Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò trung gian quan trọng nhằm truyền và biến đổi năng lượng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác. Hộp giảm tốc là cụm chi tiết máy tiêu chuẩn thực hiện chức năng giảm tốc độ góc và tăng mômen xoắn truyền đến trục làm việc. Đồ án môn học Chi tiết máy thực hiện nhiệm vụ tính toán, thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động cơ khí cho thiết bị công nghiệp theo các chỉ tiêu kỹ thuật xác định.

Đề tài được giao là Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề tài 6, Phương án số 9) do sinh viên Nguyễn Anh Khoa (MSSV: G0901235), Khoa Cơ khí - Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm Thành phố Hồ Chí Minh thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Dương Đăng Danh.

Mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật

Hệ thống dẫn động có nhiệm vụ truyền công suất từ động cơ điện ba pha không đồng bộ qua bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp đến trục công tác của thùng trộn, đáp ứng đầy đủ các thông số đầu vào sau:

  1. Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 3,5 \text{ kW}$.
  2. Số vòng quay trục thùng trộn: $n = 30 \text{ vòng/phút}$.
  3. Thời hạn phục vụ danh nghĩa: $L = 6 \text{ năm}$ (quy ước mỗi năm làm việc 250 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca kéo dài 8 giờ; tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 24.000 \text{ giờ}$).
  4. Đặc tính làm việc: Hệ thống quay một chiều, chế độ làm việc hai ca, chịu tải va đập nhẹ.
  5. Chế độ thay đổi tải trọng trong một chu kỳ làm việc ($t_{ck} = t_1 + t_2 + t_3 = 100 \text{ s}$):
    • Giai đoạn 1: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 12 \text{ s}$.
    • Giai đoạn 2: $T_2 = 0,2T$ trong thời gian $t_2 = 60 \text{ s}$.
    • Giai đoạn 3: $T_3 = 0,2T$ trong thời gian $t_3 = 28 \text{ s}$.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Cụm hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm: động cơ điện ba pha không đồng bộ; bộ truyền ngoài hộp là bộ truyền đai thang; hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; khớp nối trục đàn hồi và trục công tác của thùng trộn.
  • Phạm vi nghiên cứu: Toàn bộ quá trình tính toán động học hệ thống; thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền đai thang và các cặp bánh răng trụ; thiết kế kết cấu trục, then; lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động/tải tĩnh của ổ lăn; thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ bôi trơn, định vị theo các tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và tài liệu quy chuẩn

Nghiên cứu áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về Nguyên lý máy và Chi tiết máy theo các giáo trình và tài liệu tra cứu kỹ thuật:

  • Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2)" – Tác giả: PGS. TS. Trịnh Chất, TS. Lê Văn Uyển.
  • Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" – Tác giả: PGS. TS. Nguyễn Hữu Lộc.
  • Hệ thống Tiêu chuẩn Nhà nước (TCVN) về dung sai lắp ghép, then, ổ lăn và ren tiêu chuẩn.

Phương pháp tính toán và thiết kế

Đồ án sử dụng phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật cơ khí giải tích kết hợp tra cứu thực nghiệm:

  1. Phương pháp cân bằng công suất và động học: Xác định công suất đẳng trị dựa trên biểu đồ tải trọng thay đổi theo thời gian; tính toán hiệu suất chung của toàn bộ chuỗi động học; phân bổ tỷ số truyền hợp lý giữa bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc.
  2. Phương pháp thiết kế theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn:
    • Kiểm nghiệm khả năng chịu mỏi tiếp xúc bề mặt làm việc của răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$).
    • Kiểm nghiệm khả năng chịu mỏi uốn tại tiết diện chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$).
    • Xác định hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng và hệ số trùng khớp thực tế.
  3. Phương pháp thiết kế trục và then: Tính toán đường kính sơ bộ theo ứng suất xoắn thuần túy, phân tích lực không gian tác dụng lên các chi tiết quay, lập biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$), từ đó tính toán kiểm nghiệm đường kính trục theo độ bền mỏi và chọn then bán nguyệt/then bằng tương ứng.
  4. Phương pháp kiểm nghiệm bôi trơn: Tính toán mức dầu ngâm tối thiểu và tối đa trong hộp giảm tốc để bảo đảm bôi trơn ăn khớp của tất cả các cấp bánh răng mà không gây tổn hao công suất do khuấy dầu.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động được thiết kế với cấu trúc truyền động thẳng hàng gồm 5 cụm bộ phận chính:

[Động cơ điện 3 pha] ---> [Bộ truyền đai thang] ---> [Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi] ---> [Khớp nối đàn hồi] ---> [Thùng trộn]

Phương án bố trí hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng trên trục I và trục II nhằm phân chia dòng công suất, giảm mômen uốn tác dụng lên thân trục và tự triệt tiêu lực dọc trục sinh ra trong quá trình ăn khớp.

