Bối cảnh và mục tiêu thiết kế

Trong các ngành công nghiệp chế biến hóa chất, sản xuất thực phẩm, sản xuất dược phẩm, xây dựng và nông nghiệp (như chế biến thức ăn chăn nuôi, trộn ngũ cốc, phụ gia), thiết bị thùng trộn đóng vai trò cơ bản nhằm tạo ra hỗn hợp vật liệu có độ đồng đều cao. Tùy thuộc vào yêu cầu công nghệ, máy trộn được phân loại theo nguyên lý làm việc (máy trộn ngang, máy trộn đứng, máy trộn trục vít, máy trộn chữ V) và theo chu trình hoạt động (liên tục hoặc gián đoạn theo chu kỳ). Mọi hệ thống thùng trộn đều cần một hệ thống dẫn động cơ khí trung gian để biến đổi vận tốc và mômen xoắn từ động cơ điện đến trục công tác.

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 9, Phương án số 02) được thực hiện bởi sinh viên Trịnh Quang Đạt (MSSV: 1913080) và Bùi Văn Dư (MSSV: 1912972) dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Nguyễn Tấn Tiến tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM (hoàn thành ngày 13/12/2021).

Nhiệm vụ thiết kế và phạm vi nghiên cứu của đồ án bao gồm:

  1. Phân tích nguyên lý và kết cấu hệ thống dẫn động thùng trộn.
  2. Xác định các thông số kỹ thuật đầu vào: Công suất trên trục thùng trộn $P_{lv} = 3\text{ kW}$, số vòng quay trục thùng trộn $n_{lv} = 168\text{ vòng/phút}$, chế độ tải trọng tĩnh, thời gian làm việc $L_h = 10.000\text{ giờ}$ (làm việc 2 ca/ngày).
  3. Tính toán chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  4. Thiết kế chi tiết và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy).
  5. Thiết kế chi tiết và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 1 cấp).
  6. Tính toán kết cấu trục, then và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của các trục I, II, III.
  7. Lựa chọn, kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn và khớp nối trục đàn hồi.
  8. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc bằng gang đúc, các chi tiết phụ, thùng trộn inox dung tích 200 lít và khung bệ máy bằng thép định hình.
  9. Xác định chế độ bôi trơn và chỉ định dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn và bánh răng.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Khung lý thuyết và tài liệu tiêu chuẩn

Quá trình tính toán, thiết kế cơ khí trong đồ án dựa trên nền tảng lý thuyết chi tiết máy, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và dung sai lắp ghép theo các tài liệu kỹ thuật tiêu chuẩn:

  • Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của PGS.TS Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển (NXB Giáo Dục, 2006).
  • Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" và "Bài tập Chi tiết máy" của PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc (NXB Đại học Quốc gia TP.HCM, 2018).
  • Tài liệu tra cứu kết cấu "Детали машин, Атлас конструкций" (Tập 1 & 2, Moskva Mashinostroenie, 1992).

Phương pháp nghiên cứu và tính toán

  • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Áp dụng các công thức giải tích chuẩn để tính toán động lực học, phân tích lực ăn khớp trong không gian, vẽ biểu đồ nội lực (mômen uốn $M_x, M_y$, mômen xoắn $T$), tính đường kính trục theo ứng suất tương đương và kiểm nghiệm độ bền.
  • Tiêu chuẩn kiểm nghiệm độ bền:
    • Bộ truyền bánh răng côn: Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
    • Bộ truyền xích: Kiểm nghiệm bước xích theo công suất, kiểm nghiệm số lần va đập bản lề $i \le [i]$, kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh $s \ge [s]$, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H1} \le [\sigma_H]$.
    • Trục và then: Kiểm nghiệm then theo độ bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và độ bền cắt $\tau_c \le [\tau_c]$; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $s_j \ge [s]$ và kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải $\sigma_{tđ} \le [\sigma]$.
    • Ổ lăn: Tính toán khả năng tải động $C_d \le C$, tuổi thọ danh định theo triệu vòng quay và giờ làm việc, kiểm tra khả năng tải tĩnh $Q_o \le C_o$.
  • Phương pháp tra cứu định mức tiêu chuẩn: Tra cứu các hệ số tải trọng, kích thước hình học định hình, thông số động cơ điện, cấp chính xác chế tạo, vật liệu và dung sai từ các bảng tra tiêu chuẩn công nghiệp.
  • Công cụ mô hình hóa: Sử dụng AutoCAD và SolidWorks để thiết kế mô hình 3D, bố trí kết cấu không gian và xuất bản vẽ kỹ thuật chế tạo.

