Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án tập trung giải quyết bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho máy công tác thùng trộn, thuộc chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí (chế tạo máy). Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và xây dựng, hệ thống dẫn động đóng vai trò trung gian truyền cơ năng từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành, đồng thời làm nhiệm vụ giảm tốc độ góc và tăng mômen xoắn để đáp ứng yêu cầu công nghệ của thiết bị khuấy trộn vật liệu.

Nhiệm vụ thiết kế được xác định cụ thể theo Đề số 8 – Phương án 17 với các yêu cầu kỹ thuật và thông số đầu vào xác định:

  1. Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 6{,}5\text{ kW}$.
  2. Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 56\text{ vòng/phút}$ (rpm).
  3. Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L = 6\text{ năm}$.
  4. Chế độ làm việc: Số ngày làm việc trong một năm $K_{ng} = 151\text{ ngày}$, số ca làm việc trong ngày là 1 ca ($8\text{ giờ/ca}$).
  5. Đặc tính chu kỳ tải trọng: Chế độ tải thay đổi theo bậc trong chu kỳ làm việc gồm hai giai đoạn: giai đoạn $t_1 = 16\text{ giây}$ chịu tải định mức ($T_1 = T$) và giai đoạn $t_2 = 18\text{ giây}$ chịu tải suy giảm ($T_2 = 0{,}5T$). Hệ thống làm việc với tải va đập nhẹ, quay một chiều.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh gồm động cơ điện không đồng bộ ba pha, bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang), cụm giảm tốc trung tâm (hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trục) và khớp nối truyền động đến trục thùng trộn.
  • Phạm vi nghiên cứu: Tính toán động học, động lực học, thiết kế kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi dao động của chi tiết máy theo các giáo trình và tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam; không gian thiết kế tại Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP. Hồ Chí Minh năm 2024.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng hệ thống cơ sở lý thuyết và quy chuẩn tính toán chi tiết máy truyền thống trong kỹ thuật cơ khí:

  • Khung lý thuyết và tài liệu quy chuẩn: Dựa trên phương pháp luận thiết kế hệ dẫn động cơ khí từ giáo trình chuyên ngành "Thiết kế dẫn động cơ khí" của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển; tiêu chuẩn kiểm nghiệm ứng suất mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất mỏi uốn $[\sigma_F]$ theo tiêu chuẩn cơ học máy; lý thuyết tính tải trọng tương đương $P_{td}$ đối với hệ thống chịu tải trọng biến thiên theo thời gian; thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng (thuyết bền số 4) và phương pháp xác định hệ số an toàn mỏi uốn – xoắn kết hợp $s$ để tính toán trục.
  • Phương pháp nghiên cứu:
    1. Phương pháp phân tích giải tích: Tính toán động học phân phối tỉ số truyền, tính toán động lực học xác định mômen xoắn và công suất trên các trục truyền.
    2. Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật: Lựa chọn động cơ điện theo dãy công suất chuẩn, tra cứu kích thước hình học của đai thang loại B, chọn vật liệu thép chế tạo (thép C45), tra cứu các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất và kích thước danh định của then bằng, ổ lăn.
    3. Phương pháp cân bằng tĩnh học không gian: Tách hệ lực tác dụng tại các điểm ăn khớp bánh răng và tiếp xúc đai thang, chiếu lực lên hai mặt phẳng trực giao ($Oyz$ và $Oxz$) nhằm xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, từ đó thiết lập biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên từng đoạn trục.
    4. Phương pháp lặp và kiểm nghiệm: Kiểm tra điều kiện bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng, kiểm tra độ bền dập của then và hệ số an toàn mỏi của trục so với ngưỡng cho phép $[s] = 3$.
  • Nguồn dữ liệu: Toàn bộ thông số tính toán dựa trên yêu cầu đề bài Đề 8 – Phương án 17 kết hợp cùng các hệ số thực nghiệm, đồ thị mỏi và bảng số liệu tiêu chuẩn trong tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy.

Nội dung chính theo từng chương

1. Xác định động cơ và phân phối tỷ số truyền

Chương 1 giải quyết bài toán lựa chọn nguồn động lực và tính toán động học toàn hệ thống.

