Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong xu thế đẩy mạnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa, việc ứng dụng khoa học kỹ thuật và cơ giới hóa vào sản xuất đóng vai trò thiết yếu nhằm nâng cao năng suất lao động, thay thế sức lao động thủ công và đảm bảo an toàn vận hành. Hệ thống dẫn động thùng trộn là cơ cấu truyền động điển hình, được ứng dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp chế biến, xây dựng và nông nghiệp để đảo trộn vật liệu đồng đều.
Nội dung đồ án thực hiện nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật theo đề tài: "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 11, Phương án số 10), do nhóm sinh viên Khoa Cơ khí – Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm TP. Hồ Chí Minh thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Lê Quang Vinh.
Hệ thống dẫn động bao gồm 5 cụm bộ phận chính:
- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
- Bộ truyền đai thang ngoài hộp
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh
- Nối trục đàn hồi
- Thùng trộn (trục công tác)
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định theo các thông số vận hành đầu vào:
- Công suất trên trục thùng trộn: $P = 5\text{ kW}$
- Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 40\text{ vg/ph}$
- Thời gian phục vụ: $5\text{ năm}$
- Chế độ làm việc: $170\text{ ngày/năm}$, $1\text{ ca/ngày}$ (mỗi ca tính tương đương thời gian phục vụ danh định $L_h = 6800\text{ giờ}$)
- Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi theo 3 bậc trong một chu kỳ làm việc $t_{ck} = 55\text{ giây}$, bao gồm: giai đoạn 1 ($t_1 = 13\text{ s}$, mô-men $T_1 = T$), giai đoạn 2 ($t_2 = 27\text{ s}$, mô-men $T_2 = 0,8T$), và giai đoạn 3 ($t_3 = 15\text{ s}$, mô-men $T_3 = 0,7T$).
Phạm vi nghiên cứu tập trung vào việc tính toán động học, động lực học toàn hệ thống, thiết kế chi tiết kết cấu hình học và kiểm nghiệm độ bền cơ học cho toàn bộ các chi tiết máy chuyển động và chi tiết phụ trong hệ thống dẫn động.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khóa luận được xây dựng dựa trên cơ sở lý thuyết chuẩn mực của chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí và Thiết kế Máy, trực tiếp vận dụng hệ thống giáo trình, tài liệu chuyên ngành: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) và Chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp).
Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật bao gồm:
- Phương pháp phân tích động học và truyền động: Xác định công suất tính toán tương đương cho chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc; tính toán hiệu suất truyền động tổng; lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho từng cấp truyền động.
- Phương pháp tính toán độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc của bánh răng: Thiết kế bộ truyền bánh răng theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc bề mặt răng ($[\sigma_H]$) để chống tróc rỗ và kiểm nghiệm theo chỉ tiêu độ bền uốn chân răng ($[\sigma_F]$) chống gãy răng theo chu kỳ tải trọng tương đương $N_{HE}, N_{FE}$.
- Phương pháp cơ học vật rắn và sức bền vật liệu trong tính toán trục: Phân tích hệ lực tác dụng trong không gian 3 chiều ($Oxyz$); thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn; xây dựng biểu đồ nội lực mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$); tính toán đường kính trục theo mô-men uốn tổng hợp và mô-men tương đương; kiểm nghiệm độ bền mỏi theo hệ số an toàn $s \ge [s]$ và độ bền tĩnh khi chịu quá tải đột ngột.
- Phương pháp tính toán mối ghép và cụm chi tiết: Tính toán kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của mối ghép then bằng; kiểm nghiệm khả năng tải động ($C$), tải tĩnh ($C_0$) và số vòng quay tới hạn của ổ lăn; tính toán kiểm nghiệm độ bền uốn chốt và độ bền dập vòng cao su của khớp nối đàn hồi.
