Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế
Hệ thống dẫn động thùng trộn là một cơ cấu truyền động cơ khí phổ biến trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, công nghệ xây dựng và chế biến vật liệu. Đồ án thiết kế môn học Thiết kế máy (mã học phần ME3139), thuộc Bộ môn Thiết kế máy – Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia TP.HCM (Học kỳ I, năm học 2021–2022) do sinh viên Huỳnh Văn Nin thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Vũ Như Phan Thiện, tập trung giải quyết bài toán thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn theo Đề số 14, Phương án số 18.
Nhiệm vụ thiết kế đặt ra yêu cầu tính toán động học, động lực học và kết cấu hoàn chỉnh cho hệ thống truyền động từ động cơ điện đến trục công tác của thùng trộn với các thông số ban đầu xác định:
- Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 6,5\text{ kW}$.
- Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 50\text{ vòng/phút}$.
- Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L = 7\text{ năm}$.
- Chế độ làm việc: 240 ngày/năm, 1 ca/ngày (8 giờ/ca), quay một chiều, làm việc với tải trọng tĩnh kết hợp chế độ quá tải ngắn hạn theo chu kỳ gồm hai giai đoạn: thời gian $t_1 = 20\text{ giây}$ chịu mômen $T$, thời gian $t_2 = 13\text{ giây}$ chịu mômen $0,7T$.
Phạm vi nghiên cứu và thiết kế bao gồm: lựa chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, thiết kế bộ truyền ngoài (đai thang), thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ (bánh răng côn - bánh răng trụ răng nghiêng), tính toán và kiểm nghiệm kết cấu trục, then, ổ lăn, khớp nối đàn hồi, kiểm tra bôi trơn ngâm dầu, thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám cùng các chi tiết phụ trợ.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán
Nghiên cứu áp dụng các quy chuẩn tính toán thiết kế máy và chi tiết máy truyền thống theo hệ thống giáo trình, tài liệu hướng dẫn kỹ thuật tiêu chuẩn của ngành Cơ khí chế tạo máy Việt Nam:
- Cơ sở lý thuyết động học và động lực học: Xác định hiệu suất tổng, công suất tương đương theo chế độ tải trọng thay đổi bậc thang, tính toán phân phối tỉ số truyền dựa trên chỉ tiêu kích thước và khối lượng nhỏ gọn của hộp giảm tốc.
- Tiêu chuẩn lựa chọn động cơ: Động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc dãy 4A chế tạo theo tiêu chuẩn GOST 19523-74.
- Lý thuyết tính toán độ bền bộ truyền: Tính toán tiếp xúc và uốn cho bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), độ bền mỏi uốn tại chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) và điều kiện quá tải tức thời ($\sigma_{H\max}, \sigma_{F\max}$).
- Lý thuyết tính toán trục, then và ổ lăn: Thiết kế trục theo điều kiện bền mỏi ($s \ge [s] = 3$), độ bền tĩnh; kiểm nghiệm then theo ứng suất dập $[\sigma_d]$ và ứng suất cắt $[\tau_c]$; chọn ổ lăn theo tải trọng động $C$, tải trọng tĩnh $C_0$ và kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc theo triệu vòng quay ($L_{10}$).
Nội dung chính theo từng phần
Phần 1: Phân tích phương án – Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số truyền
Tác giả xác định hiệu suất truyền động toàn bộ hệ thống $\eta = \eta_d \cdot \eta_{con} \cdot \eta_{tru} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_k$. Dựa trên sơ đồ làm việc với hai mức tải trọng ($t_1 = 20\text{s}$ ứng với $T$; $t_2 = 13\text{s}$ ứng với $0,7T$), công suất tương đương $P_{td}$ và công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ct}$ được tính toán.
