Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò trung gian truyền cơ năng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu công tác (thùng trộn, băng tải, máy khuấy), đồng thời biến đổi vận tốc góc và mômen xoắn cho phù hợp với yêu cầu làm việc thực tế. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề tài 11, Phương án 15) do nhóm sinh viên Khoa Cơ khí - Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm Thành phố Hồ Chí Minh thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Lê Quang Vinh, tập trung vào việc tính toán, thiết kế động học, động lực học và kết cấu cho một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh.

Mục tiêu cốt lõi của đồ án là thiết kế một trạm dẫn động thùng trộn có kết cấu cơ khí đạt độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và các chỉ tiêu bôi trơn theo quy chuẩn thiết kế máy hiện hành. Nhiệm vụ nghiên cứu được phân chia thành 7 nội dung cụ thể:

  1. Xác định công suất tính toán, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai thang) cùng cụm nối trục đàn hồi liên kết với máy công tác.
  3. Thiết kế hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi, cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng).
  4. Tính toán kết cấu hệ trục, xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh, tính chọn mối ghép then.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn đỡ trục.
  6. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, xác định các kích thước gân tăng cứng, bu lông liên kết và các chi tiết phụ trợ.
  7. Lập hệ thống dung sai lắp ghép và phương án bôi trơn cho toàn bộ các chi tiết chuyển động trong hộp.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí phục vụ máy trộn (thùng trộn) bao gồm: động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh và nối trục đàn hồi. Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào bao gồm:

  • Công suất danh nghĩa trên trục thùng trộn: $P = 3,5\text{ kW}$.
  • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 75\text{ vòng/phút}$.
  • Thời hạn phục vụ thiết kế: $L = 5\text{ năm}$ (chế độ làm việc 310 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 24.800\text{ giờ}$).
  • Đặc tính tải trọng: Hệ thống quay một chiều, chịu tải va đập nhẹ, chế độ phụ tải biến đổi theo chu kỳ gồm 3 giai đoạn: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 17\text{ s}$; $T_2 = 0,7T$ trong thời gian $t_2 = 28\text{ s}$; $T_3 = 0,8T$ trong thời gian $t_3 = 23\text{ s}$ (tổng chu kỳ tải $t_{ck} = 68\text{ s}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án triển khai dựa trên nền tảng lý thuyết thiết kế chi tiết máy truyền thống của Liên Xô và Việt Nam, áp dụng hệ thống giáo trình chuyên ngành cơ khí:

  • Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển làm tài liệu quy chuẩn cho các công thức tính toán động học, ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc của bánh răng, thiết kế trục, khớp nối và dung sai.
  • Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc dùng để tra cứu biểu đồ công suất cho phép của đai thang, hệ số tập trung ứng suất và phương pháp bố trí kết cấu cơ khí.

Phương pháp nghiên cứu thực nghiệm và tính toán kỹ thuật bao gồm:

  1. Phương pháp giải tích động lực học: Tính toán công suất đẳng trị (công suất tương đương) dựa trên biểu thức căn bậc hai của tổng bình phương tỉ số mômen tải nhân với thời gian tác dụng trong một chu kỳ, từ đó quy đổi công suất yêu cầu về trục động cơ điện có tính đến hiệu suất các cặp tiếp xúc cơ khí (khớp nối, ổ lăn, đai thang, bánh răng).
  2. Phương pháp tính toán độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc: Kiểm nghiệm răng của bánh răng theo tiêu chuẩn mỏi tiếp xúc ($[\sigma_H]$) nhằm ngăn chặn hiện tượng tróc rỗ bề mặt làm việc, và kiểm nghiệm theo ứng suất uốn ($[\sigma_F]$) nhằm chống gãy chân răng; tính toán mỏi đai thang theo giới hạn mỏi uốn và số chu kỳ uốn trong một giây; kiểm nghiệm chốt khớp nối theo độ bền uốn và bền dập của vòng cao su đàn hồi.
  3. Phương pháp tính toán tĩnh học và giải tích kết cấu: Tách rời từng trục cơ khí thành dầm tĩnh định chịu lực không gian, phân tích lực ăn khớp và lực căng đai thành các thành phần lực hướng tâm, lực vòng, lực dọc trục; lập phương trình cân bằng mômen và phản lực gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$); tổng hợp mômen tương đương để xác định đường kính tiết diện nguy hiểm.
  4. Phương pháp tra cứu bảng chuẩn hóa: Toàn bộ thông số kích cỡ đai thang, vòng bi, bu lông, then bằng, que thăm dầu và dung sai lắp ghép được đối chiếu chuẩn xác qua các bảng số liệu tiêu chuẩn cơ khí.

