Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Khóa luận tốt nghiệp (Đồ án môn học chuyên ngành) mang tên "Thiết kế hệ thống truyền động thùng quay làm sạch ba via sau khi dập" (Mã môn học: ME3145) do sinh viên Đặng Quốc Anh và Phan Ngọc Thảo Vy thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS. Lưu Thanh Tùng tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh (học kỳ 231, năm học 2023–2024).
Bối cảnh thực tiễn và lý do chọn đề tài
Trong quy trình gia công cơ khí bằng phương pháp dập áp lực, các chi tiết kim loại sau khi biến dạng dẻo thường xuất hiện ba via sắc nhọn quanh đường biên cắt. Ba via không chỉ làm giảm độ chính xác lắp ghép mà còn gây mất an toàn lao động và ảnh hưởng đến thẩm mỹ sản phẩm. Phương pháp làm sạch thủ công đòi hỏi nhiều nhân công, năng suất thấp và chất lượng không đồng đều. Việc thiết kế hệ thống truyền động cơ khí cơ giới hóa cho thùng quay làm sạch ba via là yêu cầu thực tiễn nhằm nâng cao năng suất gia công, tối ưu hóa chi phí sản xuất và đồng bộ dây chuyền sản xuất tự động hóa trong các nhà máy cơ khí.
Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu
Nhiệm vụ thiết kế được xác định cụ thể theo Đề số 3 – Phương án số 3 với các yêu cầu kỹ thuật:
- Nghiên cứu sơ đồ động học và nguyên lý hoạt động của hệ thống dẫn động máy công tác dạng thùng quay.
- Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) và bộ truyền trong (hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
- Xác định tải trọng, vẽ sơ đồ lực tác dụng và biểu đồ mô men, tính toán thiết kế trục và mối ghép then.
- Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ chặn cho các trục cùng khớp nối xích đầu ra.
- Tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc, bulông liên kết và các chi tiết phụ trợ; xác định chế độ bôi trơn và dung sai lắp ghép.
- Xây dựng hồ sơ bản vẽ hoàn chỉnh gồm: 01 thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp hệ thống dẫn động khổ A0, 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và 02 bản vẽ chi tiết chế tạo.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh gồm 5 cụm chi tiết: Động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp, nối trục xích hai dãy và thùng quay làm sạch ba via.
- Phạm vi thông số làm việc:
- Lực vòng trên thùng quay ($F$): $1850\text{ N}$.
- Đường kính thùng quay ($D$): $760\text{ mm}$.
- Vận tốc vòng của thùng ($v$): $1,2\text{ m/s}$.
- Thời hạn phục vụ danh định ($L$): 7 năm.
- Chế độ vận hành: Quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày, 300 ngày/năm, 8 giờ/ca; tải trọng tĩnh, va đập nhẹ. Tổng thời gian làm việc tích lũy: $L_h = 7 \times 300 \times 2 \times 8 = 33600\text{ giờ}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Khung lý thuyết và mô hình tính toán
Nghiên cứu áp dụng hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam và lý thuyết tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống:
- Lý thuyết truyền động cơ khí: Phân phối tỉ số truyền, tính toán động học và động lực học máy dẫn động bằng động cơ không đồng bộ ba pha.
- Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai ma sát theo điều kiện chống trượt trơn và độ bền mỏi uốn đai cao su cốt sợi tổng hợp.
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) của cặp bánh răng ăn khớp ngoài theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 đối với profin răng thân khai tiêu chuẩn.
- Phương pháp sức bền vật liệu: Phân tích kết cấu trục chịu lực không gian phức hợp, vẽ biểu đồ mô men uốn hai phương ($M_x, M_y$) kết hợp mô men xoắn ($T$), tính toán đường kính trục theo mô men tương đương và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s]$).
- Lý thuyết tiếp xúc đàn hồi Hertz và tuổi thọ ổ lăn theo chỉ tiêu khả năng tải động ($C, C_{tt}$) và số triệu vòng quay làm việc danh định.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán thực tế
- Phương pháp phân tích - tổng hợp: Phân tích sơ đồ động lực học và các lực ăn khớp trong không gian ba chiều, xác định phản lực tại các gối đỡ trục I và trục II.
