Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, việc áp dụng khoa học kỹ thuật vào sản xuất công nghiệp đóng vai trò then chốt nhằm gia tăng năng suất lao động, giảm thiểu cường độ làm việc cơ bắp của con người và bảo đảm an toàn vận hành. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Minh Thông (Khoa Cơ khí – Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm TP. Hồ Chí Minh, dưới sự hướng dẫn của ThS. Lê Quang Vinh) nhằm giải quyết bài toán tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống truyền động cơ khí phục vụ cơ cấu công tác là thùng trộn vật liệu.
Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được xác định cụ thể theo đề tài thiết kế (Đề số 11, Phương án số 10) bao gồm các nội dung kỹ thuật sau:
- Xác định công suất tương đương, tính chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ phù hợp với đặc tính tải trọng biến thiên theo chu kỳ và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
- Tính toán động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền cho các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang và khớp nối trục đàn hồi).
- Thiết kế hình học, tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh (cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm).
- Thiết kế kết cấu các trục truyền động, lập sơ đồ phân tích lực, vẽ biểu đồ mô-men nội lực trong không gian, kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh cho trục; đồng thời tính chọn then và kiểm tra điều kiện bền dập, bền cắt của mối ghép then.
Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn, gồm 5 thành phần chính liên kết tuần tự: động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, nối trục đàn hồi và thùng trộn.
Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào được giới hạn theo phương án thiết kế:
- Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 5\text{ kW}$.
- Số vòng quay trục công tác thùng trộn: $n = 40\text{ vòng/phút}$.
- Thời gian phục vụ định mức: 5 năm, làm việc 170 ngày/năm, chế độ làm việc 1 ca/ngày (tương ứng 8 giờ/ca). Tổng thời gian làm việc tích lũy: $L_h = 5 \times 170 \times 8 = 6800\text{ giờ}$.
- Chế độ tải trọng thay đổi theo 3 bậc trong chu kỳ làm việc $t_{ck} = 55\text{ giây}$: giai đoạn $t_1 = 13\text{ s}$ với tải $T_1 = T$; giai đoạn $t_2 = 27\text{ s}$ với tải $T_2 = 0,8T$; giai đoạn $t_3 = 15\text{ s}$ với tải $T_3 = 0,7T$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Nghiên cứu ứng dụng các nguyên lý cơ bản của cơ học máy, sức bền vật liệu, dung sai đo lường và phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các tài liệu tiêu chuẩn kỹ thuật chuyên ngành tại Việt Nam:
- Giáo trình và tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy, hệ dẫn động cơ khí của Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (được mã hóa tham chiếu TL[1], TL[2], TL[3] trong văn bản).
- Khung lý thuyết tính toán mỏi tiếp xúc mặt răng dựa trên mô hình Hertz và công thức xác định ứng suất uốn tại chân răng của tiêu chuẩn thiết kế bánh răng trụ.
- Thuyết bền năng lượng biến dạng hình dáng biến đổi (thuyết bền 4) và phương pháp xác định hệ số an toàn mỏi trục theo chu kỳ ứng suất biến đổi đối xứng và mạch động.
Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí giải tích kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn công nghiệp:
- Phương pháp phân tích động học và động lực học: Quy đổi tải trọng thay đổi gián đoạn về chế độ tải trọng tĩnh tương đương; tính toán vận tốc góc, mô-men xoắn và công suất qua từng cấp dẫn động dựa trên hiệu suất thành phần.
- Phương pháp phần tử thanh chịu lực không gian: Tách từng trục truyền động, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn trong hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $yOz$ và mặt phẳng ngang $xOz$); dựng biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$ để xác định mặt cắt nguy hiểm nhất.
- Phương pháp kiểm nghiệm chuẩn hóa: So sánh ứng suất tính toán với ứng suất cho phép được hiệu chỉnh bởi các hệ số độ nhám bề mặt, hệ số vận tốc, hệ số tập trung ứng suất, hệ số kích thước và tuổi thọ chu kỳ làm việc.
