Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống dẫn động cho các thiết bị công nghiệp đóng vai trò truyền chuyển động và biến đổi mô men xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành. Đồ án thiết kế kỹ thuật mã môn học ME3139 thuộc Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM giải quyết bài toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động thiết bị công nghiệp cụ thể.

  • Bối cảnh thực tiễn: Hệ thống dẫn động thùng trộn phục vụ quá trình đảo trộn phối liệu trong điều kiện làm việc tải trọng thay đổi 2 bậc, làm việc 1 ca/ngày, yêu cầu đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi của các chi tiết và tính ổn định kết cấu trong suốt vòng đời sử dụng.
  • Nhiệm vụ và mục tiêu thiết kế:
    1. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
    2. Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài (bộ truyền xích con lăn 2 dãy).
    3. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm).
    4. Lập sơ đồ lực, tính toán phản lực gối đỡ, thiết kế hình học trục, kiểm nghiệm then và đánh giá độ bền mỏi, độ bền tĩnh của hệ thống trục.
    5. Tính toán chọn và kiểm nghiệm ổ lăn, chọn khớp nối đàn hồi.
    6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định kích thước các chi tiết phụ trợ và quy định dung sai lắp ghép.
    7. Hoàn thiện 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và 01 bản vẽ chi tiết theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).
  • Đối tượng và thông số thiết kế đầu vào:
    • Đối tượng: Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm động cơ điện 3 pha không đồng bộ, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn - trụ, và bộ truyền xích ống con lăn.
    • Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P_{lv} = 5,7 \text{ kW}$.
    • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n_{lv} = 12 \text{ vg/ph}$.
    • Thời gian phục vụ: $5 \text{ năm}$, số ngày làm việc trong năm $K_{ng} = 219 \text{ ngày}$, số ca làm việc: $1 \text{ ca/ngày}$.
    • Chế độ tải trọng: Chế độ 2 bậc với $t_1 = 50 \text{ s}, t_2 = 44 \text{ s}$; $T_1 = T, T_2 = 0,4T$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

  • Khung lý thuyết và tài liệu thiết kế: Đề tài áp dụng các nguyên lý cơ bản của môn học Thiết kế máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và lắp ghép; sử dụng tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng theo ứng suất cho phép, tính toán độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn, lựa chọn ổ lăn theo khả năng tải động và tải tĩnh.
  • Phương pháp tính toán và thiết kế kỹ thuật:
    • Phương pháp giải tích và tối ưu hóa thông số: Xác định các thông số động học và động lực học (công suất, mô men, tỷ số truyền), tính kích thước hình học bánh răng, xích và kết cấu trục dựa trên hệ thống công thức giải tích chuẩn ngành cơ khí.
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền: Kiểm tra ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$, ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$, hệ số an toàn mỏi của trục $S \ge [S]$, ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c]$ của then.
    • Phương pháp tra cứu bảng chuẩn: Sử dụng bảng tiêu chuẩn động cơ điện, ổ lăn đũa côn, ổ bi đỡ chặn, dung sai lắp ghép, kết cấu vỏ hộp đúc theo sổ tay thiết kế chi tiết máy.
  • Nguồn dữ liệu: Các tiêu chuẩn cơ khí TCVN, giáo trình và sổ tay hướng dẫn tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc và tài liệu chuyên ngành liên quan.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động được tổ chức theo cấu trúc nối tiếp:

$$\text{Động cơ điện} \xrightarrow{\text{Nối trục đàn hồi}} \text{Trục I} \xrightarrow{\text{Bánh răng côn}} \text{Trục II} \xrightarrow{\text{Bánh răng nghiêng}} \text{Trục III} \xrightarrow{\text{Bộ truyền xích}} \text{Trục thùng trộn}$$

