Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành cơ khí chế tạo máy, việc thiết kế và cải tiến hệ thống truyền động đóng vai trò nền tảng nhằm đảm bảo hiệu suất làm việc, độ tin cậy và tuổi thọ của các thiết bị công nghiệp. Hộp giảm tốc là cụm chi tiết trung gian thiết yếu trong các dây chuyền sản xuất, có nhiệm vụ biến đổi mômen xoắn và tốc độ góc từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Anh Khoa (MSSV: G0901235), dưới sự hướng dẫn của thầy Dương Đăng Danh, thực hiện đề tài: "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn - Phương án 9" thuộc Đề tài 6.

Mục tiêu và nhiệm vụ thiết kế

Nhiệm vụ trọng tâm của đồ án là tính toán, thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn vật liệu, đáp ứng đầy đủ các điều kiện làm việc và độ bền cơ học. Các nhiệm vụ cụ thể được phân định theo quy trình kỹ thuật:

  1. Xác định công suất tính toán, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
  3. Thiết kế hai cấp bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng theo sơ đồ phân đôi).
  4. Thiết kế kết cấu trục, tính toán then và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục tại các tiết diện nguy hiểm.
  5. Tính toán và lựa chọn ổ lăn đỡ các trục dựa trên khả năng tải động và tải tĩnh.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ và tra dung sai lắp ghép.

Thông số kỹ thuật và phạm vi thiết kế

Hệ thống dẫn động thùng trộn bao gồm các bộ phận liên kết theo chuỗi: Động cơ điện ba pha không đồng bộ $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi $\rightarrow$ Nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Thùng trộn.

Các thông số đầu vào xác định cho Phương án 9:

  • Công suất trên trục thùng trộn ($P$): $3,5\text{ kW}$.
  • Số vòng quay trục thùng trộn ($n$): $30\text{ vòng/phút}$.
  • Thời gian phục vụ ($L$): $6\text{ năm}$ (chế độ làm việc: 1 năm làm việc 250 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ; tổng thời gian vận hành $L_h = 24.000\text{ giờ}$).
  • Đặc tính tải trọng: Quay một chiều, làm việc hai ca, chịu tải va đập nhẹ.
  • Biểu đồ phụ tải: Thay đổi theo chu kỳ gồm 3 giai đoạn:
    • Giai đoạn 1: $T_1 = T$, thời gian tác dụng $t_1 = 12\text{ s}$.
    • Giai đoạn 2: $T_2 = 0,2T$, thời gian tác dụng $t_2 = 60\text{ s}$.
    • Giai đoạn 3: $T_3 = 0,2T$, thời gian tác dụng $t_3 = 28\text{ s}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng phương pháp giải tích kỹ thuật cơ khí truyền thống, dựa trên các tiêu chuẩn tính toán chi tiết máy và sức bền vật liệu. Toàn bộ tiến trình tính toán bám sát hệ thống công thức, bảng tra và biểu đồ chuẩn từ hai tài liệu chuyên ngành:

  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 & Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
  • Cơ sở thiết kế máy của Nguyễn Hữu Lộc.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất tổng thể, quy đổi mômen và công suất tương đương khi tải trọng thay đổi theo chu kỳ; tính toán phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc.
  • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và uốn của bánh răng: Áp dụng tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền mỏi uốn $[\sigma_F]$, có xét đến hệ số tập trung tải trọng, hệ số tải trọng động, hệ số trùng khớp và dạng răng.
  • Phương pháp phân tích lực không gian và kiểm nghiệm mỏi trục: Lập sơ đồ phân tích lực ăn khớp, lực căng đai và lực khớp nối trong không gian 3 chiều $(Oxyz)$; phân tích biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$ và kiểm tra độ bền dập, cắt của mối ghép then.
  • Phương pháp tính toán ổ lăn: Xác định phản lực gối đỡ, quy đổi tải trọng động tương đương $Q_E$ và kiểm tra khả năng tải động $C_d$, tải tĩnh $C_0$ theo triệu vòng quay quy chuẩn.