Nguồn dữ liệu tính toán bao gồm các công thức giải tích, biểu đồ thực nghiệm, dãy số tiêu chuẩn hóa về mô-đun, đường kính trục, kích thước tiết diện đai thang, then bằng và thông số kỹ thuật của động cơ điện tiêu chuẩn từ các sổ tay thiết kế cơ khí.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động
Hệ thống dẫn động thùng trộn được thiết kế theo sơ đồ động học đồng bộ, đảm bảo chuyển tiếp công suất từ động cơ điện cao tốc đến cơ cấu thùng trộn quay chậm. Kiến trúc kết cấu của hệ thống gồm các cụm cơ cấu:
| Cụm cơ cấu | Chức năng kỹ thuật | Kiểu loại / Thông số cơ bản |
|---|---|---|
| Nguồn động lực | Cung cấp công suất và chuyển động quay | Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 4A112M4Y5 ($P = 5,5\text{ kW}, n = 1425\text{ v/p}$) |
| Bộ truyền ngoài cấp 1 | Giảm tốc sơ bộ, chống quá tải, giảm chấn động | Bộ truyền đai thang loại B (gồm 2 dây đai, khoảng cách trục $a = 647,09\text{ mm}$) |
| Cụm giảm tốc trung tâm | Giảm tốc chính xác, tăng mô-men xoắn | Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh ($u_h = 10$, vỏ hộp đúc) |
| Cấp nhanh hộp giảm tốc | Phân đôi dòng công suất để cân bằng lực dọc trục | Cặp bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi ($m_n = 3\text{ mm}, z_1 = 25, z_2 = 89, \beta = 31,24^\circ$) |
| Cấp chậm hộp giảm tốc | Truyền mô-men xoắn lớn đến trục ra | Cặp bánh răng trụ răng thẳng ($m = 2,5\text{ mm}, z_1 = 53, z_2 = 147, b_w = 100\text{ mm}$) |
| Khớp nối liên hợp | Bù sai lệch trục, giảm va đập xoắn | Nối trục vòng đàn hồi ($T = 1379,2\text{ Nm}$, liên kết chốt và đệm cao su) |
Phương án phân đôi cấp nhanh được ứng dụng nhằm giảm bề rộng tiếp xúc của từng vành răng, cân bằng tải trọng tác dụng lên các gối đỡ của trục trung gian và triệt tiêu một phần lực dọc trục trên hệ thống bánh răng nghiêng.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Tính Công Suất, Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền Cho Hệ Thống Truyền Động
Chương này trình bày toàn bộ quy trình tính toán các thông số động học và động lực học cơ sở cho hệ thống:
- Xác định công suất tương đương trên trục công tác do tải trọng thay đổi 3 bậc: $P_t = 4,14\text{ kW}$.
- Tính toán hiệu suất chung của hệ thống: $\eta_{ch} = \eta_đ \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{kn} = 0,95 \cdot (0,99)^4 \cdot 0,97 \cdot 0,97 \cdot 0,98 \approx 0,816$.
- Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_t / \eta_{ch} = 4,14 / 0,816 = 5,07\text{ kW}$.
- Chọn động cơ điện: Chọn kiểu động cơ 4A112M4Y5 với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{đc} = 1425\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, hiệu suất $\eta = 85,5%$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và mô-men mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
- Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung toàn hệ thống $U_{ch} = n_{đc} / n_{lv} = 1425 / 40 = 35,625$. Phân phối cho hộp giảm tốc $U_h = 10$ (trong đó cấp nhanh $U_1 = 3,58$, cấp chậm $U_2 = 2,79$) và bộ truyền đai $U_đ = 3,56$ (chọn sơ bộ $u_đ = 4$). Sai số tỉ số truyền hệ thống đạt $0,126% < 4%$.