Nguồn dữ liệu thực nghiệm và tra cứu kỹ thuật bắt nguồn từ các bảng đặc tính động cơ điện xoay chiều 4A, bảng kích thước tiêu chuẩn đai thang loại A, bảng cơ tính thép hợp kim và thép kết cấu (thép 45 tôi cải thiện), bảng thông số ổ lăn đỡ chặn và ổ bi đỡ lòng cầu.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

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

Hệ dẫn động được xác định tổng hiệu suất thông qua hiệu suất thành phần: khớp nối $\eta_{kn} = 0,99$; hai cặp bánh răng trụ ăn khớp $\eta_{br1} = \eta_{br2} = 0,98$; bộ truyền đai $\eta_d = 0,96$; bốn cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$. Tổng hiệu suất toàn hệ thống đạt: $$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_d = 0,99 \cdot 0,99^4 \cdot 0,98 \cdot 0,98 \cdot 0,96 = 0,877$$

Công suất đẳng trị trên trục làm việc được xác định theo đồ thị phụ tải ba bậc: $$P_{td} = P_{max} \sqrt{\frac{(1)^2 \cdot 17 + (0,7)^2 \cdot 28 + (0,8)^2 \cdot 23}{17 + 28 + 23}} = 3,5 \cdot \sqrt{\frac{17 + 13,72 + 14,72}{68}} = 2,861\text{ kW}$$

Công suất yêu cầu cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{2,861}{0,877} = 3,26\text{ kW}$$

Tác giả chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu 4A100S2Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 4\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{dc} = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$, hiệu suất động cơ $86,5%$, mômen quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2$.

Tỉ số truyền chung của hệ thống: $u_{ch} = 2880 / 75 = 38,4$. Tác giả chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi $u_h = 10$ (trong đó cấp nhanh $u_1 = 3,58$; cấp chậm $u_2 = 2,79$). Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang là: $$u_d = \frac{u_{ch}}{u_h} = \frac{38,4}{10} = 3,84$$

Dựa vào tỉ số truyền và công suất tính toán, các thông số động học trên 4 trục dẫn động được xác định:

  • Trục động cơ: $P = 4\text{ kW}$, $n = 2880\text{ vòng/phút}$, $T = 13.263,889\text{ Nmm}$.
  • Trục 1 (trục vào hộp giảm tốc): $P_1 = 3,794\text{ kW}$, $n_1 = 750\text{ vòng/phút}$, $T_1 = 48.310,267\text{ Nmm}$.
  • Trục 2 (trục trung gian): $P_2 = 3,681\text{ kW}$, $n_2 = 209,497\text{ vòng/phút}$, $T_2 = 167.799,778\text{ Nmm}$.
  • Trục 3 (trục ra hộp giảm tốc): $P_3 = 3,571\text{ kW}$, $n_3 = 75,089\text{ vòng/phút}$, $T_3 = 454.168,387\text{ Nmm}$.
  • Trục 4 (trục máy công tác): $P_4 = 3,5\text{ kW}$, $n_4 = 75,089\text{ vòng/phút}$, $T_4 = 445.138,436\text{ Nmm}$.

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai thang và nối trục đàn hồi

  1. Thiết kế bộ truyền đai thang:

    • Chọn loại đai: Căn cứ vào công suất $P_{dc} = 4\text{ kW}$ và số vòng quay $2880\text{ vòng/phút}$, chọn đai hình thang dạng A có kích thước hình học: chiều rộng đỉnh $b_0 = 13\text{ mm}$, chiều rộng tính toán $b_p = 11\text{ mm}$, chiều cao $h = 8\text{ mm}$, diện tích tiết diện đai $A = 81\text{ mm}^2$.
    • Kích thước bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn $d_1 = 125\text{ mm}$; vận tốc đai $v = \pi \cdot 125 \cdot 2880 / 60000 = 18,85\text{ m/s}$. Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 500\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,01$). Tỉ số truyền đai thực tế $u = 4,04$, chênh lệch so với yêu cầu là $5,2%$.
    • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục tính sơ bộ được hiệu chỉnh về $a = 472\text{ mm}$. Chiều dài đai tính toán $L = 2005,76\text{ mm}$, quy chuẩn chọn $L = 2000\text{ mm}$.
    • Kiểm tra động học đai: Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 134,71^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn). Số vòng chạy của đai trong một giây $i = 9,43\text{ s}^{-1} < [i] = 10\text{ s}^{-1}$. Số dây đai được tính toán và chọn là $Z = 2$ đai. Bề rộng vành bánh đai $B = 35\text{ mm}$. Lực căng ban đầu của một nhánh đai $F_0 = 121,5\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 448,53\text{ N}$.

