Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống sản xuất công nghiệp và vận chuyển nguyên vật liệu rời, trạm dẫn động băng tải là thiết bị cơ khí giữ vai trò trung tâm nhằm duy trì dòng lưu chuyển liên tục và ổn định. Do đặc tính của động cơ điện tiêu chuẩn thường có tốc độ vòng quay rất cao trong khi cơ cấu chấp hành (tang băng tải) đòi hỏi tốc độ vòng quay thấp nhưng mômen xoắn lớn, việc nghiên cứu, tính toán và thiết kế một trạm dẫn động trung gian hoàn chỉnh là yêu cầu kỹ thuật bắt buộc. Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" (Mã đề 8.8) được thực hiện bởi nhóm sinh viên Đỗ Nguyễn Hoài Đạt và Trần Tuấn Tài, dưới sự hướng dẫn của ThS. Phạm Quốc Liệt tại Khoa Kỹ thuật Cơ khí, Trường Bách Khoa – Đại học Cần Thơ (tháng 1/2023), nhằm giải quyết bài toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một hệ thống vận chuyển công nghiệp xác định.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được văn bản xác định cụ thể qua các nội dung sau:

  1. Tính toán động học và động lực học hệ dẫn động: xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  2. Thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí: tính toán hình học, động học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cho bộ truyền đai ngoài và hệ thống bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.
  3. Thiết kế kết cấu trục, lựa chọn then, ổ lăn và khớp nối: giải bài toán cân bằng lực trong không gian, vẽ biểu đồ nội lực, tính toán đường kính trục theo độ bền mỏi và mômen tương đương, chọn ổ lăn và then chịu lực.
  4. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ: xác định kích thước vỏ hộp đúc, các kết cấu định vị, bôi trơn, thông hơi, tháo dầu và tra cứu dung sai lắp ghép.
  5. Xây dựng hồ sơ bản vẽ kỹ thuật: hoàn thành thuyết minh tính toán, bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0, các bản vẽ chi tiết chính khổ A3 và mô hình phân rã 3D.

Đối tượng và phạm vi thiết kế được giới hạn bởi các thông số kỹ thuật đầu vào:

  • Lực vòng tác dụng trên băng tải: $P = 6200\text{ N}$.
  • Vận tốc di chuyển của băng tải: $v = 0,81\text{ m/s}$.
  • Đường kính tang dẫn động: $D = 580\text{ mm}$.
  • Chiều rộng của băng tải: $B = 400\text{ mm}$.
  • Thời gian phục vụ thiết kế: $t = 5\text{ năm}$, làm việc $300\text{ ngày/năm}$, mỗi ngày làm việc $8\text{ giờ}$.
  • Điều kiện làm việc: trục tang đặt nằm ngang, tải trọng va đập nhẹ, quay hai chiều.
  • Đồ thị đặc tính tải trọng thay đổi theo bậc trong một chu kỳ làm việc ($8\text{ giờ}$): giai đoạn 1 chịu tải $M_1 = 0,8M$ trong $t_1 = 1\text{ giờ}$; giai đoạn 2 chịu tải $M_2 = M$ trong $t_2 = 6\text{ giờ}$; giai đoạn 3 chịu tải $M_3 = 0,9M$ trong $t_3 = 1\text{ giờ}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống lý thuyết thiết kế máy truyền thống kết hợp với các tiêu chuẩn cơ khí chế tạo máy hiện hành tại Việt Nam. Cơ sở tính toán độ bền của các bộ truyền cơ khí và trục dựa trên lý thuyết mỏi của vật liệu kim loại dưới tác dụng của ứng suất thay đổi mạch động và chu kỳ đối xứng:

  • Khung lý thuyết và công thức tính toán: sử dụng giáo trình và sổ tay tính toán thiết kế chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất và các tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc mặt răng, sức bền uốn chân răng theo đường cong mỏi tiếp xúc ($N_O = 10^7$ chu kỳ) và mỏi uốn ($N_O = 5 \times 10^6$ chu kỳ).
  • Phương pháp xác định tải trọng tương đương: do hệ thống làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc, tác giả áp dụng phương pháp quy đổi mômen xoắn danh nghĩa và số chu kỳ ứng suất tương đương ($N_{td}$) để tính toán công suất đẳng trị ($N_{dt}$) và ứng suất cho phép có xét đến hệ số chu kỳ mỏi ($k'_N, k''_N$).
  • Phương pháp phân tích tĩnh học và cơ học kết cấu: tách từng trục thành các hệ thanh không gian, chuyển đổi các lực ăn khớp mặt răng (lực vòng $P_t$, lực hướng tâm $P_r$, lực dọc trục $P_a$) và lực căng đai ($R_d$) về hai mặt phẳng vuông góc ($Oyz$ và $Oxz$); thiết lập phương trình cân bằng mômen tĩnh học để tìm phản lực liên kết tại các ổ đỡ; từ đó lập hàm và vẽ biểu đồ phân bố nội lực mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($M_z$).
  • Phương pháp tra cứu bảng chuẩn: kích thước hình học đai thang loại B, thông số kỹ thuật động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc dãy AO2, kích thước ổ bi đỡ một dãy, then bằng, các thông số vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép được tra cứu chuẩn hóa theo sổ tay thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống trạm dẫn động băng tải được thiết kế gồm một chuỗi truyền động cơ khí liên tục: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Trục tang băng tải.

Sơ đồ động học hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh được lựa chọn với các đặc tính kết cấu kỹ thuật:

  • Tính đối xứng của dòng truyền động: dòng công suất từ trục I sau khi nhận chuyển động từ bộ truyền đai ngoài được phân nhánh đối xứng qua hai bánh răng nghiêng nhỏ cấp nhanh, truyền sang hai bánh răng nghiêng lớn đặt trên trục trung gian (trục II), sau đó hội tụ lại bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm đặt ở giữa trục II để truyền lực đến bánh răng lớn cấp chậm trên trục III.
  • Giảm tải trọng cục bộ: kết cấu phân đôi giúp mômen xoắn tác dụng lên các tiết diện nguy hiểm của trục trung gian chỉ tương ứng với một nửa tổng công suất truyền tải, hạn chế đáng kể độ võng và biến dạng uốn của trục, giảm nồng độ tập trung tải trọng trên chiều dài vành răng so với sơ đồ khai triển tiêu chuẩn, giúp tổng trọng lượng hộp giảm tốc giảm khoảng 20%.
  • Giải pháp kết cấu vỏ hộp và bôi trơn: hộp giảm tốc được thiết kế dạng vỏ đúc bằng gang, chia đôi thành nắp hộp và thân hộp liên kết thông qua mặt phẳng ghép bulông có độ nghiêng chuẩn; hệ thống bánh răng được bôi trơn ngâm dầu trong bể dầu đáy hộp với tỷ số truyền được tính toán sao cho chiều sâu ngâm dầu của các cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đồng đều nhau; các gối trục sử dụng ổ bi đỡ bôi trơn bằng mỡ với vòng chắn dầu ngăn không cho dầu bôi trơn bánh răng xâm nhập vào khoang ổ.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Hộp giảm tốc, chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Chương mở đầu tập trung xác định các thông số động học và động lực học cơ sở cho toàn trạm dẫn động.