Từ số vòng quay trục công tác $n = 50\text{ v/ph}$ và tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống, tác giả chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha 4A132S4Y3 với các thông số định mức:
- Công suất định mức: $P_{dm} = 7,5\text{ kW}$
- Vận tốc quay định mức: $n_{dc} = 1455\text{ v/ph}$
- Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,86$; Hiệu suất $\eta% = 87,5%$
- Khả năng quá tải: $T_K/T_{dn} = 2,0$; $T_{\max}/T_{dn} = 2,2$
Tỉ số truyền chung của hệ thống $u_{ch} = n_{dc} / n = 1455 / 50 = 29,10$. Hệ thống được phân bố tỉ số truyền thành hai cụm: bộ truyền đai ngoài $u_d = 3,58$ và hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn - trụ $u_{hgt} = 8,125$ (cấp nhanh bánh răng côn $u_1 = 3,25$; 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 |
5,80 |
| Tỉ số truyền $u$ |
3,58 |
3,25 |
2,50 |
1,00 |
1,00 |
| Số vòng quay $n$ (v/ph) |
1455,00 |
406,42 |
125,05 |
50,02 |
50,02 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) |
49226,80 |
151091,24 |
471199,52 |
1130887,64 |
1130887,64 |
Phần 2: Tính toán bộ truyền đai thang
Bộ truyền đai thang đặt ở đầu vào hệ thống, nhận truyền động từ động cơ sang trục 1 của hộp giảm tốc với công suất $P = 7,5\text{ kW}$, số vòng quay bánh dẫn $n_1 = 1455\text{ v/ph}$, tỉ số truyền $u_d = 3,58$.
Các thông số hình học và động học cơ bản được xác định:
- Tiết diện đai lựa chọn: Loại B (theo tiêu chuẩn công suất và vòng quay).
- Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$; Vận tốc đai: $v = 12,19\text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: $d_2 = 560\text{ mm}$. Tỉ số truyền thực tế $u_d = 3,50$.
- Khoảng cách trục sơ bộ và hiệu chỉnh theo chiều dài đai tiêu chuẩn: chọn chiều dài đai $L = 2240\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 642\text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 143,8^\circ \ge 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện bám).
- Số dây đai tính toán: $z = 4\text{ đai}$.
- Lực căng ban đầu trên mỗi nhánh đai $F_0$ và lực tác dụng lên trục $F_r = 1475\text{ N}$.
Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc gồm hai cặp bộ truyền làm việc nối tiếp:
1. Cặp bánh răng côn răng thẳng (Cấp nhanh)
- Vật liệu chế tạo: Cả bánh nhỏ và bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn bánh nhỏ đạt HB241, độ rắn bánh lớn đạt HB192.
- Thông số hình học: Chiều dài côn ngoài $R_e = 153,62\text{ mm}$; Môđun vòng ngoài $m_{te} = 3,5\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b = 45\text{ mm}$; Số răng bánh nhỏ $z_1 = 25$, số răng bánh lớn $z_2 = 81$; Tỉ số truyền $u_1 = 3,24$; Góc côn chia $\delta_1 = 17,14^\circ$, $\delta_2 = 72,86^\circ$; Đường kính chia ngoài $d_{e1} = 87,5\text{ mm}$, $d_{e2} = 283,5\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 432,6\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 485,3\text{ MPa}$; Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 68,4\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 212,5\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 62,1\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 185,2\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn đều thỏa mãn.
2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (Cấp chậm)
- Vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bánh nhỏ HB241, bánh lớn HB192.
- Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 210\text{ mm}$; Môđun pháp $m_n = 3\text{ mm}$; Góc nghiêng của răng $\beta = 11,478^\circ$; Chiều rộng vành răng $b_w = 75\text{ mm}$; Số răng bánh nhỏ $z_3 = 39$, số răng bánh lớn $z_4 = 98$; Tỉ số truyền thực tế $u_2 = 2,51$; Đường kính vòng chia $d_3 = 119,38\text{ mm}$, $d_4 = 299,98\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 394,2\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 450,8\text{ MPa}$; Ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 54,6\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 205\text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 49,8\text{ MPa} \le [\sigma_{F4}] = 180\text{ MPa}$.