  • Hiệu suất chung của hệ thống: Được xác định qua hiệu suất của các bộ phận thành phần gồm bộ truyền đai thang $\eta_d = 0{,}95$, hai cặp bánh răng $\eta_{br} = 0{,}97$, bốn cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0{,}99$ và khớp nối $\eta_{kn} = 1$: $$\eta = \eta_d \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0{,}95 \cdot 0{,}97^2 \cdot 0{,}99^4 \cdot 1 = 0{,}859$$
  • Tính toán công suất: Do tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($16\text{ s}$ mức $T$ và $18\text{ s}$ mức $0{,}5T$), công suất tương đương trên trục làm việc được xác định là $P_{td} = 5{,}047\text{ kW} \approx 5{,}05\text{ kW}$. Từ đó, công suất cần thiết của động cơ là: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{5{,}05}{0{,}859} \approx 5{,}879\text{ kW}$$
  • Lựa chọn động cơ điện: Tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống $u_{sb} = u_d \cdot u_h \cdot u_t = 3 \cdot 8 \cdot 1 = 24$, tương ứng số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} = 56 \cdot 24 = 1344\text{ vòng/phút}$. Tra bảng thông số, tác giả chọn động cơ kiểu 4A132S4Y3 với công suất định mức $P_{dc} = 7{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{dc} = 1455\text{ vòng/phút}$, $\cos\varphi = 0{,}86$, hiệu suất $\eta% = 87{,}5%$, tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2{,}0$.
  • Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền thực của hệ thống là $u_{ht} = \frac{1455}{56} = 25{,}982$. Tác giả chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_h = 8$ (chia đều cho hai cấp đồng trục: $u_1 = u_2 = \sqrt{8} \approx 2{,}83$), dẫn đến tỉ số truyền bộ truyền đai là $u_d = \frac{25{,}982}{8} = 3{,}25$. Sai số tỉ số truyền toàn hệ thống đạt $0{,}2%$ (thỏa mãn điều kiện sai số cho phép).
  • Đặc tính kỹ thuật trên các trục:
Thông số Trục động cơ Trục I (sơ cấp) Trục II (trung gian) Trục III (thứ cấp) Trục làm việc
Công suất $P$ (kW) 7,49 7,12 6,84 6,57 6,50
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1455 448 158,4 56 56
Tỉ số truyền $u$ — $u_d = 3{,}25$ $u_1 = 2{,}83$ $u_2 = 2{,}83$ $u_t = 1$
Mômen xoắn $T$ (Nm) 49,16 151,78 412,38 1120,42 1108,48

2. Thiết kế bộ truyền đai

Chương 2 tính toán chi tiết kích thước và khả năng tải của bộ truyền đai thang đặt giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc.

