Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Hệ thống truyền động thùng tải là hệ thống cơ khí được ứng dụng phổ biến trong công nghiệp và đời sống, tiêu biểu như vận chuyển nguyên vật liệu tại các khu mỏ than, hầm lò khai thác khoáng sản, dây chuyền sản xuất thực phẩm (bánh kẹo, nước giải khát), cũng như trong các hệ thống đỗ xe tự động xoay vòng đứng nhằm tối ưu hóa diện tích sử dụng đất tại các khu đô thị. Dù phục vụ mục đích nào, hệ thống dẫn động thùng tải đều vận hành theo nguyên lý: nguồn động lực từ động cơ điện truyền qua hộp giảm tốc, tiếp tục qua bộ truyền ngoài (như bộ truyền xích) để dẫn động xích tải mang các thùng chứa vật tải chuyển động.
Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng tải" được thực hiện trong khuôn khổ Đồ án Hệ thống truyền động (mã học phần: ME3145), Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh (Nhóm lớp L02, Đề số 13 – Phương án 5, học kỳ 211, năm học 2021–2022).
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định theo các số liệu ban đầu:
- Lực vòng trên xích tải: $F = 4200\text{ N}$
- Vận tốc vòng xích tải: $v = 1,10\text{ m/s}$
- Đường kính vòng chia đĩa xích tải: $D = 300\text{ mm}$
- Góc nghiêng bộ truyền xích so với phương ngang: $\beta_x = 45^\circ$
- Thời gian phục vụ thiết kế: $L = 6\text{ năm}$ (chế độ làm việc: 2 ca/ngày, 1 ca = 8 giờ, 1 năm làm việc 300 ngày; tổng thời gian làm việc $t_\Sigma = 28800\text{ giờ}$)
- Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, tải va đập nhẹ.
Mục tiêu nghiên cứu và thiết kế bao gồm: xác định công suất động cơ điện; phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống; tính toán thiết kế động học và độ bền bộ truyền xích ngoài và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp trong hộp giảm tốc; thiết kế kết cấu trục, then, chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi; thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ; lựa chọn dung sai lắp ghép và phương pháp bôi trơn; đồng thời phác thảo kết cấu cụm bộ phận công tác xích tải, thùng tải, bộ phận căng xích và bệ đỡ máy.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Nghiên cứu áp dụng các quy chuẩn tính toán và công thức kinh điển trong thiết kế cơ khí từ các tài liệu chuyên ngành:
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) – PGS. Trịnh Chất, TS. Lê Văn Uyển (2016).
- Giáo trình Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc (2018).
- Thiết kế chi tiết máy công dụng chung – Trần Thiên Phúc (2011).
Phương pháp thực hiện bao gồm:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất tổng thể, công suất cần thiết trên trục động cơ, phân phối tỉ số truyền cho các cấp truyền động, tính toán tốc độ quay và mômen xoắn danh nghĩa trên từng trục truyền.
- Phương pháp tính toán độ bền chi tiết máy:
- Bộ truyền xích: Tính toán bước xích theo chỉ tiêu mòn, kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây, tính toán hệ số an toàn mỏi tiếp xúc và độ bền kéo tĩnh.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Tính toán khoảng cách trục sơ bộ dựa trên ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$; kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng và góc nghiêng răng.
- Thiết kế trục: Xác định đường kính trục sơ bộ theo ứng suất xoắn cho phép; phân tích lực tác dụng từ bánh răng, bộ truyền xích và khớp nối lên trục; lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực gối đỡ; vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn; tính toán mômen tương đương; kiểm nghiệm độ bền mỏi (xác định hệ số an toàn $s_j \ge [s] = 3$) và kiểm nghiệm độ bền tĩnh tránh biến dạng dẻo khi quá tải.
- Mối ghép then và khớp nối: Kiểm tra ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c]$ của then bằng và chốt cao su đàn hồi.