  2. Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi:

    • Nối trục lắp tại trục ra của hộp giảm tốc với mômen xoắn $T_3 = 454,168\text{ Nm}$, hệ số chế độ làm việc $k = 1,2$, mômen tính toán $T_t = 545\text{ Nm}$.
    • Tra bảng kích thước nối trục có mômen danh nghĩa $500\text{ Nm}$: Đường kính ngoài $D = 170\text{ mm}$, đường kính trục lắp ghép $d = 50\text{ mm}$, chiều dài mayơ $L = 175\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính chốt $d_c = 16\text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất dập trên vòng đàn hồi $\sigma_d = 2,05\text{ MPa} \le [\sigma_d] = (2 \div 4)\text{ MPa}$; ứng suất uốn của chốt $\sigma_u = 36,46\text{ MPa} \le [\sigma_u] = (60 \div 80)\text{ MPa}$. Cụm khớp nối thỏa mãn độ bền. Lực vòng tác dụng lên khớp nối $F_{kn} = 6987,21\text{ N}$, lực phụ hướng tâm tác dụng lên trục $F_r = 1397,44\text{ N}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

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

  • Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 250$ (trong khoảng $241 \div 285$), giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
  • Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_2 = 230$ (trong khoảng $192 \div 240$), giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Số chu kỳ làm việc cơ sở: $N_{HO1} = 1,67 \cdot 10^7$ chu kỳ; $N_{HO2} = 1,36 \cdot 10^7$ chu kỳ. Do số chu kỳ tương đương $N_{HE} > N_{HO}$, hệ số tuổi thọ tiếp xúc và uốn đều lấy $K_{HL} = K_{FL} = 1$.

  1. Cấp nhanh - Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi:

    • Do kết cấu phân đôi, mômen xoắn truyền qua mỗi nửa vành răng giảm một nửa: $T = T_1 / 2 = 24.155,134\text{ Nmm}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 100\text{ mm}$. Môđun pháp: $m_n = 2\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 18$ răng; bánh lớn $z_2 = 65$ răng; tỉ số truyền thực tế $u_m = 3,611$ (sai số tỉ số truyền $0,87% < 2%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 33,90^\circ$ ($33^\circ 54'$). Chiều rộng vành răng mỗi bên: $b = 25\text{ mm}$.
    • Cấp chính xác chế tạo: Cấp 9 (vận tốc vòng $v = 1,70\text{ m/s}$).
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 440,434\text{ MPa} < [\sigma_H] = 441,640\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán bánh nhỏ $\sigma_{F1} = 69,62\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 275,45\text{ MPa}$. Cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo an toàn.

  2. Cấp chậm - Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

    • Mômen xoắn trên trục bánh dẫn: $T_2 = 167.799,778\text{ Nmm}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 160\text{ mm}$. Môđun pháp: $m_n = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 28$ răng; bánh lớn $z_2 = 79$ răng; tỉ số truyền thực tế $u_m = 2,821$ (sai số $1,11% < 2%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$. Bề rộng vành răng: $b_w = 80\text{ mm}$.
    • Cấp chính xác chế tạo: Cấp 9 (vận tốc vòng $v = 0,92\text{ m/s}$).
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 361,366\text{ MPa} < [\sigma_H] = 414,704\text{ MPa}$; ứng suất uốn tính toán bánh nhỏ $\sigma_{F1} = 42,42\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 263,48\text{ MPa}$.
    • Kiểm tra điều kiện ngâm dầu bôi trơn: Mức dầu tối thiểu phải ngập chiều cao chân răng của bánh răng bị dẫn cấp nhanh (bánh 2) và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng bị dẫn cấp chậm (bánh 4). Văn bản tính toán so sánh chiều sâu ngập dầu đạt yêu cầu kỹ thuật.

Phần IV: Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

Vật liệu trục sử dụng thép C45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép trục đầu vào/ra $[\tau] = 20 \div 25\text{ MPa}$, trục trung gian $[\tau] = 10 \div 15\text{ MPa}$.

