Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 06, Phương án số 9) được thực hiện tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Công nghiệp Thành phố Hồ Chí Minh. Trong quy trình sản xuất công nghiệp và xây dựng, hệ thống dẫn động thùng trộn đóng vai trò trung gian quan trọng nhằm truyền công suất và chuyển động quay từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành (trục thùng trộn), đồng thời giảm tốc độ quay và tăng mô-men xoắn để đáp ứng yêu cầu công nghệ trộn vật liệu.
Bối cảnh thực tiễn của đề tài được xác lập dựa trên các yêu cầu kỹ thuật và điều kiện làm việc cụ thể của máy công tác:
- Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày (mỗi ca 8 giờ, một năm làm việc 300 ngày), chịu tải va đập nhẹ.
- Chế độ tải trọng: Tải trọng không đổi theo thời gian ($T = \text{const}$).
- Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 2,8\text{ kW}$.
- Số vòng quay yêu cầu trên trục thùng trộn: $n = 44\text{ vòng/phút}$.
- Thời gian phục vụ thiết kế: $L = 7\text{ năm}$ (tương đương tổng thời gian vận hành $t_\Sigma = 7 \times 300 \times 2 \times 8 = 33.600\text{ giờ}$).
Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu được phân định theo thứ tự thực hiện trong văn bản:
- Tìm hiểu cấu học hệ thống truyền động cơ khí dẫn động thùng trộn.
- Chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống truyền động.
- Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
- Tính toán và thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
- Tính toán và thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh).
- Tính toán thiết kế trục và then bằng.
- Chọn ổ lăn và khớp nối trục đàn hồi.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc.
- Chọn chế độ dầu bôi trơn và lập bảng dung sai lắp ghép cho các mối ghép then, ổ lăn và bánh răng.
- Hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật gồm: 01 thuyết minh tính toán chi tiết, 01 bản vẽ lắp tổng thể khổ A0 và 01 bản vẽ chế tạo chi tiết.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống truyền động cơ khí bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang thường, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục/phân đôi, khớp nối trục vòng đàn hồi và trục công tác của thùng trộn.
- Phạm vi không gian và kỹ thuật: Áp dụng các quy chuẩn tính toán thiết kế máy cơ khí công nghiệp theo hệ tiêu chuẩn Việt Nam và giáo trình chuyên ngành cơ khí chế tạo máy.
- Phạm vi thời gian: Vòng đời vận hành danh định của hệ thống là 7 năm phục vụ liên tục theo chế độ 2 ca.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và mô hình tính toán: Nghiên cứu sử dụng hệ thống lý thuyết chuẩn mực trong thiết kế máy và cơ sở kỹ thuật truyền động cơ khí, chủ yếu dựa trên các tài liệu chuyên khảo:
- Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" (tác giả PGS. TS. Nguyễn Hữu Lộc).
- Tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2, tác giả PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển).
- Tiêu chuẩn tính toán mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ nhằm ngăn ngừa hiện tượng tróc rỗ bề mặt làm việc của răng và tiêu chuẩn độ bền uốn chân răng $[\sigma_F]$ nhằm chống gãy răng khi chịu tải.
- Lý thuyết độ bền mỏi của trục chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S_j \ge [s]$.
Phương pháp nghiên cứu:
- Phương pháp phân tích - tổng hợp động học và động lực học: Tính toán cân bằng công suất, hiệu suất truyền động và phân bố mô-men xoắn trên các trục.
- Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng tiêu chuẩn cơ khí: Tính toán kích thước hình học bộ truyền đai, hình học ăn khớp bánh răng, sau đó quy chuẩn theo dãy số tiêu chuẩn (mô-đun pháp tiêu chuẩn, khoảng cách trục tiêu chuẩn, kích thước then bằng và ổ lăn).
- Phương pháp phân tích lực tác dụng trong không gian: Tách lực ăn khớp thành lực vòng ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$), lập phương trình cân bằng tĩnh học trong các mặt phẳng $YOZ$ và $XOZ$ để xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn.
