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 chấp hành của máy công tác. Đồ án môn học Chi tiết máy của nhóm tác giả thuộc Khoa Cơ khí - Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm TP. Hồ Chí Minh (thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Lê Quang Vinh, ngày hoàn thành 09/12/2023) tập trung giải quyết bài toán thiết kế trọn vẹn một trạm dẫn động máy trộn công nghiệp theo Đề tài 11, Phương án 15.

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm 4 cụm kết cấu truyền động chính bố trí nối tiếp:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
  2. Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang
  3. Hộp giảm tốc chính: Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh
  4. Cơ cấu nối trục: Nối trục vòng đàn hồi liên kết với trục của cơ cấu thùng trộn

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu

Báo cáo xác lập mục tiêu tính toán thiết kế động học, động lực học và kết cấu cơ khí hoàn chỉnh cho toàn bộ hệ thống dẫn động theo các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác định công suất tính toán, chọn loại động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang và lựa chọn nối trục đàn hồi thỏa mãn độ bền dập của vòng cao su và độ bền uốn của chốt.
  3. Thiết kế hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc: cặp bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi ở cấp nhanh và cặp bánh răng trụ răng thẳng ở cấp chậm; kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
  4. Xác định kết cấu trục, giải bài toán chịu lực không gian để tính toán đường kính trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi và tính then bằng cố định các chi tiết quay.
  5. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ - chặn theo chỉ tiêu khả năng tải động và tải tĩnh.
  6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc, bố trí gân tăng cứng, xác định khe hở bôi trơn, bu lông liên kết và các chi tiết phụ trợ.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động cơ khí cho thùng trộn công nghiệp sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật (Phương án 15):
    • Công suất hữu ích trên trục thùng trộn: $P = 3,5\text{ kW}$
    • Vận tốc quay trục thùng trộn: $n = 75\text{ vòng/phút}$
    • Thời hạn phục vụ thiết kế: $L = 5\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc 310 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ; tổng thời gian làm việc danh định: $L_h = 5 \times 310 \times 2 \times 8 = 24.800\text{ giờ}$)
    • Đặc tính làm việc: Quay một chiều, làm việc 2 ca, chịu tải va đập nhẹ.
    • Chế độ tải biến thiên theo chu kỳ $t_{ck} = 17 + 28 + 23 = 68\text{ s}$:
      • Giai đoạn 1: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 17\text{ s}$
      • Giai đoạn 2: $T_2 = 0,7T$ trong thời gian $t_2 = 28\text{ s}$
      • Giai đoạn 3: $T_3 = 0,8T$ trong thời gian $t_3 = 23\text{ s}$

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng phương pháp giải tích thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí truyền thống, căn cứ vào hệ thống công thức, tiêu chuẩn và bảng tra kỹ thuật từ các tài liệu kinh điển:

  • Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
  • Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc.
  • Bản vẽ kỹ thuật và phần mềm hỗ trợ mô hình hóa: AutoCAD.

Phương pháp tính toán và chỉ tiêu kiểm nghiệm

  1. Phương pháp cân bằng công suất và tải trọng tương đương: Tính công suất đẳng trị ($P_t$) dựa trên biểu đồ tải trọng bậc thang nhằm chọn dung lượng công suất động cơ phù hợp, tránh hiện tượng non tải hoặc quá nhiệt.
  2. Chỉ tiêu tính toán bộ truyền ma sát (đai thang): Tính theo khả năng kéo và điều kiện không trượt trơn; kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây và tuổi thọ mỏi của dây đai.
  3. Chỉ tiêu tính toán bộ truyền bánh răng: Xuất phát từ dạng hỏng bề mặt do tróc rỗ mỏi tiếp xúc (chủ yếu đối với bộ truyền bôi trơn ngâm dầu đóng kín), kích thước khoảng cách trục được tính theo ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$, sau đó kiểm nghiệm lại theo ứng suất uốn $[\sigma_F]$ và kiểm nghiệm quá tải.
  4. Phương pháp giải tích lực không gian trên hệ trục: Tách các lực ăn khớp thành 3 thành phần vuông góc ($F_t, F_r, F_a$), lập phương trình cân bằng mô-men và lực trên các mặt phẳng tọa độ ($yOz, xOz$) để xác định phản lực tại các ổ đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn và xoắn, từ đó tính mô-men tương đương $M_{td}$ phục vụ kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh.
  5. Nguồn dữ liệu: Các hệ số thực nghiệm, giới hạn bền vật liệu, cấp chính xác chế tạo, kích thước tiêu chuẩn của đai thang, nối trục, ổ lăn và dung sai lắp ghép được tra cứu trực tiếp từ hệ thống bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật trong các tài liệu tham khảo nêu trên.