Phần 4: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu
Tác giả thiết lập 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 trong dầu.
- Bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm phải ngâm ngập chiều cao răng, tối thiểu $10\text{ mm}$.
- Mức dầu bôi trơn cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính ($R/3$) của bánh răng lớn nhất nhằm tránh tổn hao công suất do khuấy dầu quá mức.
- Khoảng cách giữa mức dầu cực đại và cực tiểu đảm bảo $\Delta h \ge 10\text{ mm}$. Kết quả tính toán cho thấy vị trí ăn khớp của cả hai cấp bánh răng đều đáp ứng quy chuẩn bôi trơn ngâm dầu.
Phần 5: Thiết kế trục
Vật liệu chế tạo cho cả ba 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 $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
Quá trình tính toán kết cấu trục thực hiện qua các bước:
- Xác định đường kính sơ bộ: Trục 1 ($d_{sb1} = 30\text{ mm}$), Trục 2 ($d_{sb2} = 45\text{ mm}$), Trục 3 ($d_{sb3} = 55\text{ mm}$).
- Xác định khoảng cách gối trục và điểm đặt lực: Tính toán vị trí tương đối giữa các chi tiết quay, chiều dài mayơ bánh răng, mayơ bánh đai, mayơ nửa khớp nối và chiều rộng ổ lăn.
- Phân tích lực tác dụng: Tách các lực tác dụng trên hai mặt phẳng vuông góc (mặt phẳng đứng $Oyz$ và mặt phẳng ngang $Oxz$), bao gồm lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$ từ các cặp bánh răng ăn khớp và lực căng đai $F_r$, lực khớp nối $F_{kn}$.
- Tính mômen uốn tổng và mômen tương đương: $M_u = \sqrt{M_{ux}^2 + M_{uy}^2}$ và $M_{td} = \sqrt{M_u^2 + 0,75T^2}$.
- Xác định đường kính các đoạn trục:
- Trục 1: Đoạn lắp ổ lăn $\phi 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn $\phi 30\text{ mm}$, ngõng trục lắp bánh đai $\phi 30\text{ mm}$.
- Trục 2: Đoạn lắp ổ lăn $\phi 50\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn và bánh răng trụ $\phi 55\text{ mm}$.
- Trục 3: Đoạn lắp ổ lăn $\phi 60\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng trụ $\phi 65\text{ mm}$, đầu trục ra lắp khớp nối $\phi 60\text{ mm}$.
Phần 6: Thiết kế then
Tác giả lựa chọn then bằng theo tiêu chuẩn TCVN tương ứng với đường kính từng đoạn trục. Then được kiểm nghiệm theo hai điều kiện bền:
- Điều kiện bền dập: $\sigma_d = \frac{2T}{d \cdot l_{t} \cdot (h - t_1)} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$
- Điều kiện bền cắt: $\tau_c = \frac{2T}{d \cdot l_{t} \cdot b} \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$
| Vị trí then |
Đường kính trục $d$ (mm) |
Chiều dài then $l_t$ (mm) |
Ứng suất dập $\sigma_d$ (MPa) |
Ứng suất cắt $\tau_c$ (MPa) |
Kết luận |
| Trục 1 (Lắp đai) |
30 |
36 |
93,26 |
27,98 |
Đạt yêu cầu |
| Trục 1 (Lắp bánh côn) |
30 |
56 |
59,96 |
17,98 |
Đạt yêu cầu |
| Trục 2 (Lắp bánh côn) |
55 |
56 |
76,49 |
19,12 |
Đạt yêu cầu |
| Trục 2 (Lắp bánh trụ) |
55 |
52 |
82,38 |
20,59 |
Đạt yêu cầu |
| Trục 3 (Lắp bánh trụ) |
65 |
96 |
89,65 |
22,41 |
Đạt yêu cầu |
| Trục 3 (Lắp khớp nối) |
65 |
96 |
89,65 |
22,41 |
Đạt yêu cầu |
Bên cạnh đó, tác giả tính toán hệ số an toàn mỏi $s = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}}$ tại tất cả các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục. Mọi tiết diện đều đạt $s > [s] = 3$ (dao động từ 4,1 đến 8,7), đảm bảo trục không bị phá hủy mỏi. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi mở máy quá tải đều thỏa mãn.