- Phương pháp giải tích biểu đồ mô-men nội lực: Vẽ biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn, xác định các tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất (rãnh then, ngõng lắp ổ) để tính đường kính và kiểm nghiệm an toàn.
Nguồn dữ liệu:
- Số liệu kỹ thuật đầu vào từ đề bài thiết kế số 06 (Phương án 9).
- Bảng tra thông số vật liệu thép C45 tôi cải thiện, thông số tiêu chuẩn đai thang hình A, hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất từ các sổ tay thiết kế cơ khí chuyên ngành.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương này tập trung xác định công suất định mức, số vòng quay của động cơ điện và phân bổ tỉ số truyền cho từng cấp truyền động.
Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động được xác định theo công thức nối tiếp: $$\eta = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{br}^3 \cdot \eta_d$$ Trong đó:
- Hiệu suất cặp ổ lăn được che kín: $\eta_{ol} = 0,99$.
- Hiệu suất khớp nối trục: $\eta_{kn} = 1,0$.
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín: $\eta_{br} = 0,96$.
- Hiệu suất bộ truyền đai: $\eta_d = 0,95$.
- Hiệu suất tổng: $\eta = 0,99^4 \times 1,0 \times 0,96^3 \times 0,95 \approx 0,807$.
Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{2,8}{0,807} = 3,47\text{ kW}$$
Tác giả chọn động cơ điện có công suất định mức $P_{dc} = 4,0\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$.
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: $$u_{ht} = \frac{n_{dc}}{n_{ct}} = \frac{1420}{44} = 32,273$$
Phân phối tỉ số truyền:
- Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi: $u_{hs} = 10$, gồm cấp nhanh $u_1 = 3,58$ và cấp chậm $u_2 = 2,79$.
- Tỉ số truyền bộ truyền đai: $u_d = \frac{u_{ht}}{u_{hs}} = \frac{32,273}{10} = 3,227$.
- Tỉ số truyền thực tế: $u_t = u_d \cdot u_1 \cdot u_2 = 3,227 \times 3,58 \times 2,79 = 32,232$.
- Sai số tỉ số truyền: $\Delta u = \frac{|32,273 - 32,232|}{32,232} \times 100% = 0,127% < 0,3%$ (đạt yêu cầu kỹ thuật).
| Thông số động lực học | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỉ số truyền ($u$) | - | $u_d = 3,227$ | $u_1 = 3,58$ | $u_2 = 2,79$ | $u_{kn} = 1,0$ |
| Vận tốc quay ($n$ - vg/ph) | 1420 | 440 | 123 | 44 | 44 |
| Công suất ($P$ - kW) | 4,000 | 3,262 | 2,976 | 2,828 | 2,800 |
| Mô-men xoắn ($T$ - Nmm) | 26.901,408 | 70.800,227 | 231.223,203 | 613.804,546 | 607.727,273 |
Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài
Nội dung chương trình bày tính toán chi tiết bộ truyền đai hình thang thường đặt ngoài vỏ hộp giảm tốc.
- Thông số chọn đai: Tiết diện đai loại A với kích thước $b_p = 11\text{ mm}, b_0 = 13\text{ mm}, h = 8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$.
- Bánh đai dẫn: Chọn đường kính tiêu chuẩn $d_1 = 125\text{ mm}$. Vận tốc đai đạt $v_1 = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_1}{60000} = 9,293\text{ m/s} \le v_{\max} = 25\text{ m/s}$.
- Bánh đai bị dẫn: Chọn hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$, đường kính tính toán $d_2 = u \cdot d_1 \cdot (1 - \varepsilon) \approx 400\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục và chiều dài đai: Chọn sơ bộ $a_{sb} = 400\text{ mm}$, chiều dài đai tính toán $L = 1671,516\text{ mm}$, quy chuẩn chọn đai tiêu chuẩn $L = 1800\text{ mm}$. Khoảng cách trục sau khi tính lại đạt $a = 467,442\text{ mm}$ (nằm trong giới hạn cho phép $296,75\text{ mm} \le a \le 1050\text{ mm}$).
- Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \cdot \frac{d_2 - d_1}{a} = 146,466^\circ = 2,56\text{ rad}$.
