Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ thuật cơ khí, việc thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là nội dung cốt lõi nhằm trang bị năng lực tính toán, lựa chọn và thiết kế kết cấu các chi tiết máy theo tiêu chuẩn công nghiệp. Đồ án môn học Thiết kế máy (Mã môn học: ME3139) do sinh viên Vòng Đạt Huy (MSSV: 2011299) thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Lê Thúy Anh tại Khoa Cơ khí – Bộ môn Thiết kế máy, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM (năm học 2023–2024), tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề số 4 – Phương án số 5).
1. Bối cảnh kỹ thuật và yêu cầu đầu vào
Hệ thống dẫn động thùng trộn thực hiện việc biến đổi cơ năng từ nguồn động lực (động cơ điện) thành chuyển động quay phù hợp với tải trọng công nghệ của cơ cấu công tác (thùng trộn). Hệ thống được yêu cầu làm việc ở chế độ quay 1 chiều, chịu tải va đập nhẹ, thời gian vận hành 1 ca/ngày (8 giờ/ca).
Các thông số đầu vào cho Phương án số 5 gồm:
- Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 5\text{ kW}$.
- Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 38\text{ vg/ph}$ (rpm).
- Thời gian phục vụ định mức: $L = 6\text{ năm}$.
- Số ngày làm việc trong năm: $K_{ng} = 226\text{ ngày}$.
- Số ca làm việc trong ngày: $1\text{ ca}$ ($8\text{ giờ/ca}$).
- Đặc tính chu kỳ tải trọng: $t_1 = 53\text{ giây}$ (ứng với mô-men $T_1 = T$), $t_2 = 14\text{ giây}$ (ứng với mô-men $T_2 = 0,3T$).
2. Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế
Nhiệm vụ của đồ án được xác định cụ thể theo các hạng mục kỹ thuật:
- Xác định công suất cần thiết của động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền xích ống con lăn).
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng).
- Lập sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và xác định giá trị các lực ăn khớp.
- Tính toán thiết kế kết cấu trục và lựa chọn then.
- Tính toán chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi.
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bu-lông và các chi tiết phụ liên quan.
- Lựa chọn dung sai lắp ghép và lập bảng tài liệu tham khảo.
- Hoàn thiện sản phẩm gồm 01 bản thuyết minh kỹ thuật, 01 bản vẽ lắp A0 và 01 bản vẽ chi tiết theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).
3. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Đối tượng: Chuỗi truyền động cơ khí hoàn chỉnh gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển $\rightarrow$ Bộ truyền xích ống con lăn $\rightarrow$ Trục máy công tác (thùng trộn).
- Phạm vi: Tính toán động học, động lực học, độ bền mỏi, độ bền tĩnh, khả năng tải động của ổ lăn và kết cấu hình học cơ khí trong giới hạn thông số vận hành đã cho.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng khung lý thuyết giải tích và các tiêu chuẩn tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất cơ học tổng thể qua chuỗi tổn hao công suất của các cặp ổ lăn ($\eta_{ol}$), bộ truyền xích ($\eta_x$), bộ truyền bánh răng ($\eta_{br}$) và nối trục đàn hồi ($\eta_{nt}$).
- Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn: Dựa trên tiêu chuẩn tính toán độ bền bánh răng, xác định số chu kỳ làm việc cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$), số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) theo quy luật tích lũy tổn thương mỏi dưới chế độ tải thay đổi bậc.
- Phương pháp biểu đồ nội lực và kiểm nghiệm trục: Phương pháp cân bằng tĩnh lực học trong không gian 3 chiều ($Oxyz$), tách các mặt phẳng tác dụng lực $Oxz$ (mặt phẳng đứng) và $Oyz$ (mặt phẳng ngang) để vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$, mô-men xoắn $T$, xác định mô-men uốn tổng $M$ và mô-men tương đương $M_{tđ}$. Kiểm nghiệm an toàn mỏi trục theo hệ số $s_j \ge 2,5$ và kiểm nghiệm bền tĩnh ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]$).
- Phương pháp tra cứu bảng chuẩn: Sử dụng các bảng tra thông số tiêu chuẩn cơ khí (vật liệu thép, kích thước modun, khoảng cách trục, dãy động cơ điện SGA, kích thước then bằng, ổ lăn tiêu chuẩn GOST/TCVN).