- Phương pháp tính toán giải tích kết hợp tối ưu hóa hình học: Lặp kiểm tra ứng suất, điều chỉnh góc nghiêng răng $\beta$, mô đun răng $m$ và khoảng cách trục $a_w$ theo dãy số tiêu chuẩn công nghiệp.
- Phương pháp tra cứu bảng định mức kỹ thuật: Khai thác thông số quy chuẩn từ giáo trình chuyên ngành Thiết kế chi tiết máy, Sổ tay thiết kế cơ khí và catalogue thương mại của các hãng chế tạo (KCM, vòng bi công nghiệp).
Nguồn dữ liệu sử dụng
- Số liệu tải trọng công tác định mức được giao từ nhiệm vụ thiết kế.
- Bảng tra động cơ điện không đồng bộ ba pha lồng sóc dòng 4A của Liên Xô (cũ) và TCVN.
- Bảng tra cứu đặc tính vật liệu: Thép kết cấu cacbon chất lượng tốt C45 qua xử lý nhiệt luyện tôi cải thiện; Gang xám GX15-32 dùng cho kết cấu đúc vỏ hộp.
- Catalogue nối trục xích hai dãy của hãng KCM (mã hiệu 6018).
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương này thực hiện xác lập cân bằng công suất và tốc độ quay toàn hệ thống dẫn động:
- Công suất làm việc trên trục thùng quay: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1850 \times 1,2}{1000} = 2,22\text{ kW}$$
- Hiệu suất truyền động chung: Tính toán dựa trên hiệu suất thành phần: bộ truyền đai thang $\eta_đ = 0,95$, bộ truyền bánh răng trụ nghiêng $\eta_{br} = 0,96$, hai cặp ổ lăn $\eta_{ol}^2 = 0,99^2$, khớp nối trục đàn hồi/xích $\eta_t = 0,98$, cặp ổ trượt đỡ thùng $\eta_{ot} = 0,99$. Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = 2,56\text{ kW}$.
- Vận tốc quay trục công tác: $$n_{lv} = n_4 = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \times 1,2}{760 \times \pi} \approx 30,16\text{ vòng/phút}$$
- Lựa chọn động cơ điện: Chọn kiểu động cơ 4A132MB8Y3 có công suất định mức $3\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $750\text{ vòng/phút}$, tốc độ quay thực tế $n_{đc} = 701\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,74$, hiệu suất $\eta = 79%$, tỉ số mô men quá tải $T_{max}/T_{đn} = 2,2$, mô men khởi động $T_k/T_{đn} = 1,8$, khối lượng $130\text{ kg}$.
- Phân phối tỉ số truyền toàn hệ thống: Tỉ số truyền chung $u = 701 / 30,16 = 23,25$. Phân chia: bộ truyền đai $u_đ = 4,0$; hộp giảm tốc bánh răng nghiêng $u_{br} = 5,8$; nối trục xích $u_{nt} = 1,0$.
| Thông số động học | Động cơ | Trục I (Vào HGT) | Trục II (Ra HGT) | Trục thùng quay |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 2,56 | 2,43 | 2,31 | 2,22 |
| Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) | 701,00 | 175,25 | 30,22 | 30,22 |
| Tỉ số truyền $u$ | — | 4,00 | 5,80 | 1,00 |
| Mô men xoắn $T$ (Nmm) | 34.874,80 | 132.524,27 | 730.516,19 | 701.659,34 |
Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai
Thiết kế bộ truyền đai ngoài nhằm nối trục động cơ với trục I hộp giảm tốc:
- Chọn tiết diện đai: Căn cứ công suất $2,56\text{ kW}$ và số vòng quay $701\text{ vòng/phút}$, lựa chọn đai hình thang loại Б với diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$, chiều rộng bản $b_p = 14\text{ mm}$, chiều cao $h = 10,5\text{ mm}$.
- Kích thước bánh đai: Đường kính bánh đai dẫn tiêu chuẩn $d_1 = 140\text{ mm}$; đường kính bánh đai bị dẫn tính toán theo hệ số trượt tương đối $\xi = 0,01$ đạt $d_2 = 560\text{ mm}$. Tỉ số truyền thực tế $u_{tt} = 3,96$ (sai lệch $1%$).