Phần 7: Chọn ổ lăn và nối trục
Hệ thống ổ lăn được lựa chọn và kiểm nghiệm dựa trên tải trọng hướng tâm, lực dọc trục và tuổi thọ yêu cầu:
- Trục 1: Do chịu lực dọc trục lớn từ bánh răng côn, chọn sơ bộ cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 1 dãy mã hiệu 7207 ($d = 35\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 17\text{ mm}, T = 18,25\text{ mm}, C = 35,2\text{ kN}, C_0 = 26,3\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt 4 năm làm việc (định kỳ thay thế sau 4 năm).
- Trục 2: Chọn cặp ổ đũa côn cỡ nhẹ 1 dãy mã hiệu 7210 ($d = 50\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 20\text{ mm}, T = 21,75\text{ mm}, C = 52,9\text{ kN}, C_0 = 40,6\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt 8 năm làm việc (vượt thời hạn phục vụ 7 năm).
- Trục 3: Tải trọng dọc trục nhỏ, chọn cặp ổ bi đỡ 1 dãy mã 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 (yêu cầu bảo dưỡng thay thế định kỳ).
Để liên kết trục 3 với trục máy công tác của thùng trộn, tác giả chọn nối trục vòng đàn hồi theo mômen xoắn danh nghĩa $T_{kn} = 2000\text{ Nm}$ với các thông số: đường kính ngoài nối trục $D = 260\text{ mm}$, đường kính lắp trục $d = 63\text{ mm}$, chiều dài $L = 175\text{ mm}$, sử dụng 8 chốt nối ren M16. Kiểm nghiệm ứng suất dập trên vòng cao su và độ bền uốn của chốt đều thỏa mãn điều kiện an toàn.
Phần 8: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ
Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép nắp và thân hộp đi qua đường tâm các trục, song song với mặt đế:
- Kết cấu thân và nắp: Chiều dày thân hộp $\delta = 10\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, độ dốc gân $2^\circ$.
- Đáy hộp: Thiết kế nghiêng $1^\circ$ về phía lỗ tháo dầu để xả cặn triệt để khi thay dầu bôi trơn.
- Hệ thống liên kết: Bulông nền kích thước M20 ($Z = 6$ chiếc), bulông cạnh gối trục M16, bulông ghép bích nắp và thân M12, vít ghép nắp ổ M8 và M10.
- Chi tiết phụ trợ:
- 02 bulông vòng M10 trên nắp để nâng hạ hộp giảm tốc (tải trọng nâng $200\text{ kg}$).
- 02 chốt định vị hình côn kích thước $\phi 12\text{ mm}, l = 36\text{ mm}$ đảm bảo độ đồng tâm của nắp và thân hộp sau gia công và lắp ráp.
- Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ bắt 4 vít M8x22 trên đỉnh nắp hộp kết hợp nút thông hơi ren M27x2.
- Nút tháo dầu ở đáy hộp, que thăm dầu và mắt chỉ dầu kính phẳng $\phi 20\text{ mm}$ để quan sát mức dầu.
Phần 9: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép
Tác giả xác định độ nhớt và loại dầu bôi trơn công nghiệp phù hợp với vận tốc vòng và áp suất tiếp xúc của bộ truyền trong hộp. Hệ thống dung sai và kiểu lắp ghép được quy định cụ thể:
- Lắp ghép vòng trong ổ lăn lên trục theo hệ thống lỗ: mối ghép k6 hoặc m6 (lắp có độ dôi nhẹ).
- Lắp ghép vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp theo hệ thống trục: mối ghép H7 hoặc Js7.
