Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong ngành cơ khí chế tạo máy, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò truyền chuyển động và mômen xoắn từ nguồn động lực (thường là động cơ điện) đến các bộ phận công tác với vận tốc và lực phù hợp. Đồ án môn học Thiết kế máy là học phần chuyên ngành trọng tâm của sinh viên ngành cơ khí, trang bị phương pháp tính toán và thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí theo các chỉ tiêu độ bền và khả năng làm việc.
Đồ án tốt nghiệp/môn học mang tên "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 4 – Phương án số 7) do sinh viên Ngô Thái Điền (MSSV: 2113187, Lớp L02, Khóa 232) thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Lưu Thanh Tùng tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh. Nhiệm vụ trọng tâm là thiết kế trọn vẹn trạm dẫn động cho thùng trộn vật liệu quay một chiều, làm việc dưới tải trọng va đập nhẹ.
Căn cứ theo đề tài và nhiệm vụ thiết kế, các mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể bao gồm:
- Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích ống con lăn).
- Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm).
- Thiết lập sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính toán giá trị lực ăn khớp, lực căng xích.
- Tính toán thiết kế hình học, kết cấu các trục truyền động và kiểm nghiệm độ bền then.
- Tính toán lựa chọn ổ lăn đỡ chặn cho các trục và chọn khớp nối trục đàn hồi.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bu lông và các chi tiết phụ kèm theo.
- Tra cứu và quy định dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn và bánh răng.
- Thể hiện kết quả thiết kế qua 01 bản vẽ lắp A0 và 01 bản vẽ chi tiết theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN), kèm tập thuyết minh tính toán hoàn chỉnh.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đồ án:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống trạm dẫn động cơ khí cho máy trộn, bao gồm động cơ điện 3 pha không đồng bộ, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, bộ truyền xích ống con lăn và trục thùng trộn.
- Phạm vi làm việc: Thiết bị quay 1 chiều, tải va đập nhẹ; chế độ làm việc gồm 1 ca/ngày (8 giờ/ca); số ngày làm việc trong năm $K_{ng} = 326$ ngày; thời gian phục vụ dự kiến $L = 6$ năm (tương đương 15.648 giờ vận hành).
- Thông số công tác đầu vào: Công suất trên thùng trộn $P = 6,9\text{ kW}$; số vòng quay trục thùng trộn $n = 36\text{ vòng/phút}$; chu kỳ phụ tải gồm hai giai đoạn thời gian $t_1 = 17\text{ giây}$ và $t_2 = 59\text{ giây}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng hệ thống cơ sở lý thuyết chuẩn mực của chuyên ngành Chi tiết máy và Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tại Việt Nam, kết hợp các tiêu chuẩn TCVN tương thích với tiêu chuẩn quốc tế ISO. Khung lý thuyết và mô hình tính toán bao gồm:
- Lý thuyết động học và động lực học hệ dẫn động cơ khí: Xác định công suất tính toán, công suất đẳng trị, hiệu suất truyền động hệ thống, và phân phối tỉ số truyền giữa các cụm truyền động.
- Lý thuyết tính toán độ bền tiếp xúc ($\sigma_H$) và độ bền uốn ($\sigma_F$) của bộ truyền bánh răng ăn khớp theo chu kỳ tải trọng tương đương, có xét đến các hệ số tập trung tải trọng và tải trọng động.
- Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi của xích ống con lăn theo hệ số an toàn phá hỏng và độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
- Phương pháp thiết kế trục chịu tải uốn – xoắn kết hợp, kiểm nghiệm độ bền mỏi theo tiêu chuẩn dựa trên giới hạn mỏi uốn ($\sigma_{-1}$), mỏi xoắn ($\tau_{-1}$) và hệ số an toàn bền mỏi $[s]$.
- Tiêu chuẩn tính toán tải trọng quy ước và khả năng tải động ($C_d \le C$) của ổ lăn đỡ chặn.
- Tiêu chuẩn tính toán ứng suất dập ($\sigma_d$) và ứng suất cắt ($\tau_c$) của mối ghép then bằng.
Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai:
- Phương pháp tính toán giải tích xác định: Tính toán tuần tự từ động học, động lực học toàn hệ thống đến chi tiết từng bộ phận cấu thành.
- Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa công nghiệp: Tra bảng chọn vật liệu, tra cứu các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của động cơ điện (dòng 4A), ổ lăn tiêu chuẩn, khớp nối đàn hồi tiêu chuẩn và then bằng.
- Nguồn dữ liệu: Giáo trình "Chi tiết máy" (Tài liệu [1]), giáo trình "Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí" (Tài liệu [2] - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển), cùng các bảng tra TCVN về Dung sai và lắp ghép.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động thùng trộn được xây dựng theo sơ đồ động học khai triển, kết nối 5 cụm chi tiết cơ bản:
[Động cơ điện] -> [Nối trục đàn hồi] -> [Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển] -> [Bộ truyền xích] -> [Thùng trộn]
Cấu trúc truyền lực và quy trình triển khai thiết kế kỹ thuật bao gồm:
- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A132M4Y3 truyền công suất $11\text{ kW}$ qua khớp nối trục vòng đàn hồi vào Trục I của hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển đặt trên 3 trục song song:
- Trục I liên kết với Trục II thông qua cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh (tỉ số truyền thực $u_m = 4,04$).
- Trục II liên kết với Trục III thông qua cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm (tỉ số truyền thực $u_m = 3,67$).
- Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, chứa dầu bôi trơn ngâm cho cả hai cặp bánh răng ăn khớp.
- Đầu ra của Trục III gắn đĩa xích chủ động, truyền động qua bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy tới đĩa xích bị động lắp trên trục của thùng trộn công tác (tỉ số truyền thực tế $u_{xtt} = 2,76$).
- Kiểm tra và kiểm nghiệm kỹ thuật: Hệ thống được kiểm tra đồng bộ về điều kiện tiếp xúc, điều kiện uốn chân răng, quá tải, độ bền mỏi trục, áp suất bề mặt then, tuổi thọ động học của ổ bi đỡ chặn, và mức ngập dầu bôi trơn trong vỏ hộp.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Tính toán lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương này thực hiện xác định hiệu suất chung toàn hệ thống, xác định công suất cần thiết trên trục động cơ điện và phân bổ tỉ số truyền cho các bộ truyền:
- Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định qua công suất tính toán trên trục công tác và hiệu suất các cụm truyền động: $P_{ct} = 5,7765\text{ kW}$.
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ được định hướng quanh mức $n_{sb} \approx 1386\text{ vòng/phút}$. Động cơ được chọn là loại 4A132M4Y3 có các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn: công suất định mức $11\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $1458\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,87$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
- Tỉ số truyền chung của hệ thống: $u_t = 1458 / 36 = 40,5$. Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích được chọn là $u_x = 2,75$, suy ra tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp là $u_h = 14,7272$.
- Nhằm thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho cả hai bánh lớn cấp nhanh và cấp chậm, tỉ số truyền hai cấp trong hộp được chia theo quan hệ $u_1 \approx 1,1 u_2$, dẫn đến tỉ số truyền cấp nhanh $u_1 = 4,02$ và cấp chậm $u_2 = 3,66$.
Bảng thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động:
| Thông số kỹ thuật | Trục động cơ | Trục I (Hộp GT) | Trục II (Hộp GT) | Trục III (Hộp GT) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 8,1429 | 8,1429 | 7,8354 | 7,5395 | 6,9556 |
| Tỉ số truyền $u$ | 1,00 | 1,00 | 4,02 | 3,66 | 2,75 |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | 1458,00 | 1458,00 | 362,6866 | 99,0947 | 36,0344 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) | 53336,55 | 53336,55 | 206316,06 | 726600,16 | 1843404,64 |
Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Chương 2 trình bày chi tiết việc tính toán bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy nằm ngoài hộp giảm tốc, nối từ Trục III sang trục thùng trộn:
- Thông số tải trọng vào: $P = 7,5395\text{ kW}$, $n_3 = 99,0947\text{ vòng/phút}$, mômen xoắn $T_3 = 726600,16\text{ Nmm}$, tỉ số truyền yêu cầu $u_x = 2,75$.