Nội dung chính theo từng chương

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

Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động được xác định qua tích hiệu suất của các bộ phận thành phần: $$\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{brn} \cdot \eta_{brt} \cdot \eta_d$$ Với các giá trị hiệu suất thành phần: khớp nối $\eta_k = 0,99$; 4 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$ mỗi cặp; bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng $\eta_{brn} = 0,98$; bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng $\eta_{brt} = 0,98$; bộ truyền đai thang $\eta_d = 0,96$. Hiệu suất chung của hệ thống đạt $\eta = 0,877$.

Công suất tính toán đẳng trị do tải trọng thay đổi theo chu kỳ: $$P_t = P \cdot \sqrt{\frac{\sum (T_i/T)^2 t_i}{\sum t_i}} = 3,5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 12 + 0,2^2 \cdot 60 + 0,2^2 \cdot 28}{12 + 60 + 28}} = 1,379\text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{1,379}{0,877} \approx 1,57\text{ kW}$$

Tỉ số truyền sơ bộ chung $u_{ch} = u_d \cdot u_h = 3 \cdot 8 = 24$. Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = n_{lv} \cdot u_{ch} = 30 \cdot 24 = 720\text{ vòng/phút}$.

Tra bảng thông số động cơ điện, tác giả chọn động cơ kiểu 4A132S8Y3 có các thông số danh định:

  • Công suất danh định: $P_{dc} = 4\text{ kW}$.
  • Tốc độ quay đồng bộ / định mức: $n_{dc} = 720\text{ vòng/phút}$.
  • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,7$; Hiệu suất $\eta% = 83%$.
  • Tỉ số mômen: $T_{max}/T_{dn} = 2,2$; $T_k/T_{dn} = 1,8$.

Phân phối tỉ số truyền: Chọn tỉ số truyền chung $u_{ch} = 720 / 30 = 24$. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi có $u_h = 8$ (cấp nhanh $u_1 = 3,08$; cấp chậm $u_2 = 2,6$). Tỉ số truyền bộ truyền đai thang $u_d = u_{ch} / u_h = 24 / 8 = 3$.

Đại lượng Trục động cơ Trục 1 (Vào HGT) Trục 2 (Trung gian) Trục 3 (Ra HGT) Trục 4 (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) 4,000 3,794 3,681 3,571 3,500
Tỉ số truyền $u$ - 3,000 3,080 2,600 1,000
Số vòng quay $n$ (v/p) 720,00 240,00 77,92 29,97 29,97
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 53.055,56 150.969,58 451.137,68 1.137.906,24 1.115.281,95

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai làm việc với công suất $P_1 = 4\text{ kW}$, số vòng quay $n_{dc} = 720\text{ v/p}$, tỉ số truyền $u_d = 3$.