  • Tính toán công suất và mômen trục công tác:
    • Vận tốc quay trục tang: $n_{tang} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0,81}{\pi \cdot 580} \approx 26,672\text{ vòng/phút}$.
    • Mômen cực đại trên trục tang: $M_{max} = \frac{P \cdot D}{2} = \frac{6200 \cdot 0,58}{2} = 1798\text{ N}\cdot\text{m}$.
    • Mômen tương đương theo chu kỳ làm việc: $M_{dt} = \sqrt{\frac{1438,4^2 \cdot 1 + 1798^2 \cdot 6 + 1618,2^2 \cdot 1}{1 + 6 + 1}} \approx 1735,09\text{ N}\cdot\text{m}$.
    • Công suất đẳng trị trên trục tang: $N_{dt} = \frac{M_{dt} \cdot n_{tang}}{9550} = \frac{1735,09 \cdot 26,672}{9550} \approx 4,845\text{ kW}$.
  • Xác định hiệu suất tổng và công suất cần thiết:
    • Hiệu suất bộ truyền đai: $\eta_d = 0,96$; hiệu suất một cặp bánh răng trụ: $\eta_{br} = 0,98$; hiệu suất một cặp ổ lăn: $\eta_{ol} = 0,99$; hiệu suất khớp nối: $\eta_{kn} = 1$.
    • Hiệu suất chung của trạm dẫn động: $\eta = \eta_d \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0,96 \cdot 0,98^2 \cdot 0,99^4 \cdot 1 \approx 0,868$.
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $N_{ct} = \frac{N_{dt}}{\eta} = \frac{4,845}{0,868} \approx 5,583\text{ kW}$.
  • Chọn động cơ điện:
    • Tỷ số truyền sơ bộ: chọn tỷ số truyền đai $i_d = 6$, tỷ số truyền hộp giảm tốc $i_{hgt} = 10 \Rightarrow i_{sb} = 60$.
    • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = 26,672 \cdot 60 = 1600,32\text{ vòng/phút}$.
    • Lựa chọn động cơ điện kiểu AO2-51-4 với công suất định mức $N_{dc} = 7,5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1460\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $88,5%$, hệ số quá tải khởi động $M_k/M_{dm} = 1,4$, quá tải cực đại $M_{max}/M_{dm} = 2,0$, khối lượng $93\text{ kg}$.
  • Phân phối tỷ số truyền:
    • Tỷ số truyền chung: $i_{ch} = \frac{1460}{26,672} \approx 54,739$.
    • Tỷ số truyền hộp giảm tốc: $i_{hgt} = \frac{54,739}{6} \approx 9,123$.
    • Áp dụng điều kiện bôi trơn ngâm dầu $i_{nhanh} = 1,3 \cdot i_{cham}$, tính được tỷ số truyền cấp chậm $i_{cham} = 2,649$ và tỷ số truyền cấp nhanh $i_{nhanh} = 3,4437$.
Thông số động lực học Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục tang
Tỷ số truyền ($i$) - 6,0000 3,4437 2,6490 1,0000
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) 1460,00 243,33 70,66 26,67 26,67
Công suất ($N$ - kW) 5,5830 5,3000 5,1421 4,9880 4,9389
Mômen xoắn ($M$ - $\text{N}\cdot\text{mm}$) 36518,94 208009,70 694971,00 1786104,24 1768522,00

Chương II: Thiết kế bộ truyền đai

Chương II trình bày toàn bộ quá trình tính toán động học, hình học và ứng suất cho bộ truyền đai ngoài.

