Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong lĩnh vực kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò trung gian truyền cơ năng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác của máy sản xuất. Do vận tốc quay của động cơ điện tiêu chuẩn thường lớn hơn rất nhiều so với yêu cầu vận hành thực tế của các cơ cấu chấp hành, việc tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động tích hợp hộp giảm tốc là nhiệm vụ kỹ thuật bắt buộc nhằm biến đổi vận tốc góc và mômen xoắn phù hợp với điều kiện làm việc.

Đồ án chuyên ngành "Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Đề số 11: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn) do sinh viên Võ Tấn Đạt và Nguyễn Phúc Nguyên Chương thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Châu Ngọc Lê tại Khoa Công nghệ Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp Thành phố Hồ Chí Minh (tháng 5/2024). Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh một trạm dẫn động máy trộn công nghiệp từ khâu tính toán động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy và vỏ hộp giảm tốc.

Mục tiêu và các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể được xác định theo đề bài bao gồm:

  1. Tìm hiểu tổng quan về hệ thống truyền động cơ khí, các loại bộ truyền và phân tích chọn lọc phương án dẫn động phù hợp.
  2. Tính toán công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện thương mại tương thích và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  3. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền xích con lăn).
  4. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục sử dụng răng nghiêng).
  5. Tính toán thiết kế trục và then bằng phương pháp giải tích kết hợp biểu đồ nội lực mômen.
  6. Tính toán, lựa chọn ổ lăn và khớp nối trục thỏa mãn chỉ tiêu tuổi thọ danh định.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc cùng hệ thống các chi tiết tiêu chuẩn phụ trợ (chốt định vị, que thăm dầu, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu, vòng chắn dầu, vòng phớt).
  8. Xác định phương pháp bôi trơn, chọn dầu nhớt bôi trơn và lập bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật.
  9. Xây dựng hồ sơ bản vẽ kỹ thuật gồm 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và 02 bản vẽ chi tiết gia công.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động thùng trộn công nghiệp bao gồm động cơ điện, khớp nối, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục và bộ truyền xích tải ngoài.
  • Thông số kỹ thuật đầu vào:
    • Công suất trên trục thùng trộn ($P$): $3,2\text{ kW}$.
    • Số vòng quay trên trục thùng trộn ($n$): $49\text{ vg/ph}$.
    • Thời gian phục vụ định mức ($L$): $5\text{ năm}$ (chế độ làm việc 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tương đương tổng thời gian vận hành $24.000\text{ giờ}$).
    • Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, làm việc 2 ca, chịu tải va đập nhẹ, chế độ tải trọng không đổi theo thời gian ($T = \text{const}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế

Đồ án ứng dụng các nguyên lý cơ bản của cơ học kỹ thuật, lý thuyết Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Kỹ thuật đo, kết hợp cùng các tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (TCVN) trong thiết kế máy và lập hồ sơ kỹ thuật:

  • Khung tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng:
    • TCVN 3819-83: Tiêu chuẩn về tài liệu thiết kế cơ khí và kết cấu máy.
    • TCVN 3826-83: Yêu cầu cơ bản đối với bản vẽ kỹ thuật cơ khí.
    • TCVN 2-74: Quy định kích thước các khổ giấy vẽ kỹ thuật (A0: $1189 \times 841\text{ mm}$, A1: $594 \times 841\text{ mm}$, A2: $594 \times 420\text{ mm}$, A3: $290 \times 420\text{ mm}$, A4: $290 \times 210\text{ mm}$).
    • TCVN 2821-83: Quy chuẩn khung tên bản vẽ kỹ thuật.
    • TCVN 3824-83: Quy cách lập bảng kê chi tiết máy.
  • Tài liệu lý thuyết và tra cứu chuyên ngành: Giáo trình Cơ sở thiết kế máy của PGS. TS. Nguyễn Hữu Lộc và các tài liệu hướng dẫn thiết kế đồ án chi tiết máy; bảng tra cứu catalog thiết bị động cơ điện 3 pha thương mại.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật:

