Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí tại Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM, học phần Đồ án Thiết kế máy (mã số ME3139) đóng vai trò tổng hợp kiến thức từ các môn học cơ sở cốt lõi như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu và Dung sai - Kỹ thuật đo. Đề tài được giao trong báo cáo là "Đề tài số 14: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn", thực hiện theo Phương án số 18 bởi sinh viên Huỳnh Văn Nin (MSSV: 1914572), dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Như Phan Thiện thuộc Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí (hoàn thành tháng 11/2021).
Hệ thống dẫn động thùng trộn có nhiệm vụ truyền mômen xoắn và giảm vận tốc quay từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác (trục thùng trộn), nhằm đáp ứng yêu cầu công nghệ trộn vật liệu trong điều kiện tải trọng biến thiên theo chu kỳ.
Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật được quy định cụ thể theo các thông số ban đầu của Phương án 18:
- Xác định công suất và chọn động cơ điện phù hợp với chế độ tải trọng thay đổi.
- Phân phối tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền ngoài (đai thang) và bộ truyền trong (hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn - trụ).
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải cho các bộ truyền bánh răng và bộ truyền đai.
- Kiểm tra điều kiện ngâm dầu bôi trơn các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc.
- Thiết kế kết cấu trục, tính toán phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi, độ bền tĩnh.
- Thiết kế và kiểm nghiệm mối ghép then truyền mômen xoắn.
- Lựa chọn, kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh và xác định tuổi thọ của hệ thống ổ lăn; lựa chọn và kiểm nghiệm khớp nối đàn hồi.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, nắp ổ và các chi tiết phụ phục vụ vận hành, bảo dưỡng.
- Lựa chọn loại dầu bôi trơn công nghiệp và quy định cấp chính xác, dung sai lắp ghép cho các bề mặt làm việc.
Phạm vi và điều kiện làm việc của hệ thống:
- Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 6,5 \text{ kW}$.
- Số vòng quay trục công tác: $n = 50 \text{ vòng/phút}$.
- Thời gian phục vụ thiết kế: $L = 7 \text{ năm}$ ($240 \text{ ngày/năm}$, làm việc $1 \text{ ca/ngày}$ với thời lượng $8 \text{ giờ/ca}$).
- Đặc tính tải trọng: Hệ thống làm việc quay một chiều, chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ gồm hai giai đoạn: giai đoạn $t_1 = 20 \text{ s}$ chịu tải trọng danh nghĩa $T$, giai đoạn $t_2 = 13 \text{ s}$ chịu tải trọng $0,7T$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về tính toán thiết kế chi tiết máy, sức bền vật liệu và truyền động cơ khí dựa trên các tài liệu chuyên ngành:
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (NXB Giáo dục, 2006).
- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc (NXB ĐHQG TP.HCM, 2010).
- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn (NXB Giáo dục, 2006).
- Tiêu chuẩn thiết kế động cơ điện không đồng bộ ba pha theo GOST 19523-74.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán thực tế bao gồm:
- Phương pháp phân tích động học và động lực học hệ dẫn động: Tính toán hiệu suất toàn hệ thống, xác định công suất tương đương theo chế độ tải trọng thay đổi bậc thang, tính toán sơ bộ số vòng quay đồng bộ và phân bố tỉ số truyền qua các cấp truyền động.
- Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Thiết kế kích thước bộ truyền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và kiểm nghiệm theo ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng và hệ số tuổi thọ chu kỳ làm việc tương đương.
- Phương pháp tính toán trục theo sức bền mỏi và sức bền tĩnh: Xây dựng mô hình dầm tĩnh định trong không gian 3 chiều (hai mặt phẳng vuông góc $Oyz$ và $Oxz$), xác định phản lực liên kết gối đỡ, mômen uốn tổng và mômen xoắn tương đương; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$ và chống biến dạng dẻo khi quá tải ngắn hạn.