  • Dựa vào công suất truyền $N_{dc} = 5,583\text{ kW}$ và số vòng quay $n_{dc} = 1460\text{ vòng/phút}$, đồ án lựa chọn loại đai thang tiết diện B với kích thước: chiều rộng tính toán $a = 14\text{ mm}$, chiều rộng đáy lớn $a_t = 17\text{ mm}$, chiều cao $h = 10,5\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$.
  • Tính toán kích thước hình học bánh đai:
    • Đường kính bánh dẫn nhỏ chọn theo tiêu chuẩn: $D_1 = 160\text{ mm}$. Vận tốc làm việc của đai: $v = \frac{\pi \cdot D_1 \cdot n_{dc}}{60000} = \frac{\pi \cdot 160 \cdot 1460}{60000} \approx 12,23\text{ m/s}$. Sai lệch tỷ số truyền thực tế sau khi tính trượt ($\xi = 0,02$) đạt $4,5%$, thỏa mãn điều kiện sai lệch cho phép dưới $5%$.
    • Đường kính bánh đai bị dẫn: $D_2 = 900\text{ mm}$. Đường kính ngoài các bánh đai: bánh dẫn $d_{a1} = 170\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 910\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục thiết kế: sơ bộ $A = 810\text{ mm}$, tính chính xác lại đạt $a = 863\text{ mm}$ (nằm trong giới hạn cho phép $593,5\text{ mm} \le a \le 2120\text{ mm}$).
    • Chiều dài dây đai tiêu chuẩn: $L = 3550\text{ mm}$, tần số chạy đai trong một giây $u = \frac{v}{L} = 3,44\text{ s}^{-1} < 10\text{ s}^{-1}$.
    • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - \frac{D_2 - D_1}{a} \cdot 57^\circ \approx 131,123^\circ > 120^\circ$.
    • Số lượng dây đai tính toán $z = 2,56$, quy chuẩn chọn $Z = 3$ đai.
    • Chiều rộng vành bánh đai: $B = (Z - 1)t + 2S = (3 - 1) \cdot 20 + 2 \cdot 12,5 = 65\text{ mm}$.
    • Lực căng ban đầu của một đai: $S_0 = 165,6\text{ N}$. Lực tác dụng lên trục mang bánh đai: $R_d = 1356,86\text{ N}$.

Chương III: Thiết kế bộ truyền trong

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết cho hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc:

  • Cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):
    • Vật liệu: bánh răng nhỏ dùng thép 45 thường hóa (phôi rèn, đường kính $100 \div 300\text{ mm}$, $\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2$, độ rắn $200\text{ HB}$); bánh răng lớn dùng thép 35 thường hóa ($\sigma_b = 480\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 240\text{ N/mm}^2$, độ rắn $180\text{ HB}$).
    • Ứng suất cho phép: ứng suất tiếp xúc bánh nhỏ $[\sigma]{tx1} = 520\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]{tx2} = 468\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn bánh nhỏ $[\sigma]{u1} = 120\text{ N/mm}^2$, bánh lớn $[\sigma]{u2} = 99,55\text{ N/mm}^2$.
    • Khoảng cách trục tính toán sơ bộ $A_{sb} = 150\text{ mm}$, sau khi hiệu chỉnh hệ số tải trọng $K = 1,155$ được chọn chính xác là $A = 145\text{ mm}$.
    • Môđun pháp $m_n = 2\text{ mm}$. Số răng bánh nhỏ $Z_1 = 27$, số răng bánh lớn $Z_2 = 93$.
    • Góc nghiêng răng tính toán: $\beta = 34,14^\circ$. Chiều rộng bánh răng lớn $b_2 = 61\text{ mm}$, chiều rộng bánh nhỏ $b_1 = 66\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc khi quá tải: $\sigma_{txgt} = 582,69\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{txgt} = 1170\text{ N/mm}^2$; kiểm nghiệm uốn khi quá tải đạt yêu cầu.
    • Lực ăn khớp tác dụng: lực vòng $P_1 = P_2 = 6303,324\text{ N}$, lực hướng tâm $P_{r1} = P_{r2} = 2271,908\text{ N}$, lực dọc trục $P_{a1} = P_{a2} = 4274,0919\text{ N}$.
  • Cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
    • Vật liệu: bánh nhỏ dùng thép 45 thường hóa ($200\text{ HB}$), bánh lớn dùng thép 35 thường hóa ($180\text{ HB}$).
    • Khoảng cách trục tính toán hiệu chỉnh: $A = 241,5\text{ mm}$. Môđun $m = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_3 = 44$, $Z_4 = 117$. Góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$.
    • Chiều rộng vành răng: bánh lớn $b_4 = 108\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_3 = 113\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền: ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma_{txgt} = 564,01\text{ N/mm}^2 < [\sigma]_{txgt} = 1170\text{ N/mm}^2$; ứng suất uốn khi quá tải đạt yêu cầu.
    • Lực ăn khớp: lực vòng $P_3 = 10529,86\text{ N}$, lực hướng tâm $P_{r3} = 3832,556\text{ N}$, lực dọc trục $P_{a3} = 0$.
Thông số hình học bộ truyền trong Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục ($A$ - mm) 145,00 241,50
Môđun pháp ($m_n$ hoặc $m$ - mm) 2,00 3,00
Số răng bánh dẫn / bánh bị dẫn ($Z$) $Z_1 = 27$ / $Z_2 = 93$ $Z_3 = 44$ / $Z_4 = 117$
Góc nghiêng răng ($\beta$) $34,14^\circ$ $0^\circ$
Chiều rộng vành răng bánh dẫn / bị dẫn (mm) $b_1 = 66$ / $b_2 = 61$ $b_3 = 113$ / $b_4 = 108$
Đường kính vòng chia dẫn / bị dẫn ($d$ - mm) $d_1 = 65,00$ / $d_2 = 225,00$ $d_3 = 132,00$ / $d_4 = 351,00$
Đường kính đỉnh răng dẫn / bị dẫn ($D_e$ - mm) $D_{e1} = 69,00$ / $D_{e2} = 229,00$ $D_{e3} = 138,00$ / $D_{e4} = 357,00$
Đường kính đáy răng dẫn / bị dẫn ($D_i$ - mm) $D_{i1} = 60,00$ / $D_{i2} = 220,00$ $D_{i3} = 124,50$ / $D_{i4} = 343,50$
Lực vòng tác dụng ($P_t$ - N) 6303,32 10529,86
Lực hướng tâm ($P_r$ - N) 2271,91 3832,56
Lực dọc trục ($P_a$ - N) 4274,09 0,00

