Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học "Thiết kế chi tiết máy" với đề tài "Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí - Đề 05: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" được thực hiện bởi sinh viên Trần Đức Thọ (MSSV: 19491591, Lớp học phần: 420300290713) dưới sự hướng dẫn của giảng viên Đặng Văn Ánh tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp Thành phố Hồ Chí Minh.

Trong ngành cơ khí chế tạo máy và thiết bị công nghiệp, thùng trộn là thiết bị công tác phổ biến phục vụ quá trình trộn phối nguyên vật liệu. Hệ thống dẫn động thùng trộn đóng vai trò trung gian tiếp nhận năng lượng từ động cơ điện, biến đổi mô men xoắn và giảm số vòng quay để truyền động đến trục công tác với các thông số làm việc phù hợp.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được giao trong văn bản bao gồm các nội dung cụ thể sau:

  1. Tính toán xác định công suất tương đương, chọn động cơ điện phù hợp với chế độ tải thay đổi theo bậc và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang), xác định các thông số hình học, lực căng, số đai và lực tác dụng lên trục.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, bao gồm cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm; kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.
  4. Tính toán kết cấu hệ thống trục (Trục I, Trục II, Trục III), vẽ biểu đồ mô men, xác định đường kính tại các tiết diện, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi và tính chọn then liên kết theo độ bền dập, độ bền cắt.

Thông số kỹ thuật thiết kế ban đầu (Phương án 3 - Đề số 05):

  • Công suất trên trục thùng trộn: $P = 4,4 \text{ kW}$.
  • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 50 \text{ vg/ph}$.
  • Thời gian phục vụ yêu cầu: $L = 7 \text{ năm}$.
  • Chế độ làm việc: Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày, tải trọng có va đập nhẹ.
  • Chế độ biến thiên tải trọng trong một chu kỳ:
    • Bậc tải 1: $T_1 = T$, thời gian tác dụng $t_1 = 45 \text{ s}$.
    • Bậc tải 2: $T_2 = 0,5T$, thời gian tác dụng $t_2 = 22 \text{ s}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc trong tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ thống dẫn động cơ khí dựa trên các tài liệu chuyên ngành được trích dẫn (Tài liệu [1], Tài liệu [2], Tài liệu [3]). Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp tính toán kỹ thuật giải tích kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn ngành cơ khí:

  • Phương pháp xác định tải trọng tương đương: Do tải trọng thay đổi theo bậc ($T_1, t_1$ và $T_2, t_2$), công suất tính toán không lấy trực tiếp theo công suất cực đại mà chuyển đổi về công suất tương đương trên trục công tác theo công thức: $$P_{\text{tđ}} = P_{\text{lv}} \sqrt{\frac{\sum (T_i / T)^2 t_i}{\sum t_i}}$$
  • Phương pháp phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền tổng thể của hệ thống ($u_{\text{chung}}$) được phân chia cho bộ truyền ngoài hộp ($u_d$) và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc hai cấp ($u_{\text{hs}} = u_{12} \cdot u_{23}$) nhằm đảm bảo điều kiện bôi trơn, kích thước nhỏ gọn và khối lượng vật liệu tối ưu.
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn bánh răng: Áp dụng tiêu chuẩn tính toán độ bền chi tiết máy, xác định số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$), hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$), từ đó xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$.
  • Phương pháp tính toán trục theo độ bền mỏi: Mô hình hóa các trục thành các dầm trên hai gối đỡ, giải phóng liên kết để tính phản lực gối tựa trong hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $yOz$ và mặt phẳng ngang $xOz$), vẽ biểu đồ mô men uốn $M_x, M_y$ và mô men xoắn $T$. Đường kính sơ bộ được tính theo mô men uốn tương đương, sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S_j \ge [S]$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm.
  • Phương pháp tính mối ghép then: Tính toán kiểm nghiệm then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt dựa trên lực vòng và kích thước then tiêu chuẩn.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động cơ khí dẫn động thùng trộn gồm các cụm cơ cấu chính được bố trí nối tiếp:

  • Nguồn động lực: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc kiểu K132M4, lắp đặt trên bệ máy.
  • Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang loại B truyền chuyển động từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc.
  • Bộ truyền trong: Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, gồm cấp nhanh là cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($Z_1 - Z_2$) và cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng thẳng ($Z_2' - Z_3$).
  • Cơ cấu chấp hành và liên kết trục ra: Trục III của hộp giảm tốc nối với trục thùng trộn thông qua khớp nối trục đĩa (khớp nối cứng).

