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 đóng vai trò trọng yếu nhằm nâng cao năng suất, cơ giới hóa sức lao động và đảm bảo an toàn cho người vận hành. Đồ án "Thiết kế hệ truyền động cơ khí" được thực hiện bởi sinh viên Phan Thượng Khánh (ngành Công nghệ Kỹ thuật Cơ điện tử, Khoa Kỹ thuật – Công nghệ, Trường Đại học Nguyễn Tất Thành) dưới sự hướng dẫn của ThS. Hồ Ngọc Thế Quang. Đề tài đóng vai trò là đồ án môn học nền tảng giúp sinh viên tiếp cận quy trình tính toán, thiết kế cơ khí hoàn chỉnh từ lý thuyết đến thực hành công nghệ.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu

Mục tiêu cốt lõi của đề tài là tính toán, thiết kế toàn bộ hệ thống truyền động cơ khí phục vụ dẫn động cho thùng trộn công nghiệp. Các nhiệm vụ cụ thể được thực hiện theo trình tự:

  1. Xác định công suất và vận tốc quay yêu cầu của thùng trộn; tính toán hiệu suất chung và chọn động cơ điện phù hợp.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền ngoài (đai, xích) và bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng).
  3. Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền đai thang và bộ truyền xích ống con lăn.
  4. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm đặt trong hộp giảm tốc kín.
  5. Thiết kế kết cấu trục, xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô men uốn – xoắn và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục cùng độ bền dập/cắt của then.
  6. Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn đỡ trên các trục.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang và các chi tiết phụ trợ.
  8. Xác định phương pháp bôi trơn và tra bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ truyền động cơ khí hoàn chỉnh dẫn động thùng trộn gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp, bộ truyền xích ống con lăn ngoài và các chi tiết trục, ổ lăn, vỏ hộp.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật:
    • Công suất làm việc trên trục thùng trộn: $P_3 = 4{,}5\text{ kW}$.
    • Chế độ làm việc: Tải trọng tĩnh, quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày (8 giờ/ca, 300 ngày/năm).
    • Thời gian phục vụ: $L = 8\text{ năm}$ (tương đương tổng thời gian $L_H = 38.400\text{ giờ}$).
    • Tốc độ quay sơ bộ của động cơ: $n_{đc} \approx 1420\text{ vòng/phút}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng

Đề tài xây dựng trên nền tảng lý thuyết các môn học: Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Dung sai – Kỹ thuật đo và Vẽ kỹ thuật cơ khí. Các tiêu chuẩn kỹ thuật và tài liệu chuẩn mực được áp dụng bao gồm:

  • Tiêu chuẩn tính toán đai: Tiêu chuẩn DIN 2215 (chọn trước đường kính đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = d_2$, loại đai DIN).
  • Tiêu chuẩn tính toán xích: Tiêu chuẩn ISO 606:2004 (EU) cho xích con lăn.
  • Tiêu chuẩn tính toán bánh răng: Tiêu chuẩn ISO, vật liệu Thép C45 tôi cải thiện.
  • Các tài liệu cơ sở: Giáo trình Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất – Lê Văn Uyển; Cơ sở thiết kế máy của tác giả Nguyễn Hữu Lộc.

Phương pháp nghiên cứu

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất, mô men xoắn, số vòng quay tại từng trục từ trục động cơ, trục vào/ra hộp giảm tốc đến trục công tác.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc: Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$ của răng theo chu kỳ ứng suất tương đương; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục tại các tiết diện nguy hiểm; kiểm nghiệm độ bền dập $\sigma_d$ và bền cắt $\tau_c$ của mối ghép then bằng phẳng.
  • Phương pháp lựa chọn tiêu chuẩn hóa: Tra bảng kích cỡ tiêu chuẩn công nghiệp cho động cơ điện, đai thang, mắt xích, ổ lăn cỡ nặng, kết cấu bu lông, nút tháo dầu, mắt chỉ dầu và dung sai lắp ghép cơ khí.
  • Công cụ hỗ trợ mô hình hóa: Sử dụng các phần mềm chuyên ngành gồm AutoCAD, AutoCAD Mechanical, Autodesk Inventor Professional và SolidWorks để dựng hình và kiểm chứng thông số.