- Hình học và động lực học: Khoảng cách trục thực tế sau khi chuẩn hóa chiều dài đai $L = 2240\text{ mm}$ là $a = 528,5\text{ mm}$. Vận tốc dây đai $v_1 = 5,14\text{ m/s}$. Tần số vòng chạy của đai $i = 2,29\text{ s}^{-1} < [i] = 10\text{ s}^{-1}$. Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 134,7^\circ \ge 120^\circ$.
- Số đai và tải trọng: Số dây đai tính toán $z \ge 2,1$, quy chuẩn chọn $z = 3$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 63\text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai dẫn $d_{a1} = 148,4\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 568,4\text{ mm}$. Lực căng ban đầu mỗi đai $F_0 = 221,4\text{ N}$, lực vòng có ích $F_t = 498,17\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 612,46\text{ N}$. Tuổi thọ đai tính toán đạt $L_h = 1630\text{ giờ}$ với ứng suất cực đại $\sigma_{max} = 7,95\text{ MPa}$.
Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài làm việc trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo: Cả bánh dẫn và bánh bị dẫn đều sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Độ rắn bánh dẫn $H_1 = 280\text{ HB}$, độ rắn bánh bị dẫn $H_2 = 260\text{ HB}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền $[\sigma_H] = 554,84\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 288\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 267,43\text{ MPa}$.
- Thông số hình học ăn khớp: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 180\text{ mm}$; mô đun pháp tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 10,47^\circ$; góc profin răng $\alpha_t = \alpha_{tw} = 20,31^\circ$. Số răng bánh dẫn $z_1 = 26$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 151$ (tổng số răng $z_t = 177$).
- Kích thước chế tạo và lực ăn khớp: Đường kính vòng chia/vòng lăn $d_{w1} = 52,88\text{ mm}$, $d_{w2} = 307,12\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 56,88\text{ mm}$, $d_{a2} = 311,12\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f1} = 47,88\text{ mm}$, $d_{f2} = 302,12\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng bánh dẫn $b_{w1} = 72\text{ mm}$ (thiết kế mayơ $90\text{ mm}$), bánh bị dẫn $b_{w2} = 90\text{ mm}$.
- Lực tác dụng khi ăn khớp:
- Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 5012,14\text{ N}$.
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 1886,63\text{ N}$.
- Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 926,71\text{ N}$.
- Kết quả kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 498,71\text{ MPa} < [\sigma_H] = 554,84\text{ MPa}$ (thỏa bền); ứng suất uốn bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 111,49\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 267,43\text{ MPa}$ (thỏa bền); ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 120,78\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 288\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải với hệ số $K_{qt} = 2,2$ đều thỏa mãn.
Chương 4: Tính toán thiết kế trục và then
- Chọn sơ bộ nối trục xích: Sử dụng nối trục xích hai dãy hãng KCM mã 6018 trên trục II, mô men cho phép $[T] = 1755\text{ Nm}$, bước xích $19,05\text{ mm}$, lực vòng tác dụng lên nối trục $F_{tnt} = 23820,03\text{ N}$, lực hướng tâm do khớp nối tác dụng lên trục II lấy giá trị lớn nhất $F_{nt} = 7146\text{ N}$.
- Vật liệu và kích thước sơ bộ trục: Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 800\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 500\text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ trục vào $d_1 \ge 29,81\text{ mm}$ (chọn $d_1 = 32\text{ mm}$), trục ra $d_2 \ge 49,6\text{ mm}$ (chọn $d_2 = 50\text{ mm}$).
- Xác định phản lực gối đỡ và đường kính từng đoạn trục:
- Trục I: Khoảng cách giữa các gối đỡ ổ đũa côn và điểm đặt tải: $A_1B_1 = 112,35\text{ mm}$, $B_1C_1 = C_1D_1 = 58,15\text{ mm}$. Mô men do lực dọc trục gây ra $M_{a1} = 24502,87\text{ Nmm}$. Quy chuẩn đường kính ngõng trục lắp đai $d=30\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d=35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d=47,88\text{ mm}$.
- Trục II: Khoảng cách gối trục: $A_2B_2 = 120,925\text{ mm}$, $B_2C_2 = C_2D_2 = 49,95\text{ mm}$. Mô men do lực dọc trục $M_{a2} = 355790,37\text{ Nmm}$. Phản lực gối tựa tính được: $R_{Ax} = 6135,24\text{ N}$, $R_{Ay} = 480,15\text{ N}$, $R_{Cx} = 8269,12\text{ N}$, $R_{Cy} = 2366,78\text{ N}$. Đường kính chế tạo: đầu trục lắp khớp nối $d_D = 55\text{ mm}$, các ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_C = 60\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng lớn $d_B = 65\text{ mm}$.