Bảng tổng hợp đặc tính kỹ thuật các cụm thiết kế:

Cụm cơ cấu Kiểu loại / Mã hiệu Thông số kích thước / Động học chính Vật liệu chế tạo
Động cơ điện K132M4 $P_{\text{đc}} = 5,5 \text{ kW}; n_{\text{đc}} = 1445 \text{ vg/ph}$ Vỏ gang, dây quấn đồng
Bộ truyền ngoài Đai thang loại B $Z = 3 \text{ đai}; d_1 = 160 \text{ mm}; d_2 = 560 \text{ mm}; a = 653,92 \text{ mm}$ Cao su bọc vải sợi tổng hợp
Bánh răng cấp nhanh Bánh răng trụ răng nghiêng $Z_1 = 25; Z_2 = 77; m_n = 2,5 \text{ mm}; a_{w1} = 160 \text{ mm}; \beta = 37,16^\circ$ Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1=260, HB_2=230$)
Bánh răng cấp chậm Bánh răng trụ răng thẳng $Z_2' = 45; Z_3 = 115; m = 2,5 \text{ mm}; u_2' = 2,55$ Thép C45 tôi cải thiện ($HB_2'=260, HB_3=230$)
Hệ thống trục Trục bậc ba đoạn Trục I ($d_{\text{max}} = 38 \text{ mm}$); Trục II ($d_{\text{max}} = 55 \text{ mm}$) Thép C45 ($\sigma_b \ge 600 \text{ MPa}$)

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Chương 1 giải quyết bài toán lựa chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền động cho hệ thống dựa trên thông số tải thùng trộn:

  • Xác định công suất tương đương của tải: Do chế độ tải thay đổi theo bậc ($T_1 = T, t_1 = 45\text{s}; T_2 = 0,5T, t_2 = 22\text{s}$), công suất tương đương được xác định: $$P_{\text{tđ}} = 4,4 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 45 + 0,5^2 \cdot 22}{45 + 22}} = 3,81 \text{ kW}$$
  • Hiệu suất chung của hệ thống: Tính toán theo bảng 2.3 tài liệu [1] cho bộ truyền đai, các cặp ổ lăn và các bộ truyền bánh răng, thu được hiệu suất tổng $\eta_{\text{chung}} = 0,84$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{\text{ct}} = \frac{P_{\text{tđ}}}{\eta_{\text{chung}}} = \frac{3,81}{0,84} = 4,53 \text{ kW}$$
  • Xác định dải số vòng quay cần thiết: Trục công tác quay với $n_{\text{lv}} = 50 \text{ vg/ph}$. Với dải tỷ số truyền sơ bộ $u_d = 3 \div 5$ và $u_{\text{hs}} = 8 \div 40$, dải số vòng quay cần thiết là $n_{\text{ct}} = 1200 \div 10000 \text{ vg/ph}$. Số vòng quay đồng bộ của lưới điện 50 Hz với số đôi cực $p=2$ là $n_{\text{đb}} = 1500 \text{ vg/ph}$.
  • Lựa chọn động cơ điện: Chọn động cơ K132M4 từ bảng tra tiêu chuẩn với các thông số:
    • Công suất định mức: $P_{\text{đc}} = 5,5 \text{ kW}$.
    • Tốc độ quay định mức: $n_{\text{đc}} = 1445 \text{ vg/ph}$.
    • Hiệu suất: $\eta = 86,0%$; Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$.
    • Tỷ số mô men mở máy $T_k / T_{\text{đn}} = 2,0$; Dòng mở máy $I_k / I_{\text{đn}} = 5,9$; Khối lượng $72 \text{ kg}$.
  • Phân phối tỷ số truyền:
    • Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_{\text{chung}} = \frac{1445}{50} = 28,9$.
    • Tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp: $u_{\text{hs}} = 8$ (gồm cấp nhanh $u_{12} = 3,08$ và cấp chậm $u_{23} = 2,60$).
    • Tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài hộp: $u_d = \frac{28,9}{8} = 3,61$.