Thiết kế và triển khai kỹ thuật

Sơ đồ cấu trúc và phân phối động học hệ thống

Hệ thống dẫn động có cấu trúc dạng phân đôi cấp nhanh: trục vào chia đôi dòng truyền lực qua 2 cặp bánh răng nghiêng bố trí đối xứng, sau đó hội tụ lại ở trục trung gian trước khi truyền qua cặp bánh răng thẳng cấp chậm đến trục ra. Sơ đồ này triệt tiêu một phần lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục I và giúp vành răng cấp nhanh có kích thước gọn hơn.

Đại lượng / Trục Trục Động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục trung gian) Trục III (Trục ra HGT) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 4,000 3,794 3,681 3,571 3,500
Tỉ số truyền $u$ - $u_d = 3,84$ $u_1 = 3,58$ $u_2 = 2,79$ $u_{kn} = 1,00$
Số vòng quay $n$ (v/p) 2880,00 750,00 209,50 75,09 75,00
Mô-men xoắn $T$ (Nmm) 13.263,89 48.310,27 ($24.155,13$/nhánh) 167.799,78 454.168,39 445.633,33

Nội dung chính theo từng chương

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

  • Hiệu suất truyền động tổng thể: Xác lập từ hiệu suất các bộ phận: $\eta_{kn} = 0,99$ (khớp nối); $\eta_{br1} = 0,98$ (bánh răng nghiêng); $\eta_{br2} = 0,98$ (bánh răng thẳng); $\eta_d = 0,96$ (bộ truyền đai); $\eta_{ol} = 0,99$ (cặp ổ lăn). Hiệu suất chung của hệ thống đạt $\eta = 0,877$.
  • Công suất đẳng trị và công suất cần thiết: $$P_t = P \cdot \sqrt{\frac{\sum (T_i/T)^2 \cdot t_i}{\sum t_i}} = 3,5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 17 + 0,7^2 \cdot 28 + 0,8^2 \cdot 23}{17 + 28 + 23}} = 2,861\text{ kW}$$ Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_t / \eta = 2,861 / 0,877 = 3,26\text{ kW}$.
  • Chọn động cơ điện: Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc kiểu 4A100S2Y3 với các thông số:
    • 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: $86,5%$
    • Tỷ số mô-men khởi động: $T_k / T_{dn} = 2,0$; $T_{max} / T_{dn} = 2,2$
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_{ch} = n_{dc} / n_{lv} = 2880 / 75 = 38,4$. Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai thang) $u_d = 3,84$ và tỷ số truyền tổng của hộp giảm tốc $u_h = 10$, chia ra: cấp nhanh $u_1 = 3,58$ và cấp chậm $u_2 = 2,79$.

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

  • Bộ truyền đai thang:
    • Dạng đai: Chọn loại đai thang A ($b_p = 11\text{ mm}$, $b_0 = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$).
    • Đường kính bánh đai: Bánh nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 500\text{ mm}$; tỷ số truyền thực $u = 4,04$ (sai lệch $5,2%$).
    • Vận tốc đai: $v = \pi \cdot d_1 \cdot n_1 / 60000 = 18,85\text{ m/s}$.
    • Kích thước lắp đặt: Khoảng cách trục tính toán lại $a = 472\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2000\text{ mm}$.
    • Góc ôm đai bánh nhỏ: $\alpha_1 = 134,71^\circ > 120^\circ$ (đảm bảo không trượt trơn). Số vòng chạy của đai trong một giây: $i = 9,43\text{ s}^{-1} < [i] = 10\text{ s}^{-1}$.
    • Số lượng đai: Tính toán $Z \ge 1,18 \rightarrow$ chọn $Z = 2$ sợi. Chiều rộng bánh đai: $B = (2-1) \times 15 + 2 \times 10 = 35\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng: Lực căng ban đầu $F_0 = 121,5\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 201,27\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 448,53\text{ N}$.
    • Ứng suất cực đại và tuổi thọ: $\sigma_{max} = 7,065\text{ MPa}$; tuổi thọ đai tính toán thỏa mãn điều kiện mỏi vật liệu ($\sigma_r = 9\text{ MPa}$, $m=8$).
  • Nối trục vòng đàn hồi:
    • Mô-men xoắn trên trục ra: $T_3 = 454,168\text{ Nm}$. Hệ số chế độ làm việc $k = 1,2 \rightarrow T_{tt} = 545\text{ Nm} \rightarrow$ chọn nối trục tiêu chuẩn có mô-men danh định $[T] = 500\text{ Nm}$, đường kính trục nối $d = 50\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 170\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$ chốt ($d_c = 16\text{ mm}, D_0 = 130\text{ mm}$).
    • Kiểm nghiệm sức bền: Ứng suất dập vòng cao su $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và ứng suất uốn chốt $\sigma_u \le [\sigma_u]$ đều thỏa mãn. Lực phụ tác dụng lên trục ra: $F_{kn} = 1397,44\text{ N}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