  1. Đường kính sơ bộ của các trục:
    • Trục 1: $d_1 \ge 22,94\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_1 = 24\text{ mm}$.
    • Trục 2: $d_2 \ge 38,24\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_2 = 40\text{ mm}$.
    • Trục 3: $d_3 \ge 50,42\text{ mm} \rightarrow$ chọn sơ bộ $d_3 = 50\text{ mm}$.
  2. Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
    • Chiều rộng ổ lăn dự kiến: $b_{01} = 17\text{ mm}$ (trục 1), $b_{02} = 23\text{ mm}$ (trục 2), $b_{03} = 27\text{ mm}$ (trục 3).
    • Chiều dài mayơ bánh đai $l_{m12} = 36\text{ mm}$; chiều dài mayơ bánh răng cấp nhanh $l_{m22} = l_{m24} = 60\text{ mm}$; mayơ bánh răng cấp chậm $l_{m32} = 80\text{ mm}$; mayơ nửa khớp nối $l_{m33} = 100\text{ mm}$.
    • Các khoảng cách cấu tạo: $k_1 = 10\text{ mm}$ (khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong vỏ hộp), $k_2 = 8\text{ mm}$, $k_3 = 15\text{ mm}$, khoảng cách nắp ổ $h_n = 18\text{ mm}$.
    • Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục 1, trục 2 và trục 3 được chuẩn hóa: $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 279\text{ mm}$.
  3. Phân tích lực và mômen tương đương:
    • Lực ăn khớp cấp nhanh tác dụng lên trục 1 (hai nửa bánh răng): Lực vòng $F_{t1} = 1116,48\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 489,59\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 750,24\text{ N}$.
    • Lực ăn khớp cấp chậm tác dụng lên trục 2: Lực vòng $F_{t2} = 3995,23\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r2} = 1454,14\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$.
    • Lực từ bánh đai tác dụng lên đầu trục 1: $F_{rd} = 448,53\text{ N}$. Lực từ khớp nối tác dụng lên đầu trục 3: $F_{kn} = 1397,44\text{ N}$.
    • Lập phương trình cân bằng mômen tĩnh, vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$. Mômen tương đương cực đại trên trục 2 tại tiết diện lắp bánh răng đạt $M_{tdB2} = 396.715,77\text{ Nmm}$, tính ra đường kính trục kiểm nghiệm an toàn. Mối ghép then bằng được tính toán và thỏa mãn chỉ tiêu bền dập và cắt.

Phần V, VI và Chi tiết phụ: Tính chọn ổ lăn, vỏ hộp và dung sai

  • Tính toán ổ lăn: Dựa trên phản lực gối đỡ và lực dọc trục, tác giả xác định tải trọng quy ước, kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d$ và tải tĩnh $C_0$ cho các cụm ổ lăn trên cả 3 trục dẫn động.
  • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc: Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, bề rộng mặt bích ghép nắp và thân, kích thước gân tăng cứng, gối đỡ ổ lăn, khe hở giữa bánh răng với đáy và thành trong của hộp, số lượng bu lông nền $z$.
  • Chi tiết phụ trợ: Thiết kế vòng chắn dầu ngăn mỡ ổ lăn chảy vào khoang dầu bánh răng; chốt định vị hình côn định vị thân và nắp hộp; que thăm dầu kết hợp mắt thăm dầu; nút thông hơi xả áp suất nhiệt; ống lót, nắp ổ và vú tra mỡ bảo dưỡng ổ lăn.
  • Dung sai lắp ghép: Quy định kiểu lắp lỏng, lắp trung gian hoặc lắp chặt cho then, vòng trong ổ lăn lên trục, vòng ngoài ổ lăn vào vỏ hộp, và mối ghép then với moay-ơ bánh răng.

Thiết kế kỹ thuật và tính toán hệ thống

Dưới đây là bảng tổng hợp các thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động thùng trộn:

Thông số kỹ thuật Trục động cơ Trục 1 (Trục vào) Trục 2 (Trung gian) Trục 3 (Trục ra) Trục 4 (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) 4,000 3,794 3,681 3,571 3,500
Tỉ số truyền $u$ 3,84 (đai) 3,58 (cấp nhanh) 2,79 (cấp chậm) 1,00 (khớp nối) -
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 2880,00 750,00 209,497 75,089 75,089
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 13.263,889 48.310,267 167.799,778 454.168,387 445.138,436