- Lắp bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối lên trục: mối ghép H7/k6 hoặc H7/m6 kết hợp rãnh then có dung sai độ rộng then P9/h9.
Thiết kế và kiểm nghiệm hệ thống
Bảng tổng hợp các chỉ tiêu kiểm nghiệm độ bền và khả năng tải của toàn bộ hệ thống dẫn động thùng trộn:
| Hạng mục kiểm nghiệm |
Đại lượng tính toán |
Giá trị cho phép / Giới hạn |
Trạng thái kỹ thuật |
| Góc ôm đai bánh nhỏ $\alpha_1$ |
$143,8^\circ$ |
$\ge 120^\circ$ |
Thỏa mãn điều kiện bám |
| Tiếp xúc bánh răng côn (Cấp nhanh) |
$\sigma_H = 432,6\text{ MPa}$ |
$[\sigma_H] = 485,3\text{ MPa}$ |
Thỏa mãn độ bền tiếp xúc |
| Uốn bánh răng côn (Cấp nhanh) |
$\sigma_{F1} = 68,4\text{ MPa}$ |
$[\sigma_{F1}] = 212,5\text{ MPa}$ |
Thỏa mãn độ bền uốn |
| Tiếp xúc bánh răng trụ (Cấp chậm) |
$\sigma_H = 394,2\text{ MPa}$ |
$[\sigma_H] = 450,8\text{ MPa}$ |
Thỏa mãn độ bền tiếp xúc |
| Uốn bánh răng trụ (Cấp chậm) |
$\sigma_{F3} = 54,6\text{ MPa}$ |
$[\sigma_{F3}] = 205,0\text{ MPa}$ |
Thỏa mãn độ bền uốn |
| Hệ số an toàn mỏi của các trục $s$ |
$s_{\min} = 4,1$ |
$[s] = 3,0$ |
Đảm bảo an toàn mỏi |
| Ứng suất dập then cao nhất |
$\sigma_d = 93,26\text{ MPa}$ |
$[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ |
Thỏa mãn độ bền dập |
| Tuổi thọ ổ đũa côn Trục 2 |
8 năm |
7 năm |
Đạt yêu cầu phục vụ |
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật từ thông số công nghệ đầu vào đến việc lựa chọn chi tiết tiêu chuẩn và kết cấu vỏ hộp:
- Xác lập hệ thống động lực hoàn chỉnh: Lựa chọn thành công động cơ 4A132S4Y3 ($7,5\text{ kW}$, $1455\text{ v/ph}$) kết hợp cùng bộ truyền đai thang 4 sợi và hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp đạt tổng tỉ số truyền $u_{ch} = 29,10$, đáp ứng chính xác vận tốc quay $50\text{ v/ph}$ trên trục thùng trộn.
- Tối ưu hóa kết cấu truyền động: Việc bố trí cấp nhanh là bánh răng côn răng thẳng và cấp chậm là bánh răng trụ răng nghiêng giúp hệ thống đổi hướng truyền động $90^\circ$ gọn gàng, giảm kích thước bao của hộp giảm tốc trong khi vẫn duy trì khả năng chịu tải trọng uốn và tiếp xúc cao.
- Đảm bảo tính đồng bộ và công nghệ: Các kích thước ngõng trục, mayơ, then, ổ lăn và nắp ổ đều được quy chuẩn hóa theo dãy số tiêu chuẩn TCVN và GOST, thuận lợi cho việc gia công cắt gọt, lắp ráp và thay thế bảo dưỡng trong thực tế.
Hạn chế và phạm vi áp dụng
- Giới hạn chế độ tải trọng: Các tính toán thiết kế trong đồ án chỉ áp dụng cho chế độ tải trọng tĩnh làm việc 1 chiều, chu kỳ quá tải 2 bậc cố định ($20\text{s}$ tải $T$ và $13\text{s}$ tải $0,7T$), không xét đến chế độ quay đảo chiều hoặc tải trọng va đập nặng liên tục.