  • Vật liệu và ứng suất cho phép: Cả hai cấp đều sử dụng Thép 45 tôi cải thiện.
    • Bánh nhỏ: độ rắn $HB_1 = 250$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh lớn: độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: Cấp nhanh $[\sigma_H] = 441,640\text{ MPa}$; Cấp chậm $[\sigma_H] = 414,704\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: Bánh 1: $[\sigma_{F1}] = 275,45\text{ MPa}$; Bánh 2: $[\sigma_{F2}] = 253,41\text{ MPa}$.
  • Cấp nhanh - Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi:
    • Khoảng cách trục $a_w = 100\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 18$, $z_2 = 65$, góc nghiêng răng $\beta = 33,90^\circ$, tỷ số truyền thực $u_m = 3,611$ (sai số $0,87%$).
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 43,27\text{ mm}$, $d_2 = 156,62\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 47,27\text{ mm}$, $d_{a2} = 160,62\text{ mm}$; bề rộng vành răng $b_w = 25\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: $F_{t1} = 1116,48\text{ N}$, $F_{r1} = 489,59\text{ N}$, $F_{a1} = 750,24\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 440,434\text{ MPa} < [\sigma_H] = 441,640\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 69,62\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 275,45\text{ MPa}$. Cấp chính xác chế tạo: 9.
  • Cấp chậm - Bánh răng trụ răng thẳng:
    • Khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 28$, $z_2 = 79$, góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$, tỷ số truyền thực $u_m = 2,821$ (sai số $1,11%$).
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 84\text{ mm}$, $d_2 = 237\text{ mm}$; đường kính đỉnh $d_{a1} = 90\text{ mm}$, $d_{a2} = 243\text{ mm}$; bề rộng vành răng $b_w = 80\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: $F_{t1} = F_{t2} = 3995,23\text{ N}$, $F_{r1} = 1454,14\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 361,366\text{ MPa} < [\sigma_H] = 414,704\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 42,42\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 263,48\text{ MPa}$. Cấp chính xác: 9.
  • Kiểm nghiệm điều kiện ngâm dầu: Mức dầu ngập qua chân răng bánh răng lớn cấp nhanh và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($70,31\text{ mm} > 81\text{ mm}$ quy đổi theo mức dầu), đảm bảo khả năng bôi trơn và hạn chế tổn thất công suất do khuấy dầu.

Phần IV: Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

  • Vật liệu trục: Thép 45 tôi cải thiện có $[\sigma] = 63\text{ MPa}$, $[\tau] = 20 \div 25\text{ MPa}$ (trục vào/ra) và $[\tau] = 10 \div 15\text{ MPa}$ (trục trung gian).
  • Đường kính sơ bộ: Trục I: $d_1 = 24\text{ mm}$; Trục II: $d_2 = 40\text{ mm}$; Trục III: $d_3 = 50\text{ mm}$.
  • Tính toán kết cấu và lực tác dụng:
    • Xác định chiều dài may-ơ đai, may-ơ bánh răng và khớp nối: $l_{m12} = 36\text{ mm}$, $l_{m22} = l_{m24} = 60\text{ mm}$, $l_{m23} = l_{m32} = 80\text{ mm}$, $l_{m33} = 100\text{ mm}$.
    • Thiết lập sơ đồ đặt lực không gian, phản lực gối đỡ và mô-men uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
      • Trục I: Mô-men tương đương tại tiết diện lắp bánh đai $M_{tdA1} = 86.354,93\text{ Nmm}$.
      • Trục II: Mô-men tương đương tại vị trí lắp bánh răng thẳng $M_{tdC2} = 396.715,77\text{ Nmm}$; tại vị trí lắp bánh răng nghiêng $M_{tdB2} = M_{tdD2} = 211.950,39\text{ Nmm}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng: Kiểm nghiệm độ bền dập $\sigma_d$ và độ bền cắt $\tau_c$ cho then lắp trên các đoạn trục mang bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối.