Thiết kế và triển khai hệ truyền động cơ khí

Hệ thống dẫn động được bố trí theo dây chuyền truyền động nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích $\rightarrow$ Thùng trộn.

[Động cơ điện] ---> (Bộ truyền đai) ---> [Hộp giảm tốc bánh răng trụ] ---> (Bộ truyền xích) ---> [Thùng trộn]

Nguyên lý hoạt động

Động năng từ động cơ điện được truyền qua bộ truyền đai dẫn tới trục vào của hộp giảm tốc. Tại hộp giảm tốc, cặp bánh răng trụ răng thẳng thực hiện việc giảm tốc độ vòng quay và tăng mô men xoắn. Từ trục ra của hộp giảm tốc, chuyển động tiếp tục được truyền qua bộ truyền xích đến trục quay của thùng trộn nhằm cung cấp đủ lực kéo cần thiết để vận hành tải tĩnh của thùng trộn.

Đánh giá kỹ thuật các bộ truyền

  • Bộ truyền đai: Có ưu điểm làm việc êm, không gây ồn, có khả năng trượt bảo vệ hệ thống khi xảy ra quá tải, giá thành thấp; tuy nhiên kích thước khuôn khổ tương đối lớn và tỉ số truyền thay đổi do trượt đàn hồi ($\varepsilon = 0{,}01$).
  • Hộp giảm tốc bánh răng: Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải cao, tỉ số truyền cố định, hiệu suất cao ($0{,}96$), tuổi thọ cao; nhược điểm là yêu cầu chế tạo gia công chính xác.
  • Bộ truyền xích: Kích thước gọn hơn truyền đai cùng công suất, không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao ($0{,}95$), chịu tải tốt; nhược điểm là gây ồn khi chạy tốc độ cao và đòi hỏi bôi trơn định kỳ.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Tính toán động học

Chương này thực hiện việc xác định hiệu suất toàn hệ thống, chọn động cơ điện và lập bảng phân phối tỷ số truyền, công suất, số vòng quay cùng mô men xoắn trên các trục.

  • Hiệu suất chung của hệ thống: $$\eta = \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_x = 0{,}95 \cdot 0{,}96 \cdot (0{,}99)^3 \cdot 0{,}95 \approx 0{,}84$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_3}{\eta} = \frac{4{,}5}{0{,}84} = 5{,}35\text{ kW}$$
  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ không đồng bộ ba pha kiểu 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 7{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1455\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}86$, hiệu suất $\eta = 87{,}5%$, tỉ số mô men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$, $T_k/T_{dn} = 2{,}0$.
Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục III (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) 5,33 5,02 4,78 4,50
Tỷ số truyền $u$ - $u_đ = 2$ $u_{br} = 2$ $u_x = 4$
Số vòng quay $n$ (v/p) 1455,00 727,50 363,75 90,94
Mô men xoắn $T$ (N.mm) 34.983,85 65.898,28 125.495,53 472.564,33

Chương II: Thiết kế bộ truyền đai và bộ truyền xích

Chương II tập trung xác định kích thước hình học, các thông số tải trọng và kiểm nghiệm độ bền cho hai bộ truyền ngoài.

1. Bộ truyền đai thang:

  • Tiết diện đai: Loại b; đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 400\text{ mm}$; tỷ số truyền thực tế $u_{tt} = 2{,}24$ (sai lệch $0{,}12%$).
  • Vận tốc đai: $v = 13{,}71\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
  • Khoảng cách trục tính toán: $a = 430{,}41\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1800\text{ mm}$.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 150{,}86^\circ > 120^\circ$.
  • Số dây đai: $Z = 2$ đai; chiều rộng bánh đai: $B = 44\text{ mm}$.
  • Đường kính ngoài bánh đai: $d_{a1} = 188{,}4\text{ mm}$, $d_{a2} = 408{,}4\text{ mm}$.
  • Lực căng ban đầu mỗi đai: $F_0 = 212{,}78\text{ N}$; lực tác dụng lên trục: $F_r = 1235{,}62\text{ N}$.

