Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí (mã học phần ME3139) thuộc Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh thực hiện đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 14, Phương án số 18) do sinh viên Huỳnh Văn Nin thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Như Phan Thiện (học kỳ I, năm học 2021-2022).

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và xây dựng, thùng trộn là thiết bị công tác đòi hỏi mô-men xoắn lớn, vận tốc quay thấp và chế độ làm việc ổn định dưới tải trọng thay đổi theo chu kỳ. Hệ thống dẫn động đóng vai trò tiếp nhận cơ năng từ động cơ điện cao tốc, giảm tốc độ quay và truyền mô-men đến trục công tác của thùng trộn.

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai thang) nhằm giảm tải va đập và bảo vệ hệ thống khi quá tải.
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc hai cấp đồng trục kết hợp: cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng và cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng.
  4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu của các cặp bánh răng trong vỏ hộp.
  5. Thiết kế kết cấu hệ trục (trục 1, trục 2, trục 3), tính toán phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mô-men và xác định đường kính các đoạn trục.
  6. Tính toán chọn then, kiểm nghiệm mối ghép then theo độ bền dập, độ bền cắt và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, độ bền tĩnh.
  7. Chọn loại ổ lăn, kiểm nghiệm tuổi thọ, khả năng tải động/tải tĩnh của ổ và tính toán chọn khớp nối trục đàn hồi.
  8. Xác định kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám và thiết kế các chi tiết phụ (bulông vòng, chốt định vị, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu, que thăm dầu, mắt chỉ dầu).
  9. Quy định chế độ bôi trơn và chỉ định hệ thống dung sai lắp ghép cho các mối lắp then chốt trong hệ thống.

Thông số và phạm vi thiết kế (Phương án 18):

  • Công suất trên trục thùng trộn: $P = 6{,}5\text{ kW}$
  • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 50\text{ vòng/phút}$
  • Thời gian phục vụ: $L = 7\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc 240 ngày, mỗi ngày 1 ca làm việc 8 giờ)
  • Chiều quay: Quay một chiều, tải trọng thay đổi theo chu kỳ gồm hai giai đoạn: giai đoạn 1 chịu tải $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 20\text{ giây}$; giai đoạn 2 chịu tải $T_2 = 0{,}7T$ trong thời gian $t_2 = 13\text{ giây}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết truyền động cơ khí, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và dung sai lắp ghép theo các giáo trình tiêu chuẩn chuyên ngành Thiết kế chi tiết máy. Phương pháp tính toán chủ đạo là giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu các bảng tiêu chuẩn định mức cơ khí.

  • Mô hình động học và tính chọn động cơ: Xác định hiệu suất tổng của hệ thống $\eta = \eta_{\text{đai}} \cdot \eta_{\text{côn}} \cdot \eta_{\text{nghiêng}} \cdot \eta_{\text{khớp}} \cdot \eta_{\text{ổ}}^4$. Động cơ điện được tính toán dựa trên công suất tương đương $P_{\text{tđ}} = P \cdot \sqrt{\sum (T_i/T)^2 \cdot (t_i/\sum t_i)}$ nhằm phản ánh sát thực tế chế độ tải trọng biến thiên theo thời gian. Động cơ được lựa chọn từ dãy động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc tiêu chuẩn dòng 4A chế tạo theo tiêu chuẩn GOST 19523-74.
  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai: Tính toán đai thang theo chỉ tiêu độ bền mỏi, giới hạn ứng suất uốn trên bánh đai nhỏ, xác định góc ôm bánh đai $\alpha_1 \ge 120^\circ$ và lực căng đai ban đầu nhằm hạn chế hiện tượng trượt trơn.
  • Phương pháp tính toán bộ truyền bánh răng: Áp dụng tiêu chuẩn tính toán độ bền mỏi tiếp xúc bề mặt răng $[\sigma_H]$ và độ bền mỏi uốn chân răng $[\sigma_F]$. Ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức Hertz, có xét đến các hệ số tải trọng động nội bộ $K_{Hv}, K_{Fv}$, hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng $K_{H\beta}, K_{F\beta}$, và hệ số trùng khớp ngang, trùng khớp dọc.
  • Phương pháp tính toán thiết kế trục và kiểm nghiệm bền: Xác định sơ bộ đường kính trục theo ứng suất xoắn thuần túy $[\tau_0]$, sau đó giải phóng liên kết, lập hệ phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng vuông góc ($Oyz$ và $Oxz$) để tìm phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn tổng $M_u$ và mô-men tương đương $M_{\text{tđ}}$. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j = (s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}) / \sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2} \ge [s] = 3$ và kiểm nghiệm độ bền tĩnh tránh biến dạng dẻo khi khởi động quá tải.
  • Kiểm nghiệm then và ổ lăn: Mối ghép then bằng được tính toán kiểm tra độ bền dập trên mặt bên $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và độ bền cắt tại tiết diện dọc then $\tau_c \le [\tau_c]$. Ổ lăn được tính toán khả năng tải động $C_d$ theo tuổi thọ yêu cầu (triệu vòng quay) và kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh $C_0$ dưới tác dụng của tải trọng quy ước.