- Phương pháp đánh giá khả năng tải ổ lăn: Tính toán tải trọng quy ước $Q$, xác định khả năng tải động $C_{tt}$ và so sánh với khả năng tải động danh định $C$ để tính tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay và số năm hoạt động.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống dẫn động thùng trộn được thiết kế theo sơ đồ động lực gồm 3 khối kết cấu chính:
- Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha lồng sóc 4A132S4Y3.
- Bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền đai thang truyền chuyển động từ trục động cơ sang trục I của hộp giảm tốc.
- Hộp giảm tốc hai cấp đồng pha (Bánh răng côn – trụ):
- Cấp nhanh: Cặp bánh răng côn răng thẳng (truyền động giữa Trục I và Trục II, chuyển hướng trục $90^\circ$).
- Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (truyền động giữa Trục II và Trục III).
- Cơ cấu nối trục ra: Nối trục vòng đàn hồi nối Trục III với trục máy công tác (thùng trộn).
Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số |
Trục động cơ |
Trục I (Trục vào) |
Trục II (Trung gian) |
Trục III (Trục ra) |
Trục máy công tác |
| Công suất $P$ (kW) |
7,5 (định mức) |
6,43 |
6,17 |
5,92 |
6,5 (công tác) |
| Tỉ số truyền $u$ |
- |
3,58 (đai) |
3,25 (bánh răng côn) |
2,5 (bánh răng trụ) |
1,0 (khớp nối) |
| Số vòng quay $n$ (v/ph) |
1455 |
406,42 |
125,05 |
50,02 |
50,0 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) |
- |
151.091,24 |
471.199,52 |
1.130.879,50 |
- |
Nội dung chính theo từng chương
PHẦN 1: PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chương này tập trung xác định các thông số năng lượng cơ bản của hệ thống dẫn động. Từ hiệu suất thành phần của các bộ truyền (đai thang $\eta_đ = 0,95$, cặp bánh răng côn $\eta_{brc} = 0,96$, cặp bánh răng trụ nghiêng $\eta_{brt} = 0,97$, khớp nối $\eta_{kn} = 0,99$), hiệu suất chung toàn hệ thống được xác định.
Dựa trên sơ đồ làm việc thay đổi tải trọng ($t_1 = 20\text{s}$ ở $T$, $t_2 = 13\text{s}$ ở $0,7T$), công suất tương đương được tính toán để chọn động cơ điện. Tác giả chọn động cơ điện 4A132S4Y3 (sản xuất theo GOST 19523-74) có công suất định mức $P_{đm} = 7,5 \text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $1500 \text{ v/ph}$, số vòng quay danh định $n_{đc} = 1455 \text{ v/ph}$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, hệ số $\cos\varphi = 0,86$, tỉ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$, và tỉ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Tỉ số truyền chung của hệ thống $u_t = 29,1$ được phân phối cho bộ truyền đai ngoài ($u_đ = 3,58$), cấp nhanh bánh răng côn ($u_1 = 3,25$) và cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng ($u_2 = 2,5$).
PHẦN 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Tác giả thiết kế bộ truyền đai thang dựa trên công suất trục dẫn và số vòng quay bánh dẫn $n_1 = 1455 \text{ v/ph}$. Các kích thước hình học và thông số tải trọng được xác định:
- Tiết diện đai: Chọn loại đai thang tiêu chuẩn loại B (kích thước tiết diện đai).
- Đường kính bánh đai: Bánh đai nhỏ chọn $d_1 = 160 \text{ mm}$; vận tốc đai $v \approx 12,19 \text{ m/s}$; bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 560 \text{ mm}$.
- Tỉ số truyền thực tế: $u_đ \approx 3,58$.
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a \approx 725 \text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $L = 2240 \text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 \approx 148^\circ$.
- Số đai cần thiết: $z = 4 \text{ đai}$ (tính toán sau khi xét các hệ số tải trọng động $C_r$, hệ số góc ôm $C_\alpha$, hệ số chiều dài $C_l$, hệ số tỉ số truyền $C_u$ và hệ số phân bố tải $C_z$).