  • Phương pháp tính toán hai bước: Tiến hành tính toán thiết kế sơ bộ dựa trên các chỉ tiêu độ bền cơ bản (độ bền tiếp xúc của vành răng, độ bền mòn của bản lề xích, mômen xoắn thuần túy trên trục), sau đó kiểm tra và kiểm nghiệm chính xác theo các chỉ tiêu quá tải, độ bền uốn, độ bền mỏi, độ cứng vững và thời hạn phục vụ.
  • Phương pháp giải tích kết hợp đồ thị: Xác định lực tác dụng lên các điểm ăn khớp và đĩa xích, thiết lập sơ đồ phân tích lực trong không gian, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ, từ đó vẽ biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$) phục vụ tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm.
  • Phương pháp tra bảng và tiêu chuẩn hóa: Ứng dụng các bảng số liệu thực nghiệm để lựa chọn hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng, hệ số tuổi thọ, kích thước tiêu chuẩn của then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp.

Thiết kế và triển khai hệ thống cơ khí

Kiến trúc tổng thể hệ thống dẫn động

Hệ thống dẫn động thùng trộn được cấu tạo theo chuỗi truyền động nối tiếp: $$\text{Động cơ điện} \xrightarrow{\text{Khớp nối}} \text{Trục I (HGT)} \xrightarrow{\text{Cặp BR cấp nhanh}} \text{Trục II (HGT)} \xrightarrow{\text{Cặp BR cấp chậm}} \text{Trục III (HGT)} \xrightarrow{\text{Bộ truyền xích ngoài}} \text{Trục IV (Thùng trộn)}$$

Hộp giảm tốc trung tâm được thiết kế theo sơ đồ bánh răng trụ hai cấp đồng trục. Sơ đồ này bố trí đường tâm của trục vào (Trục I) và trục ra (Trục III) trùng nhau trên cùng một đường thẳng, giúp kích thước chiều dài toàn bộ hệ thống dẫn động trở nên gọn gàng, thuận tiện cho việc bố trí mặt bằng công xưởng.

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc bằng gang xám, phân chia thành hai phần chính là thân hộp dưới và nắp hộp trên, liên kết với nhau bằng mặt bích và hệ thống bulông ghép bích:

  • Thân và nắp hộp: Có chiều dày thành tính toán $\delta$ và $\delta_1$, bố trí các gân tăng cứng có chiều dày $e$ và chiều cao $h$ xung quanh các gối đỡ trục nhằm tăng độ cứng vững và khả năng chống rung động.
  • Hệ thống định vị và ghép nối: Sử dụng chốt định vị hình côn để định vị chính xác tâm lỗ ổ giữa thân và nắp hộp trước khi gia công tinh và lắp ráp; hệ thống bulông nền $d_1$ cố định hộp với khung đế máy, bulông cạnh ổ $d_2$ tăng cường độ cứng vững tại các gối đỡ.
  • Hệ thống bôi trơn và kiểm soát: Cửa thăm có nắp đậy đặt trên đỉnh nắp hộp dùng để quan sát sự ăn khớp của bánh răng và rót dầu bôi trơn; nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất không khí bên trong hộp khi dầu nóng lên; nút tháo dầu có ren ở đáy thân hộp dùng để xả cặn dầu bôi trơn định kỳ; que thăm dầu đặt nghiêng ở thành thân hộp để kiểm tra mức dầu ngâm.
  • Hệ thống chắn dầu và làm kín: Vòng chắn dầu và bạc chắn dầu bằng kim loại gắn trên các trục I, II, III ngăn không cho mỡ trong ổ lăn chảy vào trong hộp hoặc dầu bôi trơn bánh răng bắn ngược vào ổ; vòng phớt cao su chuyên dụng tại các nắp ổ hở của trục vào I và trục ra III ngăn bụi bẩn từ môi trường xâm nhập và tránh rò rỉ dầu ra ngoài.

