Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và vận chuyển nguyên vật liệu liên tục, băng tải đóng vai trò thiết bị cơ sở nhằm cơ giới hóa và tự động hóa quy trình vận hành. Để truyền dẫn động lực từ nguồn phát tốc độ cao đến cơ cấu chấp hành làm việc ở dải vận tốc thấp kèm mô men xoắn lớn, hệ thống đòi hỏi một cơ cấu giảm tốc trung gian có hiệu suất truyền động ổn định, độ bền cơ học cao và kết cấu nhỏ gọn. Khóa luận/đồ án tốt nghiệp "Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng - đai - đai" của tác giả Lê Thanh Liêm (Khoa Điện - Điện tử, Trường Đại học Tôn Đức Thắng, năm 2023) tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí này.
Các mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được văn bản xác định cụ thể theo 4 nội dung đánh số:
- Tìm hiểu cơ sở lý thuyết về các bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và kết cấu vỏ hộp giảm tốc tiêu chuẩn.
- Tính toán thiết kế các thành phần cơ khí cấu thành hệ thống dựa trên lý thuyết truyền động cơ khí, bao gồm: chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, tính toán kích thước động học - hình học của hai bộ truyền đai và hai cấp bánh răng, tính toán kết cấu trục, then, ổ lăn và vỏ hộp.
- Kiểm nghiệm tính hợp lý và độ bền của từng bộ phận theo các chỉ tiêu ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, khả năng chịu quá tải tĩnh và tuổi thọ ổ lăn theo chu kỳ làm việc.
- Xây dựng mô hình hình học không gian ba chiều (3D) mô phỏng toàn bộ các chi tiết và cụm chi tiết của hộp giảm tốc trên phần mềm thiết kế cơ khí SolidWorks.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển kết hợp hai bộ truyền đai ngoài. Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào được quy định tại trạm dẫn động băng tải gồm: lực kéo băng tải $F_w = 4400\text{ N}$, vận tốc băng tải $v_w = 3{,}3\text{ m/s}$ (với đường kính tang băng tải $D = 700\text{ mm}$). Chế độ làm việc quy chuẩn là 2 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ, mỗi tháng 28 ngày, thời hạn phục vụ trong 10 năm (tổng thời gian làm việc $t = 53.760\text{ giờ}$), đặc tính tải trọng làm việc là tải trọng tĩnh.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên các tài liệu kinh điển trong đào tạo cơ khí tại Việt Nam: bộ giáo trình Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập một và Tập hai, NXB Giáo dục, 2006) của hai tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Quyền, kết hợp cùng giáo trình Cơ sở thiết kế máy của tác giả Nguyễn Hữu Lộc. Các tiêu chuẩn kỹ thuật về thông số hình học biên dạng răng tuân thủ Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 với góc profin gốc $\alpha = 20^\circ$.
Phương pháp nghiên cứu thực tế được tác giả triển khai bao gồm:
- Phương pháp tính toán giải tích kỹ thuật cơ khí truyền thống (Deterministic Engineering Calculations): Xác định công suất cần thiết, tính toán cân bằng công suất và mô men xoắn trên các trục, áp dụng công thức xác định khoảng cách trục sơ bộ dựa trên độ bền tiếp xúc, tính toán modul pháp diện và xác định số răng.
- Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi tiếp xúc và uốn: Ứng dụng đường cong mỏi Wöhler xác định số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở $N_{HO}, N_{FO}$ và chu kỳ tương đương $N_{HE}, N_{FE}$, tính toán hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$ và hệ số tập trung tải trọng vành răng $K_H, K_F$.
- Phương pháp chuẩn hóa cơ khí (Standardization): Lựa chọn động cơ, đường kính bánh đai, chiều dài dây đai, khoảng cách trục, modul răng, đường kính trục, kích thước then bằng và mã hiệu vòng bi đỡ theo đúng các dãy số tiêu chuẩn công nghiệp hiện hành.