Chương IV: Thiết kế trục, chọn then, ổ lăn

Chương IV thực hiện bài toán cơ học kết cấu hoàn chỉnh để định kích thước các trục:

  • Chọn vật liệu chế tạo trục: thép 45 thường hóa dạng phôi cán, có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 300\text{ N/mm}^2$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau_0] = 12 \div 15\text{ N/mm}^2$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63\text{ N/mm}^2$.
  • Tính toán sơ bộ đường kính trục dựa trên mômen xoắn thuần túy:
    • Trục I: $d_1 = 125 \sqrt[3]{\frac{5,3}{243,33}} \approx 34,83\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_1 = 35\text{ mm}$.
    • Trục II: $d_2 = 125 \sqrt[3]{\frac{5,142}{70,66}} \approx 52,19\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_2 = 55\text{ mm}$.
    • Trục III: $d_3 = 125 \sqrt[3]{\frac{4,988}{26,67}} \approx 71,48\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_3 = 75\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ và vị trí đặt lực: khoảng cách giữa hai gối đỡ trên các trục được chuẩn hóa $L = 352\text{ mm}$; khoảng cách từ ổ đỡ trục I đến điểm đặt lực đai ngoài $l_1 = 79\text{ mm}$; khe hở mặt cạnh bánh răng tới thành trong vỏ $a = 15\text{ mm}$; khoảng cách giữa các chi tiết quay $c = 15\text{ mm}$.
  • Phân tích nội lực và tính đường kính chính xác:
    • Trục I: giải phương trình cân bằng mômen với phản lực liên kết tại ổ $A$ và $B$. Xét mặt phẳng $Oyz$, mômen tại mặt cắt $M$ đạt $M_{y(M)} = 279083,81\text{ N}\cdot\text{mm}$, tại $N$ đạt $M_{y(N)} = 215285,20\text{ N}\cdot\text{mm}$, tại $Q$ đạt $M_{y(Q)} = 107193,86\text{ N}\cdot\text{mm}$. Trên mặt phẳng $Oxz$, mômen uốn cực đại đoạn $MN$ đạt $M_x = 449111,84\text{ N}\cdot\text{mm}$. Tổng hợp mômen tương đương tại tiết diện nguy hiểm đạt $M_{td} = 536378,57\text{ N}\cdot\text{mm}$, xác định đường kính ngõng trục yêu cầu tại tiết diện lắp bánh răng và ổ lăn.
    • Trục II: chịu tác dụng đối xứng của hai bánh răng cấp nhanh và một bánh răng cấp chậm ở giữa. Thiết lập phương trình cân bằng trên hai mặt phẳng, phản lực liên kết tại các gối đỡ $C$ và $D$ đạt $R_{Cy} = R_{Dy} = 355,63\text{ N}$ và $R_{Cx} = R_{Dx} = 11568,254\text{ N}$. Mômen uốn cực đại tại tiết diện giữa trục (vị trí lắp bánh răng cấp chậm $N$) đạt $M_{x(max)} = 1375736,37\text{ N}\cdot\text{mm}$ và $M_{y(max)} = 457481,55\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Tính toán lựa chọn then bằng cố định bánh răng và may-ơ, kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then; lựa chọn quy cách ổ bi đỡ một dãy cho các ngõng trục theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$; chọn nối trục đàn hồi liên kết trục III với trục tang băng tải.