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Phân tích phương án – Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số truyền

Tác giả phân tích sơ đồ động học hệ thống dẫn động bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn - trụ răng nghiêng và khớp nối trục truyền động đến thùng trộn. Từ chế độ phụ tải $T_1 = T$ ($t_1 = 20\text{ s}$) và $T_2 = 0{,}7T$ ($t_2 = 13\text{ s}$), công suất tương đương được xác định là $P_{\text{tđ}} = 5{,}81\text{ kW}$. Với hiệu suất toàn hệ thống $\eta = 0{,}78$, công suất cần thiết của động cơ là $P_{\text{ct}} = 7{,}45\text{ kW}$.

Tác giả chọn động cơ điện 4A132S4Y3 có công suất định mức $P_{\text{đm}} = 7{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ định mức $n_{\text{đc}} = 1455\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}86$, tỉ số mô-men mở máy $T_K/T_{\text{đn}} = 2{,}0$, tỉ số mô-men cực đại $T_{\max}/T_{\text{đn}} = 2{,}2$, hiệu suất $\eta_{\text{đc}} = 87{,}5%$.

Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động $u_t = 1455 / 50 = 29{,}1$ được phân phối thành: bộ truyền đai ngoài $u_{\text{đ}} = 3{,}58$; hộp giảm tốc $u_{\text{hgt}} = 8{,}125$, trong đó cấp nhanh bánh răng côn $u_1 = 3{,}25$ và cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng $u_2 = 2{,}5$.

Thông số Động cơ Trục 1 (Vào HGT) Trục 2 (Trung gian) Trục 3 (Ra HGT) Trục công tác
Công suất ($P$, kW) 7,50 6,43 6,17 5,92 6,50
Tỉ số truyền ($u$) - 3,58 3,25 2,50 1,00
Số vòng quay ($n$, v/ph) 1455 406,42 125,05 50,02 50,00
Mô-men xoắn ($T$, Nmm) 49226,8 151091,24 471199,52 1130878,8 1241400,0

Phần 2: Tính toán bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai thang được bố trí ở cấp dẫn động đầu tiên nối từ trục động cơ đến trục 1 của hộp giảm tốc. Tác giả chọn loại đai tiết diện chữ B (Б) với các thông số tính toán cụ thể:

  • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$; vận tốc đai $v_1 = 12{,}19\text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 560\text{ mm}$, tỉ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa $u_{\text{đ}} = 3{,}58$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ chọn $a = 640\text{ mm}$; chiều dài đai tính toán và quy chuẩn theo dãy tiêu chuẩn $L = 2240\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục tính lại theo chiều dài đai chuẩn: $a = 643\text{ mm}$; góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 144{,}3^\circ \ge 120^\circ$.
  • Số lượng dây đai tính toán: $z = 4\text{ sợi}$. Chiều rộng bánh đai xác định $B = 81\text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_{a1} = 167\text{ mm}$, bánh lớn $d_{a2} = 567\text{ mm}$.
  • Lực căng ban đầu của mỗi nhánh đai $F_0 = 312{,}3\text{ N}$; lực tác dụng lên trục mang đai $F_r = 2368{,}2\text{ N}$.

Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền bánh răng ăn khớp kín:

  1. Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng côn răng thẳng): Vật liệu bánh nhỏ dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241; bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện đạt HB192. Chiều dài côn ngoài $R_e = 147\text{ mm}$; mô-đun vòng ngoài $m_{te} = 3{,}5\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 24$, số răng bánh lớn $z_2 = 78$ ($u_1 = 3{,}25$); góc côn chia $\delta_1 = 17{,}1^\circ$, $\delta_2 = 72{,}9^\circ$; chiều rộng vành răng $b = 42\text{ mm}$; đường kính chia ngoài bánh nhỏ $d_{e1} = 84\text{ mm}$, bánh lớn $d_{e2} = 273\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 437{,}6\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 457{,}7\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 68{,}3\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 217\text{ MPa}$, kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn đều thỏa mãn.
  2. Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng): Cùng sử dụng vật liệu thép 45 tôi cải thiện (bánh nhỏ HB241, bánh lớn HB192). Khoảng cách trục $a_w = 175\text{ mm}$; mô-đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 16{,}26^\circ$; số răng bánh nhỏ $z_3 = 32$, bánh lớn $z_4 = 80$ ($u_2 = 2{,}5$); chiều rộng vành răng $b_w = 55\text{ mm}$; đường kính vòng chia bánh nhỏ $d_3 = 100\text{ mm}$, bánh lớn $d_4 = 250\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 398{,}5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 428{,}6\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 52{,}4\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 196{,}5\text{ MPa}$, thỏa mãn đầy đủ các điều kiện bền mỏi và quá tải.

Phần 4: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu

Tác giả kiểm tra các điều kiện bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu cho hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ:

  • Chiều sâu ngâm dầu của bánh răng côn bị dẫn phải ngập hoàn toàn chiều rộng vành răng $b = 42\text{ mm}$.
  • Chiều sâu ngâm dầu của bánh răng trụ bị dẫn phải ngập hết chiều cao răng ($h = 2{,}25 \cdot m_n = 6{,}75\text{ mm}$) và đạt mức ngâm tối thiểu quy định là $10\text{ mm}$.
  • Mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính vòng đỉnh ($R/3$) của các bánh răng lớn nhằm tránh tổn thất công suất do khuấy dầu quá mức và hạn chế hiện tượng sủi bọt khí.
  • Kết quả tính toán hình học chứng minh vị trí ăn khớp của các bộ truyền nằm trong vùng ngâm dầu cho phép, hệ thống bôi trơn ngâm dầu hoạt động an toàn.

Phần 5: Thiết kế trục

Vật liệu chế tạo cả 3 trục là 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 $[\tau] = 12 \dots 20\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 50\text{ MPa}$.

  • Trục 1 (Trục vào): Chịu lực kéo đai $F_r = 2368{,}2\text{ N}$ và các thành phần lực ăn khớp bánh răng côn ($F_{t1} = 3880\text{ N}, F_{r1} = 1140\text{ N}, F_{a1} = 350\text{ N}$). Đường kính các đoạn trục được xác định lần lượt là $d = 30\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh đai và đoạn then), $d = 35\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ lăn).
  • Trục 2 (Trục trung gian): Chịu đồng thời lực ăn khớp từ bánh răng côn bị dẫn và bánh răng nghiêng dẫn ($F_{t2} = 3880\text{ N}, F_{r2} = 350\text{ N}, F_{a2} = 1140\text{ N}$; $F_{t3} = 9424\text{ N}, F_{r3} = 3568\text{ N}, F_{a3} = 2748\text{ N}$). Đường kính các đoạn trục xác định $d = 50\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ lăn), $d = 55\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng côn lớn và bánh răng trụ nhỏ).
  • Trục 3 (Trục ra): Chịu lực ăn khớp bánh răng trụ bị dẫn ($F_{t4} = 9424\text{ N}, F_{r4} = 3568\text{ N}, F_{a4} = 2748\text{ N}$) và lực hướng tâm từ khớp nối trục đàn hồi $F_{\text{kn}} = 1130\text{ N}$. Đường kính các đoạn trục xác định $d = 60\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ lăn), $d = 65\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng trụ lớn và khớp nối).