Nội dung chính theo từng chương
Phần I: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Căn cứ vào hiệu suất từng bộ phận cơ học ($\eta_{ol} = 0,99$ cho mỗi cặp ổ lăn; $\eta_x = 0,93$; $\eta_{br} = 0,98$; $\eta_{nt} = 0,98$), hiệu suất toàn hệ thống được xác định: $$\eta_{ch} = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_x \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{nt} = 0,99^4 \cdot 0,93 \cdot 0,98^2 \cdot 0,98 = 0,84$$
Công suất tương đương trên trục công tác dưới chế độ tải trọng bậc: $$P_{TĐ} = P_{CTmax} \sqrt{\frac{\sum \left(\frac{T_i}{T_{max}}\right)^2 t_i}{\sum t_i}} = 5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 53 + 0,3^2 \cdot 14}{53 + 14}} = 4,50\text{ kW}$$
Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ĐC} = \frac{P_{CTmax}}{\eta_{ch}} = \frac{5}{0,84} = 5,95\text{ kW}$.
Tác giả chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ loại 160M (công suất định mức $7,5\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 970\text{ vg/ph}$). Phân phối tỉ số truyền: tỉ số truyền chung $u_{ch} = 25,526$; bộ truyền xích $u_x = 2,04$; hộp giảm tốc $u_{hgt} = 12,5$ (cấp nhanh $u_{br12} = 4,00$; cấp chậm $u_{br34} = 3,15$).
| Thông số | Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất ($P$, kW) | 5,95 | 5,83 | 5,66 | 5,49 | 5,05 |
| Tỷ số truyền ($u$) | 1 | 1 | 4,00 | 3,15 | 2,04 |
| Số vòng quay ($n$, vg/ph) | 970 | 970 | 242,5 | 77,0 | 37,7 |
| Mô-men xoắn ($T$, Nm) | 58,60 | 57,40 | 222,90 | 680,90 | 1279,24 |
Sai số vòng quay trục công tác thực tế so với yêu cầu: $\Delta n = 0,79% < 5%$ (thỏa điều kiện cho phép).
Phần II: Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn
Bộ truyền xích bố trí giữa trục III của hộp giảm tốc và trục máy công tác với công suất truyền $P_1 = 5,49\text{ kW}$, số vòng quay đĩa dẫn $n_1 = 77,0\text{ vg/ph}$, tỉ số truyền $u_x = 2,04$.
- Thông số đĩa xích: Số răng đĩa dẫn chọn $z_1 = 25$ răng; số răng đĩa bị dẫn $z_2 = 51$ răng. Tỉ số truyền thực tế $u_x = 2,04$ ($\Delta u = 0%$).
- Bước xích và công suất tính toán: Công suất tính toán $P_t = 6,42\text{ kW} \le [P] = 10,5\text{ kW}$. Chọn loại xích ống con lăn 1 dãy có bước xích $p_c = 38,1\text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 11,12\text{ mm}$, chiều dài ống $b_0 = 35,46\text{ mm}$.
- Vận tốc và kích thước hình học: Vận tốc trung bình của xích $v = 1,22\text{ m/s}$; lực vòng có ích $F_t = 4500\text{ N}$. Khoảng cách trục sau khi giảm độ võng là $a = 1510\text{ mm}$; số mắt xích $X = 118$ mắt; chiều dài dây xích $L = 4495,8\text{ mm}$.
- Kích thước đĩa xích: Đĩa dẫn ($d_1 = 303,34\text{ mm}$, $d_{a1} = 320,64\text{ mm}$, $d_{f1} = 280,9\text{ mm}$); Đĩa bị dẫn ($d_2 = 618,82\text{ mm}$, $d_{a2} = 636,78\text{ mm}$, $d_{f2} = 596,38\text{ mm}$).
- Kiểm nghiệm: Hệ số an toàn $s = 25,5 \ge [s] = 8,0$; số lần va đập $i = 1,1 \le [i] = 14\text{ lần/s}$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 5175\text{ N}$.
Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng khai triển. Vật liệu được chọn cho cả hai cấp là thép C45 tôi cải thiện (bánh dẫn có độ cứng $285\text{ HB}$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; bánh bị dẫn có độ cứng $275\text{ HB}$, $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 580\text{ MPa}$).