2. Bộ truyền xích ống con lăn:

  • Loại xích: Xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn ISO 606:2004; bước xích $p = 19{,}05\text{ mm}$.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn $z_1 = 21$ răng, đĩa bị dẫn $z_2 = 84$ răng ($u_x = 4$).
  • Công suất tính toán: $P_t = 7{,}82\text{ kW} < [P] = 8{,}38\text{ kW}$.
  • Số mắt xích: $X = 116$; khoảng cách trục: $a = 571\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: Đĩa dẫn $d_1 = 128\text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 510\text{ mm}$.
  • Số lần va đập bản lề xích: $i = 4{,}4\text{ s}^{-1} < [i] = 30\text{ s}^{-1}$.
  • Vật liệu đĩa xích: Thép C45 tôi cải thiện, độ cứng HB170; tải trọng phá hỏng $Q = 38{,}1\text{ kN}$.
  • Ứng suất tiếp xúc tính toán: $\sigma_{H1} = 695\text{ MPa}$; lực tác dụng lên trục: $F_r = 2262{,}17\text{ N}$.

Chương III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Chương III trình bày quy trình tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài đặt trong hộp giảm tốc kín.

  • Vật liệu chế tạo: Chọn Thép C45 tôi cải thiện cho cả hai bánh:
    • Bánh dẫn: Độ cứng $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh bị dẫn: Độ cứng $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 433{,}6\text{ MPa}$; $[\sigma_F] = 236{,}6\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học cơ bản:
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 160\text{ mm}$.
    • Mô đun răng: $m = 3\text{ mm}$.
    • Tổng số răng $Z_1 + Z_2 = 107$; chọn $Z_1 = 36$ răng, $Z_2 = 72$ răng ($u_m = 2{,}0$).
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 108\text{ mm}$, $d_2 = 216\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_1 = 69\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 64\text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng: $v = 4{,}11\text{ m/s}$ (chọn cấp chính xác 8).
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 238{,}4\text{ MPa} < [\sigma_H] = 433{,}6\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn thực tế bánh bị dẫn: $\sigma_{F2} = 33{,}61\text{ MPa} < [\sigma_F] = 236{,}6\text{ MPa}$ (thỏa mãn).

Chương IV: Thiết kế trục và then

Nội dung chương IV bao gồm việc phân tích lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục, xác định phản lực liên kết gối đỡ, xây dựng biểu đồ nội lực, định kích thước các đoạn trục, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi và tính độ bền mối ghép then.

1. Vật liệu và kích thước sơ bộ:

  • Vật liệu cả hai trục: Thép C45 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 \div 25\text{ MPa}$).
  • Trục I: Đường kính sơ bộ $d = 26\text{ mm}$; chọn đường kính các đoạn $d_{D1} = 30\text{ mm}$, $d_{A1} = 35\text{ mm}$, $d_{B1} = d_{C1} = 25\text{ mm}$.
  • Trục II: Đường kính sơ bộ $d = 30\text{ mm}$; chọn đường kính các đoạn $d_{D2} = 35\text{ mm}$, $d_{A2} = 40\text{ mm}$, $d_{B2} = d_{C2} = 30\text{ mm}$.

2. Biểu đồ mô men và hệ số an toàn:

  • Mô men tương đương lớn nhất: Trục I đạt $M_{tA1} = 108.834{,}48\text{ N.mm}$; Trục II đạt $M_{tA2} = 230.787{,}55\text{ N.mm}$.
  • Hệ số an toàn mỏi: Tiết diện $D_1$ trên Trục I đạt $s = 13{,}12 \ge [s]$; tiết diện $D_2$ trên Trục II đạt $s = 10{,}92 \ge [s]$.