- Tính toán mối ghép then bằng và kiểm nghiệm độ bền: Sử dụng then bằng thép 45, ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, ứng suất cắt cho phép $[\tau_c] = 60\text{ MPa}$.
| Vị trí then | Tiết diện trục ($d \times l$) | Kích thước then ($b \times h$) | Chiều sâu ($t_1 \times t_2$) | $\sigma_d$ tính toán | $\tau_c$ tính toán | Trạng thái |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Trục I - Bánh đai (A) | $30 \times 56\text{ mm}$ | $8 \times 7\text{ mm}$ | $4,0 \times 2,8\text{ mm}$ | $49,30\text{ MPa}$ | $18,49\text{ MPa}$ | Đạt |
| Trục II - Bánh răng (B) | $65 \times 56\text{ mm}$ | $20 \times 12\text{ mm}$ | $7,5 \times 4,9\text{ mm}$ | $89,19\text{ MPa}$ | $20,07\text{ MPa}$ | Đạt |
| Trục II - Nối trục (D) | $55 \times 45\text{ mm}$ | $16 \times 10\text{ mm}$ | $6,0 \times 4,3\text{ mm}$ | $94,87\text{ MPa}$ | $33,21\text{ MPa}$ | Đạt |
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều lớn hơn trị số cho phép $[s] = 2,5 \div 3,0$ (Trục I tại gối B đạt $s = 1,61$ cục bộ nhưng bánh răng C đạt $13,19$; Trục II tại tiết diện then đạt hệ số an toàn lớn). Ứng suất tương đương lớn nhất khi quá tải $\sigma_{td} = 132,08\text{ MPa} < [\sigma] = 400\text{ MPa}$.
Chương 5: Chọn ổ lăn và nối trục
- Kiểm nghiệm bền nối trục xích: Tải trọng phá hỏng xích $Q = 160.000\text{ N}$, lực vòng tác dụng $F_t = 11.910,02\text{ N}$. Hệ số an toàn tính toán $S = 8,02 \ge [S] = 7,0$ (đảm bảo điều kiện bền).
- Lựa chọn ổ lăn Trục I: Ngõng trục $d = 35\text{ mm}$, chịu lực hướng tâm $F_{rB} = 2506,57\text{ N}$, $F_{rD} = 2834,43\text{ N}$ và lực dọc trục $F_{a1} = 926,71\text{ N}$. Lựa chọn cặp ổ đũa côn một dãy ký hiệu 7307 ($d = 35\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$, khả năng tải động danh định $C = 48,1\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 35,3\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_{tt} = 36,3\text{ kN} < C$. Tuổi thọ làm việc đạt $L_{10h} = 77.558\text{ giờ} > 33.600\text{ giờ}$.
- Lựa chọn ổ lăn Trục II: Ngõng trục $d = 60\text{ mm}$, phản lực hướng tâm $F_{rA} = 6154\text{ N}$, $F_{rC} = 8601,16\text{ N}$ và lực dọc trục $F_{a2} = 926,71\text{ N}$. Lựa chọn cặp ổ đũa côn một dãy ký hiệu 7212 ($d = 60\text{ mm}$, $D = 110\text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13,7^\circ$, khả năng tải động $C = 72,2\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 58,4\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước lớn nhất tác dụng lên gối C $Q_C = 12.901,74\text{ N}$, tải động tính toán $C_{tt} = 69,8\text{ kN} < C$. Tuổi thọ tính toán đạt $L_{10h} = 33.906,77\text{ giờ} > 33.600\text{ giờ}$.
Chương 6: Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác
Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục II và song song với mặt đáy đế:
- Chiều dày thành thân hộp $\delta = 0,03a_w + 3 = 9\text{ mm}$; chiều dày thành nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$.
- Chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h \le 58\text{ mm}$, độ dốc góc đúc $2^\circ$.
- Hệ thống bulông liên kết:
- Bulông nền gắn hộp vào bệ: đường kính $d_1 = 20\text{ mm}$, số lượng bố trí $Z = 4$.