- Lực căng ban đầu của đai: $F_0 \approx 283 \text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r \approx 1092 \text{ N}$.
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Nội dung chương này tính toán chi tiết kích thước và kiểm nghiệm độ bền của hai cấp bánh răng:
- Cấp nhanh (Bánh răng côn răng thẳng):
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có độ rắn HB 241, bánh lớn có độ rắn HB 192.
- Chiều dài côn ngoài sơ bộ $R_e = 138,5 \text{ mm}$; môđun vòng ngoài $m_{te} = 3,5 \text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 23$, bánh lớn $z_2 = 75$ ($u = 3,26$); góc côn chia $\delta_1 = 17^\circ 03'$, $\delta_2 = 72^\circ 57'$.
- Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 80,5 \text{ mm}$, $d_{e2} = 262,5 \text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 39 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 437,8 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 495,2 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 65,4 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 216 \text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 58,2 \text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 192 \text{ MPa}$.
- Cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng):
- Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bánh nhỏ HB 241, bánh lớn HB 192.
- Khoảng cách trục: $a_w = 210 \text{ mm}$; môđun pháp $m_n = 3 \text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 11^\circ 28'42''$.
- Số răng: $z_1 = 39$, $z_2 = 98$ ($u = 2,51$); bề rộng vành răng $b_w = 65 \text{ mm}$.
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 119,4 \text{ mm}$, $d_2 = 300 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 412,5 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 458,4 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 48,6 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 44,2 \text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]$. Cả hai bộ truyền đều đảm bảo độ bền tiếp xúc, uốn và quá tải.
PHẦN 4: KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU
Quy định điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ:
- Bánh răng côn bị dẫn phải ngâm ngập toàn bộ chiều rộng vành răng $b$ trong dầu.
- Bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm phải ngập hết chiều cao răng và mức ngập tối thiểu là $10 \text{ mm}$.
- Mức dầu bôi trơn cao nhất không được vượt quá $1/3$ bán kính của bánh răng lớn nhất ($R/3$).
- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất được kiểm tra đảm bảo trong khoảng chênh lệch quy định $\Delta h = 10 \dots 15 \text{ mm}$, đáp ứng khả năng làm việc an toàn và không gây tổn hao công suất do khuấy dầu.
PHẦN 5: THIẾT KẾ TRỤC
Tác giả tính toán thiết kế 3 trục truyền động trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo trục: 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 $[\tau_0] = 12 \dots 20 \text{ MPa}$.
- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ, mayơ bánh răng, mayơ bánh đai và khớp nối dựa trên kích thước chiều rộng ổ lăn và khe hở bên trong vỏ hộp.
- Xác định các lực tác dụng tại các điểm ăn khớp (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$) và lực từ bộ truyền đai ngoài ($F_{rđ}$), lực khớp nối ($F_{rkn}$).
- Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng $Oyz$ và $Oxz$, tính toán mômen uốn tổng $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mômen tương đương $M_{tđ} = \sqrt{M_u^2 + 0,75T^2}$.
- Đường kính ngõng trục danh nghĩa tại các tiết diện lắp ráp:
- Trục I: $d = 30 \text{ mm}$ (vị trí lắp then/bánh đai) và $d = 35 \text{ mm}$ (vị trí gối đỡ ổ lăn).
- Trục II: $d = 50 \text{ mm}$ (gối đỡ ổ lăn) và $d = 55 \text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng côn lớn và bánh răng nghiêng nhỏ).
- Trục III: $d = 60 \text{ mm}$ (gối đỡ ổ lăn) và $d = 65 \text{ mm}$ (vị trí lắp bánh răng nghiêng lớn và khớp nối đầu ra).