Thành phần kết cấu Giải pháp thiết kế lựa chọn Thông số kỹ thuật chính
Nguồn động lực Động cơ điện 3 pha không đồng bộ SGA Công suất định mức $5,5 \text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $960 \text{ vg/ph}$ (làm việc tại $715 \text{ vg/ph}$)
Nối trục Khớp nối trục vòng đàn hồi Đường kính chốt $d_c = 10 \text{ mm}$, số chốt $z = 6$, $D_0 = 68 \text{ mm}$
Cấp nhanh (HGT) Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng $u_{12} = 5,0$; $z_1 = 17, z_2 = 85$; $m_e = 4,5 \text{ mm}$; $R_e = 195 \text{ mm}$
Cấp chậm (HGT) Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng $u_{34} = 5,58$; $z_3 = 24, z_4 = 134$; $m = 3,0 \text{ mm}$; $\beta = 18^\circ 33'$; $a_w = 250 \text{ mm}$
Bộ truyền ngoài Bộ truyền xích ống con lăn 2 dãy $u_{56} = 2,12$; $z_1 = 25, z_2 = 53$; bước xích $p_c = 38,1 \text{ mm}$; $a = 1529 \text{ mm}$
Vỏ hộp giảm tốc Đúc bằng gang xám GX15-32 Chiều dày thân $\delta = 11 \text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 9 \text{ mm}$, đáy nghiêng $1^\circ$

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền. Lập bảng đặc tính kỹ thuật

Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản:

  • Hiệu suất chung của hệ thống được xác định: $\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^4 = 0,98 \times 0,96 \times 0,95 \times 0,92 \times 0,995^4 = 0,84$.
  • Xác định công suất tương đương và công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = 5,37 \text{ kW}$, từ đó lựa chọn động cơ điện có công suất định mức $5,5 \text{ kW}$.
  • Phân phối tỷ số truyền chung $u_{ch} = u_{12} \cdot u_{34} \cdot u_{56} = 5,0 \times 5,58 \times 2,12 \approx 59,58$.
  • Bảng tổng hợp đặc tính kỹ thuật trên các trục:
Đại lượng Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục thùng trộn
Tỷ số truyền 1 1 5,0 5,58 2,13
Số vòng quay ($vg/ph$) 715 715 143 25,54 12
Công suất ($kW$) 5,5 5,39 5,02 4,63 4,26
Mô men xoắn ($Nm$) 71,5 70,54 335,43 1721 3591

Chương 2: Tính toán bộ truyền xích con lăn

  • Lựa chọn xích con lăn 2 dãy với số răng đĩa nhỏ $z_1 = 25$ răng, số răng đĩa lớn $z_2 = 53$ răng, tỷ số truyền thực tế $u_{56} = 2,12 \le z_{2max} = 120$.
  • Bước xích tiêu chuẩn được xác định $p_c = 38,1 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục sau khi giảm bớt để tránh lực căng quá mức: $a = 1529 \text{ mm}$ (ứng với khoảng cách sơ bộ ban đầu $40 p_c$).
  • Số mắt xích tính toán $X = 120$ mắt, chiều dài xích $L = 4572 \text{ mm}$.
  • Thông số hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 303 \text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 642 \text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh lần lượt là $320 \text{ mm}$ và $661 \text{ mm}$.
  • Động lực học bộ truyền xích: Vận tốc xích $v = 0,41 \text{ m/s}$, lực vòng $F_t = 11711 \text{ N}$, lực căng do ly tâm $F_v$ và lực căng ban đầu $F_0$; lực tác dụng lên trục $F_r = 13468 \text{ N}$. Hệ số an toàn phá hủy $s = 20,23 \ge [s] = 8,5$.

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng côn trụ

Chương này tính toán cặp bánh răng côn cấp nhanh ăn khớp ngoài:

  • Vật liệu chế tạo: Cả bánh dẫn và bánh bị dẫn dùng thép C45 thường hóa, độ rắn bề mặt bánh dẫn $250 \text{ HB}$, bánh bị dẫn $235 \text{ HB}$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán $[\sigma_H] = 442 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 257 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 242 \text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Chiều dài côn ngoài $R_e = 195 \text{ mm}$, mô đun vòng ngoài $m_e = 4,5 \text{ mm}$, mô đun trung bình $m_m = 3,86 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 55 \text{ mm}$.
  • Số răng: $z_1 = 17$, $z_2 = 85$, tỷ số truyền $u_{12} = 5,0$. Góc côn chia $\delta_1 = 11^\circ 18'$, $\delta_2 = 78^\circ 41'$.
  • Đường kính vòng chia ngoài: $d_{e1} = 76,5 \text{ mm}$, $d_{e2} = 382,5 \text{ mm}$; đường kính vòng chia trung bình: $d_{m1} = 65,6 \text{ mm}$, $d_{m2} = 328 \text{ mm}$.
  • Các thành phần lực ăn khớp: Lực tiếp tuyến $F_{t1} = F_{t2} = 2141 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{a2} = 764 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = F_{r2} = 152 \text{ N}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 483 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 486 \text{ MPa}$ (tính toán đạt yêu cầu), ứng suất uốn đảm bảo điều kiện bền.