- Ổ lăn: Chọn loại ổ bi đỡ - chặn dựa trên lực dọc trục và lực hướng tâm; kiểm nghiệm khả năng tải động tính toán $C_d \le C$, khả năng tải tĩnh $Q_0 \le C_0$, tuổi thọ làm việc theo triệu vòng quay và số giờ quy định ($L_h \ge 28800\text{ giờ}$), kiểm tra số vòng quay tới hạn $[n]$.
- Phương pháp thiết kế kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép: Xác định kích thước vỏ hộp đúc theo tỷ lệ kinh nghiệm; lựa chọn các kiểu lắp ghép theo hệ thống lỗ (cho then, bánh răng, nắp ổ) và hệ thống trục (cho ổ lăn) theo tiêu chuẩn TCVN.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động thùng tải gồm các cụm kết cấu liên kết truyền động tuần tự:
| STT | Cụm chi tiết / Bộ phận | Chức năng kỹ thuật trong hệ thống |
|---|---|---|
| 1 | Động cơ điện | Cung cấp nguồn cơ năng sơ cấp |
| 2 | Nối trục đàn hồi | Nối trục động cơ với trục I hộp giảm tốc, giảm tải trọng động và bù sai lệch tâm |
| 3 | Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng 1 cấp | Giảm tốc độ từ $960\text{ vg/ph}$ xuống $240\text{ vg/ph}$, tăng mômen xoắn |
| 4 | Bộ truyền xích ngoài | Truyền động từ trục II hộp giảm tốc đến trục truyền của cơ cấu xích tải |
| 5 | Xích tải công nghiệp | Cơ cấu dẫn mang các thùng chứa vật tải di chuyển theo phương thẳng đứng |
| 6 | Bộ phận căng xích | Căng xích bằng phương pháp tịnh tiến ổ đỡ trục nhờ vít tăng xích |
| 7 | Thùng tải | Kết cấu dạng chữ L bằng thép CT45 chứa vật phẩm vận chuyển |
| 8 | Bệ đỡ động cơ và hộp giảm tốc | Kết cấu thép định hình hàn (thép U200, thép hộp) cố định toàn bộ hệ dẫn động |
Về mặt động lực học, hệ thống xử lý các tương tác lực:
- Lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục I: $F_{nt} = 350\text{ N}$.
- Lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng: lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1660,06\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 618,72\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 365,9\text{ N}$.
- Lực căng của bộ truyền xích ngoài tác dụng lên trục II: $F_r = 2119,84\text{ N}$ (hướng nghiêng $45^\circ$).
- Xử lý kết cấu trục: Tại vị trí lắp bánh dẫn trên trục I, do khoảng cách từ đáy then đến chân răng $X = 5,575\text{ mm} < 2,5m_n = 6,25\text{ mm}$, bánh răng số 1 được thiết kế liền khối với trục để đảm bảo độ bền kết cấu.
Nội dung chính theo từng phần
Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền
Hiệu suất toàn hệ dẫn động được xác định: $$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^4 = 0,99 \times 0,97 \times 0,91 \times (0,995)^4 \approx 0,848$$ Trong đó: hiệu suất nối trục đàn hồi $\eta_{kn} = 0,99$; hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng che kín $\eta_{br} = 0,97$; hiệu suất bộ truyền xích để hở $\eta_x = 0,91$; hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,995$.
- Công suất tính toán trên trục công tác: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4200 \times 1,10}{1000} = 4,62\text{ kW}$$
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4,62}{0,848} = 5,448\text{ kW}$$
- Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \times 1,1}{\pi \times 300} \approx 70,0282\text{ vòng/phút}$$
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung $u_{sb} = u_{hgt} \cdot u_x = 4 \times 3,5 = 14 \rightarrow$ Số vòng quay sơ bộ động cơ: $n_{sb} = 70,0282 \times 14 = 980,39\text{ vòng/phút}$.
Từ điều kiện chọn động cơ ($P_{dc} \ge P_{ct} = 5,448\text{ kW}$ và $n_{dc} \approx n_{sb}$), chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A132S6Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 5,5\text{ kW}$ và vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 960\text{ vòng/phút}$.