Chương V: Thiết kế vỏ hộp

Chương V trình bày tính toán các thông số hình học của vỏ hộp đúc và kết cấu phụ:

  • Chiều dày thân hộp $\delta$ và chiều dày nắp hộp $\delta_1$ được xác định theo công thức kinh nghiệm phụ thuộc vào khoảng cách trục lớn nhất ($A = 241,5\text{ mm}$).
  • Xác định kích thước các mặt bích ghép nắp và thân hộp, quy cách và số lượng bulông nền, bulông nắp ổ, bulông ghép bích thân và nắp.
  • Thiết kế các chi tiết định vị và phụ tùng:
    • Bố trí 2 chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ trục sau khi gia công và tháo lắp.
    • Cửa thăm kích thước tiêu chuẩn đặt trên nắp hộp để quan sát sự ăn khớp và rót dầu bôi trơn.
    • Nút thông hơi đặt trên đỉnh nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong hộp giảm tốc khi nhiệt độ dầu tăng trong quá trình làm việc.
    • Nút tháo dầu đặt ở đáy hộp có rãnh thoát dầu nghiêng để thay dầu định kỳ.
    • Que thăm dầu có khắc vạch giới hạn cao nhất và thấp nhất để kiểm tra mức dầu ngâm.
    • Hệ thống chắn dầu và làm kín: sử dụng vòng chắn dầu bằng thép quay cùng trục ngăn mỡ trong ổ bị cuốn đi, kết hợp vòng phớt chắn dầu dạng cao su tại các nắp ổ hở để ngăn bụi bẩn từ môi trường bên ngoài xâm nhập.
  • Tổng hợp bảng dung sai và mối ghép kỹ thuật cho toàn bộ các bề mặt lắp ghép quan trọng: dung sai vòng trong ổ lăn với trục, dung sai then với rãnh trục và may-ơ bánh răng, dung sai nắp ổ với vỏ hộp.

Chương VI: Kết luận và kiến nghị

Chương tổng kết đánh giá mức độ hoàn thành nhiệm vụ thiết kế đồ án cơ sở thiết kế máy mã đề 8.8:

  • Đã hoàn thành hệ thống tính toán cơ cấu dẫn động băng tải đảm bảo tính đồng bộ, khả năng chịu lực, điều kiện làm việc liên tục trong thời gian thiết kế 5 năm.
  • Kiến nghị phương pháp gia công: yêu cầu độ chính xác gia công phôi bánh răng, nhiệt luyện đạt độ cứng bề mặt theo thiết kế, kiểm tra khe hở cạnh răng và độ tiếp xúc vết ăn khớp khi lắp ráp thực tế.
  • Khuyến nghị chế độ bảo dưỡng: định kỳ kiểm tra mức dầu qua que thăm, vệ sinh nút thông hơi và bổ sung mỡ bôi trơn ổ lăn theo chu kỳ vận hành quy định.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã trích xuất và thiết lập được một hệ số liệu thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, có tính kiểm nghiệm cơ học nghiêm ngặt:

  • Hệ thống thông số kỹ thuật được xác lập đồng bộ: lựa chọn thành công động cơ AO2-51-4 ($7,5\text{ kW}$, $1460\text{ vòng/phút}$) đảm bảo kéo tải trọng $6200\text{ N}$ ở vận tốc $0,81\text{ m/s}$ với hiệu suất toàn hệ thống $\eta = 0,868$.
  • Hoàn thành thiết kế hai cấp truyền động bánh răng: cấp nhanh răng nghiêng phân đôi với khoảng cách trục $A = 145\text{ mm}$, môđun $m_n = 2\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 34,14^\circ$; cấp chậm răng thẳng với $A = 241,5\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$. Cả hai bộ truyền đều vượt qua các bước kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn ở chế độ làm việc danh nghĩa và chế độ quá tải ngắn hạn.
  • Đóng góp về mặt giải pháp kết cấu: việc áp dụng sơ đồ phân đôi cấp nhanh đã triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục I (do hai bánh răng nghiêng bố trí đối xứng hướng góc nghiêng ngược chiều nhau), đồng thời giảm một nửa mômen xoắn tác dụng lên trục trung gian, từ đó giảm độ võng của trục II và hạn chế hiện tượng tập trung tải trọng trên vành răng.
  • Xây dựng bộ tư liệu kỹ thuật phục vụ chế tạo: bao gồm bản thuyết minh tính toán chi tiết, hệ thống bản vẽ CAD lắp ráp A0, bản vẽ chi tiết gia công cơ khí A3 và bản vẽ 3D phân rã các bộ phận.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và bảng tra tĩnh trong sổ tay cơ khí truyền thống, chưa tính đến các hiện tượng động học phi tuyến tính hoặc hiện tượng dao động cưỡng bức của hệ thống đai và bánh răng trong điều kiện va đập thực tế.
  • Phạm vi thiết kế đóng khung theo một mã đề xác định (Mã đề 8.8) với các giả định tải trọng thay đổi theo bậc cố định, chưa khảo sát các kịch bản dao động phụ tải ngẫu nhiên trong môi trường sản xuất thực tế.

Hướng nghiên cứu tiếp:

  • Ứng dụng các công cụ phần mềm kỹ thuật hỗ trợ máy tính (CAE) như ANSYS hoặc SolidWorks Simulation để mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với trường ứng suất và độ biến dạng đàn hồi của các trục và vỏ hộp dưới tác dụng của tải trọng động.
  • Nghiên cứu tối ưu hóa đa mục tiêu cho kích thước hộp giảm tốc nhằm giảm thêm thể tích và khối lượng kim loại đúc của vỏ hộp.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích đối với:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Động lực, Cơ khí Ô tô và Cơ điện tử đang thực hiện đồ án môn học "Cơ sở thiết kế máy", "Chi tiết máy" hoặc các học phần đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.
  • Người làm đồ án tốt nghiệp hoặc kỹ sư thiết kế máy móc vận chuyển liên tục: có thể tham khảo trực tiếp phương pháp phân tích lực và thành lập phương trình cân bằng không gian cho hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh – vốn là dạng bài toán cơ học kết cấu phức tạp hơn so với sơ đồ khai triển thông thường.
  • Các tiểu mục có giá trị tham khảo cao nhất: quy trình phân phối tỷ số truyền đảm bảo điều kiện bôi trơn ngâm dầu cân bằng (Chương I), bài toán phân tích lực ăn khớp và biểu đồ nội lực không gian trục I và trục II (Chương IV), bảng tổng hợp kích thước kết cấu và dung sai lắp ghép vỏ hộp đúc (Chương V).