- Số răng đĩa xích được chọn: đĩa dẫn $z_1 = 25$ răng, đĩa bị dẫn $z_2 = 69$ răng (nhỏ hơn số răng cực đại $z_{max} = 120$). Tỉ số truyền thực tế đạt $u_{xtt} = 69 / 25 = 2,76$, sai lệch tỉ số truyền so với thiết kế sơ bộ là $0,36%$.
- Bước xích tiêu chuẩn tra được là $p_c = 38,1\text{ mm}$. Khoảng cách trục định mức $a = 1558,31\text{ mm}$ với số mắt xích chọn chẵn $X = 130$ mắt. Vận tốc làm việc của xích $v = 1,57\text{ m/s}$.
- Lực vòng tác dụng $F_t = 4802,23\text{ N}$; lực căng do ly tâm $F_v = 13,56\text{ N}$; lực căng do trọng lượng xích nhánh bị động $F_0 = 504,47\text{ N}$. Tải trọng phá hỏng xích $Q = 127.000\text{ N}$. Hệ số an toàn thực tế đạt $s = 20,22$, lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 8,5$.
- Ứng suất tiếp xúc bề mặt răng đĩa xích đạt $\sigma_H = 533,47\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$, do đó đĩa xích được làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 170 HB. Lực hướng tâm tác dụng lên Trục III từ bộ truyền xích là $F_r = 5522,56\text{ N}$.
Bảng tổng hợp thông số hình học bộ truyền xích:
| Thông số hình học | Ký hiệu | Đĩa xích dẫn | Đĩa xích bị dẫn |
|---|---|---|---|
| Số răng (răng) | $z$ | 25 | 69 |
| Bước xích (mm) | $p_c$ | 38,1 | 38,1 |
| Đường kính vòng chia (mm) | $d$ | 303,99 | 837,09 |
| Đường kính vòng đỉnh (mm) | $d_a$ | 320,64 | 855,28 |
| Đường kính vòng đáy (mm) | $d_f$ | 281,55 | 814,65 |
| Bán kính đáy răng (mm) | $r$ | 11,22 | 11,22 |
| Khoảng cách trục (mm) | $a$ | \multicolumn{2}{c | }{1558,31} |
| Lực tác dụng lên trục (N) | $F_r$ | \multicolumn{2}{c | }{5522,56} |
Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền trong của hộp giảm tốc
Chương này thực hiện thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài của hộp giảm tốc hai cấp:
- Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp đều sử dụng thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn 245 HB ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$); bánh răng lớn đạt độ rắn 230 HB ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$). Hệ số an toàn tiếp xúc $S_H = 1,1$; hệ số an toàn uốn $S_F = 1,75$. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền là $[\sigma_H] = 495,45\text{ MPa}$.
- Cặp bánh răng cấp nhanh:
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w1} = 160\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$.
- Số răng bánh nhỏ $z_1 = 25$, bánh lớn $z_2 = 101$, tỉ số truyền $u_m = 4,04$. Góc nghiêng răng $\beta = 10,14^\circ$. Chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 63,49\text{ mm}, d_2 = 256,51\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 68,49\text{ mm}, d_{a2} = 261,51\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 358,36\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,45\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 734,87\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; ứng suất uốn quá tải $\sigma{F1max} = 124,7\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]_{max} = 464\text{ MPa}$.
- Cặp bánh răng cấp chậm:
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w2} = 180\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$.
- Số răng bánh nhỏ $z_3 = 30$, bánh lớn $z_4 = 110$, tỉ số truyền $u_m = 3,67$. Góc nghiêng răng $\beta = 13,54^\circ$. Chiều rộng vành răng $b_w = 72\text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia: $d_3 = 77,14\text{ mm}, d_4 = 282,86\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a3} = 82,14\text{ mm}, d_{a4} = 287,86\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 444,67\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,45\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 734,87\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F3max} = 221,91\text{ MPa} \le 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F4max} = 210,23\text{ MPa} \le 360\text{ MPa}$.
- Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu: Mức dầu ngập bánh răng 2 tối thiểu $10\text{ mm}$. Chênh lệch chiều cao mức dầu tính toán $H = 105,755 \div 110,755\text{ mm}$, lớn hơn giá trị giới hạn $d_{a4}/3 = 95,95\text{ mm}$, chứng minh hộp giảm tốc hoàn toàn đảm bảo điều kiện ngâm dầu cho cả hai cấp mà không làm ngập quá sâu bánh răng cấp chậm.
Chương 4: Tính toán thiết kế trục và then
Chương này thực hiện phân tích lực ăn khớp, lập sơ đồ mômen uốn - xoắn trong không gian, xác định đường kính các đoạn trục và kiểm nghiệm bền then:
- Vật liệu chế tạo các trục: Thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
- Phân tích lực tác dụng: Lực hướng tâm bánh răng 1 và 2 là $F_{r1} = F_{r2} = 6631,03\text{ N}$; lực hướng tâm bánh răng 3 và 4 là $F_{r3} = F_{r4} = 2060,66\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = 300,49\text{ N}$; lực kéo từ bộ truyền xích lên trục III là $F_x = 5522,56\text{ N}$.
- Kích thước trục thiết kế:
- Trục I: $d_{A1} = 25\text{ mm}$ (vị trí lắp khớp nối), $d_{B1} = 30\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_{C1} = 35\text{ mm}$ (lắp bánh răng 1), $d_{D1} = 30\text{ mm}$ (lắp ổ lăn). Chiều dài gối trục $l_{11} = 186\text{ mm}$.
- Trục II: $d_{A2} = 35\text{ mm}$ (lắp ổ), $d_{B2} = 40\text{ mm}$ (lắp bánh răng 2), $d_{C2} = 40\text{ mm}$ (lắp bánh răng 3), $d_{D2} = 35\text{ mm}$ (lắp ổ). Chiều dài $l_{21} = 186\text{ mm}$.
- Trục III: $d_{A3} = 55\text{ mm}$ (lắp ổ), $d_{B3} = 60\text{ mm}$ (lắp bánh răng 4), $d_{C3} = 55\text{ mm}$ (lắp ổ), $d_{D3} = 50\text{ mm}$ (đầu trục lắp đĩa xích). Chiều dài $l_{31} = 186\text{ mm}$, khoảng vươn công-xôn $l_{32} = 83,5\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then bằng: Chọn then bằng theo TCVN cho từng vị trí lắp ghép bánh răng, đĩa xích và nối trục. Tất cả các then đều thỏa mãn độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$). Điểm chịu ứng suất dập lớn nhất là vị trí D3 trên Trục III đạt $\sigma_d = 131,81\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm mỏi trục: Tính toán theo công thức hệ số an toàn mỏi kết hợp $s = (s_\sigma \cdot s_\tau) / \sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}$. Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều có hệ số an toàn lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 3$ (Trục I tại C1 đạt $s = 9,88$; Trục II tại B2 đạt $s = 6,52$, tại C2 đạt $s = 4,66$; Trục III tại B3 đạt $s = 7,88$).
Bảng tổng hợp kiểm nghiệm then bằng trên các trục:
| Trục | Vị trí | Đường kính trục (mm) | Tiết diện then $b \times h$ (mm) | Chiều dài then $l_t$ (mm) | Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) | Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa) |
|---|---|---|---|---|---|---|
| I | A1 | 25 | $8 \times 7$ | 40 | 35,56 | 15,24 |
| I | C1 | 35 | $10 \times 8$ | 40 | 25,39 | 7,62 |
| II | B2 | 40 | $12 \times 8$ | 40 | 85,97 | 21,49 |
| II | C2 | 40 | $12 \times 8$ | 52 | 66,13 | 16,53 |
| III | B3 | 60 | $18 \times 11$ | 59 | 102,63 | 22,81 |
| III | D3 | 50 | $14 \times 9$ | 63 | 131,81 | 32,95 |
Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn và nối trục
Chương này thực hiện chọn loại ổ lăn đỡ chặn cho các gối trục chịu tải tổng hợp hướng tâm và dọc trục, đồng thời chọn nối trục vòng đàn hồi:
- Chọn ổ lăn Trục I: Do chịu tải trọng hướng tâm ($F_{rB1} = 828,33\text{ N}, F_{rD1} = 654,18\text{ N}$) và lực dọc trục ($F_{a1} = 300,49\text{ N}$), tác giả chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46306 có các thông số: đường kính trong $d = 30\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 72\text{ mm}$, bề rộng $b = 19\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 2,0\text{ mm}, r_1 = 1,0\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25,60\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 18,17\text{ kN}$.