Tỉ số truyền thực tế toàn hệ thống: $$u_{ch} = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{960}{70,0282} = 13,709$$ Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 4$, suy ra tỉ số truyền bộ truyền xích ngoài: $u_x = \frac{13,709}{4} = 3,427$.
Bảng thông số đặc tính động lực học trên các trục:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I (Vào HGT) | Trục II (Ra HGT) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 5,448 | 5,340 | 5,128 | 4,620 |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | 960 | 960 | 240 | 70,032 |
| Tỉ số truyền $u$ | 1 | 1 | 4 | 3,427 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) | 54196,25 | 53121,88 | 204051,67 | 630011,99 |
Phần 2: Tính toán thiết kế các chi tiết máy
1. Thiết kế bộ truyền xích
- Điều kiện làm việc: $P_2 = 5,128\text{ kW}$, $n_2 = 240\text{ vg/ph}$, tỉ số truyền $u_x = 3,427$. Chọn loại xích ống con lăn 1 dãy.
- Chọn số răng đĩa xích nhỏ: $z_1 = 25 \rightarrow$ Số răng đĩa xích lớn: $z_2 = z_1 \cdot u_x = 25 \times 3,427 = 85,675$, quy chuẩn chọn $z_2 = 87$ ($< z_{max} = 120$). Tỉ số truyền thực tế $u_x = \frac{87}{25} = 3,48$ (sai lệch $\Delta u = 1,55% < 4%$).
- Hệ số điều kiện sử dụng xích: $k = k_0 \cdot k_a \cdot k_{dc} \cdot k_d \cdot k_c \cdot k_{bt} = 1 \times 1 \times 1,25 \times 1,2 \times 1,25 \times 1,3 = 2,44$.
- Công suất tính toán: $P_t = 10,39\text{ kW}$. Tra bảng chọn bước xích $p_c = 25,4\text{ mm}$ thỏa mãn $[P] = 11\text{ kW}$.
- Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40p_c = 1016\text{ mm}$; số mắt xích tính toán $x = 138$ mắt. Khoảng cách trục tính lại $a = 1010,31\text{ mm}$, giảm bớt $\Delta a = 0,003a = 3,03\text{ mm}$ để tránh xích quá căng $\rightarrow a = 1007,28\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm số lần va đập bản lề: $u = 30 \le [u] = 35$.
- Kiểm nghiệm độ bền xích: Hệ số an toàn mỏi $s = 22,76 \ge [s] = 9,3$ (tải trọng phá hỏng $Q = 56700\text{ N}$, trọng lượng 1 mét xích $q = 2,6\text{ kg/m}$).
- Kích thước đĩa xích: Đường kính vòng chia $d_1 = 202,66\text{ mm}$, $d_2 = 703,55\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 217,32\text{ mm}$, $d_{a2} = 718,36\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f1} = 186,6\text{ mm}$, $d_{f2} = 687,49\text{ mm}$.
- Vật liệu đĩa xích: Thép C45 tôi cải thiện; đĩa nhỏ đạt độ cứng HB210 ($[\sigma_H] = 600\text{ MPa}$), đĩa lớn đạt HB170 ($[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$). Lực tác dụng lên trục: $F_r = 2118,45\text{ N}$.
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp
- Thông số: $P_1 = 5,34\text{ kW}$, $T_1 = 53121,88\text{ Nmm}$, $n_1 = 960\text{ vg/ph}$, $u = 4$, thời gian phục vụ $28800\text{ giờ}$.
- Vật liệu cặp bánh răng: Thép C45 thường hóa. Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 340\text{ MPa}$. Bánh lớn có độ cứng $HB_2 = 185$, $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 340\text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 413,25\text{ MPa}$; ứng suất uốn bánh 1 $[\sigma_{F1}] = 286,55\text{ MPa}$, bánh 2 $[\sigma_{F2}] = 275,94\text{ MPa}$.
