Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hoạt động sản xuất công nghiệp và logistics, các hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò thiết yếu nhằm thay thế sức lao động thủ công, vận chuyển nguyên vật liệu và thành phẩm liên tục với năng suất cao. Đồ án môn học "Hệ thống truyền động" (mã học phần ME3145) tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống cơ điện dẫn động băng tải chở hàng rời đóng bao theo đề tài số 2, phương án thực hiện số 1.

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là tính toán, lựa chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền và thiết kế chi tiết toàn bộ các cụm kết cấu cơ khí cấu thành hệ thống. Các nhiệm vụ kỹ thuật được văn bản phân định thành 8 nội dung chính:

  1. Tìm hiểu cấu học hệ thống truyền động máy; xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho các cấp truyền động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
  4. Lập sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền, tính toán thiết kế trục và kiểm nghiệm mối ghép then.
  5. Chọn loại ổ lăn đỡ trục và chọn khớp nối trục (nối trục xích).
  6. Tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, chọn bulông và các chi tiết phụ trợ liên quan.
  7. Chọn phương pháp, chế độ bôi trơn và tra bảng dung sai lắp ghép toàn hệ thống.
  8. Tính toán thiết kế chi tiết cụm bộ phận công tác (băng tải phẳng cao su, trạm kéo căng trục vít, trục tang dẫn động và trục tang bị dẫn); hoàn thành 02 bản vẽ lắp 2D khổ A0 cùng các bản vẽ chế tạo chi tiết.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động băng tải gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp, nối trục xích, cụm tang và băng tải. Phạm vi thông số đầu vào được giới hạn theo đề bài:

  • Lực vòng kéo băng tải: $F = 4890\text{ N}$.
  • Vận tốc di chuyển của băng: $v = 0,76\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang trống: $D = 330\text{ mm}$.
  • Chế độ làm việc: Quay một chiều, tải trọng không đổi, vận hành 2 ca/ngày (8 giờ/ca), 300 ngày/năm.
  • Thời gian phục vụ danh định: $L = 4\text{ năm}$ (tổng thời gian làm việc tương đương $L_h = 19.200\text{ giờ}$).
  • Đối tượng vận chuyển: Bao gạo khối lượng 50 kg, kích thước $400 \times 700 \times 200\text{ mm}$, năng suất yêu cầu 1800 bao/giờ trên chiều dài tuyến băng phẳng nằm ngang $50\text{ m}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền vật liệu và dung sai đo lường được chuẩn hóa trong đào tạo cơ khí tại Việt Nam. Văn bản sử dụng các tài liệu và tiêu chuẩn kỹ thuật làm căn cứ tính toán:

  • Bộ tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (2007).
  • Giáo trình "Thiết kế máy và Chi tiết máy" của Nguyễn Hữu Lộc (2019).
  • Giáo trình "Kỹ thuật nâng chuyển – Máy vận chuyển liên tục" (Tập 2) của Nguyễn Hồng Ngân và Nguyễn Danh Sơn (2004).
  • Giáo trình "Thiết kế chi tiết máy công dụng chung" của Trần Thiên Phúc (2011).
  • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép theo TCVN và tài liệu của Ninh Đức Tốn (2001).
  • Tiêu chuẩn vật liệu, phụ kiện công nghiệp: Băng tải cao su theo FOCT 20-54, đường kính tang theo FOCT 1596-53, cùng bảng tra kích thước tang dẫn động và tang bị dẫn tiêu chuẩn của hãng kran-dt (Liên bang Nga).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt đồ án là phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu bảng số liệu tiêu chuẩn:

  • Phương pháp động học và động lực học: Cân bằng công suất tiêu hao qua từng cụm truyền động dựa trên hiệu suất thành phần để tính toán công suất cần thiết trên trục động cơ, xác định số vòng quay sơ bộ và mômen xoắn danh nghĩa trên từng trục.
  • Phương pháp tính độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Ứng dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz và lý thuyết uốn răng mỏi để xác định kích thước hình học bánh răng, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Phương pháp cơ học tĩnh học và mỏi trục: Phân tích hệ lực không gian ($F_t, F_r, F_a$), thiết lập phương trình cân bằng mômen uốn theo hai mặt phẳng thẳng đứng ($Oyz$) và nằm ngang ($Oxz$), xây dựng biểu đồ nội lực mômen tương đương, xác định đường kính tiết diện theo thuyết bền 4 (Von Mises) và kiểm nghiệm mỏi màng rung theo hệ số an toàn tổng hợp $s \ge [s]$.
  • Phương pháp tính toán thiết kế máy nâng chuyển: Tính toán chu tuyến kéo căng dải băng theo phương pháp từng điểm (Euler-Eytelwein) nhằm xác định lực căng lớn nhất, lực kéo vòng và tính toán cơ cấu căng băng dạng vít.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động cơ khí được cấu trúc nối tiếp theo chuỗi động học khép kín từ nguồn phát động đến bộ phận công tác:

Cụm cơ cấu Chủng loại kết cấu lựa chọn Thông số kỹ thuật danh định
Động cơ điện Động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc 4A132S6Y3 Công suất: $5,5\text{ kW}$; Tốc độ quay: $960\text{ vg/ph}$; $\cos\varphi = 0,8$; $\eta = 85%$
Bộ truyền ngoài Đai thang tiết diện loại B ($b_t = 14\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}$) Số đai: $z = 2$; $d_1 = 180\text{ mm}$; $d_2 = 800\text{ mm}$; $a = 849\text{ mm}$; $L = 3350\text{ mm}$
Hộp giảm tốc Bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp, vỏ đúc gang GX15-32 Tỉ số truyền: $u_{br} = 5$; Khoảng cách trục: $a_w = 225\text{ mm}$; Môđun: $m = 2,25\text{ mm}$; $\beta = 8,1096^\circ$
Khớp nối trục Nối trục xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn Bước xích: $p = 50,8\text{ mm}$; Số răng đĩa xích: $z = 12$; Khả năng tải: $[T] = 2000\text{ Nm}$
Bộ phận công tác Băng tải cao su cốt vải B-820 (3 lớp vải), con lăn $\phi 108\text{ mm}$ Bề rộng băng: $B = 650\text{ mm}$; Đường kính tang: $D = 330\text{ mm}$; Căng băng vít M24

Hệ thống triển khai vật liệu trục bằng thép 45 tôi cải thiện đạt giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$. Vỏ hộp giảm tốc chế tạo từ gang xám GX15-32 đảm bảo độ cứng vững, hấp thụ rung động tốt. Bôi trơn hộp giảm tốc áp dụng phương pháp ngâm dầu công nghiệp AK-15 với độ nhớt 160 cSt ở $50^\circ\text{C}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1. Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương này xác định công suất làm việc trên trục tang tải $P_t = F \times v / 1000 = 4890 \times 0,76 / 1000 = 3,72\text{ kW}$. Với hiệu suất các bộ phận: đai $\eta_d = 0,95$, bánh răng trụ che kín $\eta_{br} = 0,97$, nối trục $\eta_{nt} = 0,98$, 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol}^4 = 0,99^4$, hiệu suất chung của hệ thống đạt $\eta = 0,876$. Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 3,72 / 0,876 = 4,25\text{ kW}$.

Số vòng quay trên trục tang trống là $n_t = 60000 \times 0,76 / (\pi \times 330) \approx 43,98\text{ vg/ph}$. Với tỉ số truyền sơ bộ $u_{chung} = u_d \times u_{br} = 4,5 \times 5 = 22,5$, tốc độ quay sơ bộ động cơ đạt $989,55\text{ vg/ph}$. Nhóm tác giả chọn động cơ điện 4A132S6Y3 ($P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, $n_{đc} = 960\text{ vg/ph}$). Phân phối lại tỉ số truyền thực tế: $u = 960 / 43,98 = 21,83$; cố định tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{br} = 5$, suy ra tỉ số truyền bộ truyền đai $u_d = 4,366$ (sai số dưới 4%). Đặc tính động học trên các trục được tổng hợp:

  • Trục động cơ: $P = 4,25\text{ kW}$, $n = 960\text{ vg/ph}$, $T = 42,28\text{ Nm}$.
  • Trục I: $P_I = 4,03\text{ kW}$, $n_I = 219,9\text{ vg/ph}$, $T_I = 175,03\text{ Nm}$.
  • Trục II: $P_{II} = 3,83\text{ kW}$, $n_{II} = 43,98\text{ vg/ph}$, $T_{II} = 831,74\text{ Nm}$.
  • Trục III (tang tải): $P_{III} = 3,72\text{ kW}$, $n_{III} = 43,98\text{ vg/ph}$, $T_{III} = 807,85\text{ Nm}$.