- Nguồn dữ liệu: Các bảng tra thông số tiêu chuẩn cơ khí chế tạo máy Việt Nam (TCVN) và tiêu chuẩn GOST về vật liệu thép C45, ổ lăn, dây đai thang loại B, then bằng, dung sai lắp ghép và dầu bôi trơn công nghiệp.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động thùng trộn được tính toán thiết kế chi tiết từ khâu động học đến kết cấu cơ khí cụ thể:
| Cụm cơ cấu |
Thông số kỹ thuật / Quy cách lựa chọn |
Kết quả tính toán & Kiểm nghiệm |
| Động cơ điện |
Động cơ 3 pha không đồng bộ 4A112M4Y5 |
Công suất $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ $n_{đc} = 1425\text{ vg/ph}$, $\cos\varphi = 0,85$, $\eta = 85,5%$ |
| Bộ truyền đai ngoài |
Đai thang tiết diện loại B, số lượng $Z = 2\text{ đai}$ |
$d_1 = 180\text{ mm}$, $d_2 = 710\text{ mm}$, $a = 647,09\text{ mm}$, $L = 2800\text{ mm}$, $\sigma_{max} = 6,95\text{ MPa} \le 10\text{ MPa}$, tuổi thọ $2290\text{ giờ}$ |
| Bánh răng cấp nhanh |
Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi, Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1 = 260, HB_2 = 230$) |
$a_w = 200\text{ mm}$, $m_n = 3\text{ mm}$, $\beta = 31,24^\circ$, $z_1 = 25$, $z_2 = 89$, $u_1 = 3,56$, cấp chính xác 9, $\sigma_H = 342,65\text{ MPa} < 486,91\text{ MPa}$ |
| Bánh răng cấp chậm |
Bánh răng trụ răng thẳng, Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1 = 260, HB_2 = 230$) |
$a_w = 250\text{ mm}$, $m = 2,5\text{ mm}$, $z_1 = 53$, $z_2 = 147$, $u_2 = 2,774$, cấp chính xác 9, $\sigma_H = 385,45\text{ MPa} < 430,25\text{ MPa}$ |
| Hệ thống trục (I, II, III) |
Vật liệu Thép C45 thường hóa ($\sigma_b \ge 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$) |
Đường kính nguy hiểm: Trục I ($d_C = 42\text{ mm}, s = 2,37$), Trục II ($d_C = 52\text{ mm}, s = 2,388$), Trục III ($d_C = 70\text{ mm}, s = 6,9$) |
| Mối ghép then |
Then bằng Thép C45 lắp tại các vị trí mayơ bánh răng, bánh đai, khớp nối |
Thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và bền cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 40\div 60\text{ MPa}$ |
| Nối trục |
Khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết trục III và thùng trộn |
$T_3 = 1379,206\text{ Nm}$, thỏa mãn độ bền dập vòng cao su và độ bền uốn chốt, lực tác dụng lên trục $F_r = 3940,59\text{ N}$ |
| Ổ lăn |
Ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ trục I, II, III |
Thỏa mãn khả năng tải động $C_d$, khả năng tải tĩnh $C_0$ và số vòng quay tới hạn |
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Tính công suất, chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động
Chương này thực hiện xác định chế độ làm việc danh định của hệ thống dẫn động:
- Xác định công suất tính toán trên trục công tác với tải trọng thay đổi 3 bậc: $P_t = 4,14\text{ kW}$.
- Hiệu suất chung của hệ thống được xác định: $\eta_{ch} = \eta_đ \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 = 0,95 \cdot 0,97 \cdot 0,97 \cdot 0,98 \cdot (0,99)^4 = 0,816$.
- Công suất cần thiết của động cơ: $P_{ct} = P_t / \eta_{ch} = 4,14 / 0,816 = 5,07\text{ kW}$.
- Chọn kiểu động cơ điện: 4A112M4Y5 có công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW} > 5,07\text{ kW}$ và số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 1425\text{ vg/ph}$.
- Tỷ số truyền chung toàn hệ thống: $U_{ch} = 1425 / 40 = 35,625$. Phân phối tỷ số truyền: Hộp giảm tốc hai cấp $U_h = 10$ (Cấp nhanh $U_1 = 3,58$, Cấp chậm $U_2 = 2,79$), Bộ truyền đai thang $U_đ = 3,56$. Sai số tỷ số truyền $\Delta U = 0,126% < 4%$ (thỏa mãn tiêu chuẩn cho phép).
Bảng đặc tính động học và động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục I |
Trục II |
Trục III |
Trục công tác |
| Công suất $P$ (kW) |
6,11 |
5,75 |
5,36 |
5,15 |
4,14 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) |
1425 |
356,25 |
99,5 |
35,66 |
40 |
| Mô-men xoắn $T$ (Nmm) |
40947,7 |
154140,35 |
514452,26 |
1379206,39 |
1193750 |
| Tỷ số truyền $u$ |
- |
$u_đ = 4$ |
$u_1 = 3,58$ |
$u_2 = 2,79$ |
$u_{kn} = 1$ |
Chương 2: Tính toán các bộ truyền hở (Bộ truyền đai & khớp nối trục)
Chương 2 tính toán hai cụm truyền động hở ngoài hộp:
- Bộ truyền đai thang: Sử dụng loại đai B ($A = 138\text{ mm}^2, b_o = 17\text{ mm}, h = 10,5\text{ mm}$). Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 710\text{ mm}$, vận tốc đai $v_1 = 13,43\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$. Khoảng cách trục tính toán $a = 647,09\text{ mm}$, chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L = 2800\text{ mm}$. Số vòng chạy của đai trong 1 giây $i = 4,796\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$. Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 133,314^\circ > 120^\circ$ (chống hiện tượng trượt trơn). Số dây đai xác định $Z = 2$. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$. Lực căng ban đầu $F_0 = 207\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1520,5\text{ N}$, ứng suất lớn nhất $\sigma_{max} = 6,95\text{ MPa} \le [\sigma_k] = 10\text{ MPa}$, tuổi thọ đai đạt $L_n = 2290\text{ giờ}$.