| Thông số thiết kế | Cấp nhanh (Cặp 1-2) | Cấp chậm (Cặp 3-4) |
|---|---|---|
| Khoảng cách trục ($a_w$, mm) | 160 | 180 |
| Mô-đun pháp ($m_n$, mm) | 2,5 | 2,5 |
| Góc nghiêng răng ($\beta$) | $10,14^\circ$ | $11,72^\circ$ |
| Số răng bánh dẫn / bị dẫn ($z$) | $z_1 = 25$ / $z_2 = 101$ | $z_3 = 34$ / $z_4 = 107$ |
| Tỉ số truyền thực tế ($u$) | 4,04 ($\Delta u = 1%$) | 3,147 ($\Delta u = 0,1%$) |
| Đường kính vòng chia ($d$, mm) | $d_1 = 63,49$ / $d_2 = 256,51$ | $d_3 = 86,81$ / $d_4 = 273,20$ |
| Đường kính đỉnh răng ($d_a$, mm) | $d_{a1} = 68,49$ / $d_{a2} = 261,51$ | $d_{a3} = 91,81$ / $d_{a4} = 278,20$ |
| Đường kính đáy răng ($d_f$, mm) | $d_{f1} = 57,24$ / $d_{f2} = 250,26$ | $d_{f3} = 80,56$ / $d_{f4} = 266,95$ |
| Chiều rộng vành răng ($b$, mm) | $b_1 = 55$ / $b_2 = 50$ | $b_3 = 75$ / $b_4 = 70$ |
| Lực vòng tiếp tuyến ($F_t$, N) | 1808,11 | 5135,36 |
| Lực hướng tâm ($F_r$, N) | 668,54 | 1908,92 |
| Lực dọc trục ($F_a$, N) | 323,38 | 1065,35 |
| Vận tốc vòng ($v$, m/s) | 3,22 (Cấp chính xác 8) | 1,10 (Cấp chính xác 9) |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán ($\sigma_H$) | $330,93\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 566,75\text{ MPa}$ | $411,52\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 510,37\text{ MPa}$ |
| Ứng suất uốn tính toán ($\sigma_F$) | $49,01\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 293,14\text{ MPa}$ | $81,46\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 293,14\text{ MPa}$ |
Tất cả các bộ truyền đều thỏa mãn các điều kiện bền mỏi tiếp xúc và bền mỏi uốn.
Phần IV: Tính toán thiết kế trục và then
Vật liệu trục sử dụng thép 45 có $\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20\text{ MPa}$.
- Xác định đường kính các đoạn trục:
- Trục I: Đường kính lắp nối trục $d_{12} = 20\text{ mm}$; ngõng trục lắp ổ lăn $d_{11} = 25\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $d_{13} = 30\text{ mm}$.
- Trục II: Ngõng trục lắp ổ $d_{21} = 35\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng lớn cấp nhanh $d_{22} = 40\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng nhỏ cấp chậm $d_{23} = 42\text{ mm}$.
- Trục III: Ngõng trục lắp ổ $d_{31} = 55\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng lớn cấp chậm $d_{32} = 60\text{ mm}$; đầu trục lắp đĩa xích $d_{33} = 50\text{ mm}$.
- Lựa chọn then bằng và kiểm nghiệm độ bền then:
| Tiết diện lắp then | Kích thước then $b \times h \times l_t$ (mm) | Chiều sâu rãnh $t_1$ (mm) | Mô-men $T$ (Nmm) | $\sigma_d$ tính toán (MPa) $\le 100\text{ MPa}$ | $\tau_c$ tính toán (MPa) $\le 40\dots 60\text{ MPa}$ |
|---|---|---|---|---|---|
| Tiết diện 12 | $6 \times 6 \times 56$ | 3,5 | 57.400 | 41,0 | 17,1 |
| Tiết diện 13 | $6 \times 6 \times 45$ | 3,5 | 57.400 | 34,0 | 14,2 |
| Tiết diện 22 | $12 \times 8 \times 45$ | 5,0 | 222.900 | 82,6 | 20,6 |
| Tiết diện 23 | $12 \times 8 \times 63$ | 5,0 | 222.900 | 56,2 | 14,0 |
| Tiết diện 32 | $16 \times 10 \times 63$ | 6,0 | 680.900 | 90,1 | 22,5 |
| Tiết diện 33 | $16 \times 10 \times 80$ | 6,0 | 680.900 | 85,1 | 21,3 |
- Kiểm nghiệm bền mỏi và bền tĩnh của trục: Các tiết diện đều đạt hệ số an toàn bền mỏi tổng hợp $s_j \ge 2,5$. Ứng suất tương đương cực đại khi kiểm nghiệm tĩnh đều nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma] = 272\text{ MPa}$ (Trục I: $\sigma_{tđ} = 42,97\text{ MPa}$; Trục II: $\sigma_{tđ} = 42,68\text{ MPa}$; Trục III: $\sigma_{tđ} = 20,64\text{ MPa}$).