Phần V: Tính toán chọn ổ lăn

  • Lập bảng tổng hợp phản lực hướng tâm ($F_r$) và lực dọc trục ($F_a$) tại từng gối đỡ ổ lăn trên cả 3 trục.
  • Tính toán tải trọng quy ước $Q$ và xác định khả năng tải động tính toán $C_d$, khả năng tải tĩnh $C_0$ theo thời gian làm việc $L_h = 24.800\text{ giờ}$, từ đó lựa chọn loại ổ bi đỡ hoặc ổ đũa côn tương ứng cho từng vị trí trục.

Phần VI: Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ

  • Xác định các kích thước kết cấu vỏ hộp đúc: chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, kích thước gối trục, mặt bích và số lượng bu-lông nền ($z$).
  • Bố trí các chi tiết phụ trợ: chốt định vị hình côn, que thăm dầu, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu, vòng chắn dầu và vú tra mỡ.
  • Quy định dung sai lắp ghép bánh răng trên trục, ổ lăn vào vỏ và then trên trục theo tiêu chuẩn TCVN.

Kết quả và đóng góp

Bảng thông số kỹ thuật tổng hợp của hệ thống

Bộ phận / Cụm chi tiết Thông số đặc tính Giá trị thiết kế Đơn vị
Động cơ điện Kiểu động cơ 4A100S2Y3 -
Công suất định mức 4,0 kW
Tốc độ quay danh định 2880 v/p
Bộ truyền đai thang Loại đai Đai A -
Đường kính bánh đai $d_1 / d_2$ 125 / 500 mm
Số lượng đai ($Z$) 2 sợi
Chiều rộng bánh đai ($B$) 35 mm
Khoảng cách trục ($a$) 472 mm
Bánh răng cấp nhanh Loại bánh răng Trụ răng nghiêng phân đôi -
Khoảng cách trục ($a_w$) 100 mm
Mô-đun ($m_n$) 2 mm
Số răng $z_1 / z_2$ 18 / 65 răng
Góc nghiêng răng ($\beta$) 33,90 độ
Ứng suất tiếp xúc thực tế / cho phép 440,434 / 441,640 MPa
Ứng suất uốn thực tế / cho phép 69,62 / 275,45 MPa
Bánh răng cấp chậm Loại bánh răng Trụ răng thẳng -
Khoảng cách trục ($a_w$) 160 mm
Mô-đun ($m_n$) 3 mm
Số răng $z_1 / z_2$ 28 / 79 răng
Bề rộng vành răng ($b_w$) 80 mm
Ứng suất tiếp xúc thực tế / cho phép 361,366 / 414,704 MPa
Ứng suất uốn thực tế / cho phép 42,42 / 263,48 MPa
Khớp nối ra Loại khớp nối Vòng đàn hồi ($[T]=500\text{ Nm}$) -
Số chốt ($Z$) / Đường kính chốt ($d_c$) 8 / 16 mm

Đóng góp kỹ thuật của đồ án

  • Nhóm tác giả đã hoàn thành chuỗi tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh từ phân tích động học, giải bài toán truyền động cơ khí 2 cấp phân đôi đến thiết kế kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ trợ.
  • Tận dụng hiệu quả ưu điểm của sơ đồ phân đôi cấp nhanh: giảm bề rộng vành răng, cân bằng lực dọc trục phát sinh từ góc nghiêng $\beta = 33,90^\circ$ trên trục I, hạn chế xoắn lệch trục trung gian và tối ưu hóa thể tích tổng thể của hộp giảm tốc.
  • Các chỉ tiêu kiểm nghiệm bền mỏi tiếp xúc và bền uốn của hai cặp bánh răng đều có sai số ứng suất nằm trong giới hạn an toàn kỹ thuật (ứng suất tiếp xúc cấp nhanh sát ngưỡng cho phép $440,434 < 441,640\text{ MPa}$, tối ưu hóa kích thước vật liệu).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế

  • Toàn bộ tính toán trong báo cáo dựa trên phương pháp giải tích tĩnh và gần đúng theo các bảng tra hệ số thực nghiệm truyền thống, chưa xét đến biến dạng nhiệt trong quá trình làm việc liên tục 2 ca của thùng trộn.
  • Báo cáo chưa tiến hành phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để khảo sát trường tập trung ứng suất tại các rãnh then và bậc trục, cũng như chưa kiểm nghiệm động lực học phi tuyến khi tải va đập thay đổi đột ngột giữa các chu kỳ.