Bảng tổng kết động học và động lực học trên các trục:

Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III
Công suất $P$ (kW) 5,5 4,25 4,04 3,84
Tỷ số truyền $u$ - 3,61 3,08 2,60
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1445 400,27 129,95 49,98
Mô men xoắn $T$ (N.mm) 36349,48 101400,30 296898,80 733733,49

Chương 2: Bộ truyền đai

Chương 2 trình bày trình tự 14 bước tính toán thiết kế bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc:

  • Lựa chọn loại đai: Chọn đai thang loại B với các kích thước mặt cắt tiêu chuẩn: $b_p = 14 \text{ mm}, b_o = 17 \text{ mm}, h = 10,5 \text{ mm}, y_o = 4,0 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138 \text{ mm}^2$.
  • Đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160 \text{ mm}$; vận tốc đai $v_1 = 12,10 \text{ m/s} < v_{\text{max}} = 25 \div 30 \text{ m/s}$. Đường kính bánh đai lớn $d_2 = 560 \text{ mm}$ (với hệ số trượt $\xi = 0,01$, sai lệch tỷ số truyền $2,21% < 5%$).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục sơ bộ được hiệu chỉnh chính xác $a = 653,92 \text{ mm}$ (thỏa mãn điều kiện $1440 \ge a \ge 406,5 \text{ mm}$). Chiều dài đai tiêu chuẩn được chọn $L = 2500 \text{ mm}$.
  • Góc ôm và tần số chạy đai: Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 145,13^\circ = 2,53 \text{ rad} > 120^\circ$. Tần số vòng chạy của đai trong một giây $i = \frac{12,10}{2,5} = 4,84 \text{ s}^{-1} \le i_{\text{max}} = 10 \text{ s}^{-1}$.
  • Số dây đai ($Z$): Với công suất định mức cho phép $[P_0] = 3,56 \text{ kW}$ và các hệ số sử dụng ($C_v = 0,97; C_\alpha = 0,9; C_u = 1,14; C_z = 0,9; C_r = 0,7$), số đai tính toán là $Z = 2,43 \rightarrow$ chọn $Z = 3$ đai.
  • Lực tác dụng trong bộ truyền:
    • Lực vòng có ích: $F_t = 454,54 \text{ N}$ (trên một dây đai: $227,27 \text{ N}$).
    • Lực căng phụ do lực ly tâm: $F_v = 43,92 \text{ N}$.
    • Lực căng ban đầu: $F_0 = 414,01 \text{ N}$ (mỗi dây đai chịu $138,003 \text{ N}$).
    • Lực căng trên nhánh dẫn $F_1 = 641,28 \text{ N}$, trên nhánh bị dẫn $F_2 = 186,74 \text{ N}$.
    • Lực tác dụng lên trục mang bánh đai: $F_r = 1184,96 \text{ N}$.
  • Kích thước bánh đai: Chiều rộng bánh đai $B = 63 \text{ mm}$; đường kính ngoài bánh dẫn $d_{a1} = 168,4 \text{ mm}$; đường kính ngoài bánh bị dẫn $d_{a2} = 568,4 \text{ mm}$.