- Phương pháp mô hình hóa hình học (CAD): Ứng dụng phần mềm SolidWorks để thiết kế 3D các chi tiết máy (vỏ hộp, trục, bánh răng, ổ lăn, nắp bích) và lập danh mục mô phỏng hình học trực quan.
Toàn bộ nguồn dữ liệu tính toán đều được trích xuất từ các bảng tra cứu thực nghiệm kỹ thuật, đồ thị phân bố tải trọng và bảng thông số dung sai tiêu chuẩn trong hai tài liệu tham khảo chính nêu trên.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế theo sơ đồ động học khai triển gồm 4 cấp trục nối tiếp:
- Động cơ điện truyền chuyển động quay qua khớp nối trục đàn hồi hình sao đến Trục động cơ (trục vào của hộp giảm tốc).
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đặt trong thân vỏ kín, gồm cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh (Trục động cơ sang Trục 1) và cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm (Trục 1 sang Trục 2).
- Động lực từ Trục 2 được truyền ra ngoài hộp giảm tốc thông qua Bộ truyền đai 1 đến Trục 3.
- Từ Trục 3, chuyển động tiếp tục truyền qua Bộ truyền đai 2 đến Trục 4 (trục tang của băng tải).
Vật liệu chế tạo các bộ phận cơ khí chủ lực được quy định:
- Cặp bánh răng cấp nhanh: Thép hợp kim 40X tôi cải thiện; bánh chủ động có độ cứng $HB_1 = 260$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 700\text{ MPa}$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 950\text{ MPa}$; bánh bị động có $HB_2 = 250$, $\sigma_{ch2} = 550\text{ MPa}$, $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$.
- Cặp bánh răng cấp chậm: Thép carbon 45 tôi cải thiện; bánh chủ động có $HB_1 = 250$, $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$; bánh bị động có $HB_2 = 235$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$.
- Các trục truyền động (Trục động cơ, Trục 1, Trục 2, Trục 3): Thép kết cấu carbon C35 tôi, có ứng suất xoắn cho phép quy định theo từng vị trí trục.
- Bộ truyền đai ngoài: Dây đai thang tiêu chuẩn loại C cho bộ truyền đai 1 và loại D cho bộ truyền đai 2.
- Thân và nắp hộp giảm tốc: Đúc bằng gang xám, kết cấu mặt bích liên kết bằng hệ thống bu lông và có các gân tăng cứng trợ lực.
Mô hình 3D hoàn chỉnh được thiết lập trong môi trường SolidWorks, thể hiện đầy đủ liên kết then trên trục, định vị ổ bi đỡ một dãy, nắp ổ bích trục, thân nắp hộp giảm tốc, que thăm dầu và nắp cửa thăm.
Nội dung chính theo từng chương
CHƯƠNG 0 .GIỚI THIỆU ĐỀ TÀI
Chương 0 trình bày nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc cho hệ dẫn động băng tải làm việc với tải trọng và vận tốc định trước. Tác giả lựa chọn giải pháp phối hợp bao gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng làm bộ truyền trong nhằm tối ưu hóa kích thước vỏ hộp, kết hợp cùng hai bộ truyền đai thang bố trí bên ngoài để truyền động đến tang băng tải. Mục tiêu xuyên suốt là tính toán chi tiết, kiểm nghiệm độ bền cơ học và dựng mô hình mô phỏng 3D trên SolidWorks.
CHƯƠNG 1 .CHỌN ĐỘNG CƠ, TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chương này thực hiện xác định các thông số động học của toàn hệ thống. Công suất làm việc trên trục tang băng tải được tính toán là:
$$P_w = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{4400 \cdot 3{,}3}{1000} = 14{,}52\text{ kW}$$
Hiệu suất chung của hệ dẫn động đạt $\eta_{\text{chung}} = 0{,}836$ (xác định từ tích hiệu suất các bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0{,}98$, bộ truyền đai $\eta_đ = 0{,}95$ và 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0{,}991$). Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 17{,}39\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ trên trục tang băng tải đạt $n_{lv} \approx 90{,}04\text{ rpm}$.
Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha nhãn hiệu 4A160M2Y3 với công suất danh định $P_{đc} = 18{,}5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2930\text{ rpm}$, hiệu suất động cơ $0{,}885$ và hệ số quá tải $K_{qt} = 2{,}2$. Tỉ số truyền chung toàn hệ thống được xác lập là $u_{\text{chung}} = 32{,}5425$. Hệ thống phân phối tỉ số truyền thành phần: cấp nhanh $u_{br1} = 3{,}3$; cấp chậm $u_{br2} = 2{,}42$; bộ đai 1 $u_{đ1} = 2$; bộ đai 2 $u_{đ2} = 2{,}037$. Các giá trị công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục được xác lập đồng bộ làm cơ sở tính toán chi tiết máy.
CHƯƠNG 2 .BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP NHANH
Chương 2 trình bày chi tiết quá trình tính toán động học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền bánh răng cấp nhanh (công suất trục $P_1 = 18{,}5\text{ kW}$, số vòng quay $n_1 = 2930\text{ rpm}$, mô men xoắn $T_1 = 60298{,}63\text{ Nmm}$, $u = 3{,}3$). Bánh răng được chế tạo từ thép 40X tôi cải thiện. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định $[\sigma_H] = 518{,}182\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh 1 là $[\sigma_{F1}] = 267{,}429\text{ MPa}$, bánh 2 là $[\sigma_{F2}] = 257{,}143\text{ MPa}$.
Khoảng cách trục tiêu chuẩn được chọn $a_w = 160\text{ mm}$, modul pháp $m = 2\text{ mm}$. Số răng tính toán: bánh nhỏ $z_1 = 37$ răng, bánh lớn $z_2 = 123$ răng, đem lại tỉ số truyền thực tế $u_t = 3{,}3243$ (sai số tương đối $0{,}74% < 4%$). Góc ăn khớp $\alpha_w = 20^\circ$, hệ số dịch chỉnh bằng không ($x_1 = x_2 = 0$). Chiều rộng vành răng $b_w = 56\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_1 = 74\text{ mm}$, $d_2 = 246\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm bền khẳng định bộ truyền thỏa mãn:
- Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 356{,}41\text{ MPa} < [\sigma_H] = 518{,}182\text{ MPa}$.
- Ứng suất uốn thực tế: $\sigma_{F1} = 63{,}61\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 61{,}39\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
- Kiểm tra quá tải: $\sigma_{H\max} = 528{,}64\text{ MPa} < [\sigma_{H\max}] = 1540\text{ MPa}$.
CHƯƠNG 3 .BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG CẤP CHẬM
Chương 3 tập trung vào cặp bánh răng cấp chậm với thông số vào: $P_1 = 16{,}87\text{ kW}$, $n_1 = 887{,}88\text{ rpm}$, $T_1 = 181435{,}41\text{ Nmm}$, $u = 2{,}42$. Cặp bánh răng sử dụng vật liệu thép 45 tôi cải thiện, cho ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 490{,}909\text{ MPa}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 257{,}143\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 241{,}714\text{ MPa}$.
Khoảng cách trục tiêu chuẩn được xác định $a_w = 200\text{ mm}$, modul pháp $m = 3\text{ mm}$. Số răng tương ứng: $z_1 = 39$ răng, $z_2 = 94$ răng; tỉ số truyền thực tế $u_t = 2{,}41$ (sai số $0{,}4% < 4%$). Góc ăn khớp $\alpha_w = 20{,}39^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_1 = 117\text{ mm}$, $d_2 = 282\text{ mm}$. Kiểm nghiệm độ bền cho thấy:
- Độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 395{,}7\text{ MPa} < [\sigma_H] = 490{,}909\text{ MPa}$.
- Độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 73{,}64\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 69{,}86\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
- Khả năng chịu quá tải: $\sigma_{H\max} = 586{,}92\text{ MPa} < [\sigma_{H\max}] = 1260\text{ MPa}$.
CHƯƠNG 4 .BỘ TRUYỀN ĐAI 1
Chương 4 thiết kế bộ truyền đai nối giữa Trục 2 và Trục 3 với thông số: công suất $P_2 = 16{,}38\text{ kW}$, tốc độ quay $n_2 = 366{,}89\text{ rpm}$, mô men xoắn $T_2 = 426419{,}60\text{ Nmm}$, tỉ số truyền $u = 2$. Tác giả chọn đai thang loại C. Đường kính bánh đai nhỏ được tiêu chuẩn hóa $d_1 = 280\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 560\text{ mm}$. Vận tốc làm việc của dây đai đạt $v_1 = 5{,}379\text{ m/s}$.
Chiều dài đai tiêu chuẩn được chọn $L = 2500\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác sau kiểm nghiệm là $a = 573{,}167\text{ mm}$. Góc ôm đai nhỏ đạt $\alpha_1 = 152{,}155^\circ \ge 120^\circ$. Số lượng dây đai tính toán được xác định là $z = 6$ đai. Chiều rộng bánh đai tính toán $B = 161{,}5\text{ mm}$. Các lực tác dụng gồm: lực vòng $F_t = 3045{,}85\text{ N}$, lực căng ban đầu $F_0 = 456{,}25\text{ N}$, ứng suất lớn nhất trong dây đai $\sigma_{\max} = 18{,}467\text{ MPa}$.
CHƯƠNG 5 .BỘ TRUYỀN ĐAI 2
Chương 5 thiết kế bộ truyền đai cấp cuối dẫn ra trục tang với thông số: công suất $P_3 = 15{,}423\text{ kW}$, vận tốc $n_3 = 183{,}45\text{ rpm}$, mô men xoắn $T_3 = 802905{,}46\text{ Nmm}$, tỉ số truyền $u = 2{,}037$. Do làm việc ở dải vận tốc thấp và mô men xoắn lớn, tác giả chọn đai thang loại D. Đường kính bánh đai nhỏ chuẩn hóa $d_1 = 500\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 1000\text{ mm}$. Vận tốc vòng đạt $v_1 = 4{,}803\text{ m/s}$.
Chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L = 5000\text{ mm}$, tương ứng khoảng cách trục $a = 1297{,}82\text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 158{,}04^\circ$. Số lượng dây đai yêu cầu là $z = 2$ đai; chiều rộng vành bánh đai $B = 85\text{ mm}$. Lực vòng sinh ra $F_t = 3211{,}62\text{ N}$, lực căng đai ban đầu $F_0 = 1428\text{ N}$, ứng suất tổng hợp lớn nhất trong đai $\sigma_{\max} = 11{,}1694\text{ MPa}$.
CHƯƠNG 6 .TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chương 6 thực hiện phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền lên hệ thống trục, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mô men uốn ($M_x, M_y$), mô men xoắn ($T$) và xác định mô men tương đương $M_{td} = \sqrt{M^2 + 0{,}75 T^2}$ tại các tiết diện nguy hiểm:
- Vật liệu chế tạo toàn bộ các trục là thép C35 tôi, có ứng suất cho phép $[\sigma] = 48 \div 53\text{ MPa}$.
- Trục động cơ: Mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm đạt $M_{td} = 85445{,}525\text{ Nmm}$, đường kính ngõng trục lắp bánh răng nhỏ cấp nhanh được tiêu chuẩn hóa $d_B = 35\text{ mm}$, các đoạn trục lắp ổ bi có đường kính $d = 30\text{ mm}$.
