Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật

Băng tải là thiết bị vận chuyển liên tục được ứng dụng rộng rãi trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, kho vận và chế biến nguyên vật liệu nhằm tự động hóa quá trình trung chuyển hàng hóa. Để hệ thống băng tải hoạt động ổn định với dải tốc độ và mômen xoắn phù hợp, việc tính toán và thiết kế một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh đóng vai trò cốt lõi trong toàn bộ hệ thống cơ điện. Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" do sinh viên Đỗ Chí Công (lớp KT-Ôtô 1-K61, MSV: 201331014) thực hiện tại Bộ môn Thiết kế máy, Trường Đại học Giao thông Vận tải (Hà Nội, 12/2022) thuộc Đề số VI, Phương án 1, tập trung giải quyết bài toán thiết kế hệ thống động lực truyền động cơ khí từ động cơ điện đến tang dẫn băng tải.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được xác định thông qua hệ thống thông số kỹ thuật ban đầu:

  1. Lực vòng tác dụng trên băng tải: $F = 645\text{ kG} = 6450\text{ N}$.
  2. Vận tốc làm việc của băng tải: $v = 0,55\text{ m/s}$.
  3. Đường kính trong của tang dẫn: $D = 290\text{ mm}$.
  4. Chiều rộng băng tải: $B = 350\text{ mm}$.
  5. Sai số vận tốc cho phép: $\pm 3%$.
  6. Thời hạn phục vụ của hệ thống: 5 năm.
  7. Chế độ làm việc: mỗi ngày vận hành 2 ca, mỗi ca 4 giờ (8 giờ/ngày), mỗi năm hoạt động 300 ngày (tổng thời gian phục vụ quy đổi đạt $12000\text{ giờ}$); hệ thống chịu tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều ổn định.

Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là trạm dẫn động băng tải tích hợp hộp giảm tốc hai cấp phối hợp, bao gồm cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và cấp chậm là bộ truyền trục vít - bánh vít. Phạm vi tính toán bao quát từ việc xác định công suất, chọn động cơ sơ bộ, phân phối tỷ số truyền, tính toán thiết kế động học và độ bền cho các bộ truyền ăn khớp, định kích thước hình học hệ trục truyền động, kiểm nghiệm mối ghép then, lựa chọn và kiểm tra tuổi thọ ổ lăn, cho đến việc tính toán cân bằng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Đồ án ứng dụng các nguyên lý cơ bản của môn học Chi tiết máy và Cơ học máy, bám sát các tiêu chuẩn tính toán kỹ thuật cơ khí Việt Nam (TCVN) và hệ thống giáo trình, sổ tay thiết kế chi tiết máy truyền thống trong đào tạo kỹ thuật cơ khí.

Khung lý thuyết và mô hình tính toán bao gồm:

  • Phương pháp cân bằng động học và truyền công suất trong hệ cơ khí: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ dựa trên công suất làm việc của máy công tác và tích số hiệu suất của các cặp chi tiết quay (ổ lăn, bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền trục vít, khớp nối trục).
  • Mô hình phân phối tỷ số truyền: Phân chia tỷ số truyền toàn bộ $u_t$ cho cấp nhanh (bánh răng trụ) và cấp chậm (trục vít - bánh vít) nhằm đảm bảo kích thước vỏ hộp giảm tốc nhỏ gọn, bôi trơn thuận lợi và giảm thiểu sai số vận tốc vòng.
  • Tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn theo chu kỳ đối xứng: Sử dụng mô hình ứng suất mỏi uốn và mỏi tiếp xúc có xét đến hệ số chu kỳ tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$), bậc đường cong mỏi m = 6, các hệ số tập trung ứng suất do hình dáng, vật liệu và chế độ làm việc thay đổi theo bậc tải trọng.
  • Phương pháp tính toán trục theo sức bền vật liệu: Xác định đường kính trục sơ bộ qua mômen xoắn thuần túy, lập sơ đồ giải tích lực trong hai mặt phẳng vuông góc (Oxz và Oyz), tính toán mômen uốn tổng và mômen tương đương, sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s]$) và độ bền tĩnh khi quá tải.
  • Lý thuyết cân bằng nhiệt vỏ hộp trục vít: Thiết lập phương trình cân bằng giữa lượng nhiệt sinh ra do ma sát trượt và lượng nhiệt tỏa ra môi trường xung quanh qua bề mặt vỏ hộp nhằm ngăn chặn hiện tượng phá hủy màng dầu bôi trơn.

Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất từ các bảng tra cứu tiêu chuẩn công nghiệp: bảng động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, bảng cơ tính vật liệu kim loại (thép cacbon, thép hợp kim, gang xám, đồng thanh), bảng thông số môđun tiêu chuẩn, khoảng cách trục tiêu chuẩn, bảng tra ổ bi đỡ và ổ bi đỡ - chặn tiêu chuẩn.

Thiết kế và triển khai hệ thống trạm dẫn động

Hệ thống dẫn động cơ khí được bố trí theo dây chuyền truyền động thẳng hàng kết hợp vuông góc: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc hai cấp (Cấp 1: Cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài; Cấp 2: Bộ truyền trục vít - bánh vít không tự hãm) $\rightarrow$ Khớp nối trục di động $\rightarrow$ Trục tang dẫn băng tải.

Về công nghệ vật liệu chế tạo chi tiết máy:

  • Cặp bánh răng trụ cấp nhanh: Bánh nhỏ sử dụng Thép 50 thường hóa có độ cứng bề mặt $HB = 195$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 640\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 350\text{ MPa}$. Bánh lớn sử dụng Thép 45 thường hóa có độ cứng bề mặt $HB = 180$, $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 340\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền trục vít - bánh vít cấp chậm: Trục vít gia công bằng Thép hợp kim 20X thấm cacbon và tôi đạt độ cứng cao. Bánh vít được lựa chọn và hiệu chỉnh vật liệu sang đồng thanh nhôm sắt niken CuAl10Fe4Ni4 (ký hiệu 10-4-4) có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$ nhằm đáp ứng yêu cầu vận tốc trượt thực tế $v_t > 2\text{ m/s}$.
  • Hệ thống ba trục truyền động: Sử dụng Thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng $HB = 245$, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$.
  • Ổ lăn đỡ trục: Trục I lắp cặp ổ bi đỡ một dãy (chịu lực hướng tâm thuần túy). Trục II và Trục III lắp cặp ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$ để triệt tiêu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục phát sinh từ bộ truyền trục vít.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Tác giả xác định công suất tính toán trên trục máy công tác dựa trên lực vòng $F = 6450\text{ N}$ và vận tốc băng tải $v = 0,55\text{ m/s}$: $$P_t = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{6450 \cdot 0,55}{1000} = 3,55\text{ kW}$$

Hiệu suất truyền động chung của hệ thống được tính bằng tích số hiệu suất các bộ phận: 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), 1 bộ truyền bánh răng trụ ($\eta_{brt} = 0,96$), 1 bộ truyền trục vít hai đầu mối không tự hãm ($\eta_{tv} = 0,75$) và 1 khớp nối trục di động ($\eta_k = 0,99$ hoặc 1,0): $$\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{brt} \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_k \approx 0,684$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} \approx 4,66\text{ kW}$$

Số vòng quay của trục tang dẫn máy công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 0,55}{3,14 \cdot 290} = 36,22\text{ vòng/phút}$$

Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống được định hướng $u_t \approx 40$. Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ đạt $n_{sb} = 36,22 \times 40 = 1448,8\text{ vòng/phút}$. Tra bảng thông số động cơ điện, tác giả chọn động cơ điện ba pha 4A132S4Y3 có các thông số danh định: công suất định mức $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, số vòng quay trục $n_{db} = 1455\text{ vòng/phút}$, tỷ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2,2$ (thỏa mãn điều kiện khởi động quá tải).

Tỷ số truyền toàn bộ thực tế: $u_t = 1455 / 36,22 = 40,17$. Với bộ truyền ngoài dùng khớp nối ($u_n = 1$), tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 40,17$ được phân phối thành: cấp nhanh bánh răng trụ $u_1 = 2,67$ và cấp chậm trục vít $u_2 = 15$. Sai số tỷ số truyền nằm trong phạm vi cho phép so với yêu cầu đề bài.