- Xác định khoảng cách trục: $a_w = 126,51\text{ mm}$, quy chuẩn theo dãy tiêu chuẩn SEV 229-75 chọn $a_w = 160\text{ mm}$.
- Thông số ăn khớp: Môđun pháp $m_n = 2,5\text{ mm}$; số răng $z_1 = 25$, $z_2 = 100$; góc nghiêng răng $\beta = 12,43^\circ$ ($12^\circ 26'$); tỉ số truyền thực tế $u = 4$ (sai lệch $0%$).
- Kích thước hình học: Chiều rộng vành răng $b_w = 64\text{ mm}$ (bánh nhỏ $b_1 = 69\text{ mm}$, bánh lớn $b_2 = 64\text{ mm}$); đường kính vòng chia $d_1 = 64\text{ mm}$, $d_2 = 256\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 69\text{ mm}$, $d_{a2} = 261\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 57,75\text{ mm}$, $d_{f2} = 249,75\text{ mm}$; góc profin răng $\alpha_t = 20,44^\circ$.
- Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 409,56\text{ MPa} \le [\sigma_H]_{cx} = 483,46\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 41,35\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 286,55\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 38,17\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 275,94\text{ MPa}$.
- Phương pháp bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu (vận tốc vòng $v = 3,22\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$), mức dầu ngập sâu $10 - 25\text{ mm}$, sử dụng dầu bôi trơn ô tô máy kéo AK-20.
3. Thiết kế trục và kiểm nghiệm then
- Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$).
- Xác định đường kính trục:
- Trục I: Đường kính đoạn nối trục vào $d_D = 32\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_C = 35\text{ mm}$, đoạn trục lắp bánh răng $d_B = 40\text{ mm}$ (làm liền trục).
- Trục II: Đoạn trục đầu ra lắp đĩa xích $d_G = 36\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_E = d_H = 40\text{ mm}$, đoạn trục lắp bánh răng bị dẫn $d_F = 48\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mối ghép then bằng (TCVN 2261-77):
| Vị trí lắp | Đường kính $d$ (mm) | Kích thước then $b \times h \times l$ (mm) | Chiều dài làm việc $l_v$ (mm) | Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) | Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa) | Điều kiện bền |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Nối trục (Trục I) | 32 | $10 \times 8 \times 45$ | 35 | 31,62 | 7,38 | $\sigma_d \le 100$; $\tau_c \le 60$ (Đạt) |
| Đĩa xích (Trục II) | 36 | $10 \times 8 \times 50$ | 40 | 94,47 | 22,67 | $\sigma_d \le 100$; $\tau_c \le 60$ (Đạt) |
| Bánh răng (Trục II) | 48 | $14 \times 9 \times 56$ | 42 | 61,69 | 11,57 | $\sigma_d \le 100$; $\tau_c \le 60$ (Đạt) |
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi và tĩnh của trục: Các hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện $s_j \ge [s] = 3$ (Trục I tại tiết diện C có $s_j = 29,89$; Trục II tại tiết diện F có $s_j = 3,16$). Ứng suất tương đương cực đại đạt $\sigma_{td} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
4. Tính toán chọn ổ lăn và nối trục
- Ổ lăn trục I: Chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp, ký hiệu 36207 ($d = 35\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, C = 24,0\text{ kN}, C_0 = 18,1\text{ kN}, \alpha = 12^\circ$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_h = 31369,1\text{ giờ} > 28800\text{ giờ}$.
- Ổ lăn trục II: Chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ, ký hiệu 46309 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}, C = 39,2\text{ kN}, C_0 = 30,7\text{ kN}, \alpha = 12^\circ$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_h = 29867,96\text{ giờ} > 28800\text{ giờ}$.
- Khớp nối trục đàn hồi: Nối trục vòng đàn hồi cao su chọn theo mômen danh nghĩa $T_{kn} = 125\text{ Nm}$ ($d = 32\text{ mm}, D_0 = 90\text{ mm}$, số chốt $Z = 4$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$). Kiểm nghiệm bền: ứng suất dập trên vòng cao su $\sigma_d = 1,129\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 2 - 4\text{ MPa}$; ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 33,475\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 60 - 80\text{ MPa}$.