Nội dung chi tiết của đồ án

Phần I: Khái quát hệ thống truyền động máy và nguyên lý hoạt động

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm nguồn động lực là động cơ điện truyền qua khớp nối đàn hồi (1) tới trục I của hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp (3). Hộp giảm tốc hạ số vòng quay và truyền chuyển động đến trục II. Từ trục II, mômen được truyền sang trục III qua bộ truyền xích ống con lăn (4), tiếp tục giảm tốc và tăng mômen xoắn. Trục III liên kết với trục của thùng trộn (5) thông qua khớp nối đàn hồi thứ hai để quay thùng trộn với vận tốc yêu cầu.

Phần II: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

  • Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta_{ch} = \eta_x \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{nt}^2 = 0,91 \cdot 0,96 \cdot 0,99^3 \cdot 0,98^2 = 0,8141$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta_{ch}} = \frac{3}{0,8141} = 3,68\text{ kW}$.
  • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Chọn $u_{sb} = u_{br} \cdot u_x = 2,5 \cdot 3 = 7,5 \Rightarrow n_{sb} = 7,5 \cdot 168 = 1260\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn loại động cơ: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc ký hiệu 3K112M4 có công suất định mức $P_{đc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ định mức $n_{đc} = 1435\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 84%$, hệ số $\cos\varphi = 0,84$, $\frac{T_{max}}{T_{đn}} = 2,2$, $\frac{T_{kđ}}{T_{đn}} = 2$.
  • Phân phối tỉ số truyền: $u_t = \frac{1435}{168} = 8,54$; chọn $u_{br} = 2,5 \Rightarrow u_x = \frac{8,54}{2,5} = 3,42$. Sai số tốc độ trên trục công tác thực tế là $0,1%$ ($n_{lv} = 167,84\text{ vòng/phút}$).

Phần III: Tính toán bộ truyền xích ống con lăn

Bộ truyền xích một dãy chịu công suất $P_{II} = 3,43\text{ kW}$, tốc độ đĩa dẫn $n_{II} = 574\text{ vòng/phút}$, $T_{II} = 57067,07\text{ Nmm}$:

  • Chọn số răng đĩa xích dẫn $z_1 = 25$ răng, số răng đĩa xích bị dẫn $z_2 = 86$ răng ($u_x = 3,44$).
  • Hệ số điều kiện sử dụng xích: $K = 1,625$; công suất tính toán $P_t = 5,85\text{ kW}$.
  • Bước xích tiêu chuẩn: $p_c = 15,875\text{ mm}$ (công suất cho phép $[P] = 6,67\text{ kW}$, vận tốc vòng $v = 3,8\text{ m/s}$, lực vòng có ích $F_t = 902,63\text{ N}$).
  • Khoảng cách trục chọn $a = 634\text{ mm}$, số mắt xích $X = 138$ mắt, chiều dài xích $L = 2190,75\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm va đập: $i = 6,93\text{ lần/s} \le [i] = 50\text{ lần/s}$.
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh: $s = \frac{Q}{k_đ F_t + F_v + F_o} = 20 \ge [s] = 9,3$ (với tải trọng phá hủy xích $Q = 22,7\text{ kN}$).
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_{H1} = 585,33\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$ (chọn thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bề mặt đạt 210 HB).
  • Lực tác dụng lên trục: $F_{rx} = 1038,02\text{ N}$.