Chương 4: Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:

  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 thường hóa, bánh dẫn $250 \text{ HB}$, bánh bị dẫn $220 \text{ HB}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 574 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F3}] = 360 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F4}] = 309 \text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 250 \text{ mm}$, mô đun pháp $m = 3,0 \text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 18^\circ 33'$.
  • Số răng: $z_3 = 24$, $z_4 = 134$, tỷ số truyền thực tế $u_{34} = 5,58$.
  • Đường kính vòng chia: $d_3 = 76 \text{ mm}$, $d_4 = 424 \text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh: $d_{a3} = 82 \text{ mm}$, $d_{a4} = 430 \text{ mm}$; đường kính đáy: $d_{f3} = 68 \text{ mm}$, $d_{f4} = 416 \text{ mm}$.
  • Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn $b_3 = 85 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_4 = 80 \text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t3} = 8833 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = 2914 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 3048 \text{ N}$, lực pháp tuyến $F_{n3} = 9915 \text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm bền: $\sigma_H = 489 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 574 \text{ MPa}$; $\sigma_F = 60,4 \text{ MPa} < [\sigma_F] = 309 \text{ MPa}$.

Chương 5: Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu, xác định các lực tác dụng

  • Kiểm tra điều kiện ngâm dầu: Mức dầu thấp nhất ngập $(0,75 \div 2)$ chiều cao răng bánh 2, khoảng chênh lệch mức dầu cao nhất và thấp nhất $h_{max} - h_{min} = 10 \div 15 \text{ mm}$, mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng 4. Kết cấu đảm bảo bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn với thể tích dầu $V_M \approx 2,68 \text{ lít}$.
  • Tổng hợp lực tác dụng ngoài và trong:
    • Khớp nối trục đàn hồi tác dụng lực lên đầu trục I: $F_{rk} = 500 \text{ N}$.
    • Bộ truyền xích tác dụng lực lên đầu trục III: $F_{rx} = 13468 \text{ N}$.
    • Toàn bộ các giá trị lực ăn khớp $F_t, F_r, F_a$ trên các cặp bánh răng 1-2 và 3-4 được quy chuẩn thành bảng dữ liệu phục vụ tính trục.

Chương 6: Phác thảo bố trí kết cấu hộp giảm tốc

  • Xác định đường kính sơ bộ các trục theo mô men xoắn thuần túy và ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 \div 25 \text{ MPa}$: $d_I = 25 \text{ mm}$, $d_{II} = 50 \text{ mm}$, $d_{III} = 70 \text{ mm}$.
  • Xác định kích thước các đoạn trục, khoảng cách giữa các gối đỡ dựa trên chiều rộng may-ơ bánh răng ($l_{mo}$), khe hở giữa các chi tiết quay ($e_2 = 5 \div 7 \text{ mm}$), khoảng cách lắp nắp ổ và thành trong vỏ hộp ($e_1 = 8 \text{ mm}$).
  • Lựa chọn sơ bộ quy cách ổ lăn:
    • Trục I: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ loại 7206 / 7207.
    • Trục II: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng loại 7210.
    • Trục III: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ / loại 7317.
  • Thiết lập bản vẽ phác thảo hình chiếu bằng và hình chiếu đứng của hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ.

Chương 7: Sơ đồ tính toán trục và lựa chọn ổ

Chương 7 là nội dung tính toán cơ học trọng tâm của đồ án:

  • Phân tích lực và phản lực gối đỡ: Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học trong hai mặt phẳng vuông góc $Oyz$ và $Oxz$:
    • Trục I: Phản lực gối đỡ $R_{Ax} = 3323 \text{ N}, R_{Ay} = 1054 \text{ N}$; $R_{Bx} = 1682 \text{ N}, R_{By} = 290 \text{ N}$. Mô men tương đương nguy hiểm $M_{tđA} = 137,7 \text{ Nm}$. Đường kính tính toán chọn $d_A = d_B = 30 \text{ mm}$, $d_C = d_D = 22 \text{ mm}$.
    • Trục II: $R_{Ax} = 6933 \text{ N}, R_{Ay} = 2291 \text{ N}$; $R_{Bx} = 4179 \text{ N}, R_{By} = 677 \text{ N}$. Mô men tương đương nguy hiểm $M_{tđC} = 562,9 \text{ Nm}$. Đường kính chế tạo chọn $d_A = d_B = 35 \text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng $d_C = 50 \text{ mm}, d_D = 40 \text{ mm}$.
    • Trục III: $R_{Ax} = 6320 \text{ N}, R_{Ay} = 9443 \text{ N}$; $R_{Bx} = 2513 \text{ N}, R_{By} = 19863 \text{ N}$. Mô men tương đương $M_{tđB} = 1897,4 \text{ Nm}$. Đường kính gối đỡ chọn $d_A = d_B = 70 \text{ mm}$, vị trí then $d_C = 75 \text{ mm}, d_D = 63 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Sử dụng then bằng đầu tròn thép C45, kiểm tra ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 180 \text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 90 \text{ MPa}$ tại tất cả các tiết diện lắp ghép đều đạt điều kiện bền.
  • Kiểm nghiệm độ bền trục:
    • Độ bền mỏi: Tính hệ số an toàn uốn $s_\sigma$ và xoắn $s_\tau$ dựa trên giới hạn mỏi $\sigma_{-1} = 300 \text{ MPa}$, $\tau_{-1} = 170 \text{ MPa}$, hệ số tập trung ứng suất $K_\sigma, K_\tau$, hệ số kích thước $\epsilon_\sigma, \epsilon_\tau$ và hệ số tăng bền $\beta$. Hệ số an toàn tổng hợp $S_j \ge [S] = 1,5$.
    • Độ bền tĩnh: Kiểm tra quá tải tức thời, ứng suất tương đương tĩnh thỏa mãn $\sigma_{tđ} \le [\sigma] = 360 \text{ MPa}$.
  • Tính toán chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
    • Trục I: Ổ đũa côn loại nhẹ 7206 ($d \times D \times T = 30 \times 62 \times 17,5 \text{ mm}$), tải trọng quy ước $Q_{A1} = 3160 \text{ N}$, tuổi thọ $L = 372 \text{ triệu vòng}$, khả năng tải động tính toán $C_t = 24700 \text{ N} < C = 31000 \text{ N}$, tải tĩnh $Q_0 = 3486 \text{ N} < C_0 = 22000 \text{ N}$.
    • Trục II: Ổ đũa côn loại nhẹ rộng ($d = 35 \text{ mm}$), khả năng tải động $C_t = 37190 \text{ N} < C = 56000 \text{ N}$, tải tĩnh $Q_0 = 5866 \text{ N} < C_0 = 44000 \text{ N}$.
    • Trục III: Ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ ($d = 70 \text{ mm}$, $C = 63000 \text{ N}, C_0 = 55900 \text{ N}$), tải động tính toán $C_t = 56900 \text{ N} < C = 63000 \text{ N}$, tải tĩnh $Q_0 = 20021 \text{ N} < C_0 = 55900 \text{ N}$.
  • Kiểm tra nối trục đàn hồi: Nối trục vòng đàn hồi thông số $D_0 = 68 \text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 10 \text{ mm}$, chiều dài đoạn làm việc cao su $l_0 = 15 \text{ mm}$, thỏa mãn ứng suất dập cao su $\sigma_d = 1,75 \text{ MPa} \le [\sigma_d] = 3 \text{ MPa}$ và ứng suất uốn chốt thỏa mãn $[\sigma_F] = 70 \text{ MPa}$.

Chương 8: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết thành phần

  • Vật liệu và phương pháp chế tạo: Đúc từ gang xám GX15-32, bề mặt ghép giữa nắp và thân hộp nằm ngang đi qua tâm các đường trục.
  • Kích thước kết cấu cơ bản:
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 11 \text{ mm}$.
    • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 9 \text{ mm}$.
    • Chiều dày gân tăng cứng: $\delta_3 = 9 \text{ mm}$, chiều cao gân $h_g = 55 \text{ mm}$.
    • Chiều dày mặt bích nắp: $s_1 = 15 \text{ mm}$; mặt bích thân: $s_2 = 19 \text{ mm}$; mặt bích đáy hộp: $q = 26 \text{ mm}$.
    • Khe hở nhỏ nhất giữa đỉnh bánh răng và thành trong: $c_1 = 12 \text{ mm}$.
    • Khoảng cách từ đáy hộp đến đỉnh bánh răng lớn nhất: $Y = 53 \text{ mm}$.
    • Chiều dài nắp và thân tại vị trí lắp gối ổ: $H_1 = 68 \text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trợ: Thiết kế định vị chốt nón định vị nắp và thân hộp, que thăm dầu kiểm tra mức dầu ngâm, vòng phớt chắn dầu tiết diện vuông ngăn rò rỉ tại các đầu trục thò ra ngoài, đai ốc tròn có rãnh xiết và vòng đệm cánh cố định ổ lăn.