Hướng phát triển

  • Ứng dụng các công cụ mô phỏng số 3D (SolidWorks Simulation, ANSYS Mechanical) để kiểm tra độ võng của hệ trục và phân bố ứng suất trên vỏ hộp giảm tốc đúc dưới tác dụng của lực liên kết.
  • Tối ưu hóa đa mục tiêu các thông số ăn khớp bánh răng (giảm khối lượng hộp giảm tốc, tối ưu hóa góc nghiêng $\beta$ và hệ số dịch chỉnh $x$) bằng thuật toán tối ưu kết hợp mô phỏng nhiệt động lực học bôi trơn.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là bản thuyết minh mẫu chi tiết, hữu ích cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Công nghiệp trong quá trình thực hiện Đồ án Chi tiết máy và Đồ án Tốt nghiệp. Cụ thể:

  • Phương pháp phân phối tỷ số truyền: Cung cấp quy trình chọn tỷ số truyền chuẩn xác cho sơ đồ hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh kết hợp bộ truyền đai thang ngoài.
  • Quy trình tính toán hệ trục chịu lực phức tạp: Minh họa cụ thể các bước phân tích lực không gian $Oxyz$, tính mô-men tương đương và lập bảng kiểm nghiệm mỏi, kiểm nghiệm then bằng cho trục nhiều bậc mang 3 bánh răng.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động thùng trộn là loại nào và có thông số gì?

Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc kiểu 4A100S2Y3, công suất định mức $P_{dc} = 4\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{dc} = 2880\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$, hiệu suất $86,5%$, thỏa mãn công suất cần thiết tính toán $P_{ct} = 3,26\text{ kW}$.

2. Vì sao cấp nhanh của hộp giảm tốc lại sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi?

Cấp nhanh quay với tốc độ cao ($750\text{ v/p}$) nên sử dụng răng nghiêng giúp tăng hệ số trùng khớp, bộ truyền làm việc êm và giảm tiếng ồn. Cấu tạo phân đôi đối xứng giúp triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục I và giảm tải trọng riêng trên chiều rộng vành răng.

3. Các thông số hình học và chỉ tiêu kiểm nghiệm bền của bộ truyền cấp nhanh là bao nhiêu?

Cấp nhanh có khoảng cách trục $a_w = 100\text{ mm}$, mô-đun $m_n = 2\text{ mm}$, số răng $z_1 = 18, z_2 = 65$, góc nghiêng răng $\beta = 33,90^\circ$. Ứng suất tiếp xúc tính toán đạt $\sigma_H = 440,434\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 441,640\text{ MPa}$; ứng suất uốn đạt $\sigma_{F1} = 69,62\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 275,45\text{ MPa}$.

4. Bộ truyền đai thang ngoài sử dụng loại đai nào và gồm bao nhiêu dây đai?

Bộ truyền đai sử dụng đai thang loại A với tiết diện $b_p = 11\text{ mm}, h = 8\text{ mm}$, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 500\text{ mm}$, khoảng cách trục thực tế $a = 472\text{ mm}$, chiều dài đai $L = 2000\text{ mm}$, số lượng dây đai tính toán là $Z = 2$ sợi.

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được kiểm nghiệm như thế nào?

Mức dầu bôi trơn được kiểm nghiệm ngập qua chân răng bánh răng cấp nhanh và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng cấp chậm nhằm ngăn ngừa hiện tượng cạn dầu bôi trơn và tránh tổn thất ma sát do khuấy dầu quá mức ($70,31\text{ mm} > 81\text{ mm}$ quy đổi tương đối theo biểu thức bán kính đỉnh răng).

Kết luận

Đồ án Chi tiết máy của nhóm sinh viên Khoa Cơ khí - Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm TP. Hồ Chí Minh đã giải quyết trọn vẹn bài toán tính toán thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn công nghiệp công suất $3,5\text{ kW}$. Toàn bộ các cụm chi tiết máy chính bao gồm bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi cấp nhanh, trục, then và gối đỡ ổ lăn đều được xác định kích thước hợp lý và kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi. Báo cáo thuyết minh có số liệu tính toán chi tiết, nhất quán và bám sát phương pháp thiết kế máy tiêu chuẩn trong cơ khí.