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Công suất $P\text{ (kW)}$ 7,5 6,40 4,75 4,66 4,66
Tỷ số truyền $u$ 1,00 2,67 15,00 1,00 1,00
Số vòng quay $n\text{ (vg/ph)}$ 1455 1450 543 36,22 36,22
Mômen xoắn $T\text{ (Nmm)}$ 49226 42151 83540 1228685 1228685

Chương 2: Tính toán thiết kế chi tiết máy - Truyền động bánh răng

Chương này tập trung tính toán kích thước động học và kiểm nghiệm độ bền cho cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng:

  • Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải $[\sigma_H]{\max} = 2,8\sigma{ch\min} = 2,8 \times 340 = 952\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép quá tải bánh 1 là $[\sigma_{F1}]{\max} = 280\text{ MPa}$, bánh 2 là $[\sigma{F2}]_{\max} = 272\text{ MPa}$.
  • Xác định khoảng cách trục: Dựa trên mômen xoắn tính toán tương đương trên trục chủ động $T_1 = 7030,14\text{ Nmm}$, hệ số vật liệu $K_a = 49$, hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0,4$, khoảng cách trục tính toán được làm tròn theo tiêu chuẩn: $a_w = 63\text{ mm}$.
  • Thông số ăn khớp: Môđun pháp được chọn theo dãy tiêu chuẩn $m = 1,25\text{ mm}$ (nằm trong khoảng $0,01 \div 0,02 a_w = 0,63 \div 1,26\text{ mm}$). Bánh răng thẳng có góc nghiêng $\beta = 0^\circ$. Số răng bánh nhỏ chọn $z_1 = 26\text{ răng}$, số răng bánh lớn $z_2 = 70\text{ răng}$ (tương ứng tỷ số truyền $u = 2,69 \approx 2,75$).
  • Kích thước hình học cơ bản: Đường kính vòng lăn bánh 1 là $d_{w1} = 33,6\text{ mm}$, bánh 2 là $d_{w2} = 92,4\text{ mm}$. Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 36,1\text{ mm}$, $d_{a2} = 93,92\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 30\text{ mm}$, $d_{f2} = 87,5\text{ mm}$. Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,52^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 25,2\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn: Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên mặt răng và ứng suất uốn tại chân răng đều nhỏ hơn ứng suất cho phép. Khi xét đến hệ số quá tải $K_{qt} = 1,4$, ứng suất tiếp xúc cực đại đạt $\sigma_{H\max} = 407,86\text{ MPa} < 952\text{ MPa}$; ứng suất uốn cực đại $\sigma_{F1\max} = 51,5\text{ MPa} < 280\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2\max} = 49\text{ MPa} < 272\text{ MPa}$, bộ truyền bánh răng bảo đảm không bị gãy giòn hay tróc rỗ mặt răng.

Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền trong - Truyền động trục vít

Chương 3 trình bày các bước tính toán bộ truyền trục vít trụ - bánh vít:

  • Đổi vật liệu chế tạo: Ban đầu, tác giả dự kiến dùng bánh vít bằng gang xám với vận tốc trượt sơ bộ ước tính $v_t = 0,795\text{ m/s}$. Tuy nhiên, sau khi xác định kích thước hình học vòng chia trục vít $d_{w1} = 80\text{ mm}$ tại số vòng quay $n_1 = 518,18\text{ vg/ph}$, vận tốc trượt thực tế được tính lại: $$v_t = \frac{\pi \cdot d_{w1} \cdot n_1}{60000 \cdot \cos \gamma} = \frac{\pi \cdot 80 \cdot 518,18}{60000 \cdot \cos(7,125^\circ)} = 2,19\text{ m/s}$$ Vì $v_t = 2,19\text{ m/s} > 2\text{ m/s}$, gang xám không còn phù hợp do nguy cơ dính ren cao. Tác giả đã chuyển đổi vật liệu bánh vít sang đồng thanh nhôm sắt niken 10-4-4 có cơ tính vượt trội ($[\sigma_H] = 220\text{ MPa}$, $[\sigma_F] = 166\text{ MPa}$, giới hạn quá tải $[\sigma_H]{\max} = 400\text{ MPa}$, $[\sigma_F]{\max} = 160\text{ MPa}$). Trục vít sử dụng thép 20X thấm cacbon tôi cứng.
  • Xác định thông số hình học: Số mối ren trục vít $z_1 = 2$, số răng bánh vít $z_2 = 44$. Hệ số đường kính trục vít chọn theo tiêu chuẩn $q = 16$. Môđun dọc tiêu chuẩn $m = 5\text{ mm}$. Khoảng cách trục tính toán $a_w = 150\text{ mm}$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$. Đường kính vòng chia bánh vít $d_2 = m \cdot z_2 = 5 \times 44 = 220\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng bánh vít $b_2 = 67,5\text{ mm}$, chiều dài phần cắt ren trục vít $b_1 = 70\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc thực tế xuất hiện trên mặt răng bánh vít $\sigma_H = 147,4\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 220\text{ MPa}$. Khi quá tải, $\sigma_{H\max} = 174,4\text{ MPa} \le 400\text{ MPa}$, bảo đảm an toàn chống tróc rỗ mỏi.
  • Kiểm nghiệm nhiệt độ hộp giảm tốc: Nhiệt độ dầu bôi trơn ổn định trong hộp được tính theo công thức thoát nhiệt tự nhiên qua thành hộp: $$t_d = t_0 + \frac{1000(1 - \eta)P_1}{K_t A (1 - \beta_1) \beta} = 30 + 18 = 48^\circ\text{C}$$ Giá trị $48^\circ\text{C}$ thấp hơn nhiều so với nhiệt độ dầu cho phép cực đại $[t_d] = 90^\circ\text{C}$, khẳng định hộp giảm tốc làm mát tự nhiên mà không cần quạt thông gió hay ống tản nhiệt cưỡng bức.

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

Toàn bộ ba trục (Trục I - trục vào, Trục II - trục trung gian, Trục III - trục ra) đều được chế tạo từ Thép C45 tôi cải thiện.

Quy trình tính toán cho từng trục bao gồm:

  • Phân tích lực tác dụng:
    • Cặp bánh răng trụ tạo ra lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 418,46\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 156,62\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 0\text{ N}$ (do bánh răng thẳng $\beta = 0^\circ$).
    • Bộ truyền trục vít tạo ra lực dọc trục rất lớn tác dụng lên trục vít $F_{atv1} = 167\text{ N}$, lực vòng $F_{tv1} = 20,875\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_{rtv1} = 60,78\text{ N}$. Đối ứng trên bánh vít: lực vòng $F_{tbv2} = 167\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{rbv2} = 60,78\text{ N}$, lực dọc trục $F_{abv2} = 20,875\text{ N}$.
  • Định kích thước trục và khoảng cách gối đỡ:
    • Trục I: Đường kính sơ bộ $d \ge 10,13\text{ mm}$, chọn đường kính lắp ổ lăn $d_B = 20\text{ mm}$, đường kính lắp bánh răng $d_C = 25\text{ mm}$. Khoảng cách giữa hai gối đỡ là $l_{11} = 79\text{ mm}$.
    • Trục II: Chịu tổ hợp tải từ bánh răng bị dẫn và trục vít dẫn. Đường kính chọn tại vị trí gối đỡ $d_B = 20\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng và trục vít $d_C = 25\text{ mm}$. Khoảng cách hai gối đỡ là $250\text{ mm}$.
    • Trục III: Chịu mômen xoắn lớn nhất từ bánh vít ($T_3 = 300206,6\text{ Nmm}$ theo mômen tính đổi). Đường kính tính toán sơ bộ $d \ge 33,87\text{ mm}$, chọn đường kính gối đỡ $d_B = 44\text{ mm}$, đầu trục ra lắp khớp nối $d_C = 40\text{ mm}$. Khoảng cách gối đỡ $l_{31} = 127\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi và bền tĩnh:
    • Trục I: Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm đạt $s_j \approx 13,35 > [s] = 3$; ứng suất tương đương khi quá tải $\sigma_{td} = 15,5\text{ MPa} \le [\sigma] = 464\text{ MPa}$.
    • Trục II: Hệ số an toàn mỏi $s_j = 8,19 > [s] = 3$; ứng suất tương đương tĩnh $\sigma_{td} = 35,2\text{ MPa} \le 464\text{ MPa}$.
    • Cả ba trục đều đạt yêu cầu về độ bền cứng vững, chống mỏi và không phát sinh biến dạng dẻo khi quá tải ngắn hạn.