Nội dung chi tiết theo từng phần và chương

Phần 1: Tìm hiểu hệ thống truyền động cơ khí trong máy

Phần này trình bày hệ thống hóa lý thuyết về thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí:

  • Phân tích quy trình thiết kế máy gồm 7 bước: xác định nguyên tắc hoạt động, lập sơ đồ động toàn máy, xác định tải trọng, chọn vật liệu, tính toán động học và độ bền, thiết kế kết cấu chi tiết máy và lập thuyết minh bản vẽ theo TCVN 3819-83.
  • Trình bày đặc điểm của các dạng truyền dẫn cơ khí (bộ truyền đai, bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng), truyền động điện (động cơ một chiều, động cơ xoay chiều 1 pha, động cơ 3 pha đồng bộ và không đồng bộ) và truyền động khí nén - thủy lực.
  • Phân tích so sánh các dạng kết cấu hộp giảm tốc hai cấp: sơ đồ đồng trục (gọn gàng về chiều dài nhưng cấu trúc gối đỡ trục trung gian phức tạp, khả năng tải cấp nhanh chưa khai thác tối đa), sơ đồ khai triển (kết cấu đơn giản nhất nhưng tải trọng phân bố không đều dọc chiều rộng vành răng do bánh răng bố trí bất đối xứng với gối đỡ) và sơ đồ phân đôi (khắc phục hiện tượng phân bố không đều tải trọng, chịu tải lớn nhưng kết cấu phức tạp).

Phần 2: Tính toán, thiết kế các loại bộ truyền

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

  • Xác định hiệu suất tổng thể của hệ thống: với $\eta_{kn} = 1$ (khớp nối), $\eta_{br} = 0,98$ (mỗi cặp bánh răng trụ ăn khớp), $\eta_{ol} = 0,995$ (mỗi cặp ổ lăn), $\eta_x = 0,93$ (bộ truyền xích), hiệu suất chung tính được là $\eta_{chung} = 0,8754$.
  • Tính toán công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_t / \eta_{chung} = 3,2 / 0,8754 = 3,6555\text{ kW}$.
  • Tra cứu danh mục động cơ: Lựa chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch Việt Hùng model ĐCĐ VH4-4, công suất danh định $4\text{ kW}$ ($5,5\text{ HP}$), tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1450\text{ vg/ph}$, điện áp vận hành $380\text{V}$.
  • Xác định và phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung toàn hệ thống $u_{chung} = 1450 / 49 = 29,59$. Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc đồng trục $u_{hs} = 8$, suy ra tỉ số truyền mỗi cấp trong hộp $u_1 = u_2 = \sqrt{8} \approx 2,828$. Tỉ số truyền của bộ truyền xích ngoài hộp là $u_x = 29,59 / 8 = 3,699$.
  • Tính toán phân phối công suất, số vòng quay và mômen xoắn truyền động đến từng trục máy (Trục động cơ, Trục I, Trục II, Trục III, Trục làm việc).

Chương 2: Bộ truyền xích

  • Lựa chọn loại xích: Xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn nhờ ưu điểm độ bền mòn cao, cấu tạo con lăn biến ma sát trượt thành ma sát lăn, làm việc tin cậy ở dải vận tốc $v \le 10 - 15\text{ m/s}$.
  • Xác định thông số bánh xích: Chọn số răng đĩa xích dẫn $Z_1 = 21$ răng (số lẻ để phân bố mòn đều). Tính số răng đĩa xích bị dẫn $Z_2 = u_x \cdot Z_1 = 3,699 \cdot 21 \approx 77$ răng ($Z_2 \le Z_{2max} = 120$). Tỉ số truyền thực của xích $u'_x = 77 / 21 = 3,667$, sai số tỉ số truyền $\Delta u = 0,8651% < 2% - 3%$.
  • Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích $K = 2,016$ (kết hợp các hệ số thành phần: $K_r = 1,2$; $K_a = 1$; $K_0 = 1$; $K_{dc} = 1$; $K_b = 1,5$; $K_{lv} = 1,12$).
  • Tính toán công suất tính toán $P_t = 9,126\text{ kW} \le [P] = 11\text{ kW}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p_c = 25,4\text{ mm}$ ($1\text{ inch}$). Kiểm tra số vòng quay tới hạn: $n_1 = 181,3\text{ vg/ph} \le n_{th} = 800\text{ vg/ph}$ (thỏa mãn).
  • Xác định vận tốc xích $v = 1,612\text{ m/s}$, lực vòng có ích $F_t = 2145,285\text{ N}$. Chọn số mắt xích $X = 112$ mắt, chiều dài xích $L = 2844,8\text{ mm}$, khoảng cách trục sau khi giảm trừ để xích không bị căng quá mức là $a = 765\text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây ra là $F_r = 2467,078\text{ N}$.