Chương 9: Dung sai lắp ghép

  • Lựa chọn cấp chính xác chế tạo: Cấp chính xác 9 cho cả bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng theo điều kiện vận tốc vòng thấp ($v < 1 \text{ m/s}$).
  • Quy định kiểu lắp ghép tiêu chuẩn:
    • Kiểu lắp bánh răng lên trục: Lắp có độ dôi nhẹ hoặc trung gian đảm bảo truyền mô men và định tâm chính xác.
    • Kiểu lắp vòng trong ổ lăn lên trục: Lắp trung gian theo hệ thống lỗ cơ bản ($k6$, $m6$).
    • Kiểu lắp vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp: Lắp lỏng/trung gian ($H7, Js7$) tạo điều kiện điều chỉnh khe hở nhiệt.
    • Dung sai rãnh then và then: Lắp theo hệ thống trục tiêu chuẩn.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả tính toán kỹ thuật:
    • Hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán động học và động lực học từ động cơ điện $5,5 \text{ kW}$ đến cơ cấu thùng trộn tốc độ thấp $12 \text{ vg/ph}$.
    • Các bộ truyền đều thỏa mãn tuyệt đối các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền va đập: Bộ truyền côn cấp nhanh ($\sigma_H = 483 \text{ MPa} \le 486 \text{ MPa}$), bộ truyền trụ nghiêng cấp chậm ($\sigma_H = 489 \text{ MPa} \le 574 \text{ MPa}$), bộ truyền xích 2 dãy ($s = 20,23 \ge 8,5$).
    • Hệ thống 3 trục truyền động và các gối đỡ ổ lăn, mối ghép then đều thỏa mãn độ bền mỏi ($S \ge 1,5$), độ bền tĩnh ($\sigma_{tđ} \le 360 \text{ MPa}$), và khả năng tải động/tĩnh với thời gian phục vụ 5 năm ($8760 \text{ giờ}$).
  • Đóng góp về mặt thiết kế:
    • Đề xuất phương án bố trí không gian hợp lý cho hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ kết hợp bộ truyền xích ngoài nằm ngang, giải quyết được bài toán giảm tốc với tỷ số truyền lớn ($u_{ch} \approx 59,58$).
    • Cung cấp bộ thông số kích thước hình học chi tiết, bộ kích thước kết cấu vỏ hộp gang đúc GX15-32 và hệ thống dung sai lắp ghép đạt chuẩn TCVN.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án thiết kế dựa trên phương pháp tính toán bán thực nghiệm theo sổ tay thiết kế chi tiết máy truyền thống, chưa áp dụng các công cụ mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất và biến dạng cục bộ trên thân vỏ hoặc răng.
    • Hệ thống bôi trơn sử dụng giải pháp ngâm dầu tự nhiên, chưa xét đến tính toán truyền nhiệt và giải nhiệt cưỡng bức nếu hệ thống phải làm việc liên tục trong môi trường nhiệt độ cao.
  • Hướng phát triển:
    • Ứng dụng mô hình hóa 3D CAD/CAE để tối ưu hóa thể tích và khối lượng thân vỏ hộp giảm tốc.
    • Mở rộng phân tích dao động và tiếng ồn (NVH) của cặp bánh răng nghiêng và bánh răng côn khi vận hành dưới các chế độ tải trọng động biến thiên phức tạp.

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng hưởng lợi:
    • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy thực hiện Đồ án môn học Thiết kế máy, Đồ án Chi tiết máy, hoặc Khóa luận tốt nghiệp về trạm dẫn động cơ khí.
    • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp cần tài liệu tham khảo về quy trình tính toán hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ phối hợp bộ truyền xích con lăn.
  • Nội dung tham khảo giá trị:
    • Trình tự phân tích lực ăn khớp không gian 3 chiều và lập phương trình cân bằng phản lực gối đỡ cho trục mang bánh răng côn và bánh răng nghiêng (Chương 7).
    • Phương pháp kiểm nghiệm đồng thời tải trọng động, tải trọng tĩnh và lực dọc trục phụ $S_i$ phát sinh trong ổ đũa côn (Chương 7).
    • Bảng tổng hợp kích thước hình học, thông số kết cấu vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép (Chương 8 và Chương 9).