Chương 2. Thiết kế bộ truyền đai thang

Căn cứ vào công suất $4,25\text{ kW}$ và số vòng quay $960\text{ vg/ph}$, đồ án chọn tiết diện đai loại B. Bánh đai nhỏ chọn đường kính tiêu chuẩn $d_1 = 180\text{ mm}$; đường kính bánh đai lớn tính toán qua hệ số trượt $\varepsilon = 0,01$ là $d_2 = 800\text{ mm}$. Khoảng cách trục được xác định sơ bộ và chuẩn hóa $a = 849\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 3350\text{ mm}$. Vận tốc đai đạt $v = 9,05\text{ m/s}$ ($< 25\text{ m/s}$) và góc ôm trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 138,37^\circ > 120^\circ$.

Số lượng dây đai được tính toán tránh hiện tượng trượt trơn là $z = 1,58$, quy chuẩn chọn $z = 2$ đai. Chiều rộng vành bánh đai tương ứng là $B = 44\text{ mm}$, đường kính ngoài các bánh đai lần lượt là $d_{a1} = 188,4\text{ mm}$ và $d_{a2} = 808,4\text{ mm}$. Lực căng ban đầu trên mỗi dây đai $F_0 = 261,52\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 469,61\text{ N}$, tổng lực tác dụng lên trục đai $F_r = 977,12\text{ N}$. Tuổi thọ làm việc của đai đạt $2756,56\text{ giờ}$.

Chương 3. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

Cả bánh dẫn và bánh bị dẫn đều sử dụng thép 45X tôi cải thiện; độ rắn bề mặt bánh dẫn đạt $H_1 = 280\text{ HB}$, bánh bị dẫn $H_2 = 270\text{ HB}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 563,64\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 288\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 277,71\text{ MPa}$. Khoảng cách trục tính toán được làm tròn theo tiêu chuẩn $a_w = 225\text{ mm}$.

Thông số hình học ăn khớp: Môđun pháp $m = 2,25\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 33$, bánh lớn $z_2 = 165$; góc nghiêng răng $\beta = 8,1096^\circ$; bề rộng vành răng bánh dẫn $b_{w1} = 76\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 71\text{ mm}$; cấp chính xác chế tạo là cấp 9. Lực tác dụng khi ăn khớp gồm lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 4667,58\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1733,35\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 665,09\text{ N}$. Kết quả kiểm nghiệm bền đạt yêu cầu:

  • Độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 407,28\text{ MPa} < [\sigma_H] = 448,5\text{ MPa}$.
  • Độ bền uốn bánh dẫn: $\sigma_{F1} = 92,66\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 294,81\text{ MPa}$.
  • Độ bền uốn bánh bị dẫn: $\sigma_{F2} = 88,95\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 284,28\text{ MPa}$.

Chương 4. Thiết kế trục

Phân tích sơ đồ lực không gian trên hai trục và xác định kích thước khoảng cách gối đỡ dựa trên chiều rộng bánh răng và ổ lăn:

  • Trục I: Lực tác dụng gồm lực căng đai phân tích góc $45^\circ$ ($F_x = F_y = 690,93\text{ N}$) và các lực ăn khớp bánh răng. Xác định các đoạn đường kính: ngõng lắp bánh đai $d = 32\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d = 40\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng dẫn $d = 50\text{ mm}$. Kiểm nghiệm mỏi tại các tiết diện nguy hiểm cho hệ số an toàn nhỏ nhất tại ngõng $D_1$ là $s = 5,83 > [s] = 2,5 \div 3$. Kiểm nghiệm tĩnh đạt $\sigma_{tđ} = 18,79\text{ MPa} < [\sigma]_{qt} = 464\text{ MPa}$. Mối ghép then bằng kích thước $14 \times 9\text{ mm}$ và $10 \times 8\text{ mm}$ đều thỏa mãn độ bền dập và cắt.
  • Trục II: Lực tác dụng gồm phản lực khớp nối xích $F_{nt} = 3813,83\text{ N}$ và lực ăn khớp bánh răng bị dẫn. Xác định đường kính: ngõng lắp nối trục $d = 55\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d = 65\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng lớn $d = 75\text{ mm}$. Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất tại ngõng $D_2$ là $s = 6,02 > [s]$. Ứng suất quá tải tương đương $\sigma_{tđ} = 19,3\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$. Then bằng kích thước $20 \times 12\text{ mm}$ và $16 \times 10\text{ mm}$ đạt ứng suất dập lớn nhất $\sigma_d = 130,25\text{ MPa} < 150\text{ MPa}$.