- Lập bảng đặc tính động lực học cho các trục truyền động:
| Đại lượng / Trục | Trục động cơ | Trục I (Trục vào) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Trục ra) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 6,11 | 5,75 | 5,36 | 5,15 | 4,14 |
| Số vòng quay $n$ (v/p) | 1425 | 356,25 | 99,5 | 35,66 | 40 |
| Mô-men xoắn $T$ (Nmm) | 40947,7 | 154140,35 | 514452,26 | 1379206,39 | 1193750 |
| Tỉ số truyền $u$ | - | $u_đ = 4$ | $u_1 = 3,58$ | $u_2 = 2,79$ | - |
Chương 2: Tính Toán Các Bộ Truyền Hở (Truyền Đai - Khớp Nối Trục)
Nội dung chương 2 tập trung vào việc tính toán kích thước hình học, động học và kiểm tra độ bền cho bộ truyền đai thang ngoài hộp và khớp nối trục đàn hồi:
- Thiết kế bộ truyền đai thang:
- Chọn tiết diện đai loại B với kích thước hình học: $b_p = 14\text{ mm}, b_0 = 17\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}, y_0 = 4,0\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A_1 = 138\text{ mm}^2$.
- Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 710\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$), tỉ số truyền thực tế $u_t = 4,02$ (sai lệch $\Delta u = 0,5% < 4%$).
- Vận tốc đai $v_1 = 13,43\text{ m/s} < [v]_{max} = 25\text{ m/s}$. Khoảng cách trục tính toán $a = 647,09\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2800\text{ mm}$.
- Góc ôm đai trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 133,314^\circ > 120^\circ$. Số lượng dây đai tính toán $z = 2$ đai. Chiều rộng vành bánh đai $B = 44\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh đai $d_{a1} = 188,4\text{ mm}, d_{a2} = 718,4\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu mỗi đai $F_0 = 207\text{ N}$ (tổng lực căng $F = 414\text{ N}$), lực vòng có ích $F_v = 454,95\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1520,5\text{ N}$. Ứng suất cực đại sinh ra trong dây đai $\sigma_{max} = 6,95\text{ MPa} \le [\sigma_k] = 10\text{ MPa}$. Tuổi thọ làm việc của đai đạt $L_n = 2290\text{ giờ}$.
- Thiết kế nối trục đàn hồi:
- Chọn nối trục vòng đàn hồi liên kết trục III và trục công tác, chịu mô-men xoắn danh nghĩa $T_3 = 1379,206\text{ Nm}$, hệ số chế độ làm việc $K = 1,5$.
- Kiểm nghiệm điều kiện bền uốn của chốt: $\sigma_F = 42,23\text{ MPa} \le [\sigma]_F = 70\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của ống cao su: $\sigma_d = 2,85\text{ MPa} < [\sigma]_d = 3\text{ MPa}$. Lực khớp nối tác dụng lên trục đạt $F_r = 3940,59\text{ N}$.
Chương 3: Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc
Chương này chia làm hai phần tính toán độc lập cho hai cặp bánh răng ăn khớp kín trong hộp giảm tốc:
1. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh (phân đôi)
- Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh dẫn đạt độ rắn $HB_1 = 260$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$); bánh bị dẫn đạt độ rắn $HB_2 = 230$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 480\text{ MPa}$).
- Thông số hình học: Khoảng cách trục chuẩn $a_w = 200\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 31,24^\circ$. Số răng: bánh dẫn $z_1 = 25$, bánh bị dẫn $z_2 = 89$ (tỉ số truyền thực $u_m = 3,56$, sai số $0,55%$).
- Kích thước chi tiết: Đường kính chia $d_1 = 87,72\text{ mm}, d_2 = 312,28\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 93,72\text{ mm}, d_{a2} = 318,28\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 80,22\text{ mm}, d_{f2} = 304,78\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng: $b_1 = 68\text{ mm}, b_2 = 63\text{ mm}$.