Phần 3: Chọn thân máy, bulông, các chi tiết phụ, dung sai và lắp ghép
1. Kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc (Gang xám GX15-32)
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 9\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
- Chiều dày gân tăng cứng: $e = 8\text{ mm}$; chiều cao gân $h \le 58\text{ mm}$.
- Đường kính các loại bulông:
- Bulông nền: $d_1 = 18\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4$).
- Bulông cạnh ổ: $d_2 = 14\text{ mm}$.
- Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 12\text{ mm}$.
- Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 8\text{ mm}$.
- Vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 8\text{ mm}$.
- Bề dày mặt bích thân $S_3 = 17\text{ mm}$, bích nắp $S_4 = 16\text{ mm}$, mặt đế hộp $S_1 = 24\text{ mm}$.
- Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 9\text{ mm}$; giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp $\Delta_1 = 27\text{ mm}$.
2. Các chi tiết phụ
- Nắp cửa thăm: Kích thước $100 \times 75\text{ mm}$, bắt bằng 4 vít M8.
- Nút thông hơi: Ren M27x2 có lưới chặn bụi gắn trên nắp cửa thăm.
- Bulông vòng: Cỡ ren M8 dạng móc tròn, sức nâng 160 kg.
- Nút tháo dầu: Dạng ren trụ M20x2 bố trí ở phần đáy lõm nghiêng $1^\circ$ của vỏ hộp.
- Chốt định vị: 2 chốt định vị hình côn kích thước $d_c = 8\text{ mm}$, độ côn 1:50.
3. Bảng quy định dung sai và kiểu lắp ghép
| Vị trí mối lắp | Kích thước danh nghĩa (mm) | Ký hiệu dung sai | Sai lệch trên $ES, es$ ($\mu\text{m}$) | Sai lệch dưới $EI, ei$ ($\mu\text{m}$) | Độ hở / độ dôi giới hạn |
|---|---|---|---|---|---|
| Bánh răng bị dẫn lên trục II | $\phi 48$ | H7/k6 | $+25 / +18$ | $0 / +2$ | $N_{max} = 18\mu\text{m}, S_{max} = 23\mu\text{m}$ |
| Vòng trong ổ lăn lên trục I / II | $\phi 35 / \phi 40$ | k6 | $+18$ | $+2$ | Lắp có độ dôi nhẹ |
| Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp | $\phi 72 / \phi 90$ | H7 | $+30 / +35$ | $0$ | Lắp trung gian |
| Then với rãnh trục I / II | $10 \times 8 / 14 \times 9$ | N9/h9 | $0 / 0$ | $-36 / -43$ | Lắp trung gian chặt |
| Then với rãnh may-ơ bánh răng / đĩa xích | $10 \times 8 / 14 \times 9$ | Js9/h9 | $+18 / +21,5$ | $-18 / -21,5$ | Lắp trung gian có khe hở |
| Vòng chắn dầu lên trục I / II | $\phi 40 / \phi 44$ | H7/js6 | $+25 / +8$ | $0 / -8$ | Lắp trung gian dễ tháo |
| Nắp ổ lăn vào vỏ hộp | $\phi 72 / \phi 90$ | H7/h6 | $+30 / 0$ | $0 / -19$ | Lắp lỏng định tâm |
Phần 4: Thiết kế hệ thống truyền động
- Bộ phận xích tải: Bố trí theo phương thẳng đứng với 2 bánh xích giống nhau, khoảng cách trục $A = 2000\text{ mm}$. Sử dụng xích tải công nghiệp tiêu chuẩn KANA 50-8L-WK1, đường kính vòng chia đĩa xích tải $D = 300\text{ mm}$, bước xích $p_c = 31,75\text{ mm}$, chiều dài toàn bộ dây xích $L = 2300\text{ mm}$.