Phần IV: Tính toán hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp

  • Vật liệu chế tạo: Thép 45 thường hóa cho cả 2 bánh (Bánh 1: độ rắn $HB_1 = 210$, $\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$; Bánh 2: độ rắn $HB_2 = 195$).
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 376,36\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 222,48\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 206,59\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Chiều dài côn ngoài $R_e = 107,7\text{ mm}$; Môđun mút ngoài tiêu chuẩn $m_{te} = 2,3\text{ mm}$, môđun trung bình $m_{tm} = 2,125\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b = 33\text{ mm}$; Số răng bánh dẫn $z_1 = 32$, bánh bị dẫn $z_2 = 80$; Đường kính chia ngoài $d_{e1} = 81,85\text{ mm}, d_{e2} = 200\text{ mm}$; Góc côn chia $\delta_1 = 21,8^\circ, \delta_2 = 68,2^\circ$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 359,13\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 376,36\text{ MPa}$ (đạt yêu cầu).
  • Kiểm nghiệm độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 80\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 76\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]$ (đạt yêu cầu).
  • Các lực ăn khớp tác dụng: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 706,61\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r1} = F_{a2} = 238,79\text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a1} = F_{r2} = 95,51\text{ N}$.

Phần V: Tính toán kết cấu trục và kiểm nghiệm then

Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$).

  • Sơ bộ chọn đường kính trục: $d_1 = 25\text{ mm}, d_2 = 30\text{ mm}, d_3 = 40\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách gối đỡ, phân tích lực uốn trong hai mặt phẳng $Oxy$ và $Oxz$, tính mômen uốn tổng và mômen tương đương.
  • Đường kính danh nghĩa tại các tiết diện lắp ghép:
    • Trục I: Vị trí khớp nối $d_A = 20\text{ mm}$; Vị trí ổ lăn $d_B = d_C = 30\text{ mm}$; Vị trí bánh răng $d_D = 22\text{ mm}$.
    • Trục II: Vị trí ổ lăn $d_A = d_C = 30\text{ mm}$; Vị trí bánh răng $d_B = 34\text{ mm}$; Vị trí đĩa xích $d_D = 22\text{ mm}$.
    • Trục III: Vị trí ổ lăn $d_A = d_C = 35\text{ mm}$; Vị trí đĩa xích $d_B = 40\text{ mm}$; Vị trí khớp nối $d_D = 32\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng thép 45: Ứng suất dập tính toán $\sigma_d \in [31,2; 73,26]\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$; Ứng suất cắt $\tau_c \in [10,49; 21,98]\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn mỏi tại mọi tiết diện nguy hiểm đều đạt $s_j \ge [s] = 2,5 \div 3$ (Trục I có $s_{min} = 10,6$; Trục II có $s_{min} = 5,6$; Trục III có $s_{min} = 4,9$).
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải: Ứng suất tương đương lớn nhất của Trục I ($\sigma_{tđ} = 23,21\text{ MPa}$), Trục II ($\sigma_{tđ} = 27,39\text{ MPa}$), Trục III ($\sigma_{tđ} = 25,75\text{ MPa}$) đều nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma] = 0,8\sigma_{ch} = 272\text{ MPa}$.

Phần VI: Tính toán chọn ổ lăn và khớp nối trục

  • Trục I và Trục II: Do chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục của bánh răng côn, cả hai trục được trang bị cặp ổ đũa côn 1 dãy ký hiệu 7205 bố trí hình chữ "X" (kích thước $d = 30\text{ mm}, D = 55\text{ mm}, H = 16\text{ mm}$, tải trọng động $C = 23,5\text{ kN}$, tải trọng tĩnh $C_o = 19,9\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt $469.935\text{ giờ}$ (Trục I) và $151.553,4\text{ giờ}$ (Trục II), đều vượt xa yêu cầu $10.000\text{ giờ}$.
  • Trục III: Không chịu lực dọc trục, sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy ký hiệu 207-2F ($d = 35\text{ mm}, C = 25,5\text{ kN}, C_o = 15,3\text{ kN}$), tuổi thọ đạt $167.466\text{ giờ}$.
  • Khớp nối trục đàn hồi:
    • Khớp nối động cơ - trục I: $T = 31,5\text{ Nm}$, sử dụng 4 chốt M8; Ứng suất dập cao su $\sigma_d = 2,43\text{ MPa} \le 3\text{ MPa}$, ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 36,44\text{ MPa} \le 60 \div 80\text{ MPa}$.
    • Khớp nối trục III - thùng trộn: $T = 250\text{ Nm}$, sử dụng 6 chốt M10; $\sigma_d = 2,14\text{ MPa} \le 3\text{ MPa}$, $\sigma_u = 63,31\text{ MPa} \le 60 \div 80\text{ MPa}$.

