Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong hệ thống sản xuất và chế biến công nghiệp, thiết bị vận chuyển vật liệu rời đóng vai trò then chốt trong việc liên kết các công đoạn công nghệ. Vít tải là một trong những loại máy vận chuyển liên tục được ứng dụng rộng rãi nhờ kết cấu gọn gàng, bộ phận công tác nằm trong máng kín giúp hạn chế phát tán bụi độc hại ra môi trường, diện tích tiết diện ngang nhỏ và chi phí chế tạo thấp hơn so với nhiều loại máy vận chuyển khác. Tuy nhiên, vít tải cũng tồn tại những đặc tính cơ học cần xử lý khi thiết kế: chiều dài và năng suất bị giới hạn (thường dài dưới 30 m, năng suất tối đa khoảng 100 tấn/giờ), chỉ phù hợp với vật liệu rời không dính bám, tiêu tốn năng lượng riêng lớn và có xu hướng làm vỡ vụn hoặc đảo trộn vật liệu trong quá trình đẩy dọc máng.
Đồ án môn học "Kỹ thuật Công nghiệp 1" (Mã môn học: PRIE311126) thuộc Bộ môn Kỹ thuật Công nghiệp, Khoa Cơ khí Chế tạo máy – Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh, thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Trần Phú Bình (MSSV: 22104003) dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Quốc Hùng (tháng 9 năm 2024), tập trung vào nhiệm vụ: Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải (Đề số: 01 – Phương án: 7).
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế được chia thành 8 nội dung kỹ thuật cốt lõi:
- Tính toán công suất và xác định số vòng quay của trục công tác (trục vít tải).
- Chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ dẫn động.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng thẳng).
- Tính toán thiết kế kết cấu hệ trục, then và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền quá tải.
- Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải của các ổ lăn đỡ trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, lựa chọn khớp nối đàn hồi và các chi tiết phụ trợ.
- Lập bảng tổng hợp các thông số kỹ thuật, dung sai lắp ghép và hoàn thiện bản vẽ kỹ thuật (bản vẽ lắp A0, bản vẽ chi tiết A3).
Phạm vi và điều kiện làm việc của hệ thống được xác định cụ thể trong đề bài:
- Vật liệu vận chuyển: Thạch cao, có khối lượng riêng $\rho = 1{,}5 \text{ tấn/m}^3$.
- Năng suất vận chuyển: $Q = 27 \text{ tấn/giờ}$.
- Đường kính trục vít: $D = 0{,}3 \text{ m}$ ($300 \text{ mm}$).
- Chiều dài vận chuyển: $L = 15 \text{ m}$.
- Góc nghiêng đặt máy: $\beta = 20^\circ$.
- Chế độ làm việc: Chịu tải trọng không đổi, quay một chiều, vận hành liên tục 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca, tương đương tổng thời gian phục vụ $t = 18.000 \text{ giờ}$).
- Yêu cầu kỹ thuật: Sai số tỉ số truyền toàn hệ thống $\Delta u / u \le 5%$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án được xây dựng trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy và chi tiết máy truyền thống trong kỹ thuật cơ khí, kết hợp với các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành.
Cơ sở lý thuyết và tiêu chuẩn tính toán bao gồm:
- Lý thuyết vận chuyển liên tục: Phương pháp xác định năng suất lý thuyết và công suất cản chuyển động của vít tải đặc vận chuyển vật liệu rời theo góc nghiêng, áp dụng hệ số cản chuyển động tương đương của vôi sống/thạch cao ($\omega = 4$), hệ số điền đầy lòng máng ($\psi = 0{,}25$), và hệ số ảnh hưởng góc nghiêng ($c = 0{,}65$).
- Động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí: Lý thuyết phân phối tỉ số truyền tối ưu giữa bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc nhằm thu nhỏ kích thước vỏ hộp, xác định công suất danh định, momen xoắn và vận tốc góc trên từng trục truyền động.