Phần 6: Thiết kế then

Tác giả sử dụng then bằng theo tiêu chuẩn TCVN cho tất cả các vị trí lắp ghép then trên 3 trục:

  • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục: Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm (A1, B1, C1, D1 trên Trục 1; A2, B2, C2, D2 trên Trục 2; A3, B3, C3, D3 trên Trục 3) đều đạt giá trị từ $4{,}1$ đến $20{,}7$, vượt mức an toàn cho phép $[s] = 3$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Trục 1 có $\sigma_{\text{tđ}} = 38{,}2\text{ MPa} \le [\sigma]{\max} = 272\text{ MPa}$; Trục 2 có $\sigma{\text{tđ}} = 48{,}6\text{ MPa}$; Trục 3 có $\sigma_{\text{tđ}} = 62{,}4\text{ MPa}$, thỏa mãn chống biến dạng dư.
  • Kiểm nghiệm bền mối ghép then: Các then được kiểm tra theo ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt cho phép $[\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
    • Trục 1: Then tại vị trí lắp bánh đai ($d = 30\text{ mm}, l = 36\text{ mm}$) có $\sigma_d = 93{,}26\text{ MPa}$, $\tau_c = 27{,}98\text{ MPa}$; then tại vị trí bánh răng côn ($d = 30\text{ mm}, l = 56\text{ mm}$) có $\sigma_d = 59{,}96\text{ MPa}$, $\tau_c = 17{,}98\text{ MPa}$.
    • Trục 2: Hai then ($d = 55\text{ mm}$) có $\sigma_d$ lần lượt là $76{,}49\text{ MPa}$ và $82{,}38\text{ MPa}$; $\tau_c$ là $19{,}12\text{ MPa}$ và $20{,}59\text{ MPa}$.
    • Trục 3: Hai then ($d = 65\text{ mm}, l = 96\text{ mm}$) có $\sigma_d = 89{,}65\text{ MPa}$ và $\tau_c = 22{,}41\text{ MPa}$. Tất cả các then đều thỏa mãn bền dập và bền cắt.

Phần 7: Chọn ổ lăn và nối trục

Tác giả tính toán phản lực gối đỡ, lựa chọn chủng loại ổ lăn và kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc cho từng trục:

  • Trục 1: Sử dụng cặp ổ đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ (số hiệu 7207) kích thước $d = 35\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, T = 18{,}25\text{ mm}$; khả năng tải động $C = 35{,}2\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 26{,}3\text{ kN}$. Tuổi thọ tính toán đạt 4 năm làm việc (định kỳ thay thế sau 4 năm).
  • Trục 2: Sử dụng cặp ổ đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ (số hiệu 7210) kích thước $d = 50\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 20\text{ mm}, T = 21{,}75\text{ mm}$; khả năng tải động $C = 52{,}9\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 40{,}6\text{ kN}$. Tuổi thọ tính toán đạt 8 năm làm việc (đáp ứng trọn vẹn thời gian phục vụ 7 năm của máy).
  • Trục 3: Sử dụng cặp ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ (số hiệu 212) kích thước $d = 60\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 22\text{ mm}$; khả năng tải động $C = 41{,}1\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 31{,}5\text{ kN}$. Tuổi thọ tính toán đạt 2 năm làm việc (quy định thay thế định kỳ sau 2 năm).
  • Khớp nối trục đàn hồi: Nối từ trục 3 sang trục thùng trộn chọn theo mô-men xoắn danh định $T = 2000\text{ Nm}$, đường kính trục $d = 63\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 260\text{ mm}$, chiều dài $L = 175\text{ mm}$, gồm $Z = 8$ chốt ren M16 có bọc vòng cao su đàn hồi. Kiểm tra ứng suất dập của cao su $\sigma_d = 2{,}4\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 4\text{ MPa}$ và ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 38{,}5\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 80\text{ MPa}$.