- Thùng tải: Vật liệu chế tạo bằng thép CT45, kết cấu hàn dạng chữ L chuyên dụng tải vật phẩm hình khối, kích thước tổng thể: Dài $250\text{ mm} \times$ Rộng $150\text{ mm} \times$ Cao $225\text{ mm}$.
- Giá đỡ cơ cấu xích tải: Đúc từ gang xám GX15-32, kích thước phủ bì: Dài $800\text{ mm} \times$ Rộng $520\text{ mm} \times$ Cao $1575\text{ mm}$.
- Bộ phận căng xích tải: Vận hành theo nguyên lý tịnh tiến tăng khoảng cách 2 trục đỡ đĩa xích. Kết cấu gồm 4 bulông đầu lục giác chìm để siết định vị trục trượt, 2 vít me đai ốc tăng xích tì lên 2 giá chặn. Khi dây xích bị dão sau thời gian làm việc, kỹ thuật viên nới lỏng bulông cố định, siết đai ốc tăng xích để dịch chuyển cụm trục ra xa, sau đó khóa chặt bulông định vị.
- Bệ đỡ động cơ và hộp giảm tốc: Kết cấu kim loại hàn vững chắc từ thép kết cấu cacbon, bao gồm các thanh định hình thép U200, thép hộp $60 \times 120\text{ mm}$ và thép hộp $40 \times 80\text{ mm}$, có bổ sung các gân tăng cứng chống rung động. Kích thước tổng thể bệ: Dài $1090\text{ mm} \times$ Rộng $550\text{ mm} \times$ Cao $1990\text{ mm}$.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Kết quả kỹ thuật đạt được
- Thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động công suất $4,62\text{ kW}$, vận tốc $1,1\text{ m/s}$, lực kéo $4200\text{ N}$ từ động cơ điện 4A132S6Y3 ($5,5\text{ kW}$, $960\text{ vg/ph}$) qua hộp giảm tốc 1 cấp ($u=4$) và bộ truyền xích ($u=3,48$).
- Xác lập trọn bộ thông số kích thước cặp bánh răng trụ răng nghiêng: $a_w = 160\text{ mm}$, $m_n = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 25$, $z_2 = 100$, góc nghiêng $\beta = 12,43^\circ$, đảm bảo an toàn tuyệt đối về độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 409,56\text{ MPa} < 483,46\text{ MPa}$) và độ bền uốn ($\sigma_{F1} = 41,35\text{ MPa} < 286,55\text{ MPa}$).
- Lựa chọn thành công hai cụm ổ lăn đỡ - chặn 36207 và 46309 có tuổi thọ vượt mức yêu cầu thiết kế ($31369\text{ giờ}$ và $29867\text{ giờ}$ so với $28800\text{ giờ}$).
- Hoàn thiện kết cấu hệ dẫn động ngoài bao gồm bộ phận xích tải KANA 50-8L-WK1, thùng tải chữ L, cơ cấu căng xích tịnh tiến và bệ thép hàn định hình.
Đóng góp về mặt giải pháp kết cấu
- Xử lý triệt để xung đột hình học giữa rãnh then trục I và chân răng bánh dẫn bằng phương pháp chế tạo liền trục ($d_B = 40\text{ mm}$ liền bánh răng $d_{f1} = 57,75\text{ mm}$).
- Bố trí nắp cửa thăm tích hợp nút thông hơi có lưới lọc bụi, kết hợp rãnh thoát dầu nghiêng đáy hộp, gia tăng độ tin cậy vận hành cho hộp giảm tốc trong môi trường nhiều bụi bẩn.
Hạn chế và phạm vi ứng dụng
- Hạn chế kỹ thuật: Cấp chính xác chế tạo bánh răng dừng ở cấp 9 (gia công phay lăn răng thông thường, độ nhám $Ra = 2,5\mu\text{m}$), phù hợp cho vận tốc vòng thấp ($v \le 3,22\text{ m/s}$), chưa áp dụng cho các hệ truyền động tốc độ cao đòi hỏi mài nghiền chính xác cấp 6 - 7.