- Số vòng chạy của đai trong một giây: $i = \frac{v_1}{L} = 5,163\text{ vòng/s} < [i] = 10\text{ vòng/s}$.
- Số dây đai xác định: $z = 4\text{ sợi}$.
- Kích thước bánh đai: Chiều rộng vành đai $B = (z - 1)e + 2f = (4 - 1) \times 15 + 2 \times 10 = 65\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 131,6\text{ mm}, d_{a2} = 406,6\text{ mm}$.
- Động lực học bộ truyền đai:
- Lực vòng có ích: $F_t = 430,432\text{ N}$.
- Lực căng phụ do lực ly tâm: $F_v = 9,068\text{ N}$.
- Lực căng ban đầu trên mỗi dây đai: $F_0 = 286\text{ N}$ (tính toán giải tích đạt $279,798\text{ N}$).
- Lực hướng tâm tác dụng lên trục: $F_r = 930,676\text{ N}$.
- Hệ số ma sát tương đương: $f' = 1,088$.
- Ứng suất và độ bền mỏi: Ứng suất lớn nhất trong dây đai $\sigma_{\max} = 6,112\text{ MPa}$; tuổi thọ tính toán của bộ truyền đai đạt $L_h = 5946,189\text{ giờ}$.
| Thông số bộ truyền đai | Ký hiệu | Trị số | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Loại đai và tiết diện | - | Đai thang loại A | - |
| Đường kính bánh dẫn / bánh bị dẫn | $d_1 / d_2$ | 125 / 400 | mm |
| Chiều dài dây đai tiêu chuẩn | $L$ | 1800 | mm |
| Khoảng cách trục thực tế | $a$ | 467,442 | mm |
| Góc ôm trên bánh dẫn | $\alpha_1$ | 146,466 | Độ |
| Số dây đai | $z$ | 4 | Sợi |
| Chiều rộng vành bánh đai | $B$ | 65 | mm |
| Lực hướng tâm tác dụng lên trục | $F_r$ | 930,676 | N |
| Ứng suất lớn nhất trong dây đai | $\sigma_{\max}$ | 6,112 | MPa |
| Tuổi thọ tính toán của đai | $L_h$ | 5946,189 | Giờ |
Chương III: Thiết kế bộ truyền trong
Chương này thực hiện thiết kế chi tiết hai bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp phân đôi. Cả hai cấp đều dùng vật liệu Thép C45 tôi cải thiện, đạt độ rắn bánh nhỏ $HB = 280$ và bánh lớn $HB = 240$.
1. Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng chữ V, phân đôi cấp nhanh)
Do phân đôi dòng công suất nên mô-men xoắn tính toán trên mỗi nửa bánh răng trục 1 là $T_1' = \frac{70800,227}{2} = 35400,1135\text{ Nmm}$, vận tốc quay $n_1 = 440\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_1 = 3,58$.
- Giới hạn mỏi và ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 474,5\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 288\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 246,857\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w1} = 125\text{ mm}$.
- Mô-đun pháp tiêu chuẩn: $m_n = 1,5\text{ mm}$.
- Số răng và góc nghiêng: Số răng bánh dẫn $z_1 = 30$, bánh bị dẫn $z_2 = 108$; góc nghiêng răng $\beta = 34,11^\circ$; tỉ số truyền thực tế $u_t = \frac{108}{30} = 3,6$ ($\Delta u = 0,55%$).
- Kích thước hình học:
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 54,35\text{ mm}; d_2 = 195,66\text{ mm}$.
- Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 57,97\text{ mm}; d_{a2} = 198,95\text{ mm}$.
- Đường kính đáy răng: $d_{f1} = 49,82\text{ mm}; d_{f2} = 191,13\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_{w2} = 50\text{ mm}; b_{w1} = 55\text{ mm}$.
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 1302,67\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r1} = 572,65\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a1} = 882,31\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm bền: Ứng suất uốn tính toán tại chân răng $\sigma_F = 36,45\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 246,85\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc). Cấp chính xác chế tạo đạt cấp 9.
2. Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng)
Mô-men xoắn trên trục II là $T_2 = 231223,203\text{ Nmm}$, tỉ số truyền $u_2 = 2,79$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_H] = 450\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_{w2} = 200\text{ mm}$.
- Mô-đun tiêu chuẩn: $m = 2,0\text{ mm}$.
- Số răng: Số răng bánh dẫn $z_3 = 52$, bánh bị dẫn $z_4 = 148$; tỉ số truyền thực tế $u_t = \frac{148}{52} = 2,846$.
- Kích thước hình học:
- Đường kính vòng chia: $d_3 = 104\text{ mm}; d_4 = 296\text{ mm}$.
- Đường kính đỉnh răng: $d_{a3} = 108\text{ mm}; d_{a4} = 300\text{ mm}$.
- Đường kính đáy răng: $d_{f3} = 99\text{ mm}; d_{f4} = 291\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_{w3} = 85\text{ mm}; b_{w4} = 80\text{ mm}$.
- Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_{t3} = 4446,60\text{ N}$; lực hướng tâm $F_{r3} = 1618,43\text{ N}$; lực dọc trục $F_{a3} = 0\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm bền: Bộ truyền thỏa mãn độ bền tiếp xúc và uốn theo tiêu chuẩn.
| Thông số hình học và động lực | Cấp nhanh (Bánh răng nghiêng chữ V) | Cấp chậm (Bánh răng trụ) | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Khoảng cách trục ($a_w$) | 125 | 200 | mm |
| Mô-đun ($m / m_n$) | 1,5 | 2,0 | mm |
| Tỉ số truyền thiết kế / thực tế | 3,58 / 3,600 | 2,79 / 2,846 | - |
| Góc nghiêng răng ($\beta$) | 34,11 | 0 | Độ |
| Số răng bánh nhỏ / bánh lớn ($z_1, z_2$) | 30 / 108 | 52 / 148 | Răng |
| Đường kính vòng chia ($d_w$) | 54,35 / 195,66 | 104 / 296 | mm |
| Đường kính đỉnh răng ($d_a$) | 57,97 / 198,95 | 108 / 300 | mm |
| Chiều rộng vành răng ($b_w$) | 55 / 50 | 85 / 80 | mm |
| Lực vòng ăn khớp ($F_t$) | 1302,67 | 4446,60 | N |
| Lực hướng tâm ăn khớp ($F_r$) | 572,65 | 1618,43 | N |
| Lực dọc trục ăn khớp ($F_a$) | 882,31 | 0 | N |
Chương IV: Tính toán thiết kế trục và then
Nội dung chương thực hiện tính toán kết cấu không gian của hệ trục, xác định khoảng cách gối đỡ, phân tích phản lực, tính mô-men uốn/xoắn và kiểm nghiệm độ bền mỏi.
- Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 67\text{ MPa}$.
- Đường kính sơ bộ đầu ngõng trục:
- Trục I: $d_1 \ge \sqrt[3]{\frac{70800,227}{0,2 \times 15}} = 28,68\text{ mm} \rightarrow$ chọn tiêu chuẩn $d_1 = 30\text{ mm}$.
- Trục II: $d_2 \ge \sqrt[3]{\frac{231223,203}{0,2 \times 20}} = 38,67\text{ mm} \rightarrow$ chọn tiêu chuẩn $d_2 = 40\text{ mm}$.
- Trục III: $d_3 \ge \sqrt[3]{\frac{613804,546}{0,2 \times 30}} = 46,77\text{ mm} \rightarrow$ chọn tiêu chuẩn $d_3 = 50\text{ mm}$.
- Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn và khe hở kết cấu: Bề rộng ổ $b_{01} = 19\text{ mm}, b_{02} = 23\text{ mm}, b_{03} = 27\text{ mm}$; khe hở thành trong hộp $k_1 = 10\text{ mm}, k_2 = 7\text{ mm}, k_3 = 15\text{ mm}$; chiều dài mayơ bánh răng chọn theo bề rộng vành răng $l_{m1} = 45\text{ mm}, l_{m2} = 56\text{ mm}, l_{m3} = 85\text{ mm}, l_{m4} = 80\text{ mm}$, mayơ bánh đai $l_{mx} = 80\text{ mm}$. Khớp nối trục đàn hồi có mô-men tính toán $T_t = 613,8 \times 1,5 = 920,7\text{ Nm}$.