Chương 3: Bộ truyền bánh răng

Chương 3 tính toán thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng của hộp giảm tốc hai cấp:

  • Vật liệu và nhiệt luyện: Cả hai cặp bánh răng đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện, độ rắn bề mặt $HB < 350$. Bánh lớn có độ rắn $HB_2 = HB_3 = 230 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{\text{ch}} = 450 \text{ MPa}$). Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = HB_2' = 260 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{\text{ch}} = 580 \text{ MPa}$).
  • Cặp bánh răng cấp chậm ($Z_2' - Z_3$ - Bánh răng trụ răng thẳng):
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 433,63 \text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ $[\sigma_F]_2' = 267,42 \text{ MPa}$; bánh lớn $[\sigma_F]_3 = 236,57 \text{ MPa}$.
    • Hệ số chiều rộng vành răng: $\psi_{ba} = 0,4; \psi_{bd} = 0,72$. Hệ số tập trung tải trọng: $K_{H\beta} = 1,022; K_{F\beta} = 1,038$.
    • Mô đun tiêu chuẩn: $m = 2,5 \text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $Z_2' = 45$ răng; bánh bị dẫn $Z_3 = 115$ răng (tổng số răng 160). Tỷ số truyền thực tế $u_2' = 2,55$ (sai lệch $1,92% \le 2 \div 3%$).
    • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_2' = 112,5 \text{ mm}, d_3 = 287,5 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a2}' = 117,5 \text{ mm}, d_{a3} = 292,5 \text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f2}' = 106,25 \text{ mm}, d_{f3} = 281,25 \text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t' = 5278,20 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_r' = 1921,10 \text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn: $\sigma_H \le [\sigma_H] = 433,63 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2}' \le [\sigma_{F2}'] = 267,42 \text{ MPa}$.
  • Cặp bánh răng cấp nhanh ($Z_1 - Z_2$ - Bánh răng trụ răng nghiêng):
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 433,63 \text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục: $a_{w1} = 160 \text{ mm}$. Hệ số vành răng: $\psi_{ba} = 0,315; \psi_{bd} = 0,567$.
    • Mô đun pháp: $m_n = 2,5 \text{ mm}$. Mô đun ngang: $m_t = 3,13 \text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 25$ răng; bánh bị dẫn $Z_2 = 77$ răng. Góc nghiêng răng $\beta = 37,16^\circ$. Tỷ số truyền thực tế $u_1' = 3,08$ (sai lệch $0,00%$).
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 78,25 \text{ mm}, d_2 = 241,01 \text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 247,27 \text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 233,18 \text{ mm}$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 24,54^\circ$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 1295,85 \text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = 591,81 \text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = 982,17 \text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất: Đạt các điều kiện bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn theo tiêu chuẩn.