Phần V: Chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi
Dựa trên tỉ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm ($F_a / F_r$), tác giả lựa chọn cấu hình ổ lăn cho 3 trục với tuổi thọ thiết kế $L_h = 10.848\text{ giờ}$:
- Trục I: Do $0,3 \le \frac{F_a}{F_r} = 0,48 \le 0,7$, chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 36205 ($d = 25\text{ mm}, D = 52\text{ mm}, B = 15\text{ mm}$, khả năng tải động danh định $C = 13,1\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_{tt} = 12,2\text{ kN} < C$, bảo đảm khả năng tải.
- Trục II: Do $\frac{F_a}{F_r} = 0,24 \le 0,3$, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ 307 ($d = 35\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 21\text{ mm}$, tải động danh định $C = 26,2\text{ kN}$). Tải động tính toán $C_{tt} = 20,0\text{ kN} < C$, bảo đảm khả năng tải.
- Trục III: Do $\frac{F_a}{F_r} = 0,34$, chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 36211 ($d = 55\text{ mm}, D = 100\text{ mm}, B = 21\text{ mm}$, tải động danh định $C = 41,9\text{ kN}$). Tải động tính toán $C_{tt} = 27,9\text{ kN} < C$, bảo đảm khả năng tải.
- Nối trục đàn hồi: Nối trục đàn hồi trên trục vào (Trục I, $T_{đc} = 58,6\text{ Nm}, d = 20\text{ mm}$) được chọn với đường kính ngoài $D = 71\text{ mm}$, vòng cao su $D_0 = 71\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, kích thước chốt $d_c = 10\text{ mm}, l = 42\text{ mm}, \text{ren M8}$.
Phần VI: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ
- Vỏ hộp giảm tốc: Kết cấu đúc bằng gang xám, phân đôi tại mặt phẳng chứa đường tâm các trục, đảm bảo độ cứng vững và bố trí gân tăng cứng hợp lý.
- Các chi tiết phụ tiêu chuẩn: Que thăm dầu, nút tháo dầu có ren, cửa thăm kết hợp nút thông hơi để cân bằng áp suất bên trong hộp giảm tốc, vít tách nắp và chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ lăn khi gia công và lắp ráp.
- Dung sai lắp ghép: Chọn hệ thống lỗ cơ bản theo TCVN cho các mối ghép ổ lăn, bánh răng trên trục và then bằng.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động cơ khí được hoàn thiện về mặt kiến trúc động học và giải pháp bôi trơn kỹ thuật:
[Động cơ SGA 160M]
[Nối trục đàn hồi]
[Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (u = 12,5)]
[Bộ truyền xích con lăn (u = 2,04; a = 1510 mm)]
[Trục thùng trộn (37,7 vg/ph, 5,05 kW)]
1. Giải pháp bôi trơn hộp giảm tốc
Vận tốc vòng của cả hai cấp bánh răng lần lượt là $v_1 = 3,22\text{ m/s}$ và $v_2 = 1,10\text{ m/s}$ (nằm trong dải vận tốc $0,3 \div 15\text{ m/s}$), do đó tác giả lựa chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu:
- Chiều cao ngâm dầu thấp nhất của bánh răng bị dẫn cấp nhanh được xác định: $h_m = (2,25 \div 4) m_n \ge 10\text{ mm} \rightarrow h_m = 10\text{ mm}$.
- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất duy trì trong khoảng $10 \div 15\text{ mm}$.
- Mức dầu cao nhất không được ngập quá $1/3$ bán kính bánh răng cấp chậm ($d_{a4} / 6$).
- Kiểm tra điều kiện không bị ngập quá sâu: $$H = \frac{1}{2} d_{a2} - h_m - (10\dots 15) > \frac{1}{3} d_{a4} \iff 110,755\dots 105,755 > 92,7\text{ mm}$$ Hệ thống hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu tự do mà không làm nóng hộp giảm tốc do khuấy dầu quá mức.
Kết quả và đóng góp
1. Kết quả kỹ thuật chính
- Xác định chính xác cấu hình động cơ điện SGA 160M ($7,5\text{ kW}, 970\text{ vg/ph}$) và tỉ số truyền toàn hệ thống $u_{ch} = 25,526$, thỏa mãn yêu cầu vòng quay trục công tác $n_{CT} = 37,7\text{ vg/ph}$ với sai số nhỏ ($\Delta n = 0,79%$).
- Thiết kế bộ truyền xích 1 dãy có bước xích $p_c = 38,1\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1510\text{ mm}$, số mắt xích $X = 118$, đảm bảo độ bền mòn và hệ số an toàn tĩnh $s = 25,5$.