Câu hỏi thường gặp

  1. Tại sao đồ án lựa chọn sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh thay vì hộp giảm tốc hai cấp khai triển thông thường?
    Đồ án chọn sơ đồ phân đôi cấp nhanh vì sơ đồ này có các bánh răng phân bố đối xứng qua các ổ trục, giúp tải trọng phân bố đều trên các gối đỡ, giảm hiện tượng tập trung tải trọng theo chiều dài răng. Đặc biệt, tại các tiết diện nguy hiểm trên trục trung gian (trục II), mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất truyền tới, giúp trục chịu uốn tốt hơn và có thể giảm trọng lượng hộp khoảng 20% so với sơ đồ khai triển thông thường.

  2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật cụ thể là gì và căn cứ vào đâu để lựa chọn?
    Động cơ được chọn là loại động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc kiểu AO2-51-4, có công suất định mức $7,5\text{ kW}$, tốc độ quay $1460\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $88,5%$ và khối lượng $93\text{ kg}$. Động cơ được chọn dựa trên công suất cần thiết tính toán của hệ thống là $N_{ct} = 5,583\text{ kW}$ (đảm bảo $N_{dc} \ge N_{ct}$) và số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 1600,32\text{ vòng/phút}$.

  3. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể qua các bộ truyền như thế nào?
    Tỷ số truyền chung của toàn bộ trạm dẫn động là $i_{ch} = 54,739$. Tỷ số truyền này được phân chia thành: bộ truyền đai thang ngoài $i_d = 6,0000$; cấp nhanh của hộp giảm tốc (bánh răng nghiêng) $i_{nhanh} = 3,4437$; cấp chậm của hộp giảm tốc (bánh răng thẳng) $i_{cham} = 2,6490$; và khớp nối trục đàn hồi có tỷ số truyền $i_{kn} = 1,0000$.

  4. Bộ truyền đai ngoài sử dụng loại đai nào và các thông số kích thước cơ bản đạt được là bao nhiêu?
    Bộ truyền đai sử dụng đai thang tiêu chuẩn loại B với số lượng $Z = 3$ sợi. Đường kính bánh đai dẫn là $D_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai bị dẫn $D_2 = 900\text{ mm}$, khoảng cách trục thực tế $a = 863\text{ mm}$, chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L = 3550\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 131,123^\circ$, chiều rộng bánh đai $B = 65\text{ mm}$ và lực tác dụng lên trục đai $R_d = 1356,86\text{ N}$.

  5. Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện được lựa chọn cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc là gì?
    Cả hai cấp truyền động đều sử dụng phôi rèn với bánh nhỏ làm bằng thép 45 thường hóa (độ rắn $200\text{ HB}$, $\sigma_b = 580\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 290\text{ N/mm}^2$) và bánh lớn làm bằng thép 35 thường hóa (độ rắn $180\text{ HB}$, $\sigma_b = 480\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 240\text{ N/mm}^2$). Việc chọn độ rắn bánh nhỏ cao hơn bánh lớn từ 20 đến 50 HB nhằm đảm bảo khả năng chạy mòn đồng đều giữa hai bánh răng trong quá trình ăn khớp.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" (Mã đề 8.8) của nhóm tác giả Đỗ Nguyễn Hoài Đạt và Trần Tuấn Tài đã hoàn thành việc tính toán, thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động công nghiệp tải trọng $6200\text{ N}$. Nghiên cứu đã giải quyết chi tiết bài toán động học, động lực học từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế tối ưu hai cấp bánh răng phân đôi đến tính toán tĩnh học trục và kết cấu vỏ hộp đúc. Toàn bộ các thông số kỹ thuật đều được kiểm nghiệm bền theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành, cung cấp một bộ hồ sơ thiết kế và bản vẽ kỹ thuật hoàn chỉnh phục vụ cho công tác chế tạo thực tế.