- Lý thuyết độ bền tiếp xúc và uốn của bộ truyền bánh răng: Phương pháp tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ trên bề mặt răng và ứng suất uốn $\sigma_F$ tại chân răng theo chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$), tính toán khoảng cách trục $a_w$, mô-đun ăn khớp $m$, và hệ số dịch chỉnh/kích thước hình học bánh răng trụ.
- Lý thuyết tính toán trục theo sức bền vật liệu: Phương pháp giải tích xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$), lập biểu đồ momen uốn tổng hợp và momen xoắn tương đương ($M_{tđ}$), kiểm nghiệm trục theo tiêu chuẩn độ bền mỏi với hệ số an toàn tổng hợp $s \ge [s]$ (xét đến tập trung ứng suất, trạng thái bề mặt gia công và kích thước tuyệt đối).
- Lý thuyết ma sát và độ bền ổ lăn: Tiêu chuẩn tính toán tuổi thọ danh định theo triệu vòng quay, tải trọng động quy ước $Q$ và khả năng tải động $C$, tải tĩnh $C_0$ của ổ bi đỡ một dãy theo tiêu chuẩn GOST/ISO.
Phương pháp thực hiện thực tế:
- Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng số liệu tiêu chuẩn cơ khí chế tạo máy.
- Nội suy toán học để xác định các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và kích thước hình học tiêu chuẩn.
- Kiểm nghiệm từng bước: nếu thông số tính toán vượt giới hạn cho phép hoặc sai số tỉ số truyền vượt $5%$, tiến hành chọn lại thông số hình học và kiểm nghiệm lặp cho đến khi thỏa mãn hoàn toàn mọi điều kiện bền.
Nguồn dữ liệu tham khảo chính:
- Giáo trình và tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy, hệ dẫn động cơ khí (Tập 1, Tập 2).
- Bảng tra cứu thông số kỹ thuật động cơ điện xoay chiều 3 pha lồng sóc của hãng ABB.
- Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép và tiêu chuẩn hình học đai thang, then bằng, ổ lăn công nghiệp.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động
Hệ thống dẫn động vít tải được thiết kế theo sơ đồ truyền động cơ khí liên tục gồm 3 cụm chính:
- Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha đặt trên bệ đỡ.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang nối từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng, giảm tốc độ từ trục I sang trục II.
- Cơ cấu nối và bộ phận công tác: Trục II của hộp giảm tốc nối với trục III (trục vít tải) thông qua khớp nối trục đàn hồi có chốt cao su.
[Động cơ điện ABB] ---> (Bộ truyền đai thang) ---> [Trục I - Hộp giảm tốc]
|
(Cặp bánh răng trụ)
|
v
[Trục III - Vít tải] <--- (Khớp nối đàn hồi) <--- [Trục II - Hộp giảm tốc]
Bảng tổng hợp phân phối thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I (Trục dẫn HGT) | Trục II (Trục bị dẫn HGT) | Trục III (Trục công tác) |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | $5{,}27$ | $5{,}06$ | $4{,}88$ | $4{,}81$ |
| Tỉ số truyền $u$ | - | $2{,}24$ (đai) | $4{,}00$ (bánh răng) | $1{,}00$ (khớp nối) |
| Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) | $950$ | $424{,}1$ | $106{,}0$ | $106{,}0$ |
| Momen xoắn $T$ (N.mm) | $52.978$ | $113.943$ | $439.661$ | $433.354$ |
Nội dung chính theo từng phần thuyết minh
Phần 1: Tính công suất và tốc độ của trục công tác
Phần này tính toán các thông số làm việc trực tiếp trên trục vít tải đặc dựa trên yêu cầu năng suất $Q = 27 \text{ tấn/giờ}$ và chiều dài vận chuyển $L = 15 \text{ m}$ nghiêng $20^\circ$. Với thạch cao có khối lượng riêng $\rho = 1{,}5 \text{ tấn/m}^3$, hệ số điền đầy $\psi = 0{,}25$, hệ số bước vít $K = 0{,}8$, đường kính vít $D = 300 \text{ mm}$, tác giả xác định số vòng quay yêu cầu của trục vít là $n = 108{,}8 \text{ vòng/phút}$. Công suất cản trên trục vít tải được tính toán đạt $P = 4{,}79 \text{ kW}$.