Phần 8: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ

  • Vỏ hộp giảm tốc: Được đúc bằng gang xám GX15-32. Mặt ghép giữa thân hộp và nắp hộp được thiết kế đi qua tâm các trục và song song với mặt đáy đế nhằm thuận tiện cho việc gia công lỗ lắp ổ và lắp ráp các cụm trục. Mặt đáy hộp nghiêng $1^\circ$ về phía lỗ tháo dầu để xả cặn triệt để. Chiều dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $e = 8\text{ mm}$, độ dốc gân $2^\circ$.
  • Hệ thống liên kết và nắp ổ: Sử dụng bulông nền M20 ($Z = 6$ chiếc), bulông cạnh ổ M14, bulông ghép bích nắp và thân M10. Nắp ổ trục 1 dùng vít M8 ($D = 80\text{ mm}$); nắp ổ trục 2 và trục 3 dùng vít M10 ($D = 110\text{ mm}$ và $140\text{ mm}$).
  • Các chi tiết phụ phục vụ vận hành:
    • 02 Bulông vòng M10 lắp trên nắp hộp để cẩu nâng và vận chuyển cụm máy (tải trọng nâng an toàn 200 kg).
    • 02 Chốt định vị hình côn ($d = 12\text{ mm}, l = 36\text{ mm}$) đảm bảo độ đồng tâm của lỗ thân và nắp sau khi tháo lắp.
    • Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ đậy bằng nắp bắt 4 vít M8x22 dùng để châm dầu và quan sát ăn khớp.
    • Nút thông hơi ren M27x2 lắp trên đỉnh cửa thăm nhằm cân bằng áp suất nhiệt trong hộp.
    • Nút tháo dầu ren côn ở đáy hộp kèm đệm làm kín.
    • Mắt chỉ dầu kính phẳng ($d = 20\text{ mm}$) và que thăm dầu có vỏ bọc định lượng mức dầu thực tế.

Phần 9: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép

  • Chế độ bôi trơn: Chọn dầu công nghiệp có độ nhớt phù hợp với vận tốc vòng trung bình ($v \approx 1{,}5 \dots 3\text{ m/s}$) và tải trọng tiếp xúc của bánh răng; mỡ bôi trơn ổ lăn sử dụng mỡ gốc Liti định kỳ tra bổ sung.
  • Dung sai lắp ghép: Xác định kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ cho vòng trong ổ lăn lên trục ($\varnothing 35k6, \varnothing 50k6, \varnothing 60k6$), kiểu lắp lỏng cho vòng ngoài ổ lăn vào lỗ thân hộp ($\varnothing 72H7, \varnothing 90H7, \varnothing 110H7$), mối lắp then với rãnh trục theo hệ thống trục $P9/h9$ và then với rãnh mayơ theo $Js9/h9$, mối lắp bánh răng lên trục theo $\varnothing 55H7/k6$ và $\varnothing 65H7/k6$.

Kết quả và đóng góp

Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật chính của hệ thống dẫn động