- Tính toán bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp với khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w1} = 160\text{ mm}$ và $a_{w2} = 180\text{ mm}$, modun pháp $m_n = 2,5\text{ mm}$, thỏa mãn toàn diện các điều kiện ứng suất mỏi uốn và tiếp xúc.
- Hoàn thiện kết cấu 3 trục truyền động bằng thép 45 và các mối ghép then bằng, kiểm nghiệm đạt hệ số an toàn bền mỏi $s_j \ge 2,5$ và bền tĩnh $\sigma_{tđ} \le 272\text{ MPa}$.
- Lựa chọn chính xác ổ lăn tiêu chuẩn (36205 trên trục I, 307 trên trục II, 36211 trên trục III) đáp ứng tuổi thọ làm việc $10.848\text{ giờ}$.
2. Đóng góp về mặt phương pháp
Tác giả đã tổng hợp và triển khai bài bản quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc, từ khâu quy đổi tải trọng tương đương, phân phối tỉ số truyền tối ưu kích thước hộp giảm tốc, đến khâu thiết kế chi tiết kết cấu và lập hồ sơ bản vẽ kỹ thuật theo TCVN.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Các phép tính độ bền và kiểm nghiệm ổ lăn, then dựa trên các công thức bán thực nghiệm và hệ số tra bảng tĩnh theo TCVN; chưa xét đến dao động xoắn phi tuyến hoặc phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với kết cấu vỏ hộp và các vị trí tập trung ứng suất trên trục.
- Hướng mở rộng: Có thể ứng dụng các phần mềm mô phỏng động lực học cơ cấu và phần mềm CAD/CAE 3D để tối ưu hóa hình học gân tăng cứng của vỏ hộp, phân tích trường nhiệt độ của dầu bôi trơn trong điều kiện vận hành liên tục dài hạn.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế máy (ME3139).
- Kỹ sư thiết kế máy trong việc tra cứu các bước tính toán hệ dẫn động cơ khí gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển và bộ truyền xích công nghiệp.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện nào được lựa chọn và công suất, tốc độ danh định là bao nhiêu?
Tác giả chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ loại 160M với công suất danh định $7,5\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 970\text{ vg/ph}$, đáp ứng công suất cần thiết trên trục động cơ là $5,95\text{ kW}$.
2. Tỉ số truyền của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào qua các cấp?
Tỉ số truyền chung $u_{ch} = 25,526$ được phân phối thành: bộ truyền xích ngoài $u_x = 2,04$; hộp giảm tốc $u_{hgt} = 12,5$ (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng $u_{br12} = 4,00$ và cấp chậm $u_{br34} = 3,15$).
3. Các loại ổ lăn được lựa chọn cho 3 trục của hộp giảm tốc là những loại nào?
- Trục I: Ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 36205 ($d = 25\text{ mm}$).
- Trục II: Ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ ký hiệu 307 ($d = 35\text{ mm}$).
- Trục III: Ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 36211 ($d = 55\text{ mm}$).
4. Bộ truyền xích ống con lăn sử dụng bước xích bao nhiêu và có hệ số an toàn thực tế là bao nhiêu?
Bộ truyền xích sử dụng bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38,1\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 1510\text{ mm}$, số mắt xích $X = 118$, với hệ số an toàn thực tế $s = 25,5$ (vượt xa yêu cầu an toàn cho phép $[s] = 8,0$).
5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được tính toán và kiểm tra dựa trên cơ sở nào?
Vận tốc vòng của 2 cặp bánh răng ($3,22\text{ m/s}$ và $1,10\text{ m/s}$) nằm trong dải cho phép ngâm dầu. Bánh răng bị dẫn cấp nhanh ngâm dầu ở độ sâu tối thiểu $h_m = 10\text{ mm}$, và mức dầu cao nhất không ngập quá $1/3$ bán kính bánh răng cấp chậm ($d_{a4}/6 = 46,37\text{ mm}$), bảo đảm bôi trơn đầy đủ mà không làm tổn hao công suất do khuấy dầu.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề số 4 – Phương án số 5)" của tác giả Vòng Đạt Huy là công trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn mực theo tiêu chuẩn TCVN và giáo trình thiết kế máy. Toàn bộ các bộ truyền xích con lăn, bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp, hệ trục, mối ghép then và ổ lăn đều được kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền mỏi, độ bền tĩnh và khả năng làm việc định mức. Kết quả tính toán cung cấp đầy đủ thông số động học, kích thước hình học và cơ sở kỹ thuật phục vụ cho việc lập bản vẽ lắp A0 và gia công chế tạo thực tế.