3. Kiểm nghiệm then bằng:

Tiết diện Vị trí trục Kích thước then $b \times h \times t_1$ (mm) Chiều dài $l$ (mm) Chiều sâu rãnh $t_2$ (mm) Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa)
$D_1$ Trục I (lắp bánh răng) $10 \times 8 \times 5$ 45 3,3 38,04 12,55
$C_1$ Trục I (lắp bánh đai) $8 \times 7 \times 4$ 40 2,8 58,84 20,59
$D_2$ Trục II (lắp bánh răng) $10 \times 8 \times 5$ 40 3,3 72,44 23,90
$C_2$ Trục II (lắp đĩa xích) $10 \times 8 \times 5$ 30 3,3 126,76 41,83

Kết luận: Toàn bộ các then đều thỏa mãn độ bền dập và độ bền cắt cho phép.

Chương V: Tính toán và lựa chọn ổ lăn

Các gối trục không chịu lực dọc trục ($F_a = 0$), do đó đồ án lựa chọn ổ bi đỡ cỡ nặng để nâng cao tuổi thọ và độ cứng vững:

  • Trục I: Lực hướng tâm tại gối đỡ nguy hiểm $F_{rA1} = 1836{,}08\text{ N}$. Tải trọng động tính toán $C_d = 13{,}74\text{ kN}$. Chọn ổ bi đỡ cỡ nặng ký hiệu 406 ($d = 30\text{ mm}$, $D = 90\text{ mm}$, $B = 23\text{ mm}$, $r = 2{,}5\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 37{,}2\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 27{,}2\text{ kN}$).
  • Trục II: Lực hướng tâm tại gối đỡ nguy hiểm $F_{rA2} = 3738{,}03\text{ N}$. Tải trọng động tính toán $C_d = 22{,}20\text{ kN}$. Chọn ổ bi đỡ cỡ nặng ký hiệu 407 ($d = 35\text{ mm}$, $D = 100\text{ mm}$, $B = 25\text{ mm}$, $r = 2{,}5\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 43{,}6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 31{,}9\text{ kN}$).

Chương VI: Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

  • Vật liệu vỏ hộp: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối chia làm nắp và thân hộp; mặt ghép đi qua đường tâm các trục và song song với đáy hộp; đáy dốc $1^\circ$ về phía lỗ tháo dầu.
  • Kích thước cơ bản vỏ hộp:
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 8\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 7\text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 40\text{ mm}$, góc dốc $2^\circ$.
    • Khoảng hở giữa bánh răng với đáy hộp $\Delta = 24\text{ mm}$, với thành bên $\Delta = 8\text{ mm}$.
    • Bu lông nền $d_1 = \text{M18}$, bu lông cạnh ổ $d_2 = \text{M14}$, bu lông ghép bích nắp và thân $d_3 = \text{M13}$, vít ghép nắp ổ $d_4 = \text{M10}$, vít nắp cửa thăm $d_5 = \text{M8}$.
  • Chi tiết phụ: Bu lông vòng M10 (phù hợp khối lượng hộp ước tính $Q = 140\text{ kg}$), chốt định vị hình côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, nút thông hơi M27x2 trên nắp cửa thăm, nút tháo dầu M20x2 ở đáy, que thăm dầu nghiêng $55^\circ$ và mắt kính chỉ dầu phẳng ($D = 20\text{ mm}$).

Chương VII: Bôi trơn hộp giảm tốc và ổ lăn

  • Bôi trơn bánh răng trong hộp: Sử dụng phương pháp ngâm dầu. Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao chân răng của bánh răng lớn nhất; mức dầu cao nhất không vượt quá $1/6 \div 1/3$ bán kính bánh răng lớn. Loại dầu bôi trơn lựa chọn là dầu công nghiệp 50 (độ nhớt động học Centistoc ở $50^\circ\text{C}$ là $38 \div 52$, khối lượng riêng $0{,}886 \div 0{,}926\text{ g/cm}^3$ ở $20^\circ\text{C}$).
  • Bôi trơn ổ lăn: Sử dụng phương pháp bôi trơn bằng mỡ với loại mỡ LGMT2 (chất làm đặc gốc Lithium soap, dầu khoáng cơ sở, nhiệt độ hoạt động từ $-30^\circ\text{C}$ đến $+120^\circ\text{C}$, độ nhớt động học $91\text{ mm}^2/\text{s}$ ở $40^\circ\text{C}$, độ đậm đặc cấp 2).