  • Chọn loại đai: Dựa trên công suất và số vòng quay, lựa chọn đai loại B có các thông số: $b_p = 14\text{ mm}, b_0 = 17\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}, y_0 = 4\text{ mm}, A = 138\text{ mm}^2$.
  • Đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn $d_1 = 180\text{ mm}$. Đường kính bánh đai lớn tính toán $d_2 = u \cdot d_1 (1 - \varepsilon) = 3 \cdot 180 \cdot (1 - 0,01) = 534,6\text{ mm}$, chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 560\text{ mm}$. Tỉ số truyền thực tế $u = 3,14$ (sai lệch $4,6%$).
  • Vận tốc và khoảng cách trục: Vận tốc đai $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_1}{60000} = 6,786\text{ m/s}$. Khoảng cách trục được chọn $a = 503\text{ mm}$.
  • Chiều dài đai: Chiều dài tính toán theo khoảng cách trục và đường kính hai bánh đai cho kết quả chọn đai tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$. Tần số vòng chạy của đai $i = v / L = 6,786 / 2,24 = 3,03\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$ (thỏa mãn điều kiện mỏi).
  • Góc ôm đai: Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \cdot \frac{d_2 - d_1}{a} = 136,94^\circ > 120^\circ$ (đảm bảo không bị trượt trơn).
  • Số đai và chiều rộng vành đai: Công suất cho phép $[P_0] = 2,7\text{ kW}$. Số dây đai tính toán $z = 1,68$, chọn $Z = 2$ đai. Chiều rộng bánh đai tính toán $B = (Z - 1)t + 2e = (2 - 1) \cdot 19 + 2 \cdot 12,5 = 44\text{ mm}$. Đường kính ngoài của các bánh đai: $d_{a1} = 188,4\text{ mm}$; $d_{a2} = 568,4\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng: Ứng suất căng ban đầu $\sigma_0 = 1,5\text{ MPa}$, lực căng trên mỗi đai $F_0 = 207\text{ N}$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 770,23\text{ N}$. Ứng suất lớn nhất trong dây đai $\sigma_{max} = 7,072\text{ MPa}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Vật liệu chế tạo cho cả hai cấp bánh răng được thống nhất sử dụng thép 45 tôi cải thiện:

  • Bánh răng nhỏ: Độ cứng $HBI = 250\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
  • Bánh răng lớn: Độ cứng $HBII = 230\text{ HB}$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.

1. Cấp nhanh: Bánh răng trụ răng nghiêng

Cấp nhanh tiếp nhận công suất $P = 3,794\text{ kW}$, số vòng quay bánh dẫn $n_1 = 240\text{ v/p}$, mômen xoắn $T_1 = 150.969,58\text{ Nmm}$, tỉ số truyền $u_1 = 3,08$. Do kết cấu phân đôi, mômen xoắn truyền qua mỗi nửa vành răng giảm một nửa.

  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 140\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m_n = 2,5\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 23$, bánh lớn $z_2 = 71$. Tỉ số truyền thực tế $u_m = 71/23 = 3,087$ (sai lệch $0,23% \le 2%$).
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 32,94^\circ$.
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 68,51\text{ mm}$, $d_2 = 211,5\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 73,51\text{ mm}$, $d_{a2} = 216,5\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 62,26\text{ mm}$, $d_{f2} = 205,25\text{ mm}$; bề rộng vành răng $b_w = 35\text{ mm}$.
  • Vận tốc vòng: $v = 0,86\text{ m/s}$ (chọn cấp chính xác 9).
  • Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng $F_{t1} = 2203,61\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 955,68\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 1427,76\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất:
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 422,14\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 486,54\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} = 85,83\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 247,9\text{ MPa}$ (thỏa mãn).

2. Cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng

Cấp chậm tiếp nhận công suất $P = 3,681\text{ kW}$, số vòng quay bánh dẫn $n_2 = 77,922\text{ v/p}$, mômen xoắn $T_2 = 451.137,68\text{ Nmm}$, tỉ số truyền $u_2 = 2,6$.

  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 200\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 56$, bánh lớn $z_2 = 144$. Tỉ số truyền thực tế $u_m = 144/56 = 2,57$ (sai lệch $1,15% \le 2%$).
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$.
  • Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 112\text{ mm}$, $d_2 = 288\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 116\text{ mm}$, $d_{a2} = 292\text{ mm}$; đường kính đáy $d_{f1} = 107\text{ mm}$, $d_{f2} = 283\text{ mm}$; bề rộng vành răng $b_w = 100\text{ mm}$.
  • Vận tốc vòng: $v = 0,46\text{ m/s}$ (chọn cấp chính xác 9).
  • Lực tác dụng lên bộ truyền: Lực vòng $F_{t1} = 8056,03\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 2932,16\text{ N}$, lực pháp tuyến $F_{n1} = 8573,04\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất:
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 391,5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 395,86\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} = 87,29\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 191,9\text{ MPa}$ (thỏa mãn).