Phần VII & VIII: Thiết kế vỏ hộp, kết cấu thùng trộn, bệ máy và dung sai lắp ghép

  • Vỏ hộp giảm tốc: Đúc bằng gang xám GX15-32, mặt ghép nắp và thân đi qua tâm các trục. Chiều dày thân hộp $\delta = 6\text{ mm}$, chiều dày nắp $\delta_1 = 6\text{ mm}$, bu lông nền 4 chiếc M12, bu lông cạnh ổ M8, nắp cửa thăm $120 \times 80\text{ mm}$, nút thông hơi M27x2, nút tháo dầu M16x1,5.
  • Thùng trộn và bệ máy: Thùng trộn có kích thước bao $1400 \times 860 \times 892\text{ mm}$, thể tích $200\text{ lít}$, chế tạo bằng thép không gỉ SUS304. Bệ máy có kích thước $1605 \times 400 \times 412\text{ mm}$, hàn từ thép hộp $40 \times 40 \times 2,5\text{ mm}$ và $40 \times 50 \times 2,5\text{ mm}$.
  • Bôi trơn và dung sai: Bánh răng ngâm dầu trong dầu tuabin 57 (độ nhớt Centistoc ở 50°C là 57). Dung sai lắp bánh răng trên trục theo hệ thống lỗ $H7/k6$; dung sai lắp vòng trong ổ lăn trên trục theo $\phi 30k6$, vòng ngoài vào thân vỏ theo $\phi 55H7$; dung sai mối ghép then theo $h9/N9/Js9$.

Thiết kế và thông số kỹ thuật hệ thống

Dưới đây là các bảng tổng hợp số liệu kỹ thuật hoàn chỉnh của hệ thống dẫn động thùng trộn được trích xuất từ đồ án:

Bảng đặc tính động lực học các trục trong hệ thống

Thông số Trục động cơ Trục I (Đầu vào HGT) Trục II (Đầu ra HGT) Trục III (Dẫn xích) Trục công tác (Thùng trộn)
Công suất ($kW$) 3,68 3,61 3,43 3,09 3,00
Tỉ số truyền ($u$) 1,00 1,00 2,50 3,42 1,00
Số vòng quay ($vòng/phút$) 1435,00 1435,00 574,00 167,84 167,84
Mômen xoắn ($Nmm$) 24490,59 24024,74 57067,07 175819,20 170698,30

Bảng thông số kỹ thuật các bộ truyền động chính

Bộ truyền Thông số hình học và chế tạo Giá trị tính toán Giá trị kiểm nghiệm độ bền
Bánh răng côn răng thẳng 1 cấp - Số răng: $z_1 = 32, z_2 = 80$
- Góc côn chia: $\delta_1 = 21,8^\circ, \delta_2 = 68,2^\circ$
- Môđun mút ngoài: $m_{te} = 2,3\text{ mm}$
- Chiều dài côn ngoài: $R_e = 107,7\text{ mm}$
- Bề rộng vành răng: $b = 33\text{ mm}$
- Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 81,85\text{ mm}, d_{e2} = 200\text{ mm}$		 - Vật liệu: Thép 45 thường hóa
- Cấp chính xác chế tạo: 7
- Tỉ số truyền: $u = 2,5$
- Vận tốc vòng: $v = 5,11\text{ m/s}$		 - Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 359,13\text{ MPa} \le 376,36\text{ MPa}$
- Ứng suất uốn bánh 1: $\sigma_{F1} = 80\text{ MPa} \le 222,48\text{ MPa}$
- Ứng suất uốn bánh 2: $\sigma_{F2} = 76\text{ MPa} \le 206,59\text{ MPa}$
Xích ống con lăn 1 dãy - Số răng đĩa xích: $z_1 = 25, z_2 = 86$
- Bước xích: $p_c = 15,875\text{ mm}$
- Khoảng cách trục: $a = 634\text{ mm}$
- Số mắt xích: $X = 138$ mắt
- Chiều dài xích: $L = 2190,75\text{ mm}$
- Đường kính chia đĩa xích: $d_1 = 126,66\text{ mm}, d_2 = 439,72\text{ mm}$		 - Tỉ số truyền: $u_x = 3,44$
- Vận tốc xích: $v = 3,8\text{ m/s}$
- Lực vòng có ích: $F_t = 902,63\text{ N}$
- Lực tác dụng lên trục: $F_{rx} = 1038,02\text{ N}$		 - Số lần va đập: $i = 6,93\text{ lần/s} \le [i] = 50\text{ lần/s}$
- Hệ số an toàn bền tĩnh: $s = 20 \ge [s] = 9,3$
- Ứng suất tiếp xúc răng: $\sigma_{H1} = 585,33\text{ MPa} \le 600\text{ MPa}$