- Thời hạn thay thế ổ lăn không đồng đều: Do hạn chế về không gian ngõng trục và lực dọc trục thực tế, ổ bi đỡ Trục 3 có tuổi thọ danh định tính toán đạt 2 năm và ổ đũa côn Trục 1 đạt 4 năm, đòi hỏi quy trình vận hành phải có kế hoạch kiểm tra, bảo trì và thay thế ổ lăn định kỳ trước khi hết niên hạn 7 năm của toàn hệ thống.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế máy, Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến trạm dẫn động cơ khí.
- Kỹ sư thiết kế máy công tác (máy trộn bê tông, máy trộn bột, băng tải, vít tải) trong việc tra cứu quy trình phân phối tỉ số truyền, tính toán kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng nón - trụ và phương pháp kết cấu vỏ hộp đúc bằng gang xám.
Câu hỏi thường gặp
1. Tại sao hệ thống lại sử dụng động cơ điện 4A132S4Y3 công suất 7,5 kW trong khi công suất yêu cầu trên trục thùng trộn chỉ là 6,5 kW?
Do toàn bộ hệ thống truyền động bao gồm nhiều bộ truyền nối tiếp (bộ truyền đai, cặp bánh răng côn, cặp bánh răng trụ nghiêng, 3 cặp ổ lăn và khớp nối) đều có tổn thất cơ học. Hiệu suất tổng của hệ thống làm giảm công suất truyền, do đó công suất cần thiết trên trục động cơ phải đạt $P_{ct} = 7,5\text{ kW}$ để đảm bảo trục công tác luôn nhận đủ $6,5\text{ kW}$.
2. Tỉ số truyền chung 29,10 được phân bổ như thế nào qua các cấp?
Tỉ số truyền chung được phân phối thành 3 cấp: bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc có $u_d = 3,58$ (thực tế $3,50$); bộ truyền cấp nhanh bánh răng côn trong hộp có $u_1 = 3,25$ (thực tế $3,24$); bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp có $u_2 = 2,50$ (thực tế $2,51$).
3. Vì sao trục 1 và trục 2 sử dụng ổ đũa côn trong khi trục 3 lại dùng ổ bi đỡ?
Trục 1 và trục 2 có sự tham gia của cặp bánh răng côn và bánh răng nghiêng sinh ra lực dọc trục $F_a$ đáng kể, do đó cần dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ 1 dãy (mã 7207 và 7210) để vừa chịu lực hướng tâm vừa chịu lực dọc trục. Trục 3 chỉ chịu lực dọc trục nhỏ từ bánh răng nghiêng bị dẫn nên sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy (mã 212) để giảm kích thước và chi phí.
4. Thiết kế đáy vỏ hộp giảm tốc nghiêng 1° nhằm mục đích gì?
Đáy hộp được đúc nghiêng góc $1^\circ$ dốc về phía lỗ tháo dầu nhằm giúp dầu bôi trơn cũ cùng các mạt kim loại, cặn bẩn lắng đọng dễ dàng chảy hết ra ngoài qua nút tháo dầu trong quá trình bảo dưỡng và thay dầu định kỳ.
Kết luận
Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn (Đề số 14, Phương án 18) của sinh viên Huỳnh Văn Nin là một công trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn mực và chi tiết. Toàn bộ các bước từ tính toán động học, thiết kế động lực học các bộ truyền đai, bánh răng côn, bánh răng trụ nghiêng đến kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục, then, ổ lăn và kết cấu vỏ hộp đều tuân thủ chặt chẽ các công thức và bảng tra tiêu chuẩn cơ khí. Kết quả tính toán cung cấp đầy đủ thông số hình học, dung sai lắp ghép và chỉ dẫn kỹ thuật phục vụ trực tiếp cho quá trình chế tạo, lắp ráp và vận hành thực tế hệ thống dẫn động thùng trộn.