Chương 5. Tính chọn ổ lăn và nối trục

  • Trục I: Lực hướng tâm tác dụng lên hai gối tựa là $F_{rA1} = 2425,15\text{ N}$ và $F_{rC1} = 3107,01\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 665,09\text{ N}$. Tỉ số $F_a / F_{rA1} = 0,27 < 0,3$, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 308 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 31,9\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 21,7\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 19,66\text{ kN} < C$, tuổi thọ tính toán đạt $82036,15\text{ giờ}$, tốc độ tới hạn $n_{th} = 7615,38\text{ vg/ph} > 219,9\text{ vg/ph}$.
  • Trục II: Tải trọng hướng tâm $F_{rA2} = 5130,37\text{ N}$ và $F_{rC2} = 3965,46\text{ N}$. Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 213 ($d = 65\text{ mm}, D = 120\text{ mm}, B = 23\text{ mm}$, $C = 44,9\text{ kN}, C_0 = 34,7\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 18,89\text{ kN} < C$, tuổi thọ đạt $252052,58\text{ giờ}$, tốc độ tới hạn $n_{th} = 4864,86\text{ vg/ph} > 43,98\text{ vg/ph}$.
  • Nối trục xích: Mômen xoắn tính toán $T_t = k \times T = 1,5 \times 831,74 = 1247,61\text{ Nm}$. Chọn nối trục xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn chịu mômen danh nghĩa $[T] = 2000\text{ Nm}$, bước xích $p = 50,8\text{ mm}$, số răng đĩa xích $z = 12$, khe hở lắp ghép $C = 2,0\text{ mm}$. Hệ số an toàn kiểm tra đĩa xích đạt $S = 28,02 > [S] = 7$.

Chương 6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và chọn các chi tiết liên quan

Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 có các kích thước kết cấu cơ bản:

  • Chiều dày thành thân hộp $\delta = 0,03a + 3 = 10\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h < 50\text{ mm}$, góc dốc khoảng $2^\circ$.
  • Hệ thống bu lông: Bulông nền $d_1 = \text{M16}$ (công thức tính $0,04a + 10 = 19\text{ mm}$); bulông cạnh gối trục $d_2 = \text{M14}$; bulông ghép bích nắp và thân $d_3 = \text{M12}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = \text{M10}$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = \text{M8}$.
  • Chi tiết phụ trợ: 02 bulông vòng M10 phục vụ nâng chuyển hộp nặng khoảng $140\text{ kG}$; 02 chốt định vị hình côn đường kính $\phi 6\text{ mm}$; cửa thăm kích thước $40 \times 60\text{ mm}$; nút thông hơi M27x2 trên nắp cửa thăm; nút tháo dầu ren trụ M16x1,5 tại đáy hộp; que thăm dầu lắp nghiêng $45^\circ$; vòng phớt cao su và vòng chắn dầu bảo vệ ổ lăn.

Chương 7. Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép

Phương pháp bôi trơn bánh răng trong hộp là ngâm dầu với thể tích định mức $0,4 \div 0,8\text{ lít/kW}$. Với vận tốc vòng bánh răng $v = 0,86\text{ m/s}$, văn bản chọn dầu bôi trơn công nghiệp AK-15 (độ nhớt 160 cSt ở $50^\circ\text{C}$). Hệ thống dung sai lắp ghép được xác định theo bảng quy chuẩn:

Vị trí lắp ghép Kích thước danh nghĩa Kiểu lắp ghép Sai lệch trên (ES, es) Sai lệch dưới (EI, ei)
Vòng trong ổ lăn trục I / trục II $\phi 40\text{ mm}$ / $\phi 65\text{ mm}$ Lắp chặt $k6$ $+18 / +21\ \mu\text{m}$ $+2 / +2\ \mu\text{m}$
Vòng ngoài ổ lăn lên thân hộp $\phi 90\text{ mm}$ / $\phi 120\text{ mm}$ Lắp lỏng $H7$ $+30 / +35\ \mu\text{m}$ $0\ \mu\text{m}$
Bánh răng lên trục I / trục II $\phi 50\text{ mm}$ / $\phi 75\text{ mm}$ Trung gian $H7/k6$ Lỗ: $+25 / +30\ \mu\text{m}$; Trục: $+18 / +21\ \mu\text{m}$ Lỗ: $0\ \mu\text{m}$; Trục: $+2 / +2\ \mu\text{m}$
Then với rãnh trục / rãnh bạc Bề rộng $b$ $N9 / Js9$ Theo tiêu chuẩn TCVN Theo tiêu chuẩn TCVN
Nắp ổ với vỏ hộp $\phi 90\text{ mm}$ / $\phi 120\text{ mm}$ Lắp lỏng $H7/h6$ Lỗ: $+30 / +35\ \mu\text{m}$; Trục: $0\ \mu\text{m}$ Lỗ: $0\ \mu\text{m}$; Trục: $-22 / -25\ \mu\text{m}$
Chốt định vị vỏ hộp $\phi 6\text{ mm}$ Lắp chặt $P7/h6$ Lỗ: $-8\ \mu\text{m}$; Trục: $0\ \mu\text{m}$ Lỗ: $-20\ \mu\text{m}$; Trục: $-8\ \mu\text{m}$

Chương 8. Thiết kế bộ phận công tác

Băng tải vận chuyển bao gạo 50 kg với năng suất tính toán $z = 1800 \times 1,0133 = 1824\text{ bao/giờ}$ (khối lượng $91,2\text{ tấn/giờ}$), chu kỳ xuất hiện mỗi bao $1,97\text{ giây}$, khoảng cách giữa các bao trên băng là $a = 1,5\text{ m}$. Băng tải phẳng có bề rộng tiêu chuẩn $B = 650\text{ mm}$, cấu tạo 3 lớp vải B-820 cao su. Trọng lượng mỗi mét dài băng và vật liệu là $q_p = 4,47\text{ kg/m}$, $q_v = 33,3\text{ kg/m}$.

Xác định lực căng băng theo chu tuyến 4 điểm:

  • Lực căng nhỏ nhất tại nhánh nhả: $S_1 = 144,9\text{ kg}$.
  • Lực căng tại các điểm chuyển tiếp: $S_2 = 153,6\text{ kg}$, $S_3 = 164,4\text{ kg}$.
  • Lực căng lớn nhất tại nhánh vào tang dẫn: $S_4 = S_{max} = 611,6\text{ kg}$.
  • Lực cản vòng kéo: $W_0 = 489,4\text{ kg}$.

Trạm kéo căng sử dụng cơ cấu trục vít chịu kéo với lực kéo $S_0 \approx 333\text{ kg}$; chọn ren vít hệ mét tiêu chuẩn M24 ($d_1 = 20,1\text{ mm}$), ứng suất kéo thân vít đạt $95\text{ kg/cm}^2$, chiều cao đai ốc $H = 18\text{ mm}$.

  • Trục tang dẫn động: Vật liệu thép 45 tôi cải thiện, khoảng cách gối đỡ $1000\text{ mm}$, đường kính ngõng trục $d = 50\text{ mm}$, ngõng giữa $72\text{ mm}$, ngõng lắp ổ $60\text{ mm}$. Chọn ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy ký hiệu 3612 ($d = 60\text{ mm}, D = 130\text{ mm}, B = 46\text{ mm}, C = 130\text{ kN}$), tuổi thọ ổ đạt 19,17 triệu giờ. Hệ số an toàn mỏi trục $s = 4,74 > [s]$; độ bền tĩnh $\sigma_{tđ} = 50,68\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$.
  • Trục tang bị dẫn: Khoảng cách gối đỡ $1000\text{ mm}$, đường kính ngõng trục $50\text{ mm}$, đoạn giữa $60\text{ mm}$. Chọn ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy cỡ trung ký hiệu 3610 ($d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 40\text{ mm}, C = 98,4\text{ kN}$), tuổi thọ đạt 353,42 triệu giờ. Hệ số an toàn mỏi trục $s = 5,04 > [s]$; độ bền tĩnh $\sigma_{tđ} = 64,4\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn bộ hồ sơ tính toán thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động băng tải chở bao gạo với các chỉ số định lượng cụ thể:

  • Lựa chọn chính xác động cơ điện 4A132S6Y3 ($5,5\text{ kW}, 960\text{ vg/ph}$) đảm bảo công suất yêu cầu $4,25\text{ kW}$ với hệ số an toàn mở máy $T_k / T_{dn} = 2,0$.
  • Tối ưu hóa phân phối tỉ số truyền hệ thống: cấp đai ngoài $u_d = 4,366$, cấp hộp giảm tốc bánh răng nghiêng $u_{br} = 5$, bảo đảm tốc độ quay trên trục tang tải $43,98\text{ vg/ph}$ bám sát vận tốc băng yêu cầu $0,76\text{ m/s}$.
  • Kiểm nghiệm toàn diện các chỉ tiêu độ bền cơ học:
    • Bộ truyền bánh răng: $\sigma_H = 407,28\text{ MPa} \le 448,5\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 92,66\text{ MPa} \le 294,81\text{ MPa}$.
    • Trục I, II và hai trục tang: Hệ số an toàn mỏi tổng hợp đều nằm trong dải $s = 4,74 \div 6,21$ (vượt yêu cầu cho phép $[s] = 2,5 \div 3$); ứng suất tĩnh cực đại khi quá tải không vượt quá $64,4\text{ MPa}$ so với giới hạn $464\text{ MPa}$.
    • Hệ thống ổ lăn: Tất cả các ổ (308, 213, 3612, 3610) đều thỏa mãn chỉ tiêu tải động và số vòng quay tới hạn, thời gian phục vụ thực tế vượt xa mốc danh định $19.200\text{ giờ}$.
  • Đóng góp chính của tài liệu là tính đồng bộ trong chuỗi tính toán từ cơ cấu công tác (băng tải, trạm kéo căng) quay ngược về hệ dẫn động (khớp nối, hộp giảm tốc, bộ truyền đai và động cơ), kết hợp bảng dung sai lắp ghép và chỉ dẫn bôi trơn đầy đủ, tạo tiền đề lập quy trình công nghệ chế tạo thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản thiết kế bộc lộ một số hạn chế gắn liền với phạm vi tính toán đồ án môn học:

  • Tải trọng tính toán được giả định tĩnh, không đổi theo thời gian, chưa xét đến các dao động tải đột ngột khi cấp - dỡ bao gạo hoặc dao động do dãn đai, dão xích.
  • Phương pháp tính toán chủ yếu dựa vào tra bảng công thức thực nghiệm bán giải tích theo giáo trình truyền thống, chưa áp dụng công cụ mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất thực tế tại các góc lượn trục hoặc kiểm nghiệm biến dạng vỏ hộp đúc.
  • Trạm kéo căng trục vít ren M24 được tính toán theo độ bền kéo và uốn dọc tĩnh, chưa tích hợp cảm biến lực hoặc cơ cấu tự động bù độ dãn dài của băng tải cao su trong quá trình vận hành lâu năm.

Hướng phát triển mở rộng được đề xuất:

  • Nghiên cứu mô hình hóa 3D toàn bộ hệ thống trên phần mềm CAD/CAE chuyên dụng, mô phỏng động lực học ăn khớp và phân tích mỏi nhiều trục dưới tải trọng biến thiên ngẫu nhiên.
  • Ứng dụng biến tần điều khiển tốc độ động cơ nhằm tối ưu hóa chu trình khởi động mềm cho băng tải, hạn chế xung lực căng đứt băng.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp và chuẩn mực cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành máy nâng chuyển.