Chương 5. Mối ghép then và then hoa

Tác giả lựa chọn mối ghép then bằng lắp trên các đoạn trục có lắp chi tiết quay (bánh răng, bánh vít, nửa khớp nối) theo TCVN:

  • Trên Trục I (vị trí lắp bánh răng): Bề rộng then $b = 6\text{ mm}$, chiều cao $h = 6\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 3,5\text{ mm}$, chiều dài then $l = 24\text{ mm}$.
    • Ứng suất dập: $\sigma_d = 11,71\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 40\text{ MPa}$.
    • Ứng suất cắt: $\tau_c = 4,88\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
  • Trên Trục II (vị trí lắp bánh răng lớn): Kích thước then $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, $t_1 = 3,5\text{ mm}$, $t_2 = 2,8\text{ mm}$.
    • Ứng suất dập: $\sigma_d = 30,62\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 40\text{ MPa}$.
    • Ứng suất cắt: $\tau_c = 12,76\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$. Các mối ghép then đều thỏa mãn triệt để các điều kiện bền dập và bền cắt tiêu chuẩn.

Chương 6. Chọn loại và kiểm nghiệm ổ lăn

Tác giả xác định phản lực gối đỡ tổng hợp trong không gian và tỷ số giữa lực dọc trục với lực hướng tâm ($F_a / F_r$) để lựa chọn loại ổ lăn phù hợp cho từng trục:

  • Trục I: Lực dọc trục $F_a = 0$, lực hướng tâm gối B là $F_{rB} = 90,47\text{ N}$, gối D là $F_{rD} = 284,15\text{ N}$. Tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy cấp chính xác 0, ký hiệu 1000904 với đường kính trong $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 47\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 5,14\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 3,12\text{ kN}$. Tải trọng quy ước tính toán $C_d = 2,56\text{ kN} \le C$, tải tĩnh $Q_t = 0,2\text{ kN} \le C_0$, số vòng quay tới hạn $n_{th} = 20250\text{ vg/ph} > 1450\text{ vg/ph}$.
  • Trục II: Lực dọc trục xuất hiện do trục vít $F_a = 167\text{ N}$, lực hướng tâm gối B là $F_{rB} = 493,55\text{ N}$, gối D là $F_{rD} = 101,9\text{ N}$. Tỷ số $F_a / F_r = 167 / 493,55 = 0,338$ đòi hỏi kết cấu đỡ phải chịu được lực dọc trục đáng kể. Tác giả chọn ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$, ký hiệu 36204 ($d = 20\text{ mm}, D = 47\text{ mm}, C = 12,3\text{ kN}, C_0 = 8,47\text{ kN}$). Khả năng tải động quy đổi $C_d = 5,8\text{ kN} \le C = 12,3\text{ kN}$, tải tĩnh quy ước $Q_t = 0,31\text{ kN} \le C_0 = 9,17\text{ kN}$, số vòng quay tới hạn $n_{th} = 5850\text{ vg/ph} > 543\text{ vg/ph}$.
  • Trục III: Tương tự, hệ thống ổ lăn được lựa chọn theo tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục truyền từ bánh vít và khớp nối trục ra tang dẫn, bảo đảm độ bền trên 12000 giờ làm việc.

Kết quả và thông số kỹ thuật đạt được

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chuỗi tính toán thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động băng tải với các chỉ số kỹ thuật then chốt:

Bộ phận kết cấu Thông số kỹ thuật danh định Giá trị kiểm nghiệm / Tiêu chuẩn Kết luận kỹ thuật
Động cơ điện Model 4A132S4Y3; $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$ $n_{db} = 1455\text{ vg/ph}$; $T_k/T_{dn} = 2,2$ Đạt công suất và điều kiện khởi động
Hộp giảm tốc Tỷ số truyền toàn bộ $u_h = 40,05 \approx 40$ Sai số vận tốc $\le 3%$ Thỏa mãn yêu cầu đồng bộ
Cấp nhanh bánh răng $a_w = 63\text{ mm}$; $m = 1,25\text{ mm}$; $z_1=26, z_2=70$ $\sigma_{H\max} = 407,86\text{ MPa} < 952\text{ MPa}$ Đạt độ bền tiếp xúc và uốn
Cấp chậm trục vít $a_w = 150\text{ mm}$; $m = 5\text{ mm}$; $z_1=2, z_2=44, q=16$ $\sigma_H = 147,4\text{ MPa} \le 220\text{ MPa}$ Bền tiếp xúc; chống dính ren
Cân bằng nhiệt vỏ hộp Nhiệt độ cân bằng dầu $t_d = 48^\circ\text{C}$ Ngưỡng cho phép $[t_d] = 90^\circ\text{C}$ Tản nhiệt tự nhiên an toàn
Hệ thống trục (I, II, III) Thép C45 tôi cải thiện; $d = 20 \div 44\text{ mm}$ $s_j \ge 8,19 > [s] = 3$ Đạt an toàn mỏi và bền tĩnh
Mối ghép then Then bằng tiêu chuẩn TCVN ($b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$) $\sigma_d \le 30,62\text{ MPa} < 40\text{ MPa}$ Bền dập và bền cắt tuyệt đối
Hệ thống ổ lăn Ổ bi đỡ 1000904 (Trục I); Đỡ - chặn 36204 (Trục II) $C_d < C$; $Q_t < C_0$; $n < n_{th}$ Thỏa mãn tuổi thọ 12000 giờ

Đóng góp kỹ thuật của tác giả thể hiện ở việc nhận diện chính xác sự phụ thuộc của việc lựa chọn vật liệu vào vận tốc trượt $v_t$ trong bộ truyền trục vít: việc kịp thời phát hiện vận tốc trượt thực tế $v_t = 2,19\text{ m/s}$ vượt ngưỡng $2\text{ m/s}$ và chuyển đổi vật liệu bánh vít từ gang xám sang đồng thanh nhôm sắt niken 10-4-4 đã xử lý triệt để nguy cơ dính mòn, giảm hệ số ma sát và nâng cao hiệu suất truyền động. Bên cạnh đó, việc kiểm nghiệm nhiệt độ dầu trong vỏ hộp đạt $48^\circ\text{C}$ chứng minh tính tối ưu trong kết cấu vỏ hộp khi không cần bổ sung các cơ cấu làm mát phụ trợ phức tạp.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

Từ nội dung văn bản kỹ thuật, một số giới hạn nghiên cứu và tính toán được ghi nhận:

  • Giả thiết tải trọng: Toàn bộ quá trình giải tích dựa trên mô hình tải trọng danh nghĩa với hệ số mở máy $K_{qt} = 1,4$ và chế độ tải va đập nhẹ một chiều, chưa khảo sát các chu kỳ phụ tải động biến thiên ngẫu nhiên hoặc các điều kiện phanh hãm đột ngột trong thực tế vận hành mỏ hoặc kho bãi.
  • Phạm vi nội dung văn bản: Thuyết minh dừng lại ở các bước tính toán động học, động lực học, độ bền chi tiết máy và lựa chọn ổ lăn; chưa tích hợp phần tính toán kết cấu cụ thể của vỏ hộp giảm tốc (chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, đường kính bu-lông nền, que thăm dầu, nút thông hơi) cũng như bản vẽ lắp ráp tổng thể $A_0$ và bản vẽ chế tạo chi tiết $A_3$.

Hướng phát triển kỹ thuật tiếp theo bao gồm:

  • Ứng dụng các công cụ tính toán phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất và biến dạng nhiệt trên thân trục vít và vành bánh vít.
  • Xây dựng mô hình mô phỏng động lực học 3D của hệ thống dẫn động băng tải nhằm tối ưu hóa kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc và giảm khối lượng vật liệu kim loại.

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, Kỹ thuật Ô tô, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Giao thông trong quá trình thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp đại học.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí sơ cấp trong việc tra cứu quy trình tính toán phối hợp giữa hai cấp truyền động bánh răng trụ và trục vít - bánh vít.