Chương 3: Bộ truyền bánh răng

  • Vật liệu chế tạo: Chọn thép 45 thường hóa cho toàn bộ các bánh răng. Cặp bánh răng cấp chậm ($Z_2'-Z_3$) và cấp nhanh ($Z_1-Z_2$) có độ cứng bánh lớn $HB = 170$, bánh nhỏ $HB = 185$ (đảm bảo độ cứng bánh nhỏ cao hơn bánh lớn $10 - 15\text{ HB}$ để mòn đều), giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.
  • Thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm ($Z_2'-Z_3$):
    • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 347,943\text{ MPa}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F] = 190,286\text{ MPa}$.
    • Chọn hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{ba} = 0,4$, tính khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w2} = 160\text{ mm}$.
    • Xác định môđun pháp $m_n = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 17,61^\circ$ ($17^\circ 36'$).
    • Số răng bánh răng: $Z_2' = 32$ răng, $Z_3 = 90$ răng, tỉ số truyền thực $u'_2 = 2,812$ (sai số $\Delta u_1 = 0,565%$).
    • Bề rộng vành răng bánh lớn $b_3 = 64\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_2' = 69\text{ mm}$. Đường kính vòng chia $d_3 = 236,062\text{ mm}$, $d_2' = 83,933\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a3} = 241,308\text{ mm}$, $d_{a2}' = 89,179\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 1574,026\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 601,066\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 499,657\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 226,997\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 347,943\text{ MPa}$ (đảm bảo an toàn). Kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng thỏa mãn điều kiện bền.
  • Cặp bánh răng cấp nhanh ($Z_1-Z_2$): Do kết cấu hộp số đồng trục, khoảng cách trục được cố định $a_{w1} = a_{w2} = 160\text{ mm}$, tỉ số truyền $u_1 \approx 2,828$.

Chương 4: Tính toán, thiết kế trục và then

  • Lựa chọn vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền và giới hạn mỏi phù hợp.
  • Tính sơ bộ đường kính các đầu ngõng trục vào và ra của hộp giảm tốc.
  • Phân tích lực tác dụng lên 3 trục (Trục I, Trục II, Trục III) trong không gian gồm lực ăn khớp bánh răng ($F_t, F_r, F_a$), lực căng xích $F_r$ và lực từ khớp nối.
  • Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học, tìm phản lực tại các gối đỡ trên mặt phẳng đứng ($Oyz$) và ngang ($Oxz$), từ đó vẽ biểu đồ mômen uốn tổng hợp và mômen xoắn cho từng trục.
  • Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm theo chỉ tiêu độ bền mỏi (tính hệ số an toàn $S \ge [s]$ có xét đến hệ số tập trung ứng suất, độ nhám bề mặt và kích thước tuyệt đối) và kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải.
  • Lựa chọn kích thước then bằng theo tiêu chuẩn phù hợp với đường kính từng đoạn trục và kiểm nghiệm mối ghép then theo độ bền dập và độ bền cắt.

Chương 5: Tính toán chọn ổ lăn

  • Dựa trên sơ đồ đặt lực và phản lực gối đỡ tính được ở Chương 4, xác định lực hướng tâm $F_r$ và lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên từng ổ lăn trên các trục I, II, III.
  • Tính toán tải trọng quy ước động $Q = (X \cdot V \cdot F_r + Y \cdot F_a) \cdot K_\sigma \cdot K_t$.
  • Tính khả năng tải động tính toán $C_{tt}$ dựa trên tuổi thọ yêu cầu $L_h = 24.000\text{ giờ}$ làm việc của hệ thống thùng trộn.
  • Tra cứu bảng tiêu chuẩn ổ lăn, lựa chọn loại ổ (ổ bi đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ một dãy) có khả năng tải động danh định $C$ và tải tĩnh danh định $C_0$ lớn hơn giá trị tính toán.