  • Lựa chọn loại đai: Với công suất $P_1 = 7{,}49\text{ kW}$ và vận tốc quay $n_1 = 1455\text{ vòng/phút}$, loại đai được chọn là đai thang loại B ($b_p = 14\text{ mm}$, $b_0 = 17\text{ mm}$, $h = 10{,}5\text{ mm}$, $y_0 = 4\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$).
  • Kích thước hình học bánh đai:
    • Đường kính bánh đai nhỏ chuẩn hóa: $d_1 = 180\text{ mm}$, vận tốc đai $v_1 = 13{,}3\text{ m/s}$.
    • Đường kính bánh đai lớn: Tính toán với hệ số trượt $\xi = 0{,}01$ cho ra $d_2 = 579{,}15\text{ mm}$, tiêu chuẩn hóa chọn $d_2 = 560\text{ mm}$ (tỉ số truyền đai thực tế $u = 3{,}14$, sai lệch $3{,}4%$).
    • Chiều dài dây đai và khoảng cách trục: Chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L = 2500\text{ mm} = 2{,}5\text{ m}$; khoảng cách trục sau khi tính toán lại là $a = 640{,}6\text{ mm}$.
    • Góc ôm đai trên bánh nhỏ: $\alpha_1 = 146{,}2^\circ = 2{,}55\text{ rad}$.
    • Số vòng chạy của đai trong một giây: $i = \frac{v}{L} = 5{,}32\text{ s}^{-1} \le [i] = 10\text{ s}^{-1}$.
  • Số lượng đai và kích thước vành đai: Dựa trên công suất cho phép $[P_0] = 3{,}8\text{ kW}$ cùng các hệ số hiệu chỉnh ($C_\alpha = 0{,}91$, $C_v = 0{,}96$, $C_u = 1{,}14$, $C_z = 1$, $C_r = 0{,}7$, $C_L = 1{,}018$), số lượng dây đai tính được là $Z \ge 2{,}78 \Rightarrow$ chọn $Z = 3\text{ đai}$. Chiều rộng bánh đai là $B = 63\text{ mm}$, đường kính ngoài bánh dẫn $d_{n1} = 188{,}4\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{n2} = 568{,}4\text{ mm}$.
  • Lực và tuổi thọ đai: Lực căng ban đầu $F_0 = 621\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 563{,}158\text{ N}$, lực căng nhánh căng $F_1 = 902{,}579\text{ N}$, lực nhánh chùng $F_2 = 339{,}421\text{ N}$, lực căng phụ ly tâm $F_v = 26{,}852\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1188{,}362\text{ N}$. Ứng suất lớn nhất trong dây đai đạt $\sigma_{max} = 6{,}645\text{ MPa}$. Tuổi thọ làm việc tính toán của dây đai đạt $L_h = 2956{,}215\text{ giờ} \approx 369{,}527\text{ ngày làm việc}$. Tác giả kết luận trong 6 năm làm việc cần thay thế định kỳ dây đai từ 6 đến 7 lần (sau mỗi 370 ngày làm việc).

3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trong hộp giảm tốc

Chương 3 thiết lập các thông số hình học và kiểm nghiệm độ bền cho các cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc hai cấp đồng trục.

  • Lựa chọn vật liệu: Cả hai cấp đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh dẫn có độ rắn trung bình $HB_1 = 250$, bánh bị dẫn có độ rắn $HB_2 = 230$. Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là $[\sigma_H] = 433{,}6363\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 257{,}14\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 236{,}57\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học cơ bản: Do kết cấu đồng trục, khoảng cách trục của cấp nhanh và cấp chậm bằng nhau và được xác định theo cấp chậm: $a_w = 250\text{ mm}$. Môđun pháp chọn $m = 4\text{ mm}$. Góc nghiêng răng thực tế tính toán lại là $\beta = 10{,}3^\circ$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 32$, bánh lớn $z_2 = 91$, tỉ số truyền thực $u = 2{,}844$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 130\text{ mm}$, $d_2 = 370\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 138\text{ mm}$, $d_{a2} = 378\text{ mm}$.
    • Đường kính đáy răng: $d_{f1} = 120\text{ mm}$, $d_{f2} = 360\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn $b_2 = 62{,}5\text{ mm}$, bánh dẫn $b_1 = 67{,}5\text{ mm}$, bề rộng làm việc $b_w = 62{,}3\text{ mm}$. Cấp chính xác chế tạo là cấp 9 (vận tốc vòng lớn nhất đạt $3{,}05\text{ m/s} \le 6\text{ m/s}$).
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Cấp chậm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 378{,}9\text{ MPa} < [\sigma_H] = 433{,}64\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán $\sigma_F = 107{,}33\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 236{,}57\text{ MPa}$.
    • Cấp nhanh: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 229{,}9\text{ MPa} < [\sigma_H]$; ứng suất uốn $\sigma_F = 39{,}5\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
  • Lực tác dụng khi ăn khớp:
    • Cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 2333{,}3\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 863{,}2\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 424\text{ N}$; lực pháp tuyến $F_{n1} = 2523{,}7\text{ N}$.
    • Cấp chậm: Lực vòng $F_{t3} = F_{t4} = 6339{,}4\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r3} = F_{r4} = 2345{,}1\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a3} = F_{a4} = 1152{,}1\text{ N}$; lực pháp tuyến $F_{n4} = 6856{,}7\text{ N}$.
  • Điều kiện bôi trơn: Hai bánh bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm có cùng đường kính đỉnh $d_{a2} = d_{a4} = 378\text{ mm}$ nên mức ngâm dầu như nhau. Vận tốc vòng bánh răng đạt $1{,}079\text{ m/s}$ và $3{,}05\text{ m/s}$, áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu trong vỏ hộp. Mức ngập dầu tính toán $h_m = 14\text{ mm}$ (nằm trong giới hạn cho phép $10 \div 15\text{ mm}$). Dầu bôi trơn được chọn là loại ISO VG 68 có độ nhớt động học ở $40^\circ\text{C}$ là $44\text{ cSt}$ ($\nu_{50} = 120 \times 10^{-6}\text{ m}^2\text{/s}$).