- Trục 1 (trục trung gian trong hộp): Chịu tác động đồng thời của lực ăn khớp từ cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm ($F_{t1} = 1475{,}09\text{ N}, F_{r1} = 536{,}89\text{ N}, F_{t2} = 3093{,}53\text{ N}, F_{r2} = 1125{,}95\text{ N}$). Mô men tương đương lớn nhất tại tiết diện D là $M_{tdD} = 219937\text{ Nmm}$, đường kính trục tại các vị trí lắp bánh răng lần lượt là $d = 36\text{ mm}$ và $d = 38\text{ mm}$, vị trí ngõng trục lắp ổ bi là $d = 35\text{ mm}$.
- Trục 2 (trục ra của hộp giảm tốc): Chịu lực vòng $F_{t} = 3016{,}7\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1097{,}99\text{ N}$ và lực căng đai $F_{rđ} = 1328{,}55\text{ N}$. Tiết diện nguy hiểm có mô men tương đương $M_{td} = 440027{,}12\text{ Nmm}$, xác lập đường kính trục vị trí lắp bánh răng bị động cấp chậm $d = 50\text{ mm}$, vị trí then lắp bánh đai $d = 45\text{ mm}$.
- Trục 3: Mô men xoắn trục lớn $T = 802905{,}5\text{ Nmm}$, đường kính sơ bộ được tính toán và xác định thống nhất $d_3 = 60\text{ mm}$.
CHƯƠNG 7 .TÍNH THEN TRỤC, CHỌN KHỚP NỐI VÀ TÍNH CHỌN Ổ LĂN
Nội dung chương 7 tính toán kiểm tra bền cho hệ thống then bằng và khớp nối:
- Lựa chọn then bằng theo TCVN đối với từng vị trí trục: Trục động cơ dùng then kích thước $b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, dài $L = 50\text{ mm}$; Trục 1 sử dụng hai then $10 \times 8\text{ mm}$ với chiều dài $50\text{ mm}$ và $45\text{ mm}$; Trục 2 sử dụng then $14 \times 9\text{ mm}$, chiều dài then bánh đai $160\text{ mm}$ và then bánh răng $45\text{ mm}$; Trục 3 sử dụng then $14 \times 10\text{ mm}$ dài $160\text{ mm}$ và $80\text{ mm}$.
- Khớp nối trục: Lựa chọn khớp nối đàn hồi hình sao liên kết trục động cơ với trục vào hộp giảm tốc. Với hệ số chế độ làm việc $k = 1{,}5$, mô men tính toán đạt $T_t = k \cdot T = 90{,}45\text{ Nm}$. Đồ án lựa chọn khớp nối có mô men danh nghĩa $125\text{ Nm}$ với các thông số kích thước: $D_1 = 100\text{ mm}$, $d_1 = 145\text{ mm}$, $d_0 = 30\text{ mm}$, chiều dài $L = 48\text{ mm}$.
CHƯƠNG 8 .CHỌN Ổ ĐỠ
Chương 8 phân tích điều kiện tải trọng hướng tâm tại các gối trục (lực dọc trục $F_a = 0$ do sử dụng bánh răng trụ răng thẳng) và tính toán lựa chọn ổ bi đỡ một dãy:
- Tuổi thọ tính toán của ổ lăn được quy chuẩn $L = 879\text{ triệu vòng quay}$ ($L_h = 50000\text{ giờ}$).
- Trục động cơ: Tải trọng động quy ước $Q = 1710{,}72\text{ kN}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 16{,}387\text{ kN}$. Tác giả chọn ổ bi đỡ số hiệu 1306 với kích thước $d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}, r = 2\text{ mm}$.
- Trục 1: Tải trọng quy ước $Q = 4169{,}895\text{ kN}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 39{,}858\text{ kN}$. Chọn ổ bi đỡ ký hiệu 407 với các thông số $d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 25\text{ mm}, r = 2{,}5\text{ mm}$.