Động lực học và kiểm nghiệm trục I:
- Phản lực gối đỡ: Tại gối $E$ đạt $Y_E = 791,73\text{ N}$; tại gối $B$ đạt $Y_B = 577,11\text{ N}$.
- Mô-men tương đương tại các tiết diện:
- Tiết diện $A_1$ (lắp đai): $M_{tdA} = 61314,78\text{ Nmm}$.
- Tiết diện $B_1$ (lắp ổ lăn): $M_{tdB} = 85807,74\text{ Nmm}$.
- Tiết diện $C_1$ (lắp bánh răng): $M_{tdC} = 141382,16\text{ Nmm}$ (với $M_{xC1} = 103982,335\text{ Nmm}, M_{yC1} = 73600,855\text{ Nmm}$).
- Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi:
- Tại tiết diện lắp then bánh răng $C_1$ ($d = 32\text{ mm}$, rãnh then bằng $10 \times 8\text{ mm}, t_1 = 5\text{ mm}$): Mô-men uốn tổng $M_j = 127394,71\text{ Nmm}$; ứng suất uốn $\sigma_{aj} = 61,31\text{ MPa}$; ứng suất xoắn $\tau_{aj} = 6,56\text{ MPa}$; hệ số an toàn $S_\sigma = 2,21; S_\tau = 15,38 \rightarrow S_j = 2,19 \ge [s] = 1,5$.
- Tại tiết diện ngõng lắp ổ $B_1$ ($d = 25\text{ mm}$): Mô-men uốn tổng $M_j = 60028,86\text{ Nmm}$; ứng suất uốn $\sigma_{aj} = 23,69\text{ MPa}$; ứng suất xoắn $\tau_{aj} = 11,54\text{ MPa}$; hệ số an toàn $S_\sigma = 5,73; S_\tau = 8,74 \rightarrow S_j = 4,79 \ge [s] = 1,5$.
Động lực học và kiểm nghiệm trục II:
- Lực tác dụng: $F_{t3} = 4446,60\text{ N}; F_{r3} = 1618,43\text{ N}; F_{t2} = F_{t2}' = 1302,67\text{ N}; F_{r2} = F_{r2}' = 572,65\text{ N}; F_{a2} = F_{a2}' = 882,31\text{ N}$.
- Phản lực gối đỡ: $Y_A = Y_E = 236,565\text{ N}$.
- Mô-men tương đương tại các tiết diện:
- Tiết diện $B_2, D_2$ (lắp bánh răng phân đôi): $M_{tdB} = M_{tdD} = 244230,69\text{ Nmm} \rightarrow$ đường kính tính toán $d_{B2} = 34,21\text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn $d_{B2} = d_{D2} = 40\text{ mm}$ (then $12 \times 8\text{ mm}, t_1 = 5\text{ mm}$).
- Tiết diện $C_2$ (lắp bánh răng cấp chậm): $M_{tdC} = 458579,36\text{ Nmm} \rightarrow$ đường kính tính toán $d_{C2} = 42,21\text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn $d_{C2} = 45\text{ mm}$ (then $14 \times 9\text{ mm}, t_1 = 5,5\text{ mm}$).
- Các vị trí lắp ổ lăn và then trên trục đều được chọn kiểu lắp ghép dung sai $k6$.
Kết quả và đóng góp
Kết quả định lượng chính của đồ án:
- Động lực học toàn hệ thống: Xác định chính xác công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên 5 vị trí trục từ động cơ 4,0 kW (1420 vg/ph) đến trục công tác 2,8 kW (44 vg/ph) với tổng hiệu suất $\eta \approx 80,7%$ và sai số tỉ số truyền hệ thống cực thấp $\Delta u = 0,127%$.