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Mức dầu ngập sâu qua chân răng bánh răng lớn cấp nhanh và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($98,25\text{ mm} > 97,3\text{ mm}$), đảm bảo điều kiện bôi trơn và không gây tổn hao công suất do khuấy dầu.

Phần IV: Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

Vật liệu trục sử dụng thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63 \div 70\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 10 \div 25\text{ MPa}$.

  • Đường kính sơ bộ các trục:
    • Trục 1: $d_1 = 34\text{ mm}$.
    • Trục 2: $d_2 = 50\text{ mm}$.
    • Trục 3: $d_3 = 70\text{ mm}$.
  • Khoảng cách và kích thước gối đỡ: Xác định chiều rộng ổ lăn ($b_{01} = 21\text{ mm}, b_{02} = 27\text{ mm}, b_{03} = 35\text{ mm}$), chiều dài mayơ bánh đai ($l_{m12} = 50\text{ mm}$), chiều dài mayơ các bánh răng ($70\text{ mm}$ và $110\text{ mm}$), chiều dài mayơ nửa khớp nối ($l_{m33} = 120\text{ mm}$).
  • Xác định đường kính các đoạn trục tiêu chuẩn:
    • Trục 1: Đoạn lắp bánh đai $d_{A1} = 28\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_{B1} = d_{E1} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{C1} = d_{D1} = 34\text{ mm}$.
    • Trục 2: Đoạn lắp ổ lăn $d_{A2} = d_{E2} = 40\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng bị dẫn $d_{B2} = d_{D2} = 45\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng dẫn $d_{C2} = 60\text{ mm}$.
    • Trục 3: Đoạn lắp ổ lăn $d_{A3} = d_{C3} = 65\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{B3} = 70\text{ mm}$; đoạn lắp khớp nối $d_{D3} = 60\text{ mm}$.

Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: Điều kiện an toàn mỏi $s = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.

  • Tiết diện $C_1$ (Trục 1): $s_\sigma = 65,53$; $s_\tau = 10,63$; hệ số an toàn tổng hợp $s = 2,28$.
  • Tiết diện $B_2$ (Trục 2): $s_\sigma = 59,62$; $s_\tau = 6,81$; hệ số an toàn tổng hợp $s = 2,18$.
  • Tiết diện $B_3$ (Trục 3): $s_\sigma = 44,03$; $s_\tau = 9,01$; hệ số an toàn tổng hợp $s = 2,89$. Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều đạt yêu cầu về độ bền mỏi.

Kiểm nghiệm then bằng: Then được kiểm tra theo độ bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và độ bền cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 20 \div 30\text{ MPa}$.

  • Tiết diện $A_1$ ($b \times h = 10 \times 8$, $l = 45\text{ mm}$): $\sigma_d = 93,19\text{ MPa}$; $\tau_c = 29,97\text{ MPa}$.
  • Tiết diện $C_1$ ($b \times h = 10 \times 8$, $l = 45\text{ mm}$): $\sigma_d = 93,19\text{ MPa}$; $\tau_c = 25,37\text{ MPa}$.
  • Tiết diện $B_2$ ($b \times h = 14 \times 9$, $l = 50\text{ mm}$): $\sigma_d = 83,16\text{ MPa}$; $\tau_c = 19,89\text{ MPa}$.
  • Tiết diện $C_2$ ($b \times h = 18 \times 11$, $l = 70\text{ mm}$): $\sigma_d = 38,36\text{ MPa}$; $\tau_c = 8,03\text{ MPa}$.
  • Tiết diện $B_3$ ($b \times h = 22 \times 14$, $l = 100\text{ mm}$): $\sigma_d = 72,94\text{ MPa}$; $\tau_c = 18,95\text{ MPa}$.
  • Tiết diện $D_3$ ($b \times h = 20 \times 12$, $l = 125\text{ mm}$): $\sigma_d = 91,03\text{ MPa}$; $\tau_c = 18,06\text{ MPa}$. Các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập và cắt.