- Trục 2: Tải trọng quy ước $Q = 4173{,}95\text{ kN}$, khả năng tải động $C_d = 39{,}983\text{ kN}$. Chọn ổ bi đỡ ký hiệu 118 với thông số $d = 45\text{ mm}, D = 120\text{ mm}, B = 29\text{ mm}$ (trong bảng tổng kết ghi nhận kích thước $d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}$).
CHƯƠNG 9 .CHỌN HỘP GIẢM TỐC
Chương 9 xác lập toàn bộ kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang dựa theo đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn và khoảng cách trục:
- Chiều dày thân hộp $\delta = 14\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 12{,}42\text{ mm}$; gân tăng cứng có chiều dày $e = 14\text{ mm}$.
- Kích thước hệ thống bu lông: bu lông nền $d_1 = 24{,}4\text{ mm}$; bu lông cạnh ổ $d_2 = 19{,}52\text{ mm}$; bu lông ghép nắp bích với thân $d_3 = 17{,}568\text{ mm}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = 13{,}664\text{ mm}$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 9{,}76\text{ mm}$.
- Chiều dày mặt bích thân và nắp hộp $S_b = 20{,}496\text{ mm}$; bề rộng mặt bích $K_3 = 59\text{ mm}$; khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp $\Delta = 14\text{ mm}$, khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 42\text{ mm}$.
CHƯƠNG 10 .DANH MỤC HÌNH VẼ
Chương này tổng hợp và giới thiệu các bản vẽ mô phỏng 3D xuất từ SolidWorks bao gồm: các cặp bánh răng chủ động và bị động cấp nhanh/chậm; các trục động cơ, Trục 1, Trục 2; các chi tiết then, ổ lăn, nắp bích ổ đỡ, thân hộp và nắp hộp giảm tốc hoàn chỉnh.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh các bước tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí cho hệ thống truyền động băng tải. Các chỉ tiêu kỹ thuật chính được hệ thống hóa trong các bảng số liệu dưới đây:
Bảng 1: Phân phối thông số động học trên các trục của hệ thống dẫn động
| Thông số kỹ thuật |
Trục động cơ |
Trục 1 (Trung gian hộp) |
Trục 2 (Trục ra hộp) |
Trục 3 (Trung gian ngoài) |
Trục 4 (Tang băng tải) |
| Công suất $P$ (kW) |
18,50 |
16,87 |
16,38 |
15,423 |
14,52 |
| Tỉ số truyền thành phần $u$ |
- |
3,30 |
2,42 |
2,00 |
2,037 |
| Tốc độ quay $n$ (rpm) |
2930,00 |
887,88 |
366,89 |
183,45 |
90,04 |
| Mô men xoắn $T$ (Nmm) |
60.298,63 |
181.435,41 |
426.419,60 |
802.905,46 |
1.540.113,44 |
Bảng 2: Kích thước và thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
| Thông số hình học và cơ học |
Cấp nhanh (Chương 2) |
Cấp chậm (Chương 3) |
| Vật liệu chế tạo |
Thép 40X tôi cải thiện |
Thép 45 tôi cải thiện |
| Khoảng cách trục $a_w$ (mm) |
160 |
200 |
| Modul pháp diện $m$ (mm) |
2 |
3 |
| Số răng bánh dẫn / bánh bị dẫn ($z_1 / z_2$) |
37 / 123 |
39 / 94 |
| Tỉ số truyền thực tế $u_t$ (Sai số %) |
3,3243 (0,74%) |
2,4100 (0,40%) |
| Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) |
56 |
48 |
| Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ (mm) |
74 / 246 |
117 / 282 |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán / cho phép (MPa) |
356,41 / 518,18 |
395,70 / 490,91 |
| Ứng suất uốn bánh dẫn tính toán / cho phép (MPa) |