Chương VIII: Dung sai và yêu cầu kỹ thuật lắp ghép

Hệ thống lắp ghép được lựa chọn theo tiêu chuẩn độ chính xác lắp ráp máy cơ khí:

  • Lắp bánh răng lên trục: Mối ghép trung gian $H7/k6$ (chịu tải tĩnh, va đập nhẹ, định tâm tốt).
  • Lắp ổ lăn lên trục: Vòng trong quay chịu tải chu kỳ lắp theo hệ thống lỗ với cấp dung sai $k6$.
  • Lắp ổ lăn vào thân hộp: Vòng ngoài cố định lắp theo hệ thống trục với cấp dung sai $H7$.
  • Lắp vòng chắn dầu/bạc trên trục: Lắp ép $H7/t6$; lắp chốt định vị thân-nắp: $H7/n8$; lắp nắp ổ vào thân: Lắp lỏng $H7/e8$.
  • Dung sai rãnh then: Chiều rộng rãnh gia công theo cấp sai lệch $Js9$ ($\pm 0{,}018\text{ mm}$ cho trục I và $\pm 0{,}021\text{ mm}$ cho trục II); sai lệch chiều sâu rãnh then trên trục $t_1$ và may-ơ $t_2$ là $+0{,}2\text{ mm}$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả kỹ thuật đạt được

  1. Thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí dẫn động thùng trộn với tổng tỷ số truyền toàn hệ $u_t = u_đ \cdot u_{br} \cdot u_x = 2 \cdot 2 \cdot 4 = 16$, hạ tốc độ từ $1455\text{ vòng/phút}$ xuống $90{,}94\text{ vòng/phút}$ tại trục công tác.
  2. Tối ưu hóa lựa chọn động cơ 4A132S4Y3 công suất $7{,}5\text{ kW}$ đáp ứng công suất yêu cầu $5{,}35\text{ kW}$.
  3. Cặp bánh răng trụ $a_w = 160\text{ mm}$, mô đun $m = 3\text{ mm}$ có ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 238{,}4\text{ MPa}$ thấp hơn giới hạn cho phép ($433{,}6\text{ MPa}$) và ứng suất uốn $\sigma_F = 33{,}61\text{ MPa} < 236{,}6\text{ MPa}$, đảm bảo không xảy ra tróc rỗ hay gãy răng trong 8 năm phục vụ.
  4. Hai trục truyền động bằng thép C45 đảm bảo độ cứng vững và hệ số an toàn mỏi cao ($s_{D1} = 13{,}12$ và $s_{D2} = 10{,}92$), các mối ghép then phẳng và các gối đỡ ổ bi 406, 407 đều vận hành tin cậy dưới tải trọng tĩnh.

Đề xuất và giải pháp kỹ thuật của tác giả

  • Bố trí mặt ghép thân và nắp hộp giảm tốc đi qua tâm trục để đơn giản hóa thao tác lắp ráp và bảo trì gối trục.
  • Thiết kế đáy hộp dốc $1^\circ$ về lỗ thoát dầu cùng nút tháo dầu M20x2 có nam châm/rãnh đệm giúp xả kiệt cặn kim loại khi thay dầu định kỳ.
  • Sử dụng kết hợp mắt kính chỉ dầu phẳng và que thăm dầu nghiêng $55^\circ$ để kiểm soát mức dầu ngâm ngập răng chính xác mà không cần mở nắp thăm.