Chương 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và dung sai lắp ghép

  • Xác định các kích thước hình học cơ bản của vỏ hộp đúc: chiều dày thân hộp $\delta$, chiều dày nắp hộp $\delta_1$, chiều dày mặt bích thân và nắp ($S_3, S_4$), kích thước gối trục, đường kính và số lượng các loại bulông ($d_1, d_2, d_3, d_4, d_5$).
  • Thiết lập các khoảng hở an toàn cơ khí: khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp ($\Delta \ge 10 - 15\text{ mm}$), khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp ($\Delta_1 \ge 30 - 50\text{ mm}$) để tránh lắng cặn dầu.
  • Thiết kế chi tiết tiêu chuẩn: bulông vòng nâng hộp, cửa thăm, que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu, bạc lót, bạc chắn dầu và nắp ổ lăn.
  • Lựa chọn chế độ bôi trơn: Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu bôi trơn bánh răng ngập trong bể dầu với độ nhớt phù hợp vận tốc ăn khớp; các gối ổ lăn sử dụng mỡ bôi trơn chuyên dụng kết hợp vòng chắn dầu.
  • Quy định dung sai lắp ghép: Thiết lập bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật cho mối ghép vòng trong ổ lăn với trục, vòng ngoài ổ lăn với thân hộp, then với rãnh trục và may-ơ bánh răng, nắp ổ và chốt định vị.

Kết quả tính toán và thông số kỹ thuật chính

Các kết quả tính toán động lực học, kích thước hình học và độ bền của hệ thống dẫn động cơ khí thùng trộn được tổng hợp chi tiết trong các bảng số liệu kỹ thuật dưới đây:

Bảng 1: Bảng tổng kết động học và động lực học trên các trục

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục trung gian) Trục III (Trục ra HGT) Trục IV (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) $3,73$ (chọn $4,0$) $3,6371$ $3,5465$ $3,4582$ $3,2000$
Tỉ số truyền $u$ - $u_{kn} = 1,000$ $u_1 = 2,828$ $u_2 = 2,828$ $u_x = 3,699$
Số vòng quay $n$ (vg/ph) $1450,00$ $1450,00$ $512,73$ $181,30$ $49,01$ (định mức $49$)
Mômen xoắn $T$ (N.mm) $24.072,59$ $23.954,69$ $66.056,36$ $182.161,11$ $623.673,47$

Bảng 2: Thông số kỹ thuật bộ truyền ngoài (Xích con lăn 1 dãy)

Đại lượng / Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn
Loại xích sử dụng - - Xích ống con lăn 1 dãy
Số răng đĩa xích dẫn $Z_1$ răng $21$
Số răng đĩa xích bị dẫn $Z_2$ răng $77$
Bước xích tiêu chuẩn $p_c$ mm $25,4$
Khoảng cách trục thực tế $a$ mm $765$
Số mắt xích $X$ mắt $112$
Chiều dài dây xích $L$ mm $2844,8$
Vận tốc xích $v$ m/s $1,612$
Lực vòng có ích $F_t$ N $2145,285$
Lực tác dụng lên trục $F_r$ N $2467,078$
Đường kính vòng chia đĩa dẫn / bị dẫn $d_1 / d_2$ mm $170,421$ / $622,723$
Đường kính vòng đỉnh đĩa dẫn / bị dẫn $d_{a1} / d_{a2}$ mm $181,218$ / $634,905$

Bảng 3: Thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng cấp chậm ($Z_2'-Z_3$)