- Nối trục đàn hồi: Chọn loại nối trục vòng đàn hồi truyền mô-men xoắn $T_3 = 1379,206\text{ Nm}$ với hệ số chế độ $K = 1,5$. Cụm nối trục thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt $[\sigma]_F = 60\div 70\text{ MPa}$ và điều kiện bền dập của vòng cao su $[\sigma]_d = 2\div 3\text{ MPa}$. Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục III: $F_r = 3940,59\text{ N}$.
Chương 3: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (Bộ truyền bánh răng)
Chương 3 thiết kế hoàn chỉnh hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc:
- Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):
- Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có $HB_1 = 260$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$), bánh lớn có $HB_2 = 230$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 480\text{ MPa}$).
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 486,91\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 267,4\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236,3\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 31,24^\circ$ (nằm trong dải $30^\circ \le \beta \le 40^\circ$ của cấp phân đôi), số răng $z_1 = 25$, $z_2 = 89$ ($u_m = 3,56$, sai số $0,55%$). Bề rộng vành răng $b_1 = 68\text{ mm}, b_2 = 63\text{ mm}$.
- Vận tốc vòng $v = 1,64\text{ m/s}$ (cấp chính xác 9). Các lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 3514,37\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1496,05\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 2133,55\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 342,65\text{ MPa} < [\sigma_H] = 486,91\text{ MPa}$; Ứng suất uốn tính toán $\sigma_F = 50,07\text{ MPa} < [\sigma_F] = 283,2\text{ MPa}$.
- Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1 = 260, HB_2 = 230$).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 430,25\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 267,42\text{ MPa}, [\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
- Kích thước hình học: Khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$, môđun $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 53$, $z_2 = 147$ ($u_m = 2,774$, sai số $0,573%$). Bề rộng vành răng $b_1 = 105\text{ mm}, b_2 = 100\text{ mm}$. Đường kính vòng chia $d_1 = 132,5\text{ mm}, d_2 = 367,5\text{ mm}$.
- Vận tốc vòng $v = 0,69\text{ m/s}$ (cấp chính xác 9). Các lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 3882,66\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1413,17\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 385,45\text{ MPa} < [\sigma_H] = 430,25\text{ MPa}$; Ứng suất uốn $\sigma_F = 63,69\text{ MPa} < [\sigma_F] = 281,62\text{ MPa}$.
Chương 4: Tính toán trục và chọn then
Chương này thực hiện thiết kế chi tiết 3 trục và kiểm nghiệm mối ghép then:
- Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa ($\sigma_b \ge 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, giới hạn mỏi $\sigma_{-1} = 350\text{ MPa}, \tau_{-1} = 203\text{ MPa}$).
- Trục I:
- Đường kính sơ bộ theo mô-men xoắn: $d_1 \ge 33,77\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $35\text{ mm}$.
- Kết cấu trục sau khi tính toán khoảng cách gối đỡ và biểu đồ nội lực: $d_E = 28\text{ mm}$ (lắp bánh đai), $d_A = d_D = 30\text{ mm}$ (vị trí lắp ổ bi), $d_B = d_C = 42\text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng nghiêng phân đôi).
- Tiết diện nguy hiểm tại C: Mô-men uốn tổng $M_C = 355709,2\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 2,37 > [s] = 1,5$; Ứng suất quá tải tĩnh $\sigma_C = 52,33\text{ MPa} < [\sigma]_{qt} = 65\text{ MPa}$.
- Then tại C: Then bằng $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 56\text{ mm}$, thỏa mãn $\sigma_d = 45,87\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, $\tau_c = 11,46\text{ MPa} \le 40\div 60\text{ MPa}$.
- Trục II (Trục trung gian phân đôi):
- Đường kính sơ bộ $d_2 \ge 55,56\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $55\text{ mm}$.
- Kết cấu trục: $d_A = d_E = 40\text{ mm}$ (lắp ổ bi), $d_B = d_D = 45\text{ mm}$ (lắp hai bánh bị dẫn cấp nhanh), $d_C = 52\text{ mm}$ (lắp bánh dẫn cấp chậm).