4. Thiết kế trục hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

Chương 4 thực hiện tính toán thiết kế chi tiết kết cấu ba trục của hộp giảm tốc, xác định tải trọng, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm hệ số an toàn.

  • Vật liệu chế tạo trục: Cả ba trục dùng thép C45 có giới hạn bền $\sigma_b = 785\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 540\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép sơ bộ $[\tau] = 15 \div 25\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 60\text{ MPa}$.
  • Thiết kế Trục I:
    • Đường kính sơ bộ: Tính toán ra $37{,}21\text{ mm}$, chọn sơ bộ $d_1 = 40\text{ mm}$, bề rộng ổ lăn $b_0 = 23\text{ mm}$.
    • Tải trọng tác dụng: Lực đai $F_r = 1188{,}362\text{ N}$ và các lực ăn khớp cấp nhanh ($F_{t1}, F_{r1}, F_{a1}$). Phản lực gối đỡ tính được: $R_{By} = 221{,}7\text{ N}$, $R_{Dy} = 641{,}5\text{ N}$, $R_{Bx} = 2988{,}8\text{ N}$, $R_{Dx} = 532{,}9\text{ N}$.
    • Kích thước danh định các đoạn trục: $d_A = 35\text{ mm}$ (lắp bánh đai), $d_B = 40\text{ mm}$ (ngõng trục lắp ổ), $d_C = 45\text{ mm}$ (lắp bánh răng), $d_D = 40\text{ mm}$ (lắp ổ).
    • Then bằng và độ bền dập: Tiết diện A chọn then $10 \times 8 \times 45$ ($\sigma_d = 75{,}08\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$); tiết diện C chọn then $14 \times 9 \times 50$ ($\sigma_d = 49{,}3\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$).
    • Hệ số an toàn mỏi: $s_A = 12{,}19$; $s_B = 6{,}47$; $s_C = 6{,}04$; $s_D = 7{,}7$. Mọi tiết diện đều thỏa mãn điều kiện $s > [s] = 3$.
  • Thiết kế Trục III:
    • Đường kính sơ bộ: Tính toán ra $72{,}5\text{ mm}$, chọn $d_3 = 75\text{ mm}$, bề rộng ổ lăn $b_{02} = 37\text{ mm}$.
    • Tải trọng tác dụng: Lực ăn khớp bánh răng cấp chậm ($F_{t4} = 6339{,}4\text{ N}$, $F_{r4} = 2345{,}1\text{ N}$, $F_{a4} = 1152{,}1\text{ N}$) và lực hướng tâm từ khớp nối $F_{rn} = 0{,}25 F_{t4} = 1584{,}9\text{ N}$. Phản lực gối đỡ: $R_{Ey} = 167{,}2\text{ N}$, $R_{Gy} = 2177{,}9\text{ N}$, $R_{Ex} = 3924{,}8\text{ N}$, $R_{Gx} = 829{,}7\text{ N}$.
    • Kích thước danh định các đoạn trục: $d_E = 75\text{ mm}$ (lắp ổ), $d_F = 80\text{ mm}$ (lắp bánh răng), $d_G = 75\text{ mm}$ (lắp ổ), $d_H = 63\text{ mm}$ (lắp khớp nối).
    • Then bằng và độ bền dập: Tiết diện F dùng then $22 \times 14 \times 75$ ($\sigma_d = 97{,}9\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$); tiết diện H dùng then $20 \times 12 \times 95$ ($\sigma_d = 96{,}8\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$).
    • Hệ số an toàn mỏi: $s_F = 7{,}37$; $s_G = 7{,}14$; $s_H = 5{,}34$. Đều thỏa mãn độ bền mỏi.
  • Thiết kế Trục II:
    • Đường kính sơ bộ: Tính ra $51{,}93\text{ mm}$, chọn sơ bộ $d_2 = 55\text{ mm}$, bề rộng ổ lăn $b_0 = 29\text{ mm}$. Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2 là $l_{m22} = 67{,}5\text{ mm}$, chiều rộng bánh 3 là $b_{23} = 100\text{ mm}$.
    • Khoảng cách định vị: $l_{23} = 300\text{ mm}$, $l_{22} = 75\text{ mm}$, $l_{21} = 406\text{ mm}$. Trục II chịu đồng thời các lực ăn khớp từ cấp nhanh ($F_{t2} = 2333{,}3\text{ N}, F_{r2} = 863{,}2\text{ N}, F_{a2} = 424\text{ N}$) và cấp chậm ($F_{t3} = 6339{,}4\text{ N}, F_{r3} = 2345{,}1\text{ N}, F_{a3} = 1152{,}1\text{ N}$) với mômen xoắn $T_2 = 412{,}38\text{ Nm}$.