Đại lượng / Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị tính toán
Loại bánh răng - - Bánh răng trụ răng nghiêng
Vật liệu bánh răng (bánh dẫn / bị dẫn) - - Thép 45 thường hóa ($185\text{ HB} / 170\text{ HB}$)
Khoảng cách trục $a_{w2}$ mm $160$
Môđun pháp $m_n$ mm $2,5$
Góc nghiêng của răng $\beta$ độ $17,61^\circ$ ($17^\circ 36'$)
Góc ăn khớp / Góc biên dạng $\alpha_{tw} / \alpha$ độ $21^\circ / 20^\circ$
Số răng bánh nhỏ / bánh lớn $Z_2' / Z_3$ răng $32 / 90$
Tỉ số truyền thực $u_2'$ - $2,812$ (sai số $\Delta u_1 = 0,565%$)
Chiều rộng vành răng bánh dẫn / bị dẫn $b_2' / b_3$ mm $69 / 64$
Đường kính vòng chia bánh dẫn / bị dẫn $d_2' / d_3$ mm $83,933 / 236,062$
Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn / bị dẫn $d_{a2}' / d_{a3}$ mm $89,179 / 241,308$
Đường kính đáy răng bánh dẫn / bị dẫn $d_{f2}' / d_{f3}$ mm $77,376 / 229,505$
Ứng suất tiếp xúc tính toán / cho phép $\sigma_H / [\sigma_H]$ MPa $226,997 / 347,943$ (Thỏa mãn)

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

Hạn chế kỹ thuật của phương án thiết kế (được văn bản chỉ ra trong phần phân tích kết cấu):

  • Đặc thù của sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp đồng trục là khoảng cách trục của cấp nhanh và cấp chậm bắt buộc phải bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 160\text{ mm}$). Do đó, khả năng tải của bộ truyền bánh răng cấp nhanh không được tận dụng triệt để hết công suất vật liệu.
  • Việc bố trí các gối đỡ trục đồng tâm bên trong thân hộp làm tăng độ phức tạp trong gia công cơ khí, lắp ráp gối đỡ và gây khó khăn nhất định cho việc dẫn dầu bôi trơn đến các ổ trục trung gian.
  • Khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục trung gian (Trục II) tương đối lớn, đòi hỏi trục phải có đường kính đủ lớn để đảm bảo độ cứng vững, chống biến dạng uốn lớn khi vận hành.

Phạm vi ứng dụng thực tế:

  • Bản thiết kế phù hợp trực tiếp cho các trạm dẫn động máy trộn vữa, thùng trộn bê tông, thùng khuấy trộn hóa chất - nguyên liệu công nghiệp làm việc 2 ca với chế độ tải tĩnh không đổi ($T = \text{const}$), công suất yêu cầu tại trục công tác $3,2\text{ kW}$ và vận tốc quay chậm khoảng $49\text{ vg/ph}$.
  • Kết cấu đồng trục giúp tiết kiệm diện tích mặt bằng theo phương ngang, thích hợp lắp đặt trong các không gian công xưởng có diện tích hạn chế.

Giá trị tham khảo và đối tượng sử dụng

Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo học thuật và kỹ thuật chuyên sâu cho:

  • Sinh viên các ngành Công nghệ Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp Đại học/Cao đẳng.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí và cán bộ kỹ thuật tại các nhà máy chế tạo thiết bị nâng chuyển, máy xây dựng cần tham khảo quy trình tính toán hệ thống dẫn động đồng trục 2 cấp.

Các phần nội dung có giá trị tham khảo trọng tâm:

  • Phương pháp phân phối tỉ số truyền và cân bằng khoảng cách trục trong hộp giảm tốc đồng trục hai cấp.
  • Quy trình tính toán bộ truyền xích con lăn bước lớn ($p_c = 25,4\text{ mm}$) chịu tải trọng va đập nhẹ theo hệ số điều kiện làm việc toàn diện.
  • Trình tự phân tích lực ăn khớp 3 chiều của bánh răng trụ răng nghiêng, phương pháp xây dựng biểu đồ mômen nội lực uốn - xoắn và kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $S$.
  • Hệ thống công thức kinh nghiệm và bảng tra xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc cùng bảng dung sai lắp ghép chi tiết cơ khí tiêu chuẩn.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có thông số kỹ thuật như thế nào và căn cứ vào đâu để chọn?