Quy trình tính toán thiết kế chi tiết

  1. Chọn động cơ điện: Dựa vào công suất tính toán trên trục công tác $P = 3,5 \text{ kW}$, hiệu suất truyền động chung $\eta = 0,877$ và chế độ tải biến đổi, tính ra công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct} = 1,57 \text{ kW}$. Tra bảng đặc tính động cơ điện không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc (theo sách Trịnh Chất - Lê Văn Uyển), tác giả lựa chọn kiểu động cơ 4A132S8Y3 có các thông số danh định:

    • Công suất định mức: $P_{dc} = 4 \text{ kW}$.
    • Vận tốc quay định mức: $n_{dc} = 720 \text{ vòng/phút}$.
    • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,7$; Hiệu suất động cơ $\eta_{dc} = 83%$.
    • Tỷ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 1,8$; Tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.

  2. Phân phối tỷ số truyền:

    • Tỷ số truyền chung toàn hệ thống: $u_{ch} = n_{dc} / n_{lv} = 720 / 30 = 24$.
    • Tỷ số truyền bộ truyền đai thang ngoài hộp: $u_d = 3$.
    • Tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc hai cấp: $u_h = 8$. Trong đó, phân phối cho cấp nhanh $u_1 = 3,08$ và cấp chậm $u_2 = 2,6$.

  3. Bảng phân phối thông số kỹ thuật trên các trục:

Đại lượng kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT) Trục IV (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) 4,000 3,794 3,681 3,571 3,500
Tỷ số truyền $u$ - 3,000 3,080 2,600 1,000
Số vòng quay $n$ (v/p) 720,00 240,00 77,922 29,970 29,970
Mômen xoắn $T$ (N.mm) 53.055,56 150.969,58 451.137,68 1.137.906,24 1.115.281,95

Nội dung chính theo từng phần tính toán

Phần I: Tính toán động cơ và phân bố tỉ số truyền

Xác định hiệu suất toàn phần của hệ thống dựa trên hiệu suất thành phần: khớp nối $\eta_{kn} = 0,99$; 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,995$; 2 cấp bánh răng $\eta_{br} = 0,97$; bộ truyền đai $\eta_d = 0,95$. Từ biểu đồ phụ tải biến đổi, tính được công suất đẳng trị $P_t = 1,379 \text{ kW}$, dẫn đến công suất cần thiết $P_{ct} = 1,57 \text{ kW}$. Sau khi chọn động cơ 4A132S8Y3 ($4 \text{ kW}, 720 \text{ v/p}$), lập bảng giá trị công suất, số vòng quay và mômen xoắn danh định trên từng trục I, II, III và IV.

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai thang

  • Lựa chọn profin đai: Căn cứ vào công suất $P_1 = 4 \text{ kW}$ và $n = 720 \text{ v/p}$, chọn đai thang dạng B có kích thước: $b_p = 14 \text{ mm}, b_0 = 17 \text{ mm}, h = 10,5 \text{ mm}, y_0 = 4 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138 \text{ mm}^2$.
  • Kích thước bánh đai: Chọn đường kính tiêu chuẩn bánh nhỏ $d_1 = 180 \text{ mm}$. Vận tốc đai đạt $v = 6,786 \text{ m/s}$. Đường kính bánh lớn $d_2 = 560 \text{ mm}$ (tỷ số truyền đai thực tế $u = 3,14$, sai lệch $4,6%$).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2240 \text{ mm}$. Khoảng cách trục tính lại $a = 503 \text{ mm}$. Góc ôm đai bánh nhỏ $\alpha_1 = 136,94^\circ > 120^\circ$, thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn.
  • Số dây đai: Xác định công suất cho phép $[P_0] = 2,7 \text{ kW}$; tính toán các hệ số hiệu chỉnh ($C_v = 1,027; C_\alpha = 0,88; C_u = 1,14; C_L = 1; C_z = 0,95; C_r = 0,9$), xác định số lượng dây đai cần thiết là $Z = 2$ đai. Chiều rộng vành bánh đai $B = 44 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất kéo lớn nhất $\sigma_{max} = 7,072 \text{ MPa} < [\sigma] = 9 \text{ MPa}$; tần số uốn đai $i = 3,03 \text{ s}^{-1} \le 10 \text{ s}^{-1}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Vật liệu chế tạo cho cả hai cấp là thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn $HBI = 241 \div 285$ (chọn $HB_1 = 250, \sigma_{b1} = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580 \text{ MPa}$). Bánh răng lớn đạt độ rắn $HBII = 192 \div 240$ (chọn $HB_2 = 230, \sigma_{b2} = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450 \text{ MPa}$).