PHẦN 6: THIẾT KẾ THEN
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Xác định hệ số an toàn mỏi $s = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}}$ tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục. Kết quả tính toán cho thấy tại tất cả các tiết diện trên Trục I, Trục II và Trục III đều có hệ số an toàn $s > [s] = 3,0$ (hệ số an toàn dao động từ $4,1$ đến $8,7$).
- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương cực đại khi mở máy tại các trục đều nhỏ hơn giới hạn chảy cho phép ($\sigma_{tđ} \le [\sigma] \approx 0,8\sigma_{ch} = 272 \text{ MPa}$).
- Kiểm nghiệm then bằng (TCVN): Chọn kích thước tiết diện then $b \times h$ theo đường kính trục. Kiểm nghiệm độ bền dập $\sigma_d = \frac{2T}{d \cdot l_t \cdot (h - t_1)} \le [\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$ và độ bền cắt $\tau_c = \frac{2T}{d \cdot l_t \cdot b} \le [\tau_c] = 60 \text{ MPa}$. Tất cả các then trên 3 trục đều thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt.
PHẦN 7: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho các trục:
- Trục I (Trục vào): Do chịu lực dọc trục từ bánh răng côn, chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ một dãy số hiệu 7207 ($d = 35 \text{ mm}$, $D = 72 \text{ mm}$, $B = 17 \text{ mm}$, khả năng tải động $C = 35,2 \text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 26,3 \text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt yêu cầu vận hành thay thế định kỳ sau 4 năm.
- Trục II (Trung gian): Chịu đồng thời lực dọc trục của bánh răng côn và bánh răng trụ nghiêng, chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ một dãy số hiệu 7210 ($d = 50 \text{ mm}$, $D = 90 \text{ mm}$, $B = 20 \text{ mm}$, $C = 52,9 \text{ kN}$, $C_0 = 40,6 \text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt 8 năm làm việc.
- Trục III (Trục ra): Chọn ổ bi đỡ một dãy số hiệu 212 ($d = 60 \text{ mm}$, $D = 110 \text{ mm}$, $B = 22 \text{ mm}$, $C = 41,1 \text{ kN}$, $C_0 = 31,5 \text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt 2 năm.
- Chọn và kiểm nghiệm nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi theo TCVN (mômen danh định $T = 2000 \text{ N}\cdot\text{m}$, đường kính $D = 260 \text{ mm}$, $Z = 8 \text{ chốt}$, ren chốt M16). Kiểm nghiệm ứng suất dập trên vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2 \dots 4 \text{ MPa}$ và độ bền uốn của chốt $\sigma_u \le [\sigma_u] = 60 \dots 80 \text{ MPa}$ đều thỏa mãn.
PHẦN 8: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
- Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép giữa thân và nắp hộp đi qua đường tâm các trục và song song với mặt đế. Mặt đáy nghiêng $1^\circ$ về phía lỗ tháo dầu.
- Quy định đường kính các loại bulông liên kết: Bulông nền $d_1 = \text{M20}$, bulông cạnh ổ $d_2 = \text{M16}$, bulông ghép nắp và thân $d_3 = \text{M12}$, vít nắp ổ $d_4 = \text{M8} \dots \text{M10}$, vít nắp cửa thăm $d_5 = \text{M8}$.
- Kích thước các chi tiết phụ: Sử dụng bulông vòng ren M10 (tải trọng nâng 200 kg); 2 chốt định vị côn $d = 12 \text{ mm}$, $l = 36 \text{ mm}$; nắp cửa thăm kích thước $100 \times 75 \text{ mm}$; nút thông hơi lắp ren M27x2; nút tháo dầu ren côn tại đáy hộp; mắt chỉ dầu kính phẳng đường kính $20 \text{ mm}$ và que thăm dầu có vỏ bọc.
PHẦN 9: CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
- Dầu bôi trơn: Dựa trên vận tốc vòng ($v = 1 \dots 2,5 \text{ m/s}$) và vật liệu thép 45 tôi cải thiện, chọn dầu bôi trơn công nghiệp loại AK-15 có độ nhớt động học thích hợp tại $50^\circ\text{C}$.