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 3514,37\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1496,05\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 2133,55\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 342,65\text{ MPa} < [\sigma_H] = 486,91\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán $\sigma_F = 50,07\text{ MPa} < [\sigma_F] = 283,2\text{ MPa}$.
2. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
- Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện có độ rắn $HB_1 = 260, HB_2 = 230$.
- Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$, mô-đun răng $m = 2,5\text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$. Số răng: bánh dẫn $z_1 = 53$, bánh bị dẫn $z_2 = 147$ (tỉ số truyền thực $u_m = 2,774$, sai số $0,573%$).
- Kích thước chi tiết: Đường kính chia $d_1 = 132,5\text{ mm}, d_2 = 367,5\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 137,5\text{ mm}, d_{a2} = 372,5\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 126,25\text{ mm}, d_{f2} = 361,25\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng: $b_1 = 105\text{ mm}, b_2 = 100\text{ mm}$.
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 3882,66\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1413,17\text{ N}$ (không có lực dọc trục do là răng thẳng).
- Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 385,45\text{ MPa} < [\sigma_H] = 430,25\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_F = 63,69\text{ MPa} < [\sigma_F] = 281,62\text{ MPa}$.
Chương 4: Tính Toán Trục Và Chọn Then
Chương 4 thực hiện thiết kế kết cấu chi tiết cho 3 trục của hộp giảm tốc dựa trên ứng suất uốn, xoắn kết hợp và tính toán mối ghép then:
- Vật liệu trục: Chọn thép C45 thường hóa có $\sigma_b \ge 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 25\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép sơ bộ $[\sigma] = 65\text{ MPa}$.
- Xác định đường kính sơ bộ trục: Trục I chọn $d_1 = 35\text{ mm}$; Trục II chọn $d_2 = 55\text{ mm}$; Trục III chọn $d_3 = 65\text{ mm}$.
- Thiết kế kết cấu và kiểm nghiệm trục I:
- Chiều dài nhịp gối đỡ $l_{11} = 374\text{ mm}$; khoảng cách vị trí đặt lực đai côngxôn $l_{12} = 73\text{ mm}$; vị trí hai bánh răng phân đôi $l_{13} = 82\text{ mm}, l_{14} = 292\text{ mm}$.
- Phân đoạn đường kính trục: ngõng trục lắp bánh đai $d_E = 28\text{ mm}$; ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = d_D = 30\text{ mm}$; thân trục lắp bánh răng $d_B = d_C = 42\text{ mm}$.
- Tiết diện nguy hiểm tại C: Mô-men uốn tổng hợp tương đương $M_{Ctđ} = 379932,19\text{ Nmm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn uốn $S_\sigma = 2,49$, hệ số an toàn xoắn $S_\tau = 7,56$, hệ số an toàn tổng hợp $S = 2,37 > [s] = 1,5$.
- Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_C = 52,33\text{ MPa} < [\sigma]_{qt} = 65\text{ MPa}$.
- Mối ghép then: Tiết diện C/B dùng then bằng $b \times h \times l_t = 12 \times 8 \times 56\text{ mm}$ (ứng suất dập $\sigma_d = 43,69\text{ MPa} < 100\text{ MPa}$, ứng suất cắt $\tau_c = 13,65\text{ MPa} < 40\text{ MPa}$); tiết diện E dùng then $8 \times 7 \times 40\text{ mm}$ ($\sigma_d = 48,74\text{ MPa}, \tau_c = 13,9\text{ MPa}$).
- Thiết kế kết cấu và kiểm nghiệm trục II:
- Nhịp gối đỡ $l_{21} = 374\text{ mm}$; vị trí lắp 2 bánh răng nghiêng cấp nhanh $l_{22} = 82\text{ mm}, l_{24} = 292\text{ mm}$; vị trí bánh răng thẳng cấp chậm đặt đối xứng $l_{23} = 187\text{ mm}$.