Động cơ được chọn là model ĐCĐ VH4-4 của hãng Việt Hùng (động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch). Động cơ có công suất định mức $4\text{ kW}$ ($5,5\text{ HP}$), tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1450\text{ vg/ph}$, vận hành ở lưới điện 3 pha $380\text{V}$. Động cơ được chọn dựa trên điều kiện công suất định mức lớn hơn công suất cần thiết tính toán ($P_{dc} = 4\text{ kW} \ge P_{ct} = 3,6555\text{ kW}$) và tốc độ quay sơ bộ xấp xỉ $1500\text{ vg/ph}$ phù hợp với tỉ số truyền tiêu chuẩn của hệ thống.

2. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động được phân bổ như thế nào giữa các bộ truyền?

Tỉ số truyền chung toàn hệ thống là $u_{chung} = 29,59$. Tác giả chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục là $u_{hs} = 8$, từ đó chia đều cho cấp nhanh và cấp chậm: $u_1 = u_2 = \sqrt{8} \approx 2,828$. Tỉ số truyền của bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc được tính bằng $u_x = u_{chung} / u_{hs} = 29,59 / 8 = 3,699$.

3. Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp giảm tốc được thiết kế với các thông số kích thước cơ bản nào?

Bộ truyền xích là loại xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn với bước xích $p_c = 25,4\text{ mm}$. Đĩa xích dẫn có số răng $Z_1 = 21$ răng (đường kính vòng chia $d_1 = 170,421\text{ mm}$), đĩa xích bị dẫn có số răng $Z_2 = 77$ răng (đường kính vòng chia $d_2 = 622,723\text{ mm}$). Dây xích gồm $X = 112$ mắt xích, tổng chiều dài $L = 2844,8\text{ mm}$, khoảng cách trục sau hiệu chỉnh là $a = 765\text{ mm}$ và lực tác dụng lên trục là $F_r = 2467,078\text{ N}$.

4. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm trong hộp giảm tốc có thông số hình học và điều kiện kiểm nghiệm bền ra sao?

Cặp bánh răng cấp chậm ($Z_2'-Z_3$) được chế tạo từ thép 45 thường hóa ($HB_3 = 170$, $HB_2' = 185$), khoảng cách trục $a_{w2} = 160\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 2,5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 17,61^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 21^\circ$. Số răng đĩa nhỏ $Z_2' = 32$ răng, đĩa lớn $Z_3 = 90$ răng, bề rộng vành răng tương ứng $b_2' = 69\text{ mm}$ và $b_3 = 64\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 226,997\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 347,943\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc và bền uốn.

5. Kết cấu hộp giảm tốc hai cấp đồng trục có những ưu và nhược điểm gì theo phân tích của tác giả?

Ưu điểm nổi bật của sơ đồ đồng trục là đường tâm trục vào và trục ra trùng nhau, giúp giảm chiều dài tổng thể và bố trí cơ cấu truyền động gọn gàng. Nhược điểm chính gồm: khả năng tải của cấp nhanh không được khai thác triệt để do phải dùng chung khoảng cách trục với cấp chậm; kết cấu gối đỡ các trục đồng tâm bên trong thân hộp phức tạp; điều kiện bôi trơn khó khăn hơn và khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục trung gian lớn.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Đề 11: Hệ thống dẫn động thùng trộn) của nhóm tác giả đã hoàn thành trọn vẹn và chuẩn xác các nội dung tính toán cơ khí theo quy chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh đã lựa chọn hợp lý động cơ điện Việt Hùng $4\text{ kW}$, tối ưu hóa phân phối tỉ số truyền chung $29,59$, tính toán chi tiết bộ truyền xích con lăn $p_c = 25,4\text{ mm}$ và thiết kế hoàn chỉnh cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm với khoảng cách trục $160\text{ mm}$. Toàn bộ các kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc bánh răng, độ bền mỏi của trục và tuổi thọ danh định của ổ lăn đều thỏa mãn yêu cầu làm việc ổn định trong thời gian phục vụ 5 năm ($24.000\text{ giờ}$). Đây là tài liệu thuyết minh đồ án kỹ thuật mẫu mực, có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên và kỹ sư cơ khí chế tạo máy.