5. Tính toán chọn ổ lăn và nối trục; 6. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác; 7. Chọn dung sai lắp ghép

Các chương này nằm trong mục lục đồ án quy định cấu trúc thiết kế chi tiết máy. Nội dung gồm:

  • Chương 5: Tính chọn loại ổ lăn đỡ chặn hoặc ổ bi đỡ cho 3 trục, kiểm nghiệm theo khả năng tải động $C_d$, tải tĩnh $C_0$, tính toán tuổi thọ làm việc $L_h$ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục; tính chọn kích thước danh nghĩa khớp nối trục đàn hồi.
  • Chương 6: Xác định chiều dày thành vỏ hộp giảm tốc đúc, kích thước gân tăng cứng, đường kính bu lông nền, bu lông cạnh ổ, bu lông nắp hộp, cửa thăm dầu, que thăm dầu và nút tháo dầu.
  • Chương 7: Tra cứu và ghi nhận miền dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, mối ghép bánh răng lên trục và mối ghép vòng trong, vòng ngoài của ổ lăn theo hệ thống tiêu chuẩn TCVN.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết đầy đủ chu trình tính toán cơ khí cho hệ thống truyền động dẫn động thùng trộn, thể hiện qua các kết quả số liệu định lượng:

Cụm cơ cấu Thông số kỹ thuật chính Giá trị nghiệm thu
Động cơ điện Kiểu động cơ / Công suất định mức / Tốc độ quay 4A132S4Y3 / $7{,}5\text{ kW}$ / $1455\text{ vòng/phút}$
Tỉ số truyền Tỉ số truyền hệ thống / Tỉ số bộ truyền đai / Hộp giảm tốc $u_{ht} = 25{,}982$ / $u_d = 3{,}25$ / $u_h = 8$ ($u_1 = u_2 = 2{,}83$)
Bộ truyền đai Loại đai / Số đai / Chiều dài đai / Khoảng cách trục Đai hình thang B / $Z = 3$ đai / $L = 2500\text{ mm}$ / $a = 640{,}6\text{ mm}$
Bộ truyền bánh răng Khoảng cách trục / Môđun pháp / Số răng / Góc nghiêng $a_w = 250\text{ mm}$ / $m = 4\text{ mm}$ / $z_1 = 32, z_2 = 91$ / $\beta = 10{,}3^\circ$
Trục I Đường kính các đoạn trục $d_A, d_B, d_C, d_D$ / Then / Hệ số mỏi $35, 40, 45, 40\text{ mm}$ / Then bằng $10\times 8, 14\times 9$ / $s_{min} = 6{,}04$
Trục III Đường kính các đoạn trục $d_E, d_F, d_G, d_H$ / Then / Hệ số mỏi $75, 80, 75, 63\text{ mm}$ / Then bằng $22\times 14, 20\times 12$ / $s_{min} = 5{,}34$
Bôi trơn Phương thức / Chiều cao ngập dầu / Chủng loại dầu Ngâm dầu / $h_m = 14\text{ mm}$ / Dầu công nghiệp ISO VG 68