63,61 / 267,43 |
73,64 / 257,14 |
Bảng 3: Thông số hai bộ truyền đai thang bên ngoài
| Đại lượng kỹ thuật |
Bộ truyền đai 1 (Chương 4) |
Bộ truyền đai 2 (Chương 5) |
| Chủng loại đai thang |
Loại C |
Loại D |
| Đường kính bánh đai nhỏ / lớn ($d_1 / d_2$) (mm) |
280 / 560 |
500 / 1000 |
| Chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L$ (mm) |
2500 |
5000 |
| Khoảng cách trục thực tế $a$ (mm) |
573,167 |
1297,824 |
| Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1$ (độ) |
152,155 |
158,040 |
| Số lượng dây đai $z$ (sợi) |
6 |
2 |
| Chiều rộng vành bánh đai $B$ (mm) |
161,5 |
85,0 |
Đóng góp của đồ án thể hiện ở việc triển khai tuần tự và nghiêm ngặt quy trình tính toán cơ khí theo các tiêu chuẩn Việt Nam, bảo đảm hệ số an toàn cao ở mọi chỉ tiêu kiểm nghiệm bền mỏi tiếp xúc, bền mỏi uốn và chịu quá tải đột ngột. Giải pháp bố trí hộp giảm tốc hai cấp phối hợp cùng hai bộ truyền đai ngoài đã tối ưu hóa không gian lắp đặt, giúp vỏ hộp giảm tốc giữ được kích thước nhỏ gọn mà vẫn tạo ra tỉ số giảm tốc tổng cộng lớn ($u \approx 32{,}54$). Bên cạnh đó, việc số hóa toàn bộ hệ thống bằng mô hình 3D trên SolidWorks đóng góp dữ liệu hình học trực quan, hỗ trợ kiểm tra tính tương thích không gian giữa các chi tiết máy trước khi đưa vào chế tạo thực tế.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án:
- Phạm vi tính toán trong văn bản giả định chế độ tải trọng làm việc là hoàn toàn tĩnh ($K_d = 1{,}1$), chưa khảo sát các chu kỳ tải trọng thay đổi, tải trọng va đập đột ngột hoặc hiện tượng mở máy quá tải kéo dài.
- Văn bản chưa triển khai phần tính toán kiểm nghiệm nhiệt cho hộp giảm tốc nhằm xác định lượng nhiệt phát sinh do ma sát và điều kiện làm mát tự nhiên qua bề mặt vỏ hộp.
- Tác giả chưa thực hiện kiểm tra dao động riêng và tần số dao động nguy hiểm của hệ thống trục để phòng tránh hiện tượng cộng hưởng cơ học.
- Tồn tại một số điểm số liệu chưa hoàn toàn nhất quán giữa các chương; ví dụ đường kính ngõng trục và quy cách ổ lăn Trục 2 ở Chương 8 tính toán theo ổ 118 ($d = 45\text{ mm}$), trong khi bảng phụ lục tổng hợp cuối đồ án ghi nhận ổ kích thước $d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}$.
Hướng mở rộng đề tài:
- Mở rộng tính toán độ bền mỏi cho hệ thống trong điều kiện tải trọng biến thiên theo biểu đồ tải bậc thang phản ánh sát hơn hoạt động thực tế của băng tải mỏ hoặc trạm trộn.
- Thực hiện mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) trên môi trường SolidWorks Simulation để kiểm tra trường biến dạng và tập trung ứng suất tại các góc lượn trục, vỏ hộp và chân răng.
- Tính toán thiết kế hệ thống bôi trơn chuyên sâu (bôi trơn ngâm dầu hoặc bôi trơn tuần hoàn cưỡng bức) và thiết kế hệ thống cánh tản nhiệt cho thân vỏ hộp giảm tốc.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo thực nghiệm chi tiết cho sinh viên thuộc các chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ - Điện tử, Công nghệ Chế tạo máy khi thực hiện học phần "Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" hoặc "Đồ án Chi tiết máy".