Phần có giá trị tham khảo chuyên môn cao nhất là phương pháp giải bài toán kiểm tra vận tốc trượt để lựa chọn lại vật liệu chế tạo bánh vít, chuỗi công thức xác định hệ số an toàn mỏi cho trục chịu tải trọng không gian phức tạp và quy trình kiểm toán nhiệt lượng vỏ hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{db} = 1455\text{ vòng/phút}$, và hệ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2,2$, bảo đảm đáp ứng công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{ct} = 4,66\text{ kW}$.

2. Tại sao tác giả phải thay đổi vật liệu bánh vít từ gang xám sang đồng thanh 10-4-4? Ban đầu tác giả dự kiến chọn gang xám dựa trên vận tốc trượt ước tính $0,795\text{ m/s}$. Sau khi xác định kích thước hình học chính xác của trục vít ($d_{w1} = 80\text{ mm}, n_1 = 518,18\text{ vg/ph}$), vận tốc trượt thực tế tính ra đạt $v_t = 2,19\text{ m/s}$. Vì $v_t > 2\text{ m/s}$, gang xám dễ xảy ra hiện tượng dính ren và cào xước mặt răng, do đó bắt buộc phải chuyển sang đồng thanh nhôm sắt niken 10-4-4 có cơ tính cao và hệ số chống dính tốt hơn.

3. Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống được phân phối như thế nào? Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống $u_t = 40,17$ được truyền hoàn toàn qua hộp giảm tốc hai cấp ($u_n = 1$). Hộp giảm tốc phân phối cho cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng là $u_1 = 2,67$ và cấp chậm trục vít - bánh vít là $u_2 = 15$, tổng tỷ số truyền thực tế đạt $u_h = 40,05$, hoàn toàn thỏa mãn sai số vận tốc cho phép $\pm 3%$.

4. Kết quả kiểm toán nhiệt độ dầu trong hộp giảm tốc trục vít đạt bao nhiêu? Nhiệt độ dầu tính toán cân bằng trong hộp giảm tốc đạt $t_d = 48^\circ\text{C}$ (với nhiệt độ môi trường giả định $t_0 = 30^\circ\text{C}$). Giá trị này thấp hơn nhiều so với nhiệt độ giới hạn cho phép $[t_d] = 90^\circ\text{C}$, chứng minh khả năng tản nhiệt tự nhiên qua bề mặt vỏ hộp đạt yêu cầu mà không cần dùng quạt làm mát hay áo nước làm nguội cưỡng bức.

5. Vì sao Trục II lại sử dụng ổ bi đỡ - chặn thay vì ổ bi đỡ một dãy như Trục I? Trục II mang cả bánh răng bị dẫn và trục vít dẫn. Bộ truyền trục vít sinh ra lực dọc trục rất lớn ($F_{atv1} = 167\text{ N}$), kết hợp với lực hướng tâm $F_{rB} = 493,55\text{ N}$ tạo thành tỷ số $F_a / F_r = 0,338$. Ổ bi đỡ một dãy không thể chịu được tải trọng dọc trục lớn như vậy, do đó tác giả phải sử dụng ổ bi đỡ - chặn ký hiệu 36204 có góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$ để tiếp nhận đồng thời cả hai thành phần lực.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế trạm dẫn động băng tải" của sinh viên Đỗ Chí Công đã giải quyết bài toán thiết kế hệ động lực cơ khí cho trạm băng tải tải trọng 645 kG vận tốc $0,55\text{ m/s}$. Hệ thống dẫn động sử dụng động cơ điện 4A132S4Y3 ($7,5\text{ kW}$) kết hợp hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và trục vít - bánh vít có tỷ số truyền tổng $u = 40,05$. Toàn bộ kết cấu truyền động bánh răng, trục vít (đồng thanh 10-4-4), hệ thống ba trục thép C45, mối ghép then và ổ lăn đỡ - chặn đều được tính toán kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn bền mỏi tiếp xúc, bền uốn, bền tĩnh và cân bằng nhiệt độ dầu ở mức $48^\circ\text{C}$. Đây là công trình tính toán kỹ thuật chuẩn xác, mang tính ứng dụng thực tiễn cao cho công tác đào tạo và thiết kế chi tiết máy ngành cơ khí chế tạo.