Câu hỏi thường gặp

1. Hệ thống dẫn động trong đồ án gồm những bộ phận chính nào và tỷ số truyền tổng thể là bao nhiêu?

Hệ thống dẫn động gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ SGA ($5,5 \text{ kW}$), nối trục vòng đàn hồi, hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ (cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng $u_{12} = 5,0$; cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng $u_{34} = 5,58$), và bộ truyền ngoài xích con lăn 2 dãy ($u_{56} = 2,12$). Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} \approx 59,58$, giúp giảm tốc độ từ $715 \text{ vg/ph}$ (trên trục I) xuống $12 \text{ vg/ph}$ tại trục thùng trộn.

2. Vì sao trục I và trục II lại sử dụng ổ đũa côn thay vì ổ bi đỡ đơn thuần?

Trên trục I và trục II, các bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra đồng thời lực tiếp tuyến $F_t$, lực hướng tâm $F_r$ và lực dọc trục $F_a$ có giá trị đáng kể ($F_{a1} = 152 \text{ N}, F_{a3} = 2914 \text{ N}$). Ổ đũa côn có khả năng tiếp nhận đồng thời cả lực hướng tâm lớn và lực dọc trục cao, đồng thời cho phép điều chỉnh khe hở dọc trục dễ dàng trong quá trình lắp ráp hộp giảm tốc.

3. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ này được quy định như thế nào?

Để đảm bảo bôi trơn tốt và tránh hao tổn công suất do khuấy dầu, mức dầu thấp nhất phải ngập từ $0,75$ đến $2$ lần chiều cao răng của bánh răng côn bị dẫn (bánh 2), khoảng chênh lệch giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất là $10 \div 15 \text{ mm}$, và mức dầu cao nhất không được ngập quá $1/3$ bán kính của bánh răng trụ bị dẫn lớn nhất (bánh 4). Thể tích dầu tính toán cho toàn hộp đạt khoảng $2,68 \text{ lít}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của các trục đạt được như thế nào?

Cả 3 trục làm bằng vật liệu Thép C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện ($\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$) đều thỏa mãn điều kiện an toàn mỏi ($S_j \ge [S] = 1,5$) tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục. Về độ bền tĩnh, ứng suất tương đương cực đại $\sigma_{tđ}$ trên các trục (trục I: $45 \text{ MPa}$, trục II: $21 \text{ MPa}$, trục III: $17,4 \text{ MPa}$) đều nhỏ hơn rất nhiều so với ứng suất tĩnh cho phép $[\sigma] = 360 \text{ MPa}$.

5. Loại vật liệu nào được lựa chọn để chế tạo vỏ hộp giảm tốc và tại sao đáy hộp lại được thiết kế nghiêng 1°?

Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng phương pháp đúc từ vật liệu gang xám GX15-32 nhờ khả năng đúc tốt, giảm chấn và triệt tiêu rung động cơ học hiệu quả. Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng một góc $1^\circ$ dốc về phía lỗ tháo dầu để khi thay dầu bôi trơn định kỳ, cặn bẩn kim loại và dầu cũ có thể chảy kiệt hoàn toàn ra ngoài, nâng cao tuổi thọ làm việc cho các bộ truyền.

Kết luận

Đồ án thiết kế kỹ thuật ME3139 của tác giả Ngô Duy Thái đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn công suất $5,7 \text{ kW}$ theo Phương án 3 (Đề số 13). Bản thuyết minh cung cấp hệ thống tính toán chi tiết, chặt chẽ từ khâu chọn động cơ, tính toán động học, thiết kế hình học và kiểm nghiệm bền các bộ truyền xích, bánh răng côn, bánh răng nghiêng cho đến thiết kế trục, chọn ổ lăn, vỏ hộp và dung sai lắp ghép. Toàn bộ các chỉ tiêu kỹ thuật đều thỏa mãn các điều kiện bền tiêu chuẩn theo TCVN, đóng vai trò là tài liệu tham khảo học thuật hoàn chỉnh cho sinh viên và kỹ sư ngành kỹ thuật cơ khí.