- Phân đoạn đường kính trục: ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = d_E = 40\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng phân đôi $d_B = d_D = 45\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng cấp chậm $d_C = 52\text{ mm}$.
- Tiết diện nguy hiểm tại C: $M_{Ctđ} = 707900,5\text{ Nmm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Hệ số an toàn tổng hợp $S = 2,388 > [s] = 1,5$.
- Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: $\sigma_C = 52,33\text{ MPa} < [\sigma]_{qt} = 65\text{ MPa}$.
- Mối ghép then: Tiết diện C dùng then $16 \times 10 \times 90\text{ mm}$ ($\sigma_d = 27,48\text{ MPa} < 100\text{ MPa}, \tau_c = 6,87\text{ MPa} < 40\text{ MPa}$); tiết diện B/D dùng then $14 \times 9 \times 63\text{ mm}$ ($\sigma_d = 48,6\text{ MPa}, \tau_c = 12,15\text{ MPa}$).
- Tính toán lực trục III:
- Nhịp gối đỡ $l_{31} = 374\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng cấp chậm $l_{32} = 187\text{ mm}$; khoảng cách khớp nối côngxôn $l_{33} = 127\text{ mm}$.
- Xác định phản lực gối đỡ theo phương đứng: $F_{ly30} = F_{ly31} = 706,585\text{ N}$.
Kết quả và đóng góp
Nghiên cứu đã hoàn thành toàn bộ chu trình tính toán thiết kế cho hệ thống dẫn động thùng trộn với các kết quả định lượng cụ thể:
- Đã lựa chọn và kiểm chứng thành công động cơ điện 4A112M4Y5 ($5,5\text{ kW}$) cùng hệ thống truyền động đa cấp đảm bảo tỷ số truyền thực $U_{ch} = 35,625$ với sai số động học chỉ $0,126%$.
- Đã xác định toàn bộ thông số hình học và kiểm nghiệm bền thành công cho 2 bộ truyền bánh răng:
- Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh: $a_w = 200\text{ mm}, m_n = 3\text{ mm}, \beta = 31,24^\circ$, thỏa mãn ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H = 342,65\text{ MPa} \le 486,91\text{ MPa}$) và ứng suất uốn ($\sigma_F = 50,07\text{ MPa} \le 283,2\text{ MPa}$).
- Cặp bánh răng thẳng cấp chậm: $a_w = 250\text{ mm}, m = 2,5\text{ mm}$, thỏa mãn ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H = 385,45\text{ MPa} \le 430,25\text{ MPa}$) và ứng suất uốn ($\sigma_F = 63,69\text{ MPa} \le 281,62\text{ MPa}$).
- Đã hoàn thiện thiết kế kết cấu trục I và trục II: Các đường kính trục được tiêu chuẩn hóa theo ngõng lắp ổ lăn và then. Hệ số an toàn mỏi đều đạt yêu cầu khắt khe ($S_{trục I} = 2,37 > 1,5$; $S_{trục II} = 2,388 > 1,5$), kiểm nghiệm bền tĩnh và bền then đều nằm trong giới hạn đàn hồi an toàn.
Đóng góp của đồ án thể hiện ở việc áp dụng hoàn chỉnh phương án hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh nhằm tối ưu hóa sự phân bố tải trọng dọc trục và mô-men xoắn, xử lý triệt để bài toán tải trọng thay đổi 3 bậc thông qua việc quy đổi chu kỳ làm việc tương đương.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của tài liệu:
- Nội dung văn bản tập trung vào phần tính toán động học, động lực học và thiết kế chi tiết máy dạng giải tích; chưa thể hiện phần tính chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn, tính toán nhiệt vỏ hộp giảm tốc và thiết kế hệ thống bôi trơn làm mát chi tiết.