  1. Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):

    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w1} = 140 \text{ mm}$; Môđun pháp: $m_n = 2,5 \text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_1 = 23$ răng, $Z_2 = 71$ răng (tỷ số truyền thực $u_{m1} = 3,087$, sai số tương đối $0,23%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 32,94^\circ$; Chiều rộng vành răng $b_w = 35 \text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 68,51 \text{ mm}, d_2 = 211,5 \text{ mm}$; Đường kính đỉnh: $d_{a1} = 73,51 \text{ mm}, d_{a2} = 216,5 \text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng: $v = 0,86 \text{ m/s}$, chọn cấp chính xác chế tạo 9.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 422,14 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 486,54 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 85,83 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 247,9 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).

  2. Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):

    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w2} = 200 \text{ mm}$; Môđun: $m = 2 \text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_1 = 56$ răng, $Z_2 = 144$ răng (tỷ số truyền thực $u_{m2} = 2,57$, sai số tương đối $1,15%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$; Chiều rộng vành răng $b_w = 100 \text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 112 \text{ mm}, d_2 = 288 \text{ mm}$; Đường kính đỉnh: $d_{a1} = 116 \text{ mm}, d_{a2} = 292 \text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng: $v = 0,46 \text{ m/s}$, chọn cấp chính xác chế tạo 9.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 391,5 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 395,86 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F} = 87,29 \text{ MPa} \le [\sigma_F] = 191,9 \text{ MPa}$ (thỏa mãn).

  3. Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu: Mức dầu ngập thỏa mãn điều kiện bôi trơn chân răng bánh răng cấp nhanh mà không ngập quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($98,25 \text{ mm} > 97,3 \text{ mm}$).

Phần IV: Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 \div 25 \text{ MPa}$ cho trục vào/ra và $10 \div 15 \text{ MPa}$ cho trục trung gian).
  • Đường kính sơ bộ các đoạn trục:
    • Trục I: Chọn $d_1 = 34 \text{ mm}$ (kết quả tính toán sơ bộ: $33,54 \text{ mm}$).
    • Trục II: Chọn $d_2 = 50 \text{ mm}$ (kết quả tính toán sơ bộ: $48,3 \text{ mm}$).
    • Trục III: Chọn $d_3 = 70 \text{ mm}$ (kết quả tính toán sơ bộ: $65,7 \text{ mm}$).
  • Xác định kích thước chiều dài mayơ và khoảng cách gối đỡ: Chiều rộng ổ lăn dự kiến $b_{01} = 21 \text{ mm}, b_{02} = 27 \text{ mm}, b_{03} = 35 \text{ mm}$; Chiều dài mayơ bánh đai $l_{m12} = 50 \text{ mm}$; mayơ bánh răng $l_{m22} = l_{m24} = 70 \text{ mm}, l_{m32} = l_{m23} = 110 \text{ mm}$; mayơ khớp nối $l_{m33} = 120 \text{ mm}$; khoảng cách giữa hai gối đỡ trục $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 333 \text{ mm}$.

Kết quả và đóng góp

Bảng tổng hợp thông số hình học hai cấp bánh răng

Thông số hình học Cấp nhanh (Răng nghiêng phân đôi) Cấp chậm (Răng thẳng)
Mômen xoắn tính toán $T$ (N.mm) $150.969,58 / 2 = 75.484,79$ $451.137,68$
Tỷ số truyền danh nghĩa $u$ 3,08 2,60
Tỷ số truyền thực tế $u_m$ 3,087 2,57
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 140 200
Môđun pháp $m$ ($m_n$) (mm) 2,5 2,0
Số răng bánh dẫn $Z_1$ 23 56
Số răng bánh bị dẫn $Z_2$ 71 144
Góc nghiêng răng $\beta$ $32,94^\circ$ $0^\circ$
Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ (mm) $68,51\ /\ 211,50$ $112,00\ /\ 288,00$
Đường kính đỉnh răng $d_{a1} / d_{a2}$ (mm) $73,51\ /\ 216,50$ $116,00\ /\ 292,00$
Đường kính đáy răng $d_{f1} / d_{f2}$ (mm) $62,26\ /\ 205,25$ $107,00\ /\ 283,00$
Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) 35 100
Vận tốc vòng $v$ (m/s) 0,86 0,46