Phần 2: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Dựa trên hiệu suất truyền động chung của hệ thống ($\eta = 0{,}86$), công suất cần thiết trên trục động cơ được tính là $P_{ct} = 5{,}27 \text{ kW}$. Tác giả lựa chọn động cơ điện 3 pha của hãng ABB với mã hiệu M2QA-132M6B, có công suất danh định $P_{đc} = 5{,}5 \text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $950 \text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải $T_k / T_{dn} = 2$, đường kính trục động cơ $38 \text{ mm}$ và khối lượng $75 \text{ kg}$. Tỉ số truyền tổng của hệ thống $u_t = 8{,}96$ được phân phối thành: tỉ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_đ = 2{,}24$ và tỉ số truyền cặp bánh răng trong hộp giảm tốc $u_{br} = 4{,}00$.
Phần 3: Tính toán bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai thang)
Bộ truyền ngoài sử dụng đai thang thường loại B. Các thông số hình học và động học được xác định gồm:
- Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 200 \text{ mm}$, vận tốc đai $v = 9{,}95 \text{ m/s} \le 25 \text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 450 \text{ mm}$, tỉ số truyền thực tế $u_đ = 2{,}3$.
- Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2000 \text{ mm}$, khoảng cách trục tính toán $a = 329 \text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 136{,}69^\circ \ge 120^\circ$.
- Số lượng đai: $Z = 2$ đai.
- Lực căng ban đầu: $F_0 = 546 \text{ N}$, lực tác dụng lên trục đai $F_{rđ} = 1005 \text{ N}$.
Phần 4: Tính toán bộ truyền bánh răng
Hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng, vật liệu chế tạo là thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $255 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$), bánh lớn có độ rắn $240 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 262{,}29 \text{ MPa}$ và $[\sigma_{F2}] = 247{,}86 \text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 150 \text{ mm}$.
- Mô-đun ăn khớp: $m = 2 \text{ mm}$.
- Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 30$ răng, bánh bị dẫn $Z_2 = 120$ răng ($u = 4$).
- Chiều rộng vành răng: Bánh lớn $b_2 = 77 \text{ mm}$, bánh nhỏ $b_1 = 82 \text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia/vòng lăn: $d_{w1} = 60 \text{ mm}$, $d_{w2} = 240 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 455{,}86 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 500 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 92{,}6 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 90{,}1 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$. Lực ăn khớp gồm lực vòng $F_t = 3798 \text{ N}$ và lực hướng tâm $F_r = 1383 \text{ N}$. Sai số tỉ số truyền hệ thống đạt $\Delta u = 0{,}45% < 5%$.
Phần 5: Tính toán thiết kế trục và then
Vật liệu chế tạo hai trục là thép C45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 530 \text{ MPa}, [\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$.
- Khớp nối: Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi nối trục II với trục công tác theo điều kiện momen xoắn tính toán $T_t = 659{,}49 \text{ N.m} \le [T] = 500 \text{ N.m}$ danh nghĩa, đường kính trục lắp khớp $d = 40 \text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130 \text{ mm}$, số chốt $Z = 8$. Lực hướng tâm khớp nối tác dụng lên trục $F_{rkn} = 2029 \text{ N}$.
- Kích thước các đoạn trục:
- Trục I: Đoạn lắp đai $d_A = 26 \text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 30 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_C = 34 \text{ mm}$.
- Trục II: Đoạn lắp ổ lăn $d_E = d_G = 50 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_F = 55 \text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d_H = 45 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều đạt yêu cầu ($s \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$): Tiết diện B ($s_B = 4{,}83$), tiết diện C ($s_C = 3{,}66$), tiết diện F ($s_F = 4{,}5$), tiết diện G ($s_G = 11{,}53$).