Bảng tổng hợp kích thước hình học chính của hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc:

Thông số hình học bộ truyền Cấp nhanh (Phân đôi răng nghiêng) Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 100 160
Môđun pháp $m_n$ (mm) 2 3
Số răng bánh dẫn / bị dẫn ($z_1 / z_2$) 18 / 65 28 / 79
Tỉ số truyền thực tế $u_m$ 3,611 2,821
Góc nghiêng răng $\beta$ $33,90^\circ$ ($33^\circ 54'$) $0^\circ$
Chiều rộng vành răng $b_w$ (mm) 25 (mỗi nửa vành răng) 80
Đường kính vòng chia dẫn / bị dẫn $d$ (mm) 43,27 / 156,62 84,00 / 237,00
Đường kính đỉnh răng dẫn / bị dẫn $d_a$ (mm) 47,27 / 160,62 90,00 / 243,00
Đường kính đáy răng dẫn / bị dẫn $d_f$ (mm) 38,27 / 151,62 76,50 / 229,50
Vận tốc vòng $v$ (m/s) 1,70 0,92
Cấp chính xác chế tạo Cấp 9 Cấp 9

Kết quả và đóng góp

Báo cáo đồ án đã giải quyết đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật theo các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành với các kết quả cụ thể:

  1. Kết quả tính toán định lượng:

    • Lựa chọn thành công động cơ 4A100S2Y3 ($4\text{ kW}$, $2880\text{ vòng/phút}$) đảm bảo dư công suất khởi động và chịu quá tải với hệ số an toàn lớn hơn yêu cầu làm việc ($P_{ct} = 3,26\text{ kW}$).
    • Bộ truyền đai hình thang loại A gồm 2 sợi đai vận hành với vận tốc $18,85\text{ m/s}$, góc ôm $134,71^\circ$, đáp ứng độ bền mỏi uốn và không xảy ra hiện tượng trượt trơn.
    • Cặp bánh răng cấp nhanh đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 440,434\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 441,640\text{ MPa}$, ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 69,62\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 275,45\text{ MPa}$.
    • Cặp bánh răng cấp chậm đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 361,366\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 414,704\text{ MPa}$, ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 42,42\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 263,48\text{ MPa}$.
    • Nối trục vòng đàn hồi kích thước cơ bản $D = 170\text{ mm}$, tải mômen danh nghĩa $500\text{ Nm}$ thỏa mãn điều kiện bền dập vòng cao su ($\sigma_d = 2,05\text{ MPa} \le 4\text{ MPa}$) và bền uốn của chốt.
    • Sai lệch tỉ số truyền toàn hệ thống và từng cấp đều duy trì dưới mức sai số cho phép $2%$ đối với bánh răng ($0,87%$ ở cấp nhanh và $1,11%$ ở cấp chậm).

  2. Giải pháp kỹ thuật của đồ án:

    • Ứng dụng sơ đồ phân đôi cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng giúp triệt tiêu một phần lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục trung gian và trục vào, đồng thời giảm mômen uốn tác dụng lên giữa thân trục, từ đó cho phép giảm đường kính trục và tạo kết cấu đối xứng chịu tải tốt.
    • Bố trí bộ truyền đai ở đầu vào nhằm hấp thụ dao động và tải va đập nhẹ từ thùng trộn truyền ngược lại động cơ điện.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản báo cáo đồ án bộc lộ một số giới hạn xuất phát từ phạm vi học thuật của đồ án môn học:

  • Toàn bộ tính toán dựa trên các công thức giải tích giải gần đúng và tra cứu bảng trị số kinh nghiệm từ giáo trình lý thuyết; chưa kiểm chứng độ bền mỏi và trường biến dạng thông qua các công cụ mô phỏng số chuyên sâu (phương pháp phần tử hữu hạn - FEA).
  • Chế độ phụ tải được đơn giản hóa thành đồ thị ba bậc tải tĩnh với các khoảng thời gian cố định ($17\text{ s}, 28\text{ s}, 23\text{ s}$), chưa xét đến đặc tính động học phi tuyến, quá trình khởi động ngẫu nhiên hoặc hiện tượng kẹt liệu thực tế trong thùng trộn.
  • Báo cáo chưa tính toán cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca/ngày ở môi trường nhiệt đới gió mùa.