- Bulông cạnh gối đỡ ổ: đường kính $d_2 = 16\text{ mm}$.
- Bulông ghép mặt bích thân và nắp: đường kính $d_3 = 14\text{ mm}$.
- Vít định vị nắp ổ: $d_4 = 10\text{ mm}$; vít ghép nắp cửa thăm dầu: $d_5 = 10\text{ mm}$.
- Kích thước mặt bích và đế: Chiều dày bích thân $S_3 = 20\text{ mm}$, bích nắp $S_4 = 20\text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 45\text{ mm}$. Chiều dày mặt đế hộp có phần lồi $S_1 = 28\text{ mm}$, bề rộng đế hộp $K_1 = 60\text{ mm}$, khoảng cách viền $q = 78\text{ mm}$.
- Khe hở công nghệ: Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 5\text{ mm}$; khoảng cách giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp dầu $\Delta = 31\text{ mm}$.
- Chi tiết phụ trợ: Cửa thăm dầu, nút thông hơi trên nắp, que thăm dầu kiểm tra mức chất lỏng bôi trơn, nút tháo dầu có ren ở đáy hộp, vòng chắn dầu bảo vệ ổ lăn và chốt định vị hình nón cố định vị trí nắp - thân khi gia công lỗ ổ.
Chương 7: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép
(Nội dung tóm lược theo danh mục và bảng tra trong thuyết minh)
- Thiết lập chế độ bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc với độ nhớt phù hợp vận tốc vòng $v = 0,48\text{ m/s}$; bôi trơn định kỳ bằng mỡ dẻo cho các cụm ổ đũa côn trục I và II.
- Quy chuẩn hệ thống dung sai và lắp ghép cơ khí cho các bề mặt chức năng chính: Lắp ghép bánh răng, bánh đai và đĩa xích lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản (mối ghép then và dung sai trục k6, m6); lắp vòng trong ổ lăn lên trục theo chế độ lắp trung gian hoặc dôi nhẹ (k6); lắp vòng ngoài ổ lăn vào lỗ vỏ hộp theo chế độ lắp lỏng (H7, Js7) nhằm thuận tiện điều chỉnh khe hở nhiệt.
Chương 8: Thùng quay làm sạch ba via sau khi dập
(Nội dung tóm lược theo danh mục và yêu cầu công tác)
- Trình bày nguyên lý làm sạch bavia bằng ma sát tương hỗ giữa các chi tiết dập và hạt mài kim loại trong thùng quay khi thùng xoay quanh trục ngang với vận tốc $30,22\text{ vòng/phút}$.
- Cấu tạo thùng hình trụ đa giác, hệ thống cửa nạp/xả phôi, kết cấu trục công tác đỡ thùng quay và phương án bố trí cụm ổ trượt đỡ hai đầu trục nhận truyền động từ nối trục xích KCM.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật cốt lõi của hệ thống
| Đại lượng / Bộ phận | Thông số kỹ thuật | Giá trị danh định |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Kiểu động cơ / Công suất / Vòng quay | 4A132MB8Y3 / $3\text{ kW}$ / $701\text{ vòng/phút}$ |
| Bộ truyền ngoài | Loại đai / Số đai / Khoảng cách trục | Đai thang loại Б / $z = 3$ / $a = 528,5\text{ mm}$ |
| Đường kính đai dẫn $d_1$ / đai bị dẫn $d_2$ | $140\text{ mm}$ / $560\text{ mm}$ ($u = 3,96$) | |
| Hộp giảm tốc | Loại / Khoảng cách trục $a_w$ | Bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp / $180\text{ mm}$ |
| Mô đun $m$ / Góc nghiêng răng $\beta$ | $m = 2\text{ mm}$ / $\beta = 10,47^\circ$ | |
| Số răng bánh răng $z_1 / z_2$ / Tỉ số truyền | $z_1 = 26 / z_2 = 151$ / $u_{br} = 5,8$ | |
| Chiều rộng vành răng $b_{w1} / b_{w2}$ | $72\text{ mm}$ / $90\text{ mm}$ | |
| Trục và Then | Vật liệu chế tạo trục và then | Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 800\text{ MPa}$) |