Đóng góp thực tiễn

Đề tài hoàn thiện bộ hồ sơ tính toán cơ khí chi tiết, chuẩn hóa quy trình thiết kế dẫn động thùng trộn từ khâu chọn thông số động học đến tra cứu dung sai chế tạo thực tế, làm tài liệu tham khảo đồng bộ cho sinh viên chuyên ngành kỹ thuật.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Toàn bộ bài toán được thiết lập dưới điều kiện làm việc tải trọng tĩnh lý tưởng, chưa khảo sát các trường hợp xung lực đột ngột hoặc quá tải nặng khi vật liệu trộn bị kẹt.
    • Chưa tích hợp mô phỏng động lực học đa vật thể (MBD) hay phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với ứng suất tập trung tại rãnh then và thân vỏ hộp.
  • Hướng phát triển:
    • Nghiên cứu kiểm nghiệm độ bền mỏi của hệ truyền động dưới các chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ thực tế của máy trộn công nghiệp.
    • Sử dụng phần mềm Autodesk Inventor Professional / SolidWorks để tiến hành mô phỏng ứng suất biến dạng vỏ hộp và tối ưu hóa trọng lượng kết cấu đúc gang.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tư liệu học thuật hữu ích cho:

  • Đối tượng: Sinh viên các ngành Công nghệ Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Cơ khí, 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.
  • Nội dung giá trị: Các bảng tra cứu phân phối tỷ số truyền, bảng tính biểu đồ mô men trục uốn-xoắn, các bước kiểm nghiệm ổ bi đỡ cỡ nặng, cùng hệ thống tra cứu dung sai lắp ghép chi tiết theo tiêu chuẩn Việt Nam và quốc tế (DIN, ISO).

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động là loại nào và có thông số ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha kiểu 4A132S4Y3, công suất định mức $7{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $1455\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}86$, hiệu suất $\eta = 87{,}5%$.

2. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có khoảng cách trục và các thông số hình học chính là bao nhiêu?
Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 3\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 36$ răng, bánh bị dẫn $Z_2 = 72$ răng, chiều rộng vành răng lần lượt là $b_1 = 69\text{ mm}$ và $b_2 = 64\text{ mm}$.

3. Ký hiệu và thông số của các ổ lăn được lựa chọn cho Trục I và Trục II là gì?
Trục I sử dụng ổ bi đỡ cỡ nặng ký hiệu 406 ($d = 30\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}, C = 37{,}2\text{ kN}$). Trục II sử dụng ổ bi đỡ cỡ nặng ký hiệu 407 ($d = 35\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 25\text{ mm}, C = 43{,}6\text{ kN}$).

4. Dầu và mỡ bôi trơn được chỉ định cho hộp giảm tốc và ổ lăn là những loại nào?
Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu bằng Dầu công nghiệp 50 (độ nhớt $38 \div 52\text{ cSt}$ ở $50^\circ\text{C}$). Các ổ lăn được bôi trơn bằng Mỡ LGMT2 gốc Lithium soap (dải nhiệt độ hoạt động $-30^\circ\text{C} \div +120^\circ\text{C}$).

5. Mối ghép then trên các đoạn trục được kiểm nghiệm độ bền như thế nào?
Toàn bộ 4 then bằng trên Trục I và Trục II đều được kiểm nghiệm theo chỉ tiêu độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d]$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c]$); giá trị ứng suất dập cực đại ghi nhận tại then đĩa xích $C_2$ là $126{,}76\text{ MPa}$ và ứng suất cắt là $41{,}83\text{ MPa}$, tất cả đều thỏa mãn điều kiện an toàn.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ truyền động cơ khí" của sinh viên Phan Thượng Khánh đã giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán kỹ thuật cho trạm dẫn động thùng trộn công suất $4{,}5\text{ kW}$. Toàn bộ các bộ truyền đai, bánh răng, xích cùng hệ trục và gối đỡ ổ lăn đều được xác định thông số chuẩn xác, kiểm nghiệm bền theo các tiêu chuẩn kỹ thuật ISO và DIN. Hồ sơ thiết kế cung cấp đầy đủ thông số vỏ hộp đúc, phương án bôi trơn và bảng tra dung sai lắp ghép, đạt yêu cầu kỹ thuật và tính khả thi trong chế tạo cơ khí.