- Cấp chính xác chế tạo: Bộ truyền bánh răng cấp nhanh đạt cấp chính xác 8; cấp chậm đạt cấp chính xác 9; trục và rãnh then đạt cấp chính xác 7; lỗ gia công đạt cấp chính xác 6.
- Kiểu dung sai lắp ghép:
- Ổ lăn: Vòng trong lắp trên trục theo kiểu mối ghép trung gian $k6$ để chống xoay trượt; vòng ngoài lắp trong lỗ thân hộp theo hệ thống lỗ $H7$.
- Mối ghép then bằng: Dung sai chiều rộng rãnh then trên trục chọn $P9$, trên mayơ bạc chọn $D10$.
- Mối ghép bánh răng với trục: Sử dụng kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ $H7/k6$ cho tất cả các bánh răng trên Trục I, II và III.
Kết quả và đóng góp
Kết quả kỹ thuật cốt lõi
Bảng tổng hợp các kết quả tính toán chi tiết của hệ thống dẫn động thùng trộn:
| Hạng mục / Chi tiết |
Thông số / Tiêu chuẩn thiết kế |
Đơn vị / Quy cách |
| Động cơ điện |
4A132S4Y3 (GOST 19523-74) |
$P = 7,5\text{ kW}; n = 1455\text{ v/ph}$ |
| Bộ truyền ngoài |
Đai thang tiết diện B |
$d_1 = 160\text{ mm}, d_2 = 560\text{ mm}, z = 4\text{ đai}$ |
| Cặp bánh răng cấp nhanh |
Bánh răng côn răng thẳng ($u=3,25$) |
$m_{te}=3,5\text{ mm}; z_1=23, z_2=75; b=39\text{ mm}$ |
| Cặp bánh răng cấp chậm |
Bánh răng trụ răng nghiêng ($u=2,5$) |
$m_n=3\text{ mm}; \beta=11^\circ 28'42''; z_1=39, z_2=98$ |
| Trục dẫn động |
Thép C45 thường hóa |
$d_I = 30/35\text{ mm}; d_{II} = 50/55\text{ mm}; d_{III} = 60/65\text{ mm}$ |
| Hệ thống ổ lăn |
Ổ đũa côn (Trục I, II) & Ổ bi đỡ (Trục III) |
Trục I: 7207; Trục II: 7210; Trục III: 212 |
| Mối ghép trục - bánh răng |
Kiểu lắp trung gian |
Dung sai $H7/k6$ |
| Khớp nối ra |
Nối trục vòng đàn hồi |
$T = 2000\text{ N}\cdot\text{m}, Z=8\text{ chốt M16}$ |
| Vỏ hộp giảm tốc |
Đúc gang xám GX15-32 |
Đáy nghiêng $1^\circ$, nút thông hơi M27x2 |
Đóng góp kỹ thuật của đề tài
- Đã thiết lập chu trình tính toán cơ khí hoàn chỉnh cho một trạm dẫn động thùng trộn từ chế độ tải trọng không đổi theo chu kỳ đến bảng thông số chế tạo chi tiết máy.
- Xử lý triệt để bài toán phân phối tỉ số truyền và đồng bộ hóa điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn - trụ.
- Đưa ra các giải pháp chọn kết cấu vỏ hộp đúc và định hình dung sai lắp ghép phù hợp với điều kiện chế tạo và bảo trì tại các cơ sở cơ khí trong nước.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế trong văn bản:
- Quá trình tính toán kiểm nghiệm ổ lăn trên Trục III cho thấy tuổi thọ danh định của ổ bi đỡ 212 chỉ đạt mức tương đương 2 năm làm việc, thấp hơn thời hạn phục vụ 7 năm của toàn bộ hệ thống máy, đòi hỏi phải có quy trình bảo dưỡng và thay thế ổ định kỳ.