| Đường kính ngõng trục chính I / II | Trục I: $\varnothing 30, \varnothing 35, \varnothing 48$ / Trục II: $\varnothing 55, \varnothing 60, \varnothing 65$ | |
| Ổ lăn đỡ chặn | Ký hiệu ổ lăn trục I / Tuổi thọ tính toán | Ổ đũa côn 7307 / $L_{10h} = 77.558\text{ giờ}$ |
| Ký hiệu ổ lăn trục II / Tuổi thọ tính toán | Ổ đũa côn 7212 / $L_{10h} = 33.906\text{ giờ}$ | |
| Khớp nối ra | Kiểu nối trục / Hệ số an toàn | Nối trục xích KCM 6018 / $S = 8,02 \ge 7,0$ |
| Vỏ hộp giảm tốc | Vật liệu đúc / Bề dày thân, nắp | Gang xám GX15-32 / $\delta = 9\text{ mm}$, $\delta_1 = 9\text{ mm}$ |
Giải pháp kỹ thuật và đóng góp của đề tài
- Lựa chọn ổ đũa côn chịu tải phức hợp: Đồ án đã giải quyết bài toán tải trọng phức tạp sinh ra từ cặp bánh răng trụ răng nghiêng (có lực dọc trục lớn $F_a = 926,71\text{ N}$) kết hợp lực hướng tâm do khớp nối xích ($F_{nt} = 7146\text{ N}$) bằng việc sử dụng triệt để ổ đũa côn một dãy (7307 cho trục I và 7212 cho trục II) thay vì sử dụng ổ bi đỡ thông thường. Giải pháp này giúp triệt tiêu chuyển vị dọc trục, tăng độ cứng vững và đảm bảo tuổi thọ phục vụ vượt ngưỡng yêu cầu 33.600 giờ.
- Tối ưu hóa phân phối tỉ số truyền: Việc chọn tỉ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 4$ và hộp giảm tốc $u_{br} = 5,8$ giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn, khoảng cách trục chỉ $180\text{ mm}$, hạn chế quán tính hệ thống và đảm bảo vận tốc đai nằm trong vùng hiệu suất tối ưu ($v_1 = 5,14\text{ m/s}$).
- Sử dụng nối trục xích hai dãy: Khớp nối xích hãng KCM 6018 được ứng dụng thay cho khớp nối trục đàn hồi then hoa hoặc khớp nối đĩa thông thường, cho phép bù trừ độ lệch tâm ($0,25 \div 0,5\text{ mm}$) và độ lệch góc ($1^\circ 30'$) giữa trục ra hộp giảm tốc và trục thùng quay làm việc trong môi trường rung động bavia.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế dựa trên phạm vi tính toán:
- Mô hình tải trọng đầu vào được tính toán hoàn toàn dưới giả định tải trọng tĩnh, mô men quay một chiều không đổi ($T_t = 1,2 \cdot T$). Thực tế vận hành thùng quay làm sạch bavia chứa phôi dập và hạt mài kim loại sẽ sinh ra hiện tượng xô lệch trọng tâm phôi liên tục, tạo ra dao động tải trọng động tuần hoàn hoặc va đập cục bộ chưa được mô phỏng chi tiết.
- Bộ truyền đai thang ngoài có tuổi thọ tính toán theo mỏi uốn tương đối ngắn ($L_h = 1630\text{ giờ}$, tương đương khoảng 4 tháng làm việc 2 ca), đòi hỏi quy trình bảo trì, căng lại hoặc thay thế đai định kỳ thường xuyên hơn nhiều so với tuổi thọ của bánh răng và ổ lăn.
- Các kết quả dừng lại ở tính toán lý thuyết và thiết kế bản vẽ 2D (khổ A0), chưa được kiểm chứng qua mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) ứng suất vỏ hộp hay chế tạo mẫu thử nghiệm thực tế.
- Hướng mở rộng đề tài:
- Nghiên cứu áp dụng bộ biến tần điều khiển tốc độ động cơ điện để thay đổi linh hoạt vận tốc quay của thùng tùy theo kích thước và mức độ bavia của từng loại chi tiết dập.
- Khảo sát phương án thay thế bộ truyền đai hở bằng bộ truyền đai răng hoặc gắn động cơ liền hộp giảm tốc (gearmotor) nhằm loại bỏ cụm truyền động đai cần bảo dưỡng thường xuyên.
Giá trị tham khảo
- Đối tượng sử dụng tài liệu:
- Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Hệ thống truyền động cơ khí (ME3145) hoặc Khóa luận tốt nghiệp chuyên hướng thiết kế máy.