Hướng mở rộng và phát triển:

  • Ứng dụng phần mềm mô phỏng cơ khí (như ANSYS hoặc SolidWorks Simulation) để kiểm tra trạng thái ứng suất - biến dạng của hệ trục và vỏ hộp chịu lực.
  • Tối ưu hóa kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc và khối lượng bánh răng để tiết kiệm vật liệu phôi đúc.
  • Thiết kế hệ thống bôi trơn cưỡng bức hoặc bổ sung cánh tản nhiệt làm mát vỏ hộp nếu nâng công suất làm việc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Chế tạo máy, Kỹ thuật Công nghệ Ô tô, Cơ điện tử khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  • Cán bộ kỹ thuật và sinh viên cần tham khảo phương pháp tính toán hệ dẫn động sử dụng hộp giảm tốc khai triển phân đôi cấp nhanh – một dạng kết cấu phức tạp hơn so với hộp giảm tốc đồng trục hoặc khai triển thông thường.
  • Phần đáng tham khảo nhất bao gồm: Phương pháp quy đổi công suất phụ tải biến đổi thành công suất đẳng trị; quy trình tính toán phân chia mômen xoắn cho hai nửa bánh răng cấp nhanh nghiêng đối xứng; các bước lập bảng giải tích lực không gian trên trục và biểu đồ mômen để tính đường kính trục theo độ bền mỏi.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động thùng trộn là loại nào và có thông số ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A100S2Y3 với công suất định mức $P_{dc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{dc} = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$, hiệu suất $86,5%$, hệ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và hệ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2$.

2. Tại sao cấp nhanh lại sử dụng sơ đồ bánh răng nghiêng phân đôi với góc nghiêng $\beta = 33,90^\circ$? Sơ đồ phân đôi cấp nhanh chia đôi dòng công suất và mômen xoắn ($T = T_1 / 2 = 24.155,134\text{ Nmm}$) sang hai cặp bánh răng nghiêng bố trí đối xứng. Góc nghiêng lớn ($\beta = 33,90^\circ$) giúp tăng hệ số trùng khớp chiều dọc, nâng cao êm dịu truyền động và triệt tiêu đáng kể thành phần lực dọc trục trên gối đỡ do góc nghiêng hai bên tạo phản lực ngược chiều nhau.

3. Sai số tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống có nằm trong phạm vi cho phép không? Tỉ số truyền thực tế của cấp nhanh là $u_m = 3,611$ (sai số tương đối $0,87% < 2%$). Tỉ số truyền thực tế của cấp chậm là $u_m = 2,821$ (sai số tương đối $1,11% < 2%$). Cả hai bộ truyền bánh răng đều thỏa mãn điều kiện sai số tỉ số truyền không vượt quá $2%$ theo quy định thiết kế máy. Riêng bộ truyền đai có tỉ số truyền thực $u = 4,04$, chênh lệch $5,2%$ so với tính toán phân phối ban đầu ($u_d = 3,84$).

4. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc được tác giả kiểm tra như thế nào? Tác giả kiểm nghiệm điều kiện ngâm dầu dựa trên nguyên tắc: Mức dầu trong hộp phải đủ ngập chân răng của bánh răng bị dẫn cấp nhanh (bánh số 2 có đường kính đỉnh $160,62\text{ mm}$) và không được ngập quá $1/3$ bán kính bánh răng bị dẫn cấp chậm (bánh số 4 có đường kính đỉnh $243\text{ mm}$) để hạn chế tổn hao công suất do sục dầu.

5. Vật liệu nào được chọn để chế tạo các trục và bánh răng trong hộp giảm tốc? Các bánh răng dẫn và bị dẫn của cả hai cấp cùng toàn bộ 3 trục truyền động đều sử dụng thép kết cấu carbon chất lượng cao C45 ở trạng thái tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt bánh dẫn đạt $HB_1 = 250$, bánh bị dẫn đạt $HB_2 = 230$, và giới hạn bền của thép trục đạt $\sigma_b = 850\text{ MPa}$.

Kết luận

Bản báo cáo đồ án môn học Chi tiết máy của nhóm sinh viên Trường Đại học Nông Lâm đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn công suất $3,5\text{ kW}$ theo Phương án 15. Toàn bộ các thông số động học, độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn của các cặp bánh răng và trục đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu an toàn kỹ thuật theo giáo trình của tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và Nguyễn Hữu Lộc. Kết cấu hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh được tính toán chuẩn xác, cung cấp tài liệu tham khảo hoàn chỉnh về quy trình thiết kế cơ khí truyền thống cho sinh viên khối ngành kỹ thuật.