Phần V: Tính toán chọn ổ lăn và các kết cấu liên quan

Tuổi thọ yêu cầu của ổ lăn được quy định thay thế định kỳ 2 năm một lần ($L_h = 2 \cdot 250 \cdot 2 \cdot 8 = 8000\text{ giờ}$).

  • Trục 1: Lực dọc trục $F_a$ sinh ra bởi các bánh răng nghiêng tự triệt tiêu lẫn nhau trong sơ đồ phân đôi. Tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy tại các vị trí $B_1, E_1$ (đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$). Phản lực hướng tâm lớn nhất tại gối $E_1$ là $F_{RE1} = 2476,36\text{ N}$. Tải trọng động quy ước $Q = 2723,996\text{ N}$, khả năng tải động tính toán $C_d = 6663,03\text{ N} < C = 15300\text{ N}$; tải trọng tĩnh $Q_0 = 2476,36\text{ N} < C_0 = 10200\text{ N}$. Ổ bi chọn đảm bảo khả năng tải.
  • Trục 2: Ngõng trục lắp ổ có đường kính $d = 40\text{ mm}$. Tác giả chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ mã hiệu 2210 có $d = 40\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, b = 18\text{ mm}$, tải trọng động danh định $C = 33,7\text{ kN}$, tải trọng tĩnh $C_0 = 24\text{ kN}$. Phản lực hướng tâm tại các ổ $F_{RA2} = F_{RE2} = 6252,49\text{ N}$. Tải trọng động quy ước $Q = 6877,739\text{ N}$, tải trọng động tương đương $Q_E = 3677,86\text{ N}$, hoàn toàn thỏa mãn khả năng làm việc.
  • Kết cấu vỏ hộp, chi tiết phụ và dung sai: Đồ án thiết kế kết cấu vỏ hộp đúc, bố trí nắp quan sát, nút thông hơi, nút tháo dầu, que thăm dầu và bu lông vòng; lựa chọn kiểu lắp ghép tiêu chuẩn $k6$ cho then và ổ lăn trên trục.

Kết quả và đóng góp

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng

Thông số Cấp nhanh (Răng nghiêng) Cấp chậm (Răng thẳng)
Mômen xoắn $T$ (Nmm) $150.969,58 / 2 = 75.484,79$ $451.137,68$
Tỉ số truyền $u$ 3,08 2,60
Số vòng quay dẫn $n$ (v/p) 240,00 77,92
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 140 200
Môđun $m$ (mm) 2,5 2,0
Số răng bánh dẫn $z_1$ / bị dẫn $z_2$ 23 / 71 56 / 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
Bề 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