Bảng kết cấu gối trục, ổ lăn và thiết bị ngoại vi

Cụm kết cấu Loại chi tiết được chọn Thông số kích thước / Vật liệu Điều kiện làm việc & Tuổi thọ
Ổ lăn Trục I Ổ đũa côn 1 dãy (7205) $d = 30\text{ mm}, D = 55\text{ mm}, H = 16\text{ mm}$ Chịu lực hướng tâm và dọc trục; Tuổi thọ $L_h = 469.935\text{ giờ}$
Ổ lăn Trục II Ổ đũa côn 1 dãy (7205) $d = 30\text{ mm}, D = 55\text{ mm}, H = 16\text{ mm}$ Chịu lực hướng tâm và dọc trục; Tuổi thọ $L_h = 151.553,4\text{ giờ}$
Ổ lăn Trục III Ổ bi đỡ 1 dãy (207-2F) $d = 35\text{ mm}, C = 25,5\text{ kN}, C_o = 15,3\text{ kN}$ Chịu lực hướng tâm thuần túy; Tuổi thọ $L_h = 167.466\text{ giờ}$
Vỏ hộp giảm tốc Vỏ đúc liền khối có gân tăng cứng Gang xám GX15-32, thân và nắp dày $6\text{ mm}$ Ghép bằng 4 bu lông nền M12, bu lông cạnh ổ M8
Thùng trộn công tác Thùng trộn cơ khí kiểu đứng Inox SUS304, kích thước $1400 \times 860 \times 892\text{ mm}$ Dung tích chứa $200\text{ lít}$, hoạt động với $n = 167,84\text{ vòng/phút}$
Bệ đỡ kết cấu Bệ máy định hình hàn cố định Thép hộp $40 \times 40 \times 2,5$ và $40 \times 50 \times 2,5\text{ mm}$ Kích thước bao $1605 \times 400 \times 412\text{ mm}$

Kết quả và giá trị ứng dụng

  1. Hoàn thiện tính toán đồng bộ chuỗi dẫn động: Hệ thống được tính toán nhất quán từ công suất thùng trộn ($3\text{ kW}$) ngược về công suất động cơ ($3,68\text{ kW}$), lựa chọn động cơ 3K112M4 công suất $4\text{ kW}$ đảm bảo hệ số dự phòng và khả năng khởi động khi mang tải ($T_{kđ}/T_{đn} = 2$).
  2. Đảm bảo các chỉ tiêu độ bền cơ khí: Toàn bộ các bộ phận truyền động (bánh răng côn, xích ống con lăn, then bằng, các đoạn trục và gối đỡ ổ lăn) đều được kiểm nghiệm theo đầy đủ các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải đột ngột, với tuổi thọ ổ lăn đều đạt trên $10.000\text{ giờ}$ tiêu chuẩn.
  3. Hiện thực hóa thiết kế kết cấu: Đồ án không dừng lại ở tính toán lý thuyết mà hoàn thiện thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32, chỉ định loại dầu bôi trơn tuabin 57, dung sai lắp ghép tiêu chuẩn ($H7/k6$, $\phi 30k6$, $\phi 55H7$), cùng kết cấu thùng trộn 200 lít bằng vật liệu chống ăn mòn SUS304 và khung bệ máy bằng thép định hình.