Khuyến nghị vận hành và bảo dưỡng được rút ra trực tiếp từ tính toán:

  1. Định kỳ thay thế dây đai thang loại B sau mỗi 370 ngày làm việc (khoảng $2956\text{ giờ}$ chạy máy) nhằm phòng ngừa đứt gãy do mỏi ứng suất dao động cao ($\sigma_{max} = 6{,}645\text{ MPa}$).
  2. Duy trì mức ngập dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc ở độ cao $14\text{ mm}$ bằng dầu ISO VG 68 để đảm bảo điều kiện ngâm dầu đồng thời cho cả hai bánh bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm ($d_{a2} = d_{a4} = 378\text{ mm}$).

Đóng góp của đồ án:

  • Xây dựng một phương án thiết kế hệ dẫn động cơ khí đồng trục chặt chẽ cho thiết bị thùng trộn chịu tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc.
  • Đồng nhất được khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$ giữa hai cấp truyền động bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, đảm bảo tính thẩm mỹ kết cấu vỏ hộp và đơn giản hóa quá trình gia công cơ khí.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của tài liệu:

  • Như tác giả đã nêu trong lời cảm ơn, do người thực hiện chưa có nhiều kinh nghiệm thực tế về tính toán và thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí, các giải pháp đưa ra mang tính học thuật mẫu mực theo giáo trình, chưa đi sâu vào tối ưu hóa thể tích hay khối lượng của vỏ hộp và trục.
  • Bản thảo đồ án hiện dừng lại ở việc thiết lập các phương trình lực và thông số hình học của Trục II; phần tính toán kiểm nghiệm chi tiết cho Trục II, cùng các bảng tính chọn ổ lăn, kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép (Chương 5, 6, 7) chưa được trình bày đầy đủ số liệu trong văn bản.

Hướng nghiên cứu và hoàn thiện tiếp:

  • Hoàn thiện tính toán chi tiết phản lực gối đỡ, biểu đồ mômen và hệ số an toàn mỏi cho Trục II dưới tác động của cả hai cụm lực ăn khớp.
  • Thực hiện đầy đủ bước chọn ổ lăn đỡ chặn cho ba trục theo tải trọng động tương đương và thời hạn phục vụ $7248\text{ giờ}$.
  • Thiết kế hoàn chỉnh bản vẽ lắp hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục (tỉ lệ 1:1 hoặc 1:2) và bản vẽ chế tạo các chi tiết cơ sở (trục, bánh răng) với đầy đủ chuỗi dung sai lắp ghép, độ nhám bề mặt và yêu cầu nhiệt luyện.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này hữu ích cho các đối tượng và mục đích sau:

  • Đối tượng: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô đang làm đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành kỹ thuật.
  • Phần có giá trị tham khảo cao:
    1. Phương pháp tính toán tải trọng tương đương $P_{td}$ và mômen tương đương từ biểu đồ tải trọng bậc hai cấp ($16\text{ s} - 18\text{ s}$).
    2. Quy trình tính toán hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: Cách xử lý cân bằng khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$ cho cả hai cấp nhanh và cấp chậm, tính toán lại góc nghiêng răng $\beta = 10{,}3^\circ$.
    3. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu đối với kết cấu đồng trục có cùng đường kính đỉnh bánh lớn ($d_{a2} = d_{a4} = 378\text{ mm}$).
    4. Quy trình kiểm nghiệm bền mỏi tổng hợp trên các tiết diện nguy hiểm của trục có rãnh then bằng dao phay ngón.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống là loại nào và có thông số ra sao?

Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc kiểu 4A132S4Y3. Động cơ có công suất định mức $P_{dc} = 7{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{dc} = 1455\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}86$, hiệu suất $\eta% = 87{,}5%$ và bội số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2{,}0$. Lựa chọn này thỏa mãn điều kiện công suất cần thiết $P_{ct} = 5{,}879\text{ kW}$ và số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 1344\text{ vòng/phút}$.