  1. Tối ưu hóa sơ đồ động phân đôi: Việc sử dụng sơ đồ bánh răng hai cấp phân đôi giúp phân chia mômen xoắn làm đôi ở cấp nhanh, giảm kích thước chiều rộng vành răng, triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục 1 và trục 2, từ đó cho phép sử dụng các loại ổ lăn tiêu chuẩn có kích thước nhỏ gọn hơn.
  2. Tính toán chính xác theo chế độ tải trọng thay đổi: Đồ án không tính toán theo công suất danh định tĩnh mà xây dựng công suất đẳng trị ($P_t = 1,379\text{ kW}$) và số chu kỳ tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) bám sát biểu đồ phụ tải 3 cấp, giúp lựa chọn kích thước bộ truyền và động cơ điện (4A132S8Y3) hợp lý, tránh lãng phí vật liệu và dư thừa công suất.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Phạm vi tính toán thuần lý thuyết giải tích: Toàn bộ kích thước trục, then, bánh răng và ổ lăn được xác định dựa trên công thức giải tích kinh nghiệm và bảng tra tĩnh, chưa kết hợp mô phỏng số kiểm chứng ứng suất tập trung (FEA) hoặc phân tích động lực học dao động trục khi chịu tải va đập.
  • Giới hạn trong điều kiện nhiệt độ: Đồ án giả định nhiệt độ làm việc của dầu bôi trơn và ổ lăn dưới $100^\circ\text{C}$ ($k_t = 1$), chưa xây dựng bảng cân bằng nhiệt chi tiết cho vỏ hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc 2 ca liên tục tại môi trường nhiệt đới.
  • Hướng mở rộng: Có thể tiến hành tối ưu hóa đa mục tiêu kích thước và khối lượng hộp giảm tốc bằng thuật toán tối ưu, kiểm nghiệm dao động riêng của các trục và thiết kế chi tiết bản vẽ lắp ráp 3D trên phần mềm CAD/CAM hiện đại.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu về trình tự các bước thực hiện Đồ án Chi tiết máy / Thiết kế hệ dẫn động cơ khí, từ khâu chọn động cơ đến kiểm nghiệm mỏi trục và chọn ổ lăn.
  • Kỹ sư thiết kế máy: Tham khảo các bảng tra, công thức quy đổi tải trọng chu kỳ sang tải trọng tương đương và quy trình kiểm nghiệm bền cho hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động thùng trộn là loại nào và có công suất, tốc độ bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu 4A132S8Y3 có công suất danh định $P_{dc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{dc} = 720\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,7$ và hiệu suất $83%$.

2. Tỉ số truyền chung của hệ thống được phân bố như thế nào giữa các bộ truyền?
Tỉ số truyền chung $u_{ch} = 24$, được phân bổ thành: bộ truyền đai thang ngoài hộp $u_d = 3$; cấp nhanh bánh răng nghiêng trong hộp $u_1 = 3,08$; cấp chậm bánh răng thẳng trong hộp $u_2 = 2,6$ ($u_h = 8$).

3. Tại sao cấp nhanh của hộp giảm tốc lại sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng trong khi cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng?
Cấp nhanh có vận tốc cao hơn ($v = 0,86\text{ m/s}$) nên sử dụng răng nghiêng ($\beta = 32,94^\circ$) để tăng độ trùng khớp, giúp bộ truyền làm việc êm, giảm tiếng ồn và tải trọng động. Cấp chậm có vận tốc nhỏ ($v = 0,46\text{ m/s}$) và mômen xoắn lớn, sử dụng bánh răng thẳng để triệt tiêu lực dọc trục phát sinh, đơn giản hóa kết cấu gối đỡ trục ra.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$ tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục ra sao?
Các hệ số an toàn mỏi tính toán đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$: tiết diện $C_1$ (Trục 1) đạt $s = 2,28$; tiết diện $B_2$ (Trục 2) đạt $s = 2,18$; tiết diện $B_3$ (Trục 3) đạt $s = 2,89$.

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được thỏa mãn như thế nào?
Mức dầu ngâm được xác định thỏa mãn điều kiện: chiều sâu mức dầu ngập qua chân răng của bánh răng lớn cấp nhanh ($216,5\text{ mm}$) và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($292\text{ mm}$), tương ứng giá trị kiểm tra $98,25\text{ mm} > 97,3\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Anh Khoa đã hoàn thành việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn vật liệu với công suất $3,5\text{ kW}$ và tốc độ $30\text{ vòng/phút}$. Hệ thống bao gồm bộ truyền đai thang loại B ($Z = 2$ đai) và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi có tỉ số truyền $u_h = 8$. Tất cả các thông số hình học của bộ truyền bánh răng, kích thước các trục và mối ghép then đều được kiểm nghiệm đạt đầy đủ các tiêu chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng tải của ổ lăn. Thuyết minh tính toán cung cấp cơ sở dữ liệu kỹ thuật hoàn chỉnh cho việc gia công, chế tạo và lắp ráp hệ thống dẫn động cơ khí trong thực tế.