- Bộ truyền ngoài: Thiết lập hoàn chỉnh bộ truyền đai thang loại A gồm 4 sợi, đường kính bánh $d_1 = 125\text{ mm}, d_2 = 400\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 467,442\text{ mm}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 930,676\text{ N}$ và tuổi thọ tính toán đạt 5946,189 giờ.
- Bộ truyền trong hộp giảm tốc:
- Cấp nhanh phân đôi bánh răng nghiêng chữ V: Khoảng cách trục $a_{w1} = 125\text{ mm}$, mô-đun $m_n = 1,5\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 34,11^\circ$, số răng $z_1 = 30, z_2 = 108$, ứng suất uốn $\sigma_F = 36,45\text{ MPa} \le 246,85\text{ MPa}$.
- Cấp chậm bánh răng trụ: Khoảng cách trục $a_{w2} = 200\text{ mm}$, mô-đun $m = 2,0\text{ mm}$, số răng $z_3 = 52, z_4 = 148$, lực vòng $F_{t3} = 4446,60\text{ N}$.
- Hệ thống trục và mối ghép then: Xác định đường kính ngõng trục tiêu chuẩn (Trục I: 25 - 32 mm; Trục II: 40 - 45 mm; Trục III: 50 mm); kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đạt $S_j = 2,19$ (tiết diện $C_1$) và $S_j = 4,79$ (tiết diện $B_1$), hoàn toàn vượt mức yêu cầu an toàn $[s] = 1,5 \div 2,5$.
Giải pháp và đóng góp kỹ thuật:
- Đồ án đã áp dụng kết cấu hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh. Giải pháp này giúp triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ của cấp nhanh thông qua bố trí bánh răng chữ V/nghiêng đối xứng, đồng thời giảm mô-men xoắn cục bộ trên mỗi nhánh trục trung gian, từ đó thu nhỏ kích thước chiều rộng vành răng và giảm khối lượng tổng thể của hộp giảm tốc.
- Bản tính cung cấp chuỗi dữ liệu thiết kế hoàn chỉnh từ chọn động cơ, tính toán bền mỏi tiếp xúc - uốn, phân tích cân bằng phản lực tĩnh học trong không gian đến kiểm nghiệm mỏi trục chi tiết.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế trong văn bản:
- Dữ liệu tính toán trong thuyết minh mới hoàn thiện chi tiết đến phần kiểm nghiệm mỏi trục I và xác định đường kính - then cho trục II; phần kiểm nghiệm mỏi chi tiết cho trục III, tính toán lựa chọn tuổi thọ ổ lăn trên các gối đỡ và thiết kế chi tiết thành vỏ hộp giảm tốc chưa được trình bày đầy đủ số liệu trong văn bản trích xuất.
- Chế độ tải trọng tính toán mới áp dụng cho trường hợp tải tĩnh không đổi ($T = \text{const}$) và tải va đập nhẹ, chưa tính đến các trường hợp quá tải ngẫu nhiên lớn trong chu trình khởi động thực tế của thùng trộn chứa đầy liệu.
Hướng nghiên cứu và hoàn thiện tiếp theo:
- Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm độ bền động và thời gian phục vụ của các ổ lăn đỡ chặn/ổ bi đỡ trên cả 3 trục theo thời gian 33.600 giờ.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp đúc, tính toán chọn loại dầu bôi trơn công nghiệp phù hợp với vận tốc ăn khớp của cấp nhanh và cấp chậm.
- Xây dựng mô hình 3D và xuất bản vẽ lắp khổ A0, bản vẽ chi tiết gia công trục và bánh răng theo đúng quy chuẩn dung sai hình học và độ nhám bề mặt ($Ra = 2,5 \div 0,63\text{ }\mu\text{m}$).
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án này mang lại giá trị tham khảo cụ thể cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật công nghiệp đang thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
- Người làm đề tài nghiên cứu liên quan đến hộp giảm tốc hai cấp phân đôi công suất: Cung cấp tài liệu mẫu về phương pháp chia đôi mô-men xoắn, tính góc nghiêng răng chữ V ($\beta = 34,11^\circ$) và cân bằng phản lực gối đỡ đối xứng.