- Mối ghép then bằng: Chọn then bằng thép C45:
- Tiết diện C (Trục I): $b \times h \times l_t = 10 \times 9 \times 45 \text{ mm}$, $\sigma_d = 43 \text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 15 \text{ MPa} \le [\tau_c]$.
- Tiết diện H (Trục II): $b \times h \times l_t = 14 \times 12 \times 63 \text{ mm}$, $\sigma_d = 64 \text{ MPa} \le [\sigma_d]$, $\tau_c = 23 \text{ MPa} \le [\tau_c]$.
Phần 6: Tính toán và chọn ổ lăn
Do hệ thống dùng bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục $F_a = 0$. Tác giả lựa chọn ổ bi đỡ một dãy:
- Trục I ($d = 30 \text{ mm}$): Chọn ổ bi mã hiệu 6306 (kích thước $d \times D \times B = 30 \times 72 \times 19 \text{ mm}$, tải động $C = 29{,}6 \text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 16{,}0 \text{ kN}$, khối lượng $0{,}35 \text{ kg}$). Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh $Q_t = 2{,}87 \text{ kN} < C_0 = 16 \text{ kN}$.
- Trục II ($d = 50 \text{ mm}$): Chọn ổ bi mã hiệu 6210 (kích thước $d \times D \times B = 50 \times 90 \times 20 \text{ mm}$, tải động $C = 37{,}1 \text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 23{,}2 \text{ kN}$, khối lượng $0{,}46 \text{ kg}$). Kiểm nghiệm tải động $C_d = 15{,}63 \text{ kN} < C = 37{,}1 \text{ kN}$, tải tĩnh $Q_t = 3{,}219 \text{ kN} < C_0 = 23{,}2 \text{ kN}$.
Phần 7: Bảng tóm tắt các thông số thiết kế và bảng dung sai lắp ghép
Tổng hợp toàn bộ chuỗi thông số từ Phần 1 đến Phần 6, lập bảng quy định dung sai và kiểu lắp ghép cho các bề mặt tiếp xúc then – rãnh trục, vòng trong ổ lăn – ngõng trục (kiểu lắp trung gian k6), vòng ngoài ổ lăn – thân hộp giảm tốc (kiểu lắp lỏng H7/Js7), và mayơ bánh răng – trục (kiểu lắp có độ dôi nhẹ k6/H7).
Phần 8: Tính toán vỏ hộp và các chi tiết phụ
Xác định chiều dày thành thân hộp $\delta$, chiều dày thành nắp hộp $\delta_1$, kích thước gân tăng cứng, đường kính bulông thân hộp, bulông nắp ổ, bulông nền; xác định kết cấu và vị trí lắp đặt các chi tiết phụ trợ như que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu ở đáy hộp, vòng chắn dầu và chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm khi gia công và lắp ghép thân - nắp hộp.