Đóng góp kỹ thuật của đồ án

  • Thiết lập hoàn chỉnh chuỗi kích thước và các thông số động học, hình học cho hệ thống truyền động thùng trộn công suất $3,5 \text{ kW}$.
  • Phương án phân đôi cấp nhanh đã giải quyết triệt để vấn đề cân bằng lực dọc trục tác dụng lên trục II, cho phép thu nhỏ kích thước chiều rộng từng bánh răng nghiêng ($b_w = 35 \text{ mm}$), giảm tải trọng cục bộ lên các gối đỡ ổ lăn.
  • Toàn bộ các bộ truyền bánh răng và đai thang đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu về độ bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn với hệ số an toàn lớn hơn mức cho phép danh định.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Các bước tính toán thiết kế chủ yếu dựa trên phương pháp giải tích và hệ thống bảng tra bán thực nghiệm tĩnh, chưa tính đến các hiện tượng dao động cưỡng bức, dao động xoắn phi tuyến tính của trục trong điều kiện tải va đập thực tế.
  • Thuyết minh chưa tích hợp phương pháp phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để tối ưu hóa trường ứng suất và phân bố nhiệt trên vỏ hộp giảm tốc đúc.

Hướng nghiên cứu tiếp

  • Ứng dụng các công cụ mô phỏng số (CAE/FEM) để kiểm tra độ cứng vững của thân vỏ hộp và trường nhiệt độ của dầu bôi trơn trong chu kỳ hoạt động dài hạn.
  • Xây dựng mô hình 3D tham số hóa (parametric design) kết hợp tự động xuất bảng dung sai lắp ghép chi tiết cơ khí.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật trực tiếp cho:

  • Đối tượng: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Nội dung tham khảo trọng tâm: Phương pháp tính chọn động cơ theo phụ tải biến đổi ba giai đoạn, quy trình phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh, các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc - uốn của bánh răng nghiêng theo tiêu chuẩn Việt Nam, và phương pháp xác định vị trí các điểm đặt lực trên hệ trục ba chiều.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn có thông số kỹ thuật như thế nào?

Động cơ điện được chọn là loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc ký hiệu 4A132S8Y3, có công suất định mức $P_{dc} = 4 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 720 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,7$ và hiệu suất $\eta = 83%$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể ra sao?

Tỷ số truyền chung toàn hệ thống $u_{ch} = 24$, được phân bổ thành:

  • Tỷ số truyền bộ truyền đai thang ngoài hộp: $u_d = 3$.
  • Tỷ số truyền cấp nhanh trong hộp giảm tốc (phân đôi): $u_1 = 3,08$ (thực tế $u_{m1} = 3,087$).
  • Tỷ số truyền cấp chậm trong hộp giảm tốc: $u_2 = 2,6$ (thực tế $u_{m2} = 2,57$).

3. Tại sao cấp nhanh dùng bánh răng nghiêng trong khi cấp chậm dùng bánh răng thẳng?

Cấp nhanh có vận tốc vòng lớn hơn ($v = 0,86 \text{ m/s}$) và mômen xoắn nhỏ hơn, sử dụng bánh răng nghiêng phân đôi giúp tăng hệ số trùng khớp, hệ thống làm việc êm, giảm tiếng ồn và triệt tiêu lực dọc trục đối xứng. Cấp chậm có số vòng quay thấp ($77,922 \text{ v/p}$), mômen xoắn lớn, sử dụng bánh răng trụ răng thẳng để loại bỏ hoàn toàn lực dọc trục, đơn giản hóa kết cấu chặn trục và ổ lăn trên trục III.

4. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của các cấp bánh răng đạt giá trị bao nhiêu?

  • Cấp nhanh: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 422,14 \text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 486,54 \text{ MPa}$.
  • Cấp chậm: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 391,50 \text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 395,86 \text{ MPa}$.

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được thỏa mãn như thế nào?

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu yêu cầu mức dầu phải ngập qua chân răng của bánh răng bị dẫn cấp nhanh và không ngập quá $1/3$ bán kính bánh răng bị dẫn cấp chậm để tránh tổn thất công suất. Giá trị kiểm nghiệm thực tế đạt $98,25 \text{ mm} > 97,3 \text{ mm}$, bảo đảm hộp giảm tốc bôi trơn an toàn.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành toàn diện việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn công suất $3,5 \text{ kW}$ với hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh theo đúng các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành. Các thông số động học, hình học của bộ truyền đai thang loại B (2 dây đai) và hai cặp bánh răng thép 45 tôi cải thiện đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và bôi trơn ngâm dầu. Kết quả tính toán kết cấu trục và gối đỡ tạo cơ sở dữ liệu kỹ thuật đầy đủ để triển khai gia công, chế tạo và lắp ráp hệ thống trong thực tế.