2. Tại sao bộ truyền đai thang loại B phải thay thế định kỳ sau khoảng 370 ngày làm việc?

Dây đai làm việc với vận tốc vòng lớn ($v_1 = 13{,}3\text{ m/s}$ tại $n_1 = 1455\text{ vòng/phút}$) và truyền công suất lớn ($P_1 = 7{,}49\text{ kW}$), dẫn đến ứng suất tổng cộng lớn nhất sinh ra trong đai đạt $\sigma_{max} = 6{,}645\text{ MPa}$. Theo công thức đường cong mỏi của đai, tuổi thọ làm việc tính toán chỉ đạt $L_h = 2956{,}215\text{ giờ}$, tương đương $369{,}53\text{ ngày làm việc}$ (khoảng 370 ngày với chế độ 1 ca/ngày). Do hệ thống phục vụ trong 6 năm, dây đai bắt buộc phải thay mới định kỳ 6 đến 7 lần để tránh sự cố đứt đai do mỏi.

3. Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục trong đồ án có các thông số bánh răng cốt yếu nào?

Bộ truyền bánh răng ở cả hai cấp nhanh và chậm đều dùng bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép C45 tôi cải thiện, có khoảng cách trục bằng nhau $a_w = 250\text{ mm}$, môđun pháp $m = 4\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10{,}3^\circ$. Số răng bánh nhỏ $z_1 = 32$ răng, bánh lớn $z_2 = 91$ răng, cho tỉ số truyền thực $u = 2{,}844$. Đường kính vòng chia của bánh nhỏ là $130\text{ mm}$, bánh lớn là $370\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng tương ứng là $138\text{ mm}$ và $378\text{ mm}$.

4. Vật liệu chế tạo bánh răng và các trục được quy định như thế nào?

  • Bánh răng: Cả cấp nhanh và cấp chậm đều dùng thép C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện, bánh dẫn đạt độ rắn trung bình $HB_1 = 250$, bánh bị dẫn đạt $HB_2 = 230$ (đảm bảo độ chênh lệch độ rắn $10 \div 15\text{ HB}$ để mòn đều).
  • Các trục (Trục I, II, III): Đều sử dụng thép C45 có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 785\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 540\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 60\text{ MPa}$.

5. Cơ chế bôi trơn hộp giảm tốc được thiết kế như thế nào?

Do vận tốc vòng của bánh răng nằm ở mức trung bình và thấp ($v = 1{,}079\text{ m/s}$ và $3{,}05\text{ m/s}$), hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu trực tiếp trong đáy vỏ hộp. Hai bánh răng bị dẫn có cùng đường kính đỉnh $d_{a2} = d_{a4} = 378\text{ mm}$ nên mức ngập dầu đồng đều. Mức dầu ngập được chọn là $h_m = 14\text{ mm}$ (trong ngưỡng cho phép $10 \div 15\text{ mm}$). Dầu bôi trơn công nghiệp được chọn là loại ISO VG 68 có độ nhớt động học ở $40^\circ\text{C}$ là $44\text{ cSt}$ ($\nu_{50} = 120 \times 10^{-6}\text{ m}^2\text{/s}$).

Kết luận

Đồ án thiết kế của tác giả Nguyễn Hoài Nam đã thực hiện trọn vẹn quy trình giải tích cơ học để xác định các thông số kỹ thuật cho hệ dẫn động cơ khí thùng trộn công suất $6{,}5\text{ kW}$. Toàn bộ các cụm chi tiết cơ sở từ động cơ điện 4A132S4Y3, bộ truyền đai thang loại B (3 đai), bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trục ($a_w = 250\text{ mm}, m = 4\text{ mm}$) đến các trục truyền động đều được kiểm nghiệm đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi. Công trình cung cấp tài liệu mẫu mực về mặt tính toán số liệu và phương pháp luận thiết kế chi tiết máy trong đào tạo kỹ sư cơ khí.