- Kiểm nghiệm khả năng tải động ổ lăn: Với thời gian làm việc $15.648\text{ giờ}$ (tương đương $1368,88\text{ triệu vòng}$ quay), tải trọng động quy ước $Q$ được xác định thỏa mãn điều kiện tuổi thọ mỏi $C_d \le C$.
- Chọn nối trục đàn hồi: Khớp nối giữa trục động cơ và Trục I là nối trục vòng đàn hồi, tra bảng kỹ thuật với đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 71\text{ mm}$, đảm bảo truyền đủ mômen xoắn $T_{dc} = 53336,55\text{ Nmm}$ và bù trừ độ lệch tâm nhỏ khi lắp ráp.
Chương 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Chương cuối cùng hoàn thiện kết cấu hình học của vỏ hộp đúc và xác định dung sai chế tạo:
- Kích thước thân hộp và nắp hộp: Xác định chiều dày thành thân hộp, thành nắp hộp, chiều dày gân tăng cứng, chiều dày bích ghép nắp và thân, kích thước đường kính bu lông nền, bu lông cạnh ổ và bu lông ghép bích.
- Các chi tiết phụ: Bố trí cửa thăm dầu (nắp quan sát) trên đỉnh nắp hộp, que thăm dầu kiểm tra mức dầu, nút thông hơi để cân bằng áp suất bên trong hộp với khí quyển, và nút tháo dầu ở đáy vỏ hộp.
- Dung sai lắp ghép: Xác định cấp chính xác và miền dung sai lắp ghép theo TCVN cho ổ lăn trên trục (mối ghép trung gian/chặt), bánh răng trên trục (mối ghép có độ dôi nhẹ), then với rãnh trục và rãnh mayơ.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết đầy đủ và chính xác bài toán thiết kế cơ khí cho một trạm dẫn động công nghiệp hoàn chỉnh:
- Xác định cấu hình dẫn động tối ưu với tổng tỉ số truyền $u_t = 40,5$, kết hợp giữa hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp ($u_h = 14,73$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2,75$).
- Tính toán toàn diện hệ thống bánh răng với kích thước nhỏ gọn: khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 160\text{ mm}$, cấp chậm $a_{w2} = 180\text{ mm}$, cùng môđun tiêu chuẩn $m = 2,5\text{ mm}$, đều thỏa mãn giới hạn tiếp xúc và uốn chân răng dưới tải va đập và quá tải.
- Đưa ra giải pháp phân bổ tỉ số truyền thỏa mãn điều kiện ngâm dầu bôi trơn tự nhiên cho cả hai cấp mà không phát sinh hiện tượng ngập quá sâu gây tổn thất công suất do khuấy dầu.
- Tính toán kết cấu trục và then đồng bộ, đảm bảo hệ số an toàn bền mỏi trên các trục đều vượt ngưỡng yêu cầu ($s > 3$), khẳng định khả năng vận hành ổn định trong suốt vòng đời thiết kế 6 năm.
- Cung cấp hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh gồm thuyết minh tính toán chi tiết, bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chế tạo chi tiết theo đúng quy chuẩn TCVN.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Mặc dù đồ án đáp ứng toàn bộ các chỉ tiêu kỹ thuật được giao, văn bản phản ánh một số điểm hạn chế gắn liền với phạm vi nghiên cứu môn học:
- Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và bảng tra tĩnh trong sổ tay thiết kế máy truyền thống, chưa tích hợp mô phỏng động lực học hay phân tích ứng suất bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) đối với vỏ hộp và các vị trí then, ngõng trục.
- Chế độ phụ tải được đơn giản hóa thành tải va đập nhẹ với hệ số tải trọng động quy ước mà chưa có dữ liệu đo kiểm thực tế từ các thùng trộn bê tông hay vật liệu công nghiệp ngoài hiện trường.