- Tiết diện nguy hiểm tại C: Mô-men uốn tổng $M_C = 674844,7\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 2,388 > 1,5$; Ứng suất quá tải tĩnh $\sigma_C = 53,35\text{ MPa} < 65\text{ MPa}$.
- Then tại C: Then bằng $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$, $l_t = 90\text{ mm}$, thỏa mãn $\sigma_d = 27,48\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, $\tau_c = 6,87\text{ MPa} \le 40\div 60\text{ MPa}$.
- Trục III (Trục ra):
- Đường kính sơ bộ $d_3 \ge 65,1\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $65\text{ mm}$.
- Kết cấu trục: $d_A = 63\text{ mm}$ (lắp khớp nối), $d_B = d_D = 65\text{ mm}$ (lắp ổ bi), $d_C = 70\text{ mm}$ (lắp bánh bị dẫn cấp chậm).
- Tiết diện nguy hiểm tại C: Mô-men uốn tổng $M_C = 627328,25\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 6,9 > 1,5$; Ứng suất quá tải tĩnh $\sigma_C = 27,17\text{ MPa} < 65\text{ MPa}$.
- Then tại C: Then bằng $b \times h = 20 \times 12\text{ mm}$, $l_t = 90\text{ mm}$, thỏa mãn $\sigma_d = 43,78\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, $\tau_c = 9,85\text{ MPa} \le 40\div 60\text{ MPa}$.
Chương 5: Tính toán lựa chọn ổ lăn
- Trục I: Với số vòng quay $n_1 = 356,25\text{ vg/ph}$, thời gian làm việc $L_h = 6800\text{ giờ}$, đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$. Do kết cấu bánh răng nghiêng phân đôi bố trí đối xứng làm lực dọc trục tự triệt tiêu lẫn nhau ($F_a = 0$), tải trọng tác dụng lên gối đỡ chỉ thuần túy là lực hướng tâm ($F_{lx10} = 3514,37\text{ N}, F_{ly10} = 321,23\text{ N}$; $F_{lx11} = 3514,37\text{ N}, F_{ly11} = 1792,83\text{ N}$), đồ án lựa chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ trên trục I và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh cùng số vòng quay tới hạn.
- Trục II và Trục III: Tính toán phản lực gối đỡ, lựa chọn kích thước ổ bi theo ngõng trục tiêu chuẩn ($d = 40\text{ mm}$ cho trục II và $d = 65\text{ mm}$ cho trục III) và kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d$, tải tĩnh $C_0$ theo thời gian phục vụ danh định.
Chương 6: Chọn thân máy và các chi tiết phụ, chọn dầu, phương pháp bôi trơn và dung sai lắp ghép
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, cấu tạo gồm thân hộp và nắp hộp liên kết bằng hệ thống bu-lông chịu lực.
- Lựa chọn các chi tiết phụ chuẩn hóa: chốt định vị hình nón cố định vị trí tương đối nắp và thân, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn, vòng chắn dầu bảo vệ mỡ ổ lăn, vít tách nắp hộp phục vụ tháo lắp bảo dưỡng.
- Phương pháp bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp và bôi trơn bằng mỡ cho các cụm ổ lăn.
- Xác định cấp chính xác dung sai và kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho mối ghép then (lắp có độ dôi/trung gian), vòng trong ổ lăn với trục (lắp chặt), vòng ngoài ổ lăn với thân hộp (lắp lỏng/trung gian) và nắp ổ.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ toàn bộ nội dung tính toán thiết kế kỹ thuật cho hệ thống dẫn động thùng trộn với các kết quả cụ thể:
- Xác định chính xác công suất động cơ điện 3 pha $5,5\text{ kW}$ và phân phối tỷ số truyền tối ưu với sai số toàn hệ thống chỉ $0,126%$.
- Thiết kế hoàn chỉnh 2 bộ truyền bánh răng đạt chuẩn độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Cặp cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi ($a_w = 200\text{ mm}, m_n = 3\text{ mm}$) và Cặp cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng ($a_w = 250\text{ mm}, m = 2,5\text{ mm}$).
- Kết cấu 3 trục truyền động đảm bảo đầy đủ độ bền mỏi ($s > 1,5$) và độ bền quá tải tĩnh ($\sigma \le 65\text{ MPa}$); toàn bộ các mối ghép then bằng đều thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt.