Chương 4: Tính toán thiết kế trục và then

Chương 4 thực hiện việc xác định kết cấu trục, tính toán nội lực và kiểm nghiệm bền cho Trục I và Trục II:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 có giới hạn bền $\sigma_b \ge 600 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}} = 360 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 50 \text{ MPa}$.
  • Xác định đường kính sơ bộ ngõng trục và bề rộng ổ lăn:
    • Trục I: $d_I \ge 29,37 \text{ mm} \rightarrow$ chọn $d_I = 30 \text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{01} = 19 \text{ mm}$.
    • Trục II: $d_{II} \ge 42,02 \text{ mm} \rightarrow$ chọn $d_{II} = 45 \text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{02} = 25 \text{ mm}$.
    • Trục III: $d_{III} \ge 56,81 \text{ mm} \rightarrow$ chọn $d_{III} = 60 \text{ mm}$, bề rộng ổ $b_{03} = 31 \text{ mm}$.
  • Khoảng cách kết cấu trục: Xác định các kích thước $k_1 = 12 \text{ mm}, k_2 = 10 \text{ mm}, k_3 = 15 \text{ mm}, h_n = 20 \text{ mm}$. Chiều dài mayơ đai $l_{\text{mđ}} = 63 \text{ mm}$, mayơ bánh răng 1 là $55,4 \text{ mm}$, mayơ bánh răng 2 là $85 \text{ mm}$, mayơ bánh răng 3 là $80 \text{ mm}$. Mô men khớp nối cứng $T_{\text{kn}} = 1600 \text{ N.m}$.
  • Tính toán chi tiết Trục I:
    • Khoảng cách các tiết diện: $l_1 = 76 \text{ mm}, l_2 = 77 \text{ mm}, l_3 = 174 \text{ mm}, l_4 = 271 \text{ mm}, l_5 = 348 \text{ mm}$.
    • Phản lực gối tựa tại A và B: $X_A = 1295,85 \text{ N}, X_B = 1295,85 \text{ N}$.
    • Đường kính chính xác tại các tiết diện: Vị trí lắp đai $d_{\text{đai}} = 26 \text{ mm}$; vị trí lắp ổ lăn $d_A = d_B = 30 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $Z_1$ chọn $d_1 = 38 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng $Z_1'$ chọn $d_1' = 34 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện bánh răng $Z_1$ là $S = 4,75$; tại $Z_1'$ là $S = 4,64$; tại ổ lăn là $S = 3,307$ (đều thỏa mãn $[S] = 1,5 \div 2,5$).
    • Mối ghép then Trục I: Then bằng lắp bánh răng $Z_1, Z_1'$ kích thước $b \times h = 10 \times 8 \text{ mm}, l_t = 46 \text{ mm}$; then lắp đai kích thước $8 \times 7 \text{ mm}, l_t = 54 \text{ mm}$. Ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 20 \div 30 \text{ MPa}$.
  • Tính toán chi tiết Trục II:
    • Phản lực gối tựa tại C và D: $X_C = 3934,95 \text{ N}, X_D = 3934,95 \text{ N}$.
    • Đường kính chính xác: Vị trí lắp bánh răng $Z_2, Z_2''$ chọn $d_2 = 48 \text{ mm}$; vị trí bánh răng $Z_2'$ chọn $d_2' = 55 \text{ mm}$; vị trí ổ lăn $d_C = d_D = 45 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm bền mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện $Z_2'$ là $S = 4,29$; tại $Z_2$ là $S = 3,71$ (thỏa mãn yêu cầu bền mỏi).
    • Mối ghép then Trục II: Then bằng lắp bánh răng $Z_2'$ ($16 \times 10 \text{ mm}$) và $Z_2, Z_2''$ ($14 \times 9 \text{ mm}$) đều thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn bộ khối lượng tính toán động học, động lực học và kết cấu cho hệ thống dẫn động thùng trộn theo Đề số 05 với các kết quả cụ thể:

  1. Xác định chính xác công suất tương đương $P_{\text{tđ}} = 3,81 \text{ kW}$ từ chế độ tải thay đổi hai bậc ($T_1=T, t_1=45\text{s}; T_2=0,5T, t_2=22\text{s}$) và lựa chọn được động cơ K132M4 ($5,5 \text{ kW}, 1445 \text{ vg/ph}$) đáp ứng các chỉ tiêu khởi động và làm việc lâu dài.
  2. Hoàn thành thiết kế bộ truyền đai thang loại B gồm 3 dây đai, khoảng cách trục $a = 653,92 \text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500 \text{ mm}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1184,96 \text{ N}$.
  3. Thiết kế thành công hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc: cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($u_1'=3,08, a_{w1}=160 \text{ mm}, \beta=37,16^\circ$) và cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm ($u_2'=2,55, m=2,5 \text{ mm}$), tất cả đều đảm bảo độ bền tiếp xúc $[\sigma_H] \ge 433,63 \text{ MPa}$ và độ bền uốn.
  4. Xác định hoàn chỉnh kết cấu Trục I và Trục II, đảm bảo hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm luôn lớn hơn hệ số an toàn cho phép ($S_j > [S] = 1,5 \div 2,5$), đồng thời kiểm nghiệm các mối ghép then đạt tiêu chuẩn về độ bền dập và độ bền cắt.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Nội dung văn bản được cung cấp dừng lại ở bước kiểm nghiệm then của Trục II; chưa có phần tính toán chi tiết hoàn thiện cho Trục III, tính chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ động học của các ổ lăn trên các trục, cũng như phần thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn.
  • Hướng tiếp tục hoàn thiện:
    1. Tiến hành phân tích lực, vẽ biểu đồ mô men và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ cứng cho Trục III kết nối với thùng trộn.
    2. Lựa chọn loại ổ lăn (ổ bi đỡ, ổ bi đỡ chặn hoặc ổ đũa côn) cho các trục và tính toán tuổi thọ ổ theo số triệu vòng quay và thời gian phục vụ 7 năm.
    3. Xác định các kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và bôi trơn mỡ cho ổ lăn.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là nguồn tư liệu thực hành tiêu biểu cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.
  • Giảng viên và người học cần một ví dụ tính toán hoàn chỉnh về việc chuyển đổi tải trọng thay đổi theo bậc sang tải trọng tương đương trong bài toán chọn công suất động cơ điện.
  • Kỹ sư cơ khí tham khảo quy trình tính toán phân phối tỷ số truyền và kiểm nghiệm mỏi trục theo tiêu chuẩn sức bền vật liệu và chi tiết máy Việt Nam.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao công suất tính chọn động cơ ($P_{\text{ct}} = 4,53 \text{ kW}$) lại nhỏ hơn công suất định mức trên trục thùng trộn ($P = 4,4 \text{ kW}$ chia cho hiệu suất)?
Do hệ thống làm việc với chế độ tải thay đổi theo bậc ($T_1 = T$ trong 45 giây và $T_2 = 0,5T$ trong 22 giây), tác giả đã tính đổi mô men biến thiên về công suất tương đương $P_{\text{tđ}} = 3,81 \text{ kW}$. Với hiệu suất tổng $\eta_{\text{chung}} = 0,84$, công suất cần thiết được xác định là $P_{\text{ct}} = 3,81 / 0,84 = 4,53 \text{ kW}$, tránh việc chọn dư thừa công suất nếu chỉ tính theo tải cực đại.

2. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật là gì?
Động cơ được chọn là loại K132M4 với công suất định mức $5,5 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $1445 \text{ vg/ph}$, hiệu suất $\eta = 86,0%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, tỷ số mô men khởi động $T_k / T_{\text{đn}} = 2,0$ và khối lượng $72 \text{ kg}$.

3. Tỷ số truyền chung $u_{\text{chung}} = 28,9$ được phân bổ cụ thể cho các bộ truyền như thế nào?
Tỷ số truyền được phân chia thành: bộ truyền ngoài hộp (đai thang) có $u_d = 3,61$; hộp giảm tốc hai cấp có $u_{\text{hs}} = 8$ (bao gồm cấp nhanh bánh răng nghiêng $u_{12} = 3,08$ và cấp chậm bánh răng thẳng $u_{23} = 2,60$).

4. Bộ truyền đai thang sử dụng loại đai nào và số lượng dây đai là bao nhiêu?
Bộ truyền ngoài sử dụng đai thang tiêu chuẩn loại B ($b_o = 17 \text{ mm}, h = 10,5 \text{ mm}, A = 138 \text{ mm}^2$), số lượng dây đai được tính toán và chọn là $Z = 3$ đai, làm việc với khoảng cách trục $a = 653,92 \text{ mm}$ và chiều dài đai $L = 2500 \text{ mm}$.

5. Vật liệu nào được sử dụng để chế tạo các bánh răng và trục trong đồ án?
Các bánh răng và hệ thống trục đều sử dụng thép C45 qua xử lý tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt bánh răng đạt $HB_1 = 260 \text{ HB}$ cho bánh nhỏ và $HB_2 = 230 \text{ HB}$ cho bánh lớn. Thép chế tạo trục có giới hạn bền $\sigma_b \ge 600 \text{ MPa}$ và giới hạn chảy $\sigma_{\text{ch}} = 360 \text{ MPa}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" của sinh viên Trần Đức Thọ đã giải quyết tường minh quy trình tính toán thiết kế cơ khí từ khâu xác định động học, phân phối tỷ số truyền, chọn động cơ đến thiết kế chi tiết bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và hệ thống trục - then. Các kết quả tính toán đều dựa trên cơ sở công thức giải tích chuẩn xác, kiểm nghiệm bền mỏi nghiêm ngặt và tra cứu tiêu chuẩn ngành cơ khí. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên kỹ thuật cơ khí trong quá trình thực hiện đồ án chi tiết máy.