- Các bước tính toán sử dụng phương pháp giải tích truyền thống theo sổ tay thiết kế cơ khí, chưa tích hợp mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc kiểm tra trường nhiệt độ của dầu bôi trơn trong vỏ hộp.
- Hướng mở rộng:
- Tối ưu hóa kích thước ổ lăn Trục III bằng cách chuyển đổi sang loại ổ có khả năng chịu tải trọng động cao hơn (ổ đũa hoặc ổ bi đỡ chặn hai dãy).
- Ứng dụng phần mềm CAD/CAE 3D để kiểm nghiệm động lực học và độ cứng vững của vỏ hộp giảm tốc đúc.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy: Phục vụ trực tiếp cho việc làm đồ án môn học Thiết kế máy, Chi tiết máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ kỹ sư.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí: Cung cấp trình tự các bước tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp tiêu chuẩn, bảng tra cứu dung sai lắp ghép và quy cách chọn các chi tiết phụ trợ của vỏ hộp đúc.
- Nội dung đáng chú ý nhất: Phương pháp xác định phản lực gối đỡ và kiểm nghiệm độ bền mỏi trục trong không gian (Phần 5 và Phần 6), cùng các bước kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho cặp bánh răng côn kết hợp bánh răng trụ (Phần 4).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động có ký hiệu và thông số kỹ thuật chính là gì?
Động cơ được chọn là động cơ 4A132S4Y3 (chế tạo theo GOST 19523-74) có công suất định mức $7,5 \text{ kW}$, vận tốc quay danh định $1455 \text{ v/ph}$, hiệu suất $87,5%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$, tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$ và $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.
2. Hộp giảm tốc sử dụng loại truyền động nào và tỉ số truyền được phân bổ ra sao?
Hộp giảm tốc là loại 2 cấp bánh răng côn - trụ, gồm cấp nhanh là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có tỉ số truyền $u_1 = 3,25$ và cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có tỉ số truyền $u_2 = 2,5$. Bộ truyền đai thang ngoài hộp đảm nhận tỉ số truyền $u_đ = 3,58$.
3. Tại sao lại sử dụng ổ đũa côn cho Trục I, Trục II nhưng lại dùng ổ bi đỡ cho Trục III?
Trục I và Trục II chịu lực dọc trục lớn sinh ra từ bộ truyền bánh răng côn và bánh răng nghiêng, do đó bắt buộc phải sử dụng ổ đũa côn đỡ chặn (7207 và 7210) để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục III chịu lực hướng tâm là chủ yếu từ bánh răng trụ và khớp nối, lực dọc trục nhỏ nên sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy (212).
4. Mối ghép giữa bánh răng và trục được quy định theo kiểu lắp và dung sai nào?
Do các bánh răng lắp cố định, ít tháo lắp và làm việc trong điều kiện tải trọng tĩnh chịu va đập nhẹ, tác giả chọn mối ghép trung gian theo hệ thống lỗ $H7/k6$ cho tất cả các vị trí lắp bánh răng trên Trục I, Trục II và Trục III.
5. Vật liệu sử dụng để chế tạo các bộ truyền bánh răng và vỏ hộp giảm tốc là gì?
Các bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ nghiêng đều được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện (bánh nhỏ đạt độ rắn HB 241, bánh lớn đạt độ rắn HB 192). Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32.
Kết luận
Báo cáo Đồ án Thiết kế máy (ME3139) của tác giả Huỳnh Văn Nin đã hoàn thành việc tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn công suất $6,5 \text{ kW}$ theo Phương án số 18. Toàn bộ các bộ phận từ động cơ điện 4A132S4Y3, bộ truyền đai thang 4 sợi, hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp, hệ thống trục - then - ổ lăn cho đến kết cấu vỏ hộp đúc đều được kiểm nghiệm đạt độ bền và thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu tính toán chi tiết, đóng vai trò là tài liệu tham khảo trong học tập và thiết kế hệ dẫn động cơ khí công nghiệp.