Hạng mục thiết kế Thông số kỹ thuật cụ thể Đơn vị
Động cơ điện Ký hiệu: 4A132S4Y3; $P_{\text{đm}} = 7{,}5\text{ kW}$; $n_{\text{đc}} = 1455\text{ v/ph}$ -
Bộ truyền đai ngoài Đai thang tiết diện B; $z = 4\text{ sợi}$; $d_1 = 160\text{ mm}$; $d_2 = 560\text{ mm}$; $L = 2240\text{ mm}$ -
Cấp nhanh (Bánh răng côn) Răng thẳng; $m_{te} = 3{,}5\text{ mm}$; $z_1 = 24, z_2 = 78$; $u_1 = 3{,}25$; $R_e = 147\text{ mm}$ mm
Cấp chậm (Bánh răng trụ) Răng nghiêng; $m_n = 3\text{ mm}$; $z_3 = 32, z_4 = 80$; $u_2 = 2{,}5$; $a_w = 175\text{ mm}; \beta = 16{,}26^\circ$ mm
Trục 1 (Vào) Thép C45; $d = 30\text{ mm}$ và $35\text{ mm}$; Ổ đũa côn 7207 (tuổi thọ 4 năm) -
Trục 2 (Trung gian) Thép C45; $d = 50\text{ mm}$ và $55\text{ mm}$; Ổ đũa côn 7210 (tuổi thọ 8 năm) -
Trục 3 (Ra) Thép C45; $d = 60\text{ mm}$ và $65\text{ mm}$; Ổ bi đỡ 212 (tuổi thọ 2 năm) -
Khớp nối ra Nối trục vòng đàn hồi; $T_{\text{đm}} = 2000\text{ Nm}$; $Z = 8\text{ chốt M16}$ -
Vỏ hộp giảm tốc Gang xám GX15-32 đúc; $\delta = 9\text{ mm}$; Bulông nền M20 ($Z = 6$) -

Giải pháp kỹ thuật và đóng góp của đồ án

  • Thiết lập quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí hai cấp hoàn chỉnh từ công suất thùng trộn $6{,}5\text{ kW}$ đến lựa chọn kết cấu chi tiết.
  • Lựa chọn phương án kết hợp hợp lý: bố trí bộ truyền đai ở đầu vào giúp giảm dao động và chấn động đột ngột từ động cơ, cấp nhanh dùng bánh răng côn đổi hướng truyền động vuông góc và cấp chậm dùng bánh răng trụ nghiêng tối ưu hóa khả năng chịu tải nặng.
  • Tính toán chu kỳ thay thế định kỳ rõ ràng cho từng vị trí ổ lăn (Trục 1: 4 năm, Trục 2: 8 năm, Trục 3: 2 năm) phục vụ trực tiếp cho kế hoạch bảo trì bảo dưỡng thiết bị tại nhà máy.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:

    • Ổ bi đỡ 212 trên trục 3 có tuổi thọ tính toán đạt 2 năm, thấp hơn đáng kể so với thời gian phục vụ 7 năm của toàn bộ hệ thống do chịu đồng thời lực ăn khớp lớn từ bánh răng nghiêng cấp chậm và phản lực từ khớp nối.
    • Thiết kế chỉ tính toán kiểm nghiệm bền tĩnh và bền mỏi tại trạng thái tải trọng tĩnh quy đổi, chưa thực hiện mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để đánh giá tập trung ứng suất cục bộ tại các vị trí rãnh then và bán kính góc lượn rãnh lắp ổ lăn.
    • Phương pháp bôi trơn hoàn toàn dựa vào ngâm dầu tự nhiên, chưa xét đến các giải pháp bôi trơn cưỡng bức hoặc tản nhiệt chủ động nếu môi trường làm việc có nhiệt độ cao kéo dài.

  • Hướng nghiên cứu tiếp:

    • Nghiên cứu thay đổi cụm ổ trục 3 sang loại ổ đũa côn hoặc ổ bi đỡ chặn hai dãy có cấp tải trọng động cao hơn nhằm nâng tuổi thọ làm việc đồng bộ với thời gian phục vụ 7 năm của máy.
    • Sử dụng phần mềm mô phỏng động lực học và độ bền (như ANSYS, Inventor Nastran) để kiểm chứng lại trạng thái dao động riêng và biến dạng xoắn của trục trung gian khi chịu tải va đập.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và điển hình cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy đang thực hiện Đồ án Chi tiết máy / Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí (ME3139 hoặc tương đương).
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất:
    • Phương pháp phân tích lực tác dụng và thiết lập hệ phương trình cân bằng phản lực không gian trên hệ trục hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (Phần 5).
    • Bảng tra cứu, quy trình chọn kích thước tiêu chuẩn cho các chi tiết phụ của vỏ hộp đúc (Phần 8) và tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn thực tế (Phần 6).

