điều kiện khởi động nặng trong môi trường khai khoáng khắc nghiệt.
- Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và bảng tra tiêu chuẩn, chưa tích hợp mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất cục bộ trên then, trục hoặc phân tích động lực học kết cấu vỏ hộp.
- Hệ thống áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu tiêu chuẩn với dầu AK-20, giới hạn trong điều kiện vận tốc vòng mặt răng dưới $12\text{ m/s}$.
Giá trị tham khảo học thuật và thực tiễn
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế máy hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống truyền động cơ khí.
- Các kỹ sư thiết kế máy công nghiệp cần mẫu tính toán chuẩn mực cho hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh – một dạng kết cấu đặc biệt đòi hỏi kỹ thuật phân phối tải trọng và cân bằng lực phức tạp hơn hộp giảm tốc khai triển thông thường.
- Các nội dung đặc biệt hữu ích: Phương pháp phân tích lực tác dụng lên trục phân đôi trong không gian ba chiều; kỹ thuật tính toán hệ số dịch chỉnh bánh răng trụ răng thẳng để đạt khoảng cách trục tiêu chuẩn; thuật toán kiểm nghiệm hệ số an toàn xích ống con lăn chịu tải trọng va đập nhẹ.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống dẫn động băng tải này có thông số và mã hiệu là gì?
Động cơ được chọn là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A132S4Y3, có công suất định mức $7{,}5\text{ kW}$ và tốc độ quay danh định $1455\text{ vòng/phút}$.
2. Tại sao cấp nhanh của hộp giảm tốc lại sử dụng bánh răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 30{,}68^\circ$?
Cấp nhanh sử dụng kết cấu phân đôi nên góc nghiêng răng $\beta$ được chọn nằm trong dải quy chuẩn từ $30^\circ$ đến $40^\circ$. Giá trị tính toán $\beta = 30{,}68^\circ$ giúp đảm bảo chính xác khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 125\text{ mm}$ với số răng $z_1 = 21, z_2 = 65$ và modun $m = 2{,}5\text{ mm}$ mà không cần dịch chỉnh thanh răng.
3. Bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm có hệ số dịch chỉnh bằng bao nhiêu và góc ăn khớp sau dịch chỉnh là bao nhiêu?
Bánh răng cấp chậm có tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 1{,}06$, phân bố cho bánh chủ động là $x_1 = 0{,}31$ và bánh bị động là $x_2 = 0{,}75$. Góc ăn khớp sau khi dịch chỉnh đạt $\alpha_{tw} = 22{,}33^\circ$ (so với góc profin gốc $\alpha = 20^\circ$).
4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn về độ bền của bộ truyền xích ống con lăn đạt bao nhiêu?
Hệ số an toàn quá tải của bộ truyền xích tính toán được là $s = 36{,}17$, lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 8{,}5$, do đó bộ truyền hoàn toàn đảm bảo độ bền trong suốt thời gian phục vụ 5 năm.
5. Loại dầu bôi trơn và mức dầu ngâm được chỉ định cho hộp giảm tốc là gì?
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu với dầu ô tô máy kéo AK-20 (độ nhớt 80 cSt ở $50^\circ\text{C}$). Chiều sâu ngâm dầu quy định mức thấp nhất là $10\text{ mm}$ và mức cao nhất là $25\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải (Đề số 9 – Phương án 1) của sinh viên Võ Mai Anh Huy đã hoàn thành toàn diện các nhiệm vụ kỹ thuật từ tính toán động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy. Các giải pháp kỹ thuật được lựa chọn như hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh, dịch chỉnh bánh răng cấp chậm và bộ truyền xích ống con lăn ngoài đều được kiểm chứng thông qua các phép tính độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi nghiêm ngặt. Công trình thể hiện tính chuẩn xác về mặt số liệu, tuân thủ chặt chẽ các Tiêu chuẩn Việt Nam và quy phạm thiết kế cơ khí, là tài liệu tham khảo có giá trị cao cho công tác đào tạo và ứng dụng thiết kế máy.