Kết quả và đóng góp
Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật chính của hệ thống dẫn động
| Hạng mục / Chi tiết | Thông số kỹ thuật danh định | Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Động cơ điện | Mã hiệu động cơ | ABB M2QA-132M6B | - |
| Công suất danh định ($P_{đc}$) | $5{,}5$ | kW | |
| Tốc độ quay đồng bộ ($n_{đc}$) | $950$ | vg/ph | |
| Bộ truyền đai ngoài | Loại đai | Đai thang thường loại B | - |
| Đường kính bánh đai ($d_1 / d_2$) | $200 / 450$ | mm | |
| Chiều dài đai ($L$) / Số đai ($Z$) | $2000$ / $2$ | mm / sợi | |
| Khoảng cách trục đai ($a$) | $329$ | mm | |
| Cặp bánh răng HGT | Loại bánh răng / Vật liệu | Trụ răng thẳng / Thép C45 | - |
| Khoảng cách trục ($a_w$) / Mô-đun ($m$) | $150$ / $2$ | mm | |
| Số răng ($Z_1 / Z_2$) / Tỉ số truyền ($u_{br}$) | $30 / 120$ / $4{,}0$ | răng / - | |
| Chiều rộng vành răng ($b_1 / b_2$) | $82 / 77$ | mm | |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán ($\sigma_H$) | $455{,}86$ ($[\sigma_H] = 500$) | MPa | |
| Hệ trục & Then | Vật liệu trục / Then | Thép C45 tôi cải thiện | - |
| Đường kính ngõng trục I ($d_A/d_B/d_C/d_D$) | $26 / 30 / 34 / 30$ | mm | |
| Đường kính ngõng trục II ($d_E/d_F/d_G/d_H$) | $50 / 55 / 50 / 45$ | mm | |
| Kích thước then tại bánh răng trục I | $10 \times 9 \times 45$ | mm | |
| Kích thước then tại khớp nối trục II | $14 \times 12 \times 63$ | mm | |
| Ổ lăn đỡ trục | Ổ lăn Trục I (Gối B, D) | Ký hiệu 6306 ($30 \times 72 \times 19$) | mm |
| Ổ lăn Trục II (Gối E, G) | Ký hiệu 6210 ($50 \times 90 \times 20$) | mm | |
| Kiểm tra hệ thống | Sai số tỉ số truyền ($\Delta u$) | $0{,}45$ ($\le 5%$) | % |
Đóng góp kỹ thuật của đồ án
- Tính hoàn chỉnh và đồng bộ trong tính toán: Đồ án thiết lập chuỗi tính toán liên tục từ thông số đầu vào của máy công tác (vít tải) đến việc lựa chọn động cơ, tính toán bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, thiết kế hệ trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc.
- Độ chính xác kỹ thuật cao: Sai số tỉ số truyền thực tế giữa tính toán và lý thuyết chỉ là $0{,}45%$, thấp hơn nhiều so với ngưỡng khống chế $5%$. Toàn bộ các hệ số an toàn về tiếp xúc, uốn, mỏi trục và khả năng tải tĩnh/động của ổ lăn đều nằm trong dải làm việc an toàn theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí.
- Cung cấp hồ sơ kỹ thuật chi tiết: Thuyết minh cung cấp đầy đủ các biểu đồ momen uốn, xoắn trong không gian, bảng tra dung sai lắp ghép và quy cách chi tiết máy phục vụ trực tiếp cho việc gia công, chế tạo và lắp ráp.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Mô hình tính toán được xây dựng dựa trên giả định tải trọng tĩnh, làm việc một chiều và không đổi suốt vòng đời làm việc (18.000 giờ), chưa xét đến ảnh hưởng của tải trọng động ngẫu nhiên, rung động phát sinh khi vật liệu thạch cao bị kẹt hoặc biến thiên độ ẩm.
- Các bước tính toán sử dụng phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra bảng thực nghiệm, chưa kết hợp mô phỏng số kiểm chứng độ tập trung ứng suất và biến dạng đàn hồi của trục và vỏ hộp bằng phần mềm phân tích phần tử hữu hạn (FEA/CAE).
- Hướng mở rộng:
- Nghiên cứu động lực học hệ dẫn động dưới tác động của tải trọng thay đổi và tải va đập khi khởi động.
- Ứng dụng công cụ mô phỏng 3D và phân tích ứng suất động (FEA) cho kết cấu vỏ hộp và trục nhằm tối ưu hóa khối lượng kim loại đúc.
- Mở rộng khảo sát phương án sử dụng biến tần điều khiển tốc độ động cơ để linh hoạt thay đổi năng suất cấp liệu của vít tải.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và thực hành kỹ thuật đối với:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Chế tạo máy, Kỹ thuật Công nghiệp, Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu trực quan, chuẩn mực về các bước thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí và Đồ án môn học Kỹ thuật Công nghiệp.
- Kỹ sư thiết kế cơ cấu máy và hệ thống vận chuyển: Cung cấp cơ sở dữ liệu tra cứu, phương pháp phân tích lực trên trục hai mặt phẳng, quy trình tính chọn ổ lăn và khớp nối tiêu chuẩn cho các hệ thống vít tải công nghiệp.