Về mặt giải pháp kết cấu, đồ án tận dụng ưu điểm của sơ đồ hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh:
- Lực dọc trục sinh ra từ hai nửa vành răng nghiêng ngược chiều tự triệt tiêu lẫn nhau, làm giảm tải trọng phụ cho gối đỡ và cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy thông thường trên trục I, giúp tối ưu hóa chi phí chế tạo.
- Bố trí khớp nối trục đàn hồi tại đầu ra giúp giảm chấn động và va đập từ thùng trộn truyền ngược lại hộp giảm tốc, bảo vệ an toàn cho hệ thống truyền động.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Nội dung tính toán trong đồ án thuần túy dựa trên các công thức lý thuyết giải tích và tra bảng tiêu chuẩn thực nghiệm; chưa thực hiện mô phỏng số kiểm nghiệm độ bền bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên các phần mềm chuyên ngành (như ANSYS, SolidWorks Simulation) để phân tích trường tập trung ứng suất cục bộ tại các vị trí góc lượn trục và chân răng.
- Hướng mở rộng:
- Ứng dụng mô hình hóa hình học 3D hoàn chỉnh và xuất bản vẽ chế tạo chi tiết tự động.
- Phân tích động lực học dao động xoắn của hệ thống khi thùng trộn làm việc ở trạng thái đầy tải ngẫu nhiên.
- Mô phỏng động lực học chất lưu (CFD) dòng chảy của dầu bôi trơn trong vỏ hộp để tối ưu hóa sự tản nhiệt và bôi trơn ăn khớp.
Giá trị tham khảo
Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo có giá trị kỹ thuật cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Tham khảo mẫu quy trình chuẩn về các bước tính toán hệ thống dẫn động: từ phân tích tải trọng bậc, chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng phân đôi, đến giải tích lực không gian, vẽ biểu đồ mô-men nội lực và kiểm nghiệm độ bền tổng hợp của trục và then.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao hệ thống lại sử dụng sơ đồ hộp giảm tốc phân đôi ở cấp nhanh?
Sơ đồ phân đôi cấp nhanh sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng bố trí đối xứng giúp phân chia đều tải trọng truyền động (mô-men xoắn trên mỗi nửa vành răng giảm một nửa), đồng thời lực dọc trục $F_a$ sinh ra từ hai nửa vành răng nghiêng có chiều ngược nhau sẽ tự triệt tiêu, giải phóng lực dọc trục tác dụng lên trục và gối đỡ.
2. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào?
Động cơ được chọn là loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ mã hiệu 4A112M4Y5, có công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1425\text{ vg/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,85$, hiệu suất $\eta = 85,5%$, khả năng quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và hệ số mô-men mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
3. Bộ truyền đai thang ngoài hộp sử dụng quy cách gì và có bao nhiêu dây đai?
Bộ truyền đai sử dụng đai thang tiêu chuẩn loại B với số lượng $Z = 2\text{ đai}$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 710\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 2800\text{ mm}$, bề rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$, đảm bảo tuổi thọ làm việc $2290\text{ giờ}$ và ứng suất cực đại $\sigma_{max} = 6,95\text{ MPa} \le 10\text{ MPa}$.
4. Vì sao tại các gối đỡ trục I chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy thay vì ổ đỡ - chặn?
Do cấp nhanh sử dụng kết cấu bánh răng nghiêng phân đôi đối xứng, thành phần lực dọc trục $F_{a1}$ và $F_{a2}$ cân bằng và triệt tiêu lẫn nhau tại trục I, gối đỡ chỉ chịu tải trọng hướng tâm ($F_{lx}, F_{ly}$), vì vậy chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy thông thường với đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$.
5. Tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II nằm ở vị trí nào và đường kính trục tại đó được thiết kế là bao nhiêu?
Tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II nằm tại vị trí C (vị trí lắp bánh răng dẫn của cấp chậm), nơi có mô-men uốn tổng hợp lớn nhất $M_C = 674844,7\text{ Nmm}$. Đường kính trục tại vị trí này được thiết kế theo tiêu chuẩn là $d_C = 52\text{ mm}$, có rãnh then bằng kích thước $16 \times 10\text{ mm}$, đạt hệ số an toàn mỏi $s = 2,388 > 1,5$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" đã hoàn thành đầy đủ, chính xác các nội dung tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí theo các thông số kỹ thuật đề bài giao. Các bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng hai cấp, hệ trục, then, khớp nối và ổ lăn đều được tính toán kiểm nghiệm đạt chuẩn về các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh. Bản thuyết minh phản ánh quy trình thiết kế máy bài bản, logic, là tài liệu tham khảo tin cậy cho sinh viên khối ngành kỹ thuật cơ khí trong việc giải quyết các bài toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí thực tế.