- Phạm vi ứng dụng: Hệ thống được tính toán chuyên biệt cho thiết bị nâng chuyển thẳng đứng thùng tải tải trọng va đập nhẹ, vận hành 2 ca/ngày trong các kho bãi, mỏ địa chất vừa và nhỏ hoặc bãi đỗ xe xoay vòng tầng thấp. Bộ truyền xích ngoài hở cần được kiểm tra định kỳ và bôi trơn thường xuyên để hạn chế mòn bản lề.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy / Đồ án Hệ thống truyền động cơ khí.
- Giảng viên và người học cần một mẫu thuyết minh hoàn chỉnh về các bước tra bảng hệ số tiêu chuẩn, lập phương trình cân bằng lực không gian, tính toán kiểm nghiệm mỏi mòn tiếp xúc - uốn bánh răng và lựa chọn dung sai lắp ghép kỹ thuật.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện nào được chọn cho hệ thống và các thông số định mức là bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A132S6Y3 có công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay $960\text{ vòng/phút}$, đáp ứng công suất cần thiết tính toán là $5,448\text{ kW}$ và số vòng quay sơ bộ $980,39\text{ vòng/phút}$.
2. Tại sao bánh răng dẫn trên trục I lại được thiết kế liền trục thay vì dùng mối ghép then?
Đường kính chân răng của bánh nhỏ là $d_{f1} = 57,75\text{ mm}$, trong khi đường kính đoạn trục lắp bánh răng là $d = 40\text{ mm}$. Khoảng cách từ đỉnh rãnh then đến chân răng tính được $X = 0,5 \times (57,75 - 40) - 3,3 = 5,575\text{ mm}$, nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép $2,5m_n = 2,5 \times 2,5 = 6,25\text{ mm}$. Nếu khoét rãnh then sẽ làm yếu chân răng và gây nứt gãy, do đó bắt buộc phải chế tạo liền khối bánh răng trên trục I.
3. Kích thước và thông số ăn khớp cơ bản của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Cặp bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 2,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 25$ và $z_2 = 100$, góc nghiêng răng $\beta = 12,43^\circ$, góc profin răng $\alpha_t = 20,44^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 64\text{ mm}$ (bánh dẫn rộng $69\text{ mm}$).
4. Ổ lăn trên hai trục hộp giảm tốc dùng loại nào và tuổi thọ có đạt yêu cầu 6 năm làm việc không?
Trục I dùng ổ bi đỡ - chặn 36207 đạt tuổi thọ $31369,1\text{ giờ}$; trục II dùng ổ bi đỡ - chặn 46309 đạt tuổi thọ $29867,96\text{ giờ}$. Cả hai cụm ổ đều vượt mức thời gian phục vụ yêu cầu của đề tài là $28800\text{ giờ}$ (tương đương 6 năm, làm việc 2 ca/ngày).
5. Cơ chế căng dây xích tải của bộ phận công tác được thiết kế như thế nào?
Cơ chế căng xích tải sử dụng cụm trượt tịnh tiến ổ trục. Kết cấu gồm 4 bulông chìm kẹp định vị gối trục và 2 ốc tăng xích đặt trên trục tì vào giá chặn. Khi xích dão, kỹ thuật viên nới 4 bulông kẹp, xoay đai ốc tăng để đẩy trục ra xa căng xích, sau đó siết chặt lại các bulông cố định.
Kết luận
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật hệ thống dẫn động thùng tải phương án số 5 với công suất làm việc $4,62\text{ kW}$ và lực kéo $4200\text{ N}$. Mọi chỉ tiêu về động học, phân phối tỉ số truyền, độ bền uốn, bền tiếp xúc bánh răng, độ bền mỏi của trục, then và tuổi thọ ổ lăn đều được tính toán kiểm nghiệm chặt chẽ theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp đầy đủ thông số kết cấu từ cụm chi tiết hộp giảm tốc đến hệ thống xích tải, thùng tải và bệ máy, đảm bảo tính khả thi cao trong chế tạo cơ khí thực tế.