- Kỹ sư cơ khí tham khảo quy trình tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp tiêu chuẩn.
- Các phần nội dung có giá trị ứng dụng cao:
- Phương pháp phân tích phản lực gối đỡ không gian và tính toán trục chịu tải trọng kết hợp có xét đến lực dọc trục $F_a$ (Chương 4).
- Quy trình chi tiết tính toán kiểm nghiệm ổ đũa côn chịu tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục quy ước theo chuẩn GOST/TCVN (Chương 5).
- Bảng tổng hợp công thức kinh nghiệm xác định kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám (Chương 6).
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống có model gì và các thông số danh định ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha lồng sóc mã hiệu 4A132MB8Y3 có công suất danh định $3\text{ kW}$, tốc độ quay thực tế $701\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,74$, hiệu suất $79%$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{đn} = 2,2$, dòng khởi động $T_k/T_{đn} = 1,8$ và khối lượng $130\text{ kg}$.
2. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại vật liệu và nhiệt luyện nào?
Cả bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn đều được chế tạo từ Thép C45 trải qua nguyên công nhiệt luyện tôi cải thiện. Bánh dẫn được xử lý đạt độ rắn bề mặt $280\text{ HB}$ (ứng suất uốn cho phép $288\text{ MPa}$); bánh bị dẫn đạt độ rắn $260\text{ HB}$ (ứng suất uốn cho phép $267,43\text{ MPa}$), bảo đảm chênh lệch độ rắn từ $10 \div 20\text{ HB}$ theo tiêu chuẩn ăn khớp.
3. Các ổ lăn trên hai trục của hộp giảm tốc được lựa chọn là loại nào và tuổi thọ tính toán có đạt yêu cầu 7 năm không?
Hộp giảm tốc sử dụng hoàn toàn ổ đũa côn một dãy:
- Trục I lắp cặp ổ ký hiệu 7307 ($d = 35\text{ mm}$, $D = 80\text{ mm}$), tuổi thọ tính toán đạt $77.558\text{ giờ}$.
- Trục II lắp cặp ổ ký hiệu 7212 ($d = 60\text{ mm}$, $D = 110\text{ mm}$), tuổi thọ tính toán đạt $33.906,77\text{ giờ}$. Cả hai cụm ổ đều vượt mức thời hạn phục vụ danh định của hệ thống ($33.600\text{ giờ}$, tương đương 7 năm làm việc 2 ca).
4. Tại sao hệ thống lại lựa chọn nối trục xích KCM 6018 ở đầu ra trục II?
Nối trục xích hai dãy KCM 6018 được lựa chọn vì có khả năng truyền mô men xoắn lớn (mô men danh định $1755\text{ Nm} > T_t = 876,6\text{ Nmm}$), đồng thời khe hở ăn khớp giữa xích và răng đĩa cho phép bù trừ sai lệch góc nghiêng đến $1^\circ 30'$ và độ lệch tâm $0,25 \div 0,5\text{ mm}$, giúp giảm rung chấn từ thùng quay truyền ngược vào trục hộp giảm tốc.
5. Vật liệu đúc vỏ hộp giảm tốc và bề dày các thành vỏ được xác định là bao nhiêu?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng Gang xám GX15-32. Dựa trên khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$, chiều dày thành thân hộp tính được là $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 9\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$ và đế hộp được liên kết bằng 4 bulông nền cỡ ren $M20$.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế hệ thống truyền động thùng quay làm sạch ba via sau khi dập" đã hoàn thành đầy đủ các bước tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu chi tiết máy cho toàn bộ hệ thống cơ khí từ động cơ đến cơ cấu chấp hành. Hệ thống dẫn động sử dụng động cơ 4A132MB8Y3 công suất $3\text{ kW}$ phối hợp bộ truyền đai thang $u=4$, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $u=5,8$ và nối trục xích KCM 6018, bảo đảm cung cấp mô men xoắn $701.659,34\text{ Nmm}$ tại vận tốc quay $30,22\text{ vòng/phút}$ trên thùng quay. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi của trục, then và tuổi thọ ổ lăn đều được kiểm nghiệm thỏa mãn yêu cầu làm việc ổn định trong 7 năm phục vụ thực tế.