- Văn bản kết thúc ở phần thiết lập lực tác dụng trên trục III mà chưa trình bày bảng biểu đồ nội lực và hệ số an toàn chi tiết cho trục III.
Hướng phát triển mở rộng:
- Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm hệ thống ổ lăn (ổ bi đỡ chặn hoặc ổ đũa côn) cho cả 3 trục truyền động theo khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, tính toán kiểm tra bôi trơn ngâm dầu và cân bằng nhiệt truyền dẫn trong quá trình vận hành liên tục.
- Ứng dụng phần mềm CAD/CAE để mô hình hóa hình học 3D và mô phỏng ứng suất tĩnh/động lực học trên trục và then bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA).
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo hữu ích cho sinh viên thuộc các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Cơ điện tử và Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp.
Các phần có giá trị thực hành cao gồm:
- Quy trình quy đổi công suất và chu kỳ làm việc tương đương dưới chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc ($t_1, t_2, t_3$).
- Phương pháp tính toán và xử lý hệ thống lực phức tạp của sơ đồ hộp giảm tốc bánh răng phân đôi cấp nhanh.
- Trình tự thiết kế, lập phương trình mô-men không gian và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trục theo tiêu chuẩn cơ khí Việt Nam.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động có ký hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ điện được chọn là loại động cơ 3 pha không đồng bộ có mã hiệu 4A112M4Y5, công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{đc} = 1425\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, hiệu suất làm việc $\eta = 85,5%$, khả năng quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và mô-men khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$.
2. Tại sao bộ truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc lại sử dụng bánh răng nghiêng phân đôi?
Bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng phân đôi để chia đều dòng công suất từ trục I sang hai bánh răng trên trục II, giúp giảm chiều rộng vành răng của từng bánh, cân bằng lực dọc trục phát sinh do góc nghiêng răng $\beta = 31,24^\circ$, đồng thời hạn chế sự phân bố không đều của tải trọng dọc theo chiều dài trục.
3. Kích thước và thông số cơ bản của bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc là bao nhiêu?
Bộ truyền đai sử dụng đai thang loại B gồm 2 sợi đai ($z = 2$), diện tích tiết diện $A_1 = 138\text{ mm}^2$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 710\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 647,09\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 2800\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 133,314^\circ$, ứng suất lớn nhất $\sigma_{max} = 6,95\text{ MPa}$ và tuổi thọ tính toán đạt $2290\text{ giờ}$.
4. Trục I và trục II của hộp giảm tốc có thỏa mãn điều kiện bền mỏi không và hệ số an toàn đạt bao nhiêu?
Cả hai trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi với hệ số an toàn lớn hơn giá trị cho phép $[s] = 1,5$. Cụ thể, tại tiết diện nguy hiểm nhất (tiết diện C lắp bánh răng): trục I đạt hệ số an toàn mỏi $S = 2,37$; trục II đạt hệ số an toàn mỏi $S = 2,388$.
5. Vật liệu sử dụng để chế tạo các cặp bánh răng và trục trong đồ án là gì?
Bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện (độ rắn bánh dẫn $HB_1 = 260$, bánh bị dẫn $HB_2 = 230$). Các trục truyền động (Trục I, II, III) sử dụng thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b \ge 600\text{ MPa}$ và giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy của tác giả Nguyễn Minh Thông đã thực hiện đầy đủ các bước tính toán thiết kế động học, động lực học và độ bền cho hệ thống dẫn động thùng trộn công suất $5\text{ kW}$ với sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh. Mọi số liệu tính toán từ công suất động cơ, bộ truyền đai, cặp bánh răng nghiêng/thẳng cho đến kết cấu trục và then đều được kiểm nghiệm chính xác, thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật về độ bền uốn, bền tiếp xúc và bền mỏi. Công trình cung cấp một tài liệu tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn mực, có giá trị ứng dụng cao cho việc nghiên cứu và thực hành thiết kế máy trong lĩnh vực kỹ thuật cơ khí.