- Các phần đáng tham khảo chuyên sâu:
- Quy trình phân tích phản lực gối đỡ và tính toán hệ số an toàn mỏi trục ($s$) tại các tiết diện nguy hiểm lắp then và ổ lăn (Phần 5).
- Phương pháp kiểm nghiệm bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài (Phần 4).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động vít tải có những thông số danh định nào?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha lồng sóc của hãng ABB, ký hiệu M2QA-132M6B, công suất danh định $5{,}5 \text{ kW}$, tốc độ quay $950 \text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải $T_k / T_{dn} = 2$, đường kính trục $38 \text{ mm}$ và khối lượng $75 \text{ kg}$.
2. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc có kích thước và thông số hình học cơ bản là bao nhiêu?
Hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng bằng thép C45 tôi cải thiện, khoảng cách trục $a_w = 150 \text{ mm}$, mô-đun $m = 2 \text{ mm}$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 30$ răng, số răng bánh bị dẫn $Z_2 = 120$ răng ($u = 4$). Bánh nhỏ có chiều rộng vành răng $b_1 = 82 \text{ mm}$, bánh lớn có $b_2 = 77 \text{ mm}$.
3. Sai số tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là bao nhiêu và có đáp ứng yêu cầu kỹ thuật không?
Tỉ số truyền lý thuyết của hệ thống là $u_{lt} = 8{,}96$, tỉ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa bánh đai và số răng là $u_{tt} = 9{,}00$. Sai số tỉ số truyền tính được là $\Delta u = \frac{|8{,}96 - 9{,}00|}{8{,}96} \times 100% = 0{,}45%$, hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật của đề bài ($\Delta u \le 5%$).
4. Các ổ lăn trên hai trục của hộp giảm tốc được lựa chọn thuộc loại nào và kích thước ra sao?
Cả hai trục đều sử dụng ổ bi đỡ một dãy do lực dọc trục bằng 0:
- Trục I ($d = 30 \text{ mm}$): Chọn ổ bi ký hiệu 6306 ($30 \times 72 \times 19 \text{ mm}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 16 \text{ kN}$).
- Trục II ($d = 50 \text{ mm}$): Chọn ổ bi ký hiệu 6210 ($50 \times 90 \times 20 \text{ mm}$, khả năng tải động $C = 37{,}1 \text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 23{,}2 \text{ kN}$).
5. Loại khớp nối nào được chọn để liên kết trục II của hộp giảm tốc với trục vít tải?
Hệ thống sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi (chốt cao su) với momen xoắn danh nghĩa $[T] = 500 \text{ N.m}$, đường kính trục lắp ghép $d = 40 \text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130 \text{ mm}$ và số chốt đàn hồi $Z = 8$.
Kết luận
Thuyết minh Đồ án Kỹ thuật Công nghiệp 1 của tác giả Nguyễn Trần Phú Bình đã giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động vít tải vận chuyển thạch cao với năng suất $27 \text{ tấn/giờ}$ và chiều dài $15 \text{ m}$. Toàn bộ các cụm chi tiết cơ khí chính bao gồm động cơ điện ABB $5{,}5 \text{ kW}$, bộ truyền đai thang loại B (2 đai), hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng ($a_w = 150 \text{ mm}, m = 2 \text{ mm}$), hệ trục thép C45, then bằng và ổ bi đỡ tiêu chuẩn đều được tính toán kiểm nghiệm thỏa mãn tuyệt đối các điều kiện bền mỏi, bền uốn, bền tiếp xúc và khả năng tải động. Kết quả đồ án đạt độ chính xác cao với sai số tỉ số truyền chỉ $0{,}45%$, cung cấp bộ hồ sơ tính toán thiết kế máy mạch lạc, hoàn chỉnh và có giá trị tham khảo kỹ thuật tin cậy.