Các phần có giá trị ứng dụng cao gồm:

  • Quy trình giải bài toán phân tích lực không gian trên hệ thống trục hộp giảm tốc một cấp kết hợp bộ truyền đai thang và nối trục xích.
  • Phương pháp tính toán chu tuyến lực căng băng tải cao su và thiết kế cụm trục tang dẫn động - tang bị dẫn đồng bộ với catalogue thiết bị công nghiệp (kran-dt).
  • Hệ thống bảng tra cứu dung sai lắp ghép chi tiết cơ khí (ổ lăn, then, nắp ổ, chốt định vị côn) theo tiêu chuẩn TCVN/ISO.

Câu hỏi thường gặp

Hệ thống sử dụng loại động cơ điện nào và công suất tính toán cần thiết là bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc kiểu 4A132S6Y3 có công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $960\text{ vg/ph}$. Công suất tính toán cần thiết trên trục động cơ là $4,25\text{ kW}$ (được xác định từ công suất làm việc trên trục tang $3,72\text{ kW}$ và hiệu suất toàn hệ thống $\eta = 0,876$).

Bánh răng trong hộp giảm tốc được chế tạo từ vật liệu gì và thông số ăn khớp chính ra sao?
Cả bánh dẫn và bánh bị dẫn đều chế tạo từ thép 45X tôi cải thiện; độ rắn bánh dẫn đạt $280\text{ HB}$, bánh bị dẫn $270\text{ HB}$. Cặp bánh răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 225\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,25\text{ mm}$, số răng lần lượt là $z_1 = 33$ và $z_2 = 165$, góc nghiêng răng $\beta = 8,1096^\circ$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 76\text{ mm}$ và $b_{w2} = 71\text{ mm}$.

Các trục trong hộp giảm tốc sử dụng loại ổ lăn nào và khả năng chịu tải có đạt yêu cầu không?
Trục I sử dụng cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ký hiệu 308 ($d = 40\text{ mm}$, tải động tính toán $C_d = 19,66\text{ kN} < C = 31,9\text{ kN}$, tuổi thọ $82036,15\text{ giờ}$). Trục II sử dụng cặp ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ký hiệu 213 ($d = 65\text{ mm}$, tải động tính toán $C_d = 18,89\text{ kN} < C = 44,9\text{ kN}$, tuổi thọ $252052,58\text{ giờ}$). Cả hai cặp ổ đều đảm bảo an toàn về tải động và tốc độ quay tới hạn.

Bộ phận công tác băng tải có những thông số kết cấu cơ bản nào?
Băng tải dùng băng cao su cốt vải B-820 loại 3 lớp vải, chiều rộng băng $B = 650\text{ mm}$, chiều dài vận chuyển $50\text{ m}$, vận tốc $v = 0,76\text{ m/s}$. Tang dẫn động và tang bị dẫn đều có đường kính $D = 330\text{ mm}$, chiều rộng tang $750\text{ mm}$. Lực căng lớn nhất của băng tại nhánh vào tang dẫn là $S_{max} = 611,6\text{ kg}$, lực kéo vòng là $W_0 = 489,4\text{ kg}$. Trục tang dẫn dùng ổ đũa đỡ lòng cầu 3612, trục tang bị dẫn dùng ổ 3610.

Kiểu lắp ghép quy định cho các mối ghép then và ngõng trục lắp ổ lăn là gì?
Ngõng trục lắp vòng trong ổ lăn sử dụng kiểu lắp chặt $k6$, vòng ngoài ổ lăn lắp lên vỏ hộp theo kiểu $H7$. Mối ghép bánh răng lên trục dùng kiểu lắp trung gian $H7/k6$. Then bằng lắp trên rãnh trục theo dung sai $N9$ và lắp trên rãnh mayơ bạc theo dung sai $Js9$. Nắp ổ lắp với vỏ hộp theo kiểu lỏng $H7/h6$, chốt định vị nắp và thân hộp dùng kiểu lắp chặt $P7/h6$.

Kết luận

Bản thuyết minh đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (ME3145) đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí từ khâu lựa chọn động cơ, phân phối động lực qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, khớp nối trục xích đến cụm băng tải chở hàng. Mọi chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi dao động của trục và khả năng làm việc của ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Toàn bộ thông số kết cấu vỏ hộp, dung sai lắp ghép và bản vẽ kỹ thuật đi kèm tạo nên một giải pháp thiết kế có độ tin cậy cơ học cao và tính khả thi chế tạo thực tiễn.