- Phần đáng tham khảo nhất trong tài liệu là quy trình tính toán phân tích lực không gian trên hệ trục và phương pháp kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S_j$ tại các vị trí rãnh then chịu tải phức tạp.
Câu hỏi thường gặp
1. Thông số làm việc yêu cầu trên trục thùng trộn của đề tài là gì?
Trục công tác của thùng trộn yêu cầu công suất làm việc $P_{lv} = 2,8\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{ct} = 44\text{ vòng/phút}$, chế độ tải trọng không đổi ($T = \text{const}$), quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày trong thời gian phục vụ 7 năm (tổng thời gian làm việc $t_\Sigma = 33.600\text{ giờ}$).
2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật như thế nào và sai số tỉ số truyền hệ thống là bao nhiêu?
Động cơ điện được chọn có công suất định mức $P_{dc} = 4,0\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{dc} = 1420\text{ vòng/phút}$. Hiệu suất tổng của hệ thống đạt $\eta \approx 0,807$, tỉ số truyền toàn hệ thống $u_{ht} = 32,273$. Tỉ số truyền thực tế sau khi phân phối đạt $u_t = 32,232$, tương ứng sai số tỉ số truyền $\Delta u = 0,127%$ (thỏa mãn điều kiện sai số cho phép $\Delta u < 0,3%$).
3. Bộ truyền ngoài sử dụng loại đai gì và các thông số hình học chính ra sao?
Bộ truyền ngoài sử dụng đai hình thang thường loại A gồm 4 sợi đai ($z = 4$), đường kính bánh dẫn $d_1 = 125\text{ mm}$, đường kính bánh bị dẫn $d_2 = 400\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 1800\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 467,442\text{ mm}$, chiều rộng vành bánh đai $B = 65\text{ mm}$, lực hướng tâm tác dụng lên trục $F_r = 930,676\text{ N}$ và tuổi thọ tính toán đạt 5946,189 giờ.
4. Cặp bánh răng cấp nhanh của hộp giảm tốc có kích thước và thông số ăn khớp như thế nào?
Cặp bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng chữ V (phân đôi cấp nhanh) chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_{w1} = 125\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 1,5\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $z_1 = 30$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 108$, góc nghiêng răng $\beta = 34,11^\circ$, đường kính vòng chia $d_1 = 54,35\text{ mm}, d_2 = 195,66\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_{w1} = 55\text{ mm}, b_{w2} = 50\text{ mm}$, lực vòng $F_{t1} = 1302,67\text{ N}$ và ứng suất uốn tính toán đạt $\sigma_F = 36,45\text{ MPa}$.
5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trên trục I tại tiết diện nguy hiểm đạt giá trị bao nhiêu?
Tại tiết diện nguy hiểm $C_1$ (vị trí lắp then bánh răng, đường kính $d = 32\text{ mm}$), hệ số an toàn ứng suất pháp đạt $S_\sigma = 2,21$, hệ số an toàn ứng suất tiếp đạt $S_\tau = 15,38$, hệ số an toàn tổng hợp đạt $S_j = 2,19 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$. Tại tiết diện ngõng lắp ổ $B_1$ ($d = 25\text{ mm}$), hệ số an toàn đạt $S_j = 4,79$, đảm bảo hoàn toàn khả năng làm việc an toàn về mỏi.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" đã giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế động học và động lực học cho hệ thống truyền động công suất 2,8 kW và số vòng quay 44 vòng/phút. Các kết quả tính toán bộ truyền đai thang 4 sợi, bộ truyền bánh răng hai cấp phân đôi ($a_{w1} = 125\text{ mm}, a_{w2} = 200\text{ mm}$) cùng hệ thống trục và then bằng đều được kiểm nghiệm nghiêm ngặt theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn chân răng và độ bền mỏi dao động. Toàn bộ thông số kích thước hình học, vật liệu thép C45 tôi cải thiện và kiểu lắp ghép dung sai k6 đã được xác lập chính xác, làm cơ sở kỹ thuật vững chắc cho việc triển khai bản vẽ lắp và chế tạo thực tế trong ngành kỹ thuật cơ khí.