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án chọn động cơ 4A132S4Y3 công suất 7,5 kW trong khi công suất yêu cầu trên trục thùng trộn là 6,5 kW?
Do hệ thống dẫn động gồm nhiều bộ truyền nối tiếp (đai thang, bánh răng côn, bánh răng nghiêng, 4 cặp ổ lăn, khớp nối) với hiệu suất tổng là $\eta = 0{,}78$. Công suất tương đương sau khi xét đến chế độ phụ tải thay đổi ($T_1 = T$ trong 20s, $T_2 = 0{,}7T$ trong 13s) là $P_{\text{tđ}} = 5{,}81\text{ kW}$, dẫn đến công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{\text{ct}} = 7{,}45\text{ kW}$. Do đó, động cơ 4A132S4Y3 có công suất định mức $7{,}5\text{ kW}$ thỏa mãn điều kiện $P_{\text{đm}} \ge P_{\text{ct}}$.

2. Hộp giảm tốc trong đồ án sử dụng những loại bánh răng nào và tỉ số truyền phân phối ra sao?
Hộp giảm tốc sử dụng hệ thống hai cấp gồm: cấp nhanh là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có tỉ số truyền $u_1 = 3{,}25$ ($z_1 = 24, z_2 = 78, m_{te} = 3{,}5\text{ mm}$) và cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có tỉ số truyền $u_2 = 2{,}5$ ($z_3 = 32, z_4 = 80, m_n = 3\text{ mm}, \beta = 16{,}26^\circ$). Tổng tỉ số truyền của hộp giảm tốc là $u_{\text{hgt}} = 8{,}125$.

3. Vật liệu chế tạo các cặp bánh răng và trục được lựa chọn như thế nào?
Cả hai cặp bánh răng đều được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện nhằm thống nhất hóa vật liệu trong sản xuất; bánh nhỏ được tôi đạt độ rắn HB241, bánh lớn đạt độ rắn HB192. Hệ trục (trục 1, 2, 3) được chế tạo từ thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$ và giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.

4. Tại sao tuổi thọ làm việc của ổ lăn trên ba trục lại có sự chênh lệch lớn (Trục 1: 4 năm, Trục 2: 8 năm, Trục 3: 2 năm)?
Sự chênh lệch bắt nguồn từ chủng loại ổ và điều kiện chịu lực: Trục 1 và Trục 2 dùng ổ đũa côn chịu lực hướng tâm và lực dọc trục lớn với khả năng tải động cao ($C = 35{,}2\text{ kN}$ và $52{,}9\text{ kN}$). Trục 3 chịu mô-men xoắn lớn nhất ($T_3 = 1130878{,}8\text{ Nmm}$) cùng lực ăn khớp lớn từ bánh răng nghiêng cấp chậm, nhưng lại chọn ổ bi đỡ 1 dãy 212 ($C = 41{,}1\text{ kN}$) có khả năng chịu lực dọc trục kém hơn ổ đũa, khiến tuổi thọ tính toán giảm xuống còn 2 năm.

5. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và có những đặc điểm kết cấu nào đáng chú ý?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32. Bề mặt lắp ghép giữa thân và nắp hộp đi qua đường tâm các trục và song song với mặt đế để tiện gia công và lắp ghép. Mặt đáy hộp được làm nghiêng một góc $1^\circ$ về phía lỗ tháo dầu để đảm bảo xả sạch cặn dầu bôi trơn khi bảo dưỡng.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Phương án số 18) của tác giả Huỳnh Văn Nin là một công trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, mạch lạc và tuân thủ chặt chẽ các tiêu chuẩn kỹ thuật thiết kế máy hiện hành. Toàn bộ các bộ phận truyền động từ động cơ 7,5 kW, bộ truyền đai thang 4 sợi, hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp, hệ trục, mối ghép then đến vỏ hộp đúc GX15-32 đều được kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền mỏi, độ bền tĩnh và khả năng vận hành thực tế. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu, công thức và kích thước hình học rõ ràng, có giá trị ứng dụng cao cho việc chế tạo thực tế cũng như làm tài liệu tham khảo học thuật trong ngành cơ khí.