Hạn chế và phạm vi áp dụng

  • Giả định tải trọng tĩnh: Toàn bộ quá trình tính toán trong đồ án được tiến hành dựa trên giả định tải trọng tĩnh, mômen xoắn ổn định theo thời gian; chưa mô hình hóa các biến thiên tải trọng động phức tạp trong các trường hợp nguyên liệu trộn bị vón cục hoặc quá trình xả liệu đột ngột.
  • Giới hạn tỉ số truyền: Thiết kế sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp với tỉ số truyền tương đối nhỏ ($u = 2,5$) để bố trí hai trục vuông góc nhau; việc giảm tốc chính phụ thuộc vào bộ truyền xích hở ($u_x = 3,42$), do đó đòi hỏi phải bảo dưỡng định kỳ và che chắn chống bụi bẩn bám dính vào xích trong môi trường sản xuất thực tế.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp và điển hình cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện:

  • Đồ án môn học Chi tiết máy / Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.
  • Các bài toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài.
  • Quy trình chuẩn trong việc lập bảng đặc tính động học, phân tích lực ăn khớp 3 chiều, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn và kiểm nghiệm trục theo sức bền mỏi và tĩnh.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có ký hiệu gì và mang thông số kỹ thuật nào?

Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc ký hiệu 3K112M4 với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 4\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1435\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 84%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,84$, tỉ số mômen cực đại $\frac{T_{max}}{T_{đn}} = 2,2$ và tỉ số mômen mở máy $\frac{T_{kđ}}{T_{đn}} = 2$.

2. Tỉ số truyền tổng và sự phân phối tỉ số truyền giữa các bộ phận diễn ra như thế nào?

Tỉ số truyền tổng của hệ thống là $u_t = \frac{1435}{168} = 8,54$. Tỉ số truyền này được phân phối thành 2 phần: hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp đảm nhận $u_{br} = 2,5$, và bộ truyền xích ống con lăn ngoài đảm nhận $u_x = 3,42$ (tính toán lại sau khi chọn số răng đĩa xích là $u_x = 3,44$), dẫn đến số vòng quay thực tế trên trục thùng trộn là $167,84\text{ vòng/phút}$ (sai số $0,1%$).

3. Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có các thông số kích thước cơ bản nào và kết quả kiểm nghiệm bền ra sao?

Bộ truyền bánh răng côn có số răng $z_1 = 32, z_2 = 80$, môđun mút ngoài $m_{te} = 2,3\text{ mm}$, môđun trung bình $m_{tm} = 2,125\text{ mm}$, chiều dài côn ngoài $R_e = 107,7\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 33\text{ mm}$, góc côn chia $\delta_1 = 21,8^\circ, \delta_2 = 68,2^\circ$. Kết quả kiểm nghiệm cho thấy: ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 359,13\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 376,36\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 80\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 222,48\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 76\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 206,59\text{ MPa}$.

4. Các loại ổ lăn nào được sử dụng trên ba trục của hệ thống?

  • Trục I và Trục II: Sử dụng ổ đũa côn 1 dãy ký hiệu 7205 (kích thước $\phi 30 \times \phi 55 \times 16\text{ mm}$) để triệt tiêu đồng thời tải trọng hướng tâm và lực dọc trục do góc côn bánh răng sinh ra.
  • Trục III: Sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy ký hiệu 207-2F (đường kính trong $d = 35\text{ mm}$) do trục chỉ chịu lực căng xích và lực hướng tâm từ khớp nối mà không có lực dọc trục.

5. Thùng trộn và khung bệ máy được thiết kế bằng vật liệu và kích thước gì?

  • Thùng trộn: Chế tạo bằng thép không gỉ SUS304, dung tích làm việc $200\text{ lít}$, kích thước bao ngoài $1400 \times 860 \times 892\text{ mm}$.
  • Khung bệ máy: Kích thước bao $1605 \times 400 \times 412\text{ mm}$, gia công hàn định hình từ thép hộp $40 \times 40 \times 2,5\text{ mm}$ và $40 \times 50 \times 2,5\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 9, Phương án số 02) đã giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế cơ khí từ việc xác lập thông số động học, lựa chọn động cơ 3K112M4 ($4\text{ kW}$), thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp ($u=2,5$) kết hợp bộ truyền xích con lăn ($u_x=3,42$). Mọi chi tiết truyền động, kết cấu trục, then, ổ lăn đũa côn 7205 và khớp nối đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và tĩnh trong điều kiện làm việc $10.000\text{ giờ}$. Báo cáo cung cấp đầy đủ các bản vẽ kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32, bệ máy thép hộp định hình và thùng trộn inox SUS304 dung tích 200 lít, đáp ứng chuẩn mực của một đồ án môn học Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.