Các nội dung có giá trị tham khảo ứng dụng cao bao gồm:
- Trình tự phân phối tỉ số truyền và cân bằng công suất, mô men xoắn trên hệ thống nhiều trục nối tiếp.
- Quy trình tra cứu hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và thuật toán kiểm nghiệm bền tiếp xúc, uốn của bánh răng theo phương pháp Trịnh Chất - Lê Văn Quyền.
- Phương pháp phân tích lực tác dụng không gian, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết gối trục và biểu đồ mô men tương đương.
- Bảng tổng hợp công thức kinh nghiệm xác định toàn diện kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống dẫn động băng tải có thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ được chọn là động cơ điện không đồng bộ ba pha nhãn hiệu 4A160M2Y3 với công suất định mức $18{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $2930\text{ rpm}$, hiệu suất làm việc $0{,}885$ và hệ số khả năng chịu quá tải danh định $K_{qt} = 2{,}2$.
2. Khoảng cách trục và số răng của hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được xác lập bằng bao nhiêu?
Cặp bánh răng cấp nhanh có khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$, modul $m = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 37$ và $z_2 = 123$ (tỉ số truyền thực tế $u = 3{,}3243$). Cặp bánh răng cấp chậm có khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, modul $m = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 39$ và $z_2 = 94$ (tỉ số truyền thực tế $u = 2{,}41$).
3. Vì sao hệ thống không sử dụng ổ bi đỡ chặn mà chỉ chọn loại ổ bi đỡ một dãy?
Do cả hai cấp truyền động bánh răng trong hộp đều là bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục sinh ra khi ăn khớp bằng không ($F_a = 0$). Các gối đỡ trục chỉ chịu tải trọng hướng tâm thuần túy, do đó việc sử dụng ổ bi đỡ một dãy vừa đảm bảo khả năng chịu tải, tuổi thọ làm việc ($L = 879\text{ triệu vòng}$), vừa tiết kiệm chi phí chế tạo.
4. Hai bộ truyền đai ngoài sử dụng loại dây đai gì và kích thước vành bánh đai ra sao?
Bộ truyền đai 1 sử dụng đai thang loại C gồm 6 sợi dây đai ($z = 6$), đường kính bánh đai $d_1 = 280\text{ mm}, d_2 = 560\text{ mm}$, chiều rộng vành đai $B = 161{,}5\text{ mm}$. Bộ truyền đai 2 sử dụng đai thang loại D gồm 2 sợi dây đai ($z = 2$), đường kính bánh đai $d_1 = 500\text{ mm}, d_2 = 1000\text{ mm}$, chiều rộng vành đai $B = 85\text{ mm}$.
5. Khớp nối trục nối giữa động cơ và trục vào hộp giảm tốc thuộc loại nào?
Đồ án sử dụng khớp nối trục đàn hồi hình sao có mô men xoắn danh nghĩa $125\text{ Nm}$ (lớn hơn mô men tính toán $T_t = 90{,}45\text{ Nm}$), các kích thước cơ bản gồm $D_1 = 100\text{ mm}, d_1 = 145\text{ mm}, d_0 = 30\text{ mm}$ và chiều dài $L = 48\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án tốt nghiệp của tác giả Lê Thanh Liêm đã thực hiện trọn vẹn quy trình tính toán, thiết kế và kiểm nghiệm độ bền cơ học cho hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng 2 cấp phối hợp hai bộ truyền đai thang ngoài. Toàn bộ các chỉ tiêu về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, khả năng chịu quá tải của bánh răng và tuổi thọ ổ lăn đều thỏa mãn các điều kiện bền theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp hệ thống số liệu tính toán chi tiết cùng mô hình thiết kế 3D hoàn chỉnh trên SolidWorks, đáp ứng tốt yêu cầu kỹ thuật của một đồ án chuyên ngành Kỹ thuật Cơ - Điện tử.