- Hướng mở rộng tiếp theo: Ứng dụng mô hình hóa 3D CAD/CAE để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc nhằm giảm khối lượng kim loại đúc; tính toán kiểm nghiệm truyền nhiệt vỏ hộp khi vận hành liên tục trong điều kiện nhiệt độ môi trường cao.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế máy, hoặc Khóa luận tốt nghiệp chuyên hướng thiết kế máy truyền động.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí cần tư liệu tính toán mẫu cho cụm giảm tốc hai cấp khai triển kết hợp truyền động xích ứng dụng cho máy trộn, băng tải, gầu tải hoặc máy khuấy công nghiệp.
- Các phần đáng tham khảo nhất trong tài liệu gồm: chu trình tính toán bôi trơn ngâm dầu cho hộp 2 cấp khai triển, bảng lập đặc tính mômen và công suất trên các trục, cùng quy trình kiểm nghiệm mỏi chi tiết cho các trục bậc chịu tải phức tạp.
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 điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A132M4Y3 với công suất định mức $11\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $1458\text{ vòng/phút}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,87$, hệ số quá tải mômen $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
2. Tỉ số truyền của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào cho bộ truyền xích và các cấp bánh răng? Tổng tỉ số truyền của toàn hệ thống là $u_t = 40,5$. Trong đó, bộ truyền xích ống con lăn đảm nhận $u_x = 2,75$ (tỉ số thực tế sau chọn răng là $u_{xtt} = 2,76$). Hộp giảm tốc hai cấp đảm nhận $u_h = 14,7272$, được phân bổ thành cấp nhanh $u_1 = 4,02$ (thực tế $u_{m1} = 4,04$) và cấp chậm $u_2 = 3,66$ (thực tế $u_{m2} = 3,67$).
3. Kích thước hình học cơ bản của hai bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu? Cả hai cấp đều có môđun pháp tiêu chuẩn $m = 2,5\text{ mm}$. Cấp nhanh có khoảng cách trục $a_{w1} = 160\text{ mm}$, số răng $z_1 = 25, z_2 = 101$, góc nghiêng răng $\beta = 10,14^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$. Cấp chậm có khoảng cách trục $a_{w2} = 180\text{ mm}$, số răng $z_3 = 30, z_4 = 110$, góc nghiêng răng $\beta = 13,54^\circ$, bề rộng vành răng $b_w = 72\text{ mm}$.
4. Ổ lăn trên Trục I được lựa chọn là loại nào và có các thông số tải trọng định mức ra sao? Do Trục I chịu đồng thời tải trọng hướng tâm ($828,33\text{ N}$) và lực dọc trục ($300,49\text{ N}$), tác giả lựa chọn cặp ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46306 với đường kính trong $d = 30\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 72\text{ mm}$, bề rộng $b = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25,60\text{ kN}$ và tải tĩnh $C_0 = 18,17\text{ kN}$.
5. Kết quả kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc đạt yêu cầu như thế nào? Hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu tự nhiên: khoảng cách giữa mức dầu tính toán nằm trong đoạn $H = 105,755 \div 110,755\text{ mm}$, lớn hơn giá trị giới hạn một phần ba đường kính đỉnh bánh răng lớn cấp chậm ($d_{a4}/3 = 95,95\text{ mm}$), đồng thời đảm bảo mức dầu ngập răng bánh răng lớn cấp nhanh ít nhất $10\text{ mm}$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" của tác giả Ngô Thái Điền là công trình tính toán thiết kế cơ khí mẫu mực, hoàn thiện đầy đủ các bước từ xác định động học, động lực học đến thiết kế hình học và kiểm nghiệm bền từng chi tiết máy. Toàn bộ các thông số kỹ thuật của bộ truyền xích, hai cặp bánh răng nghiêng, hệ thống trục bậc, then và ổ lăn đều được tính toán nhất quán, chính xác theo hệ thống TCVN hiện hành. Hồ sơ đồ án thể hiện tính khả thi kỹ thuật cao, đáp ứng toàn diện yêu cầu tải trọng và độ tin cậy vận hành trong suốt 6 năm phục vụ của thiết bị thùng trộn công nghiệp.