Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các ngành công nghiệp nặng, năng lượng và xử lý phế phẩm công nghiệp, việc vận chuyển các vật liệu dạng rời, hạt hoặc bụi như tro xỉ từ các lò đốt, nhà máy nhiệt điện đòi hỏi các hệ thống vận chuyển liên tục có độ tin cậy cao, kết cấu kín nhằm hạn chế tối đa việc phát tán bụi ra môi trường. Vít tải là một trong những thiết bị vận chuyển cơ học đáp ứng hiệu quả các yêu cầu này nhờ cấu tạo gọn, khả năng làm việc ở nhiều góc nghiêng khác nhau và độ bền cơ học tốt.

Đồ án môn học Thiết kế máy (mã môn học: PRMD310523) thuộc Khoa Cơ khí Chế tạo máy, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP. Hồ Chí Minh do sinh viên Nguyễn Đại Phúc thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Dương Đăng Danh (Nhóm 1, Đề số 01 – Phương án 04) nhằm mục tiêu tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động vít tải chuyên dụng để vận chuyển vật liệu tro xỉ.

Hệ thống có các nhiệm vụ và thông số kỹ thuật ban đầu được quy định cụ thể như sau:

  1. Loại vật liệu vận chuyển: Tro xỉ.
  2. Năng suất vận chuyển yêu cầu ($Q$): $35\text{ tấn/giờ}$.
  3. Đường kính trục vít tải ($D$): $0,32\text{ m}$ ($320\text{ mm}$).
  4. Chiều dài vận chuyển danh định ($L$): $12\text{ m}$.
  5. Góc nghiêng vận chuyển ($\lambda$): $20^\circ$.
  6. Thời gian phục vụ thiết kế: 5 năm ($300\text{ ngày/năm}$, làm việc $2\text{ ca/ngày}$, $6\text{ giờ/ca}$, tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 18.000\text{ giờ}$).

Phạm vi nghiên cứu và thiết kế tập trung vào việc xác định công suất cản trên trục công tác, tính chọn động cơ điện sơ bộ, phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống cơ khí, thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp, thiết kế kết cấu trục - then, lựa chọn ổ lăn đỡ chặn, quy định dung sai lắp ghép và thiết kế kết cấu vỏ hộp cùng các chi tiết phụ trợ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Cơ sở lý thuyết và mô hình tính toán

Đề tài dựa trên lý thuyết thiết kế chi tiết máy truyền thống và cơ học máy, áp dụng các công thức tính toán tiêu chuẩn về:

  • Động học và động lực học máy: Xác định công suất cản trên trục vít tải nghiêng, công suất yêu cầu trên trục động cơ qua chuỗi hiệu suất truyền động.
  • Lý thuyết truyền động ma sát: Tính toán bộ truyền đai thang theo khả năng kéo và điều kiện tránh trượt trơn, trượt mỏi.
  • Lý thuyết tiếp xúc và uốn bánh răng: Tính toán bánh răng trụ răng thẳng theo độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo tiêu chuẩn độ bền mỏi thể tích và mỏi bề mặt.
  • Lý thuyết sức bền vật liệu và độ bền mỏi trục: Xác định đường kính trục theo điều kiện xoắn thuần túy, uốn - xoắn kết hợp, sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s]$) và độ bền tĩnh khi quá tải ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]$).
  • Lý thuyết tính toán lựa chọn ổ lăn: Tính toán khả năng tải động ($C_{tt} \le C$) và tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay và số giờ làm việc ($L_h$).

Phương pháp nghiên cứu

  • Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu bảng chuẩn kỹ thuật: Sử dụng hệ thống công thức giải tích chuẩn ngành cơ khí chế tạo máy, kết hợp tra cứu các hệ số thực nghiệm ($K_H, K_F, C_\alpha, C_u, K_\sigma, K_\tau$) từ sổ tay thiết kế chi tiết máy.
  • Phương pháp kiểm nghiệm lặp: Tính sơ bộ thông số hình học, sau đó tiến hành kiểm nghiệm ứng suất và điều kiện làm việc thực tế để hiệu chỉnh kích thước đạt chuẩn chế tạo.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động cơ khí cho vít tải được tổ chức theo sơ đồ nối tiếp bao gồm: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang ngoài $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Trục công tác của vít tải.

[Động cơ điện M2QA 132M4A] 
[Bộ truyền đai thang loại B] 
[Trục I hộp giảm tốc] 
[Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng] 
[Trục II hộp giảm tốc] 
[Nối trục vòng đàn hồi] 
[Trục công tác vít tải]

Bảng phân phối thông số động học và động lực học toàn hệ thống

Thông số Động cơ điện Trục I (Trục dẫn HGT) Trục II (Trục bị dẫn HGT) Trục công tác (Trục làm việc)
Công suất $P\text{ (kW)}$ $5,59$ $5,31$ $5,07$ $4,99$
Tỉ số truyền $u$ — $u_đ = 2,93$ $u_{br} = 3,15$ $u_k = 1,00$
Số vòng quay $n\text{ (vòng/phút)}$ $1.430,00$ $488,19$ $154,98$ $154,98$
Mômen xoắn $T\text{ (N}\cdot\text{mm)}$ $37.311$ $103.827$ $312.404$ $307.733$

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Tính toán công suất và tốc độ trục công tác

Phần này xác định các thông số làm việc đầu ra của trục vít tải dựa trên các đặc tính vật lý của tro xỉ và yêu cầu năng suất.

  • Từ công thức tính năng suất vít tải $Q = 60 \cdot \frac{\pi D^2}{4} \cdot S \cdot n \cdot \rho \cdot \psi \cdot c$, xác định được tốc độ quay yêu cầu của trục công tác: $n_{lv} = 154,98\text{ vòng/phút}$.
  • Công suất cản trên trục vít tải được tính toán dựa trên lực cản ma sát của vật liệu và thành máng cùng góc nghiêng $\lambda = 20^\circ$, cho ra công suất làm việc: $P_{lv} = P_t = 4,97\text{ kW}$.

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

  • Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{đai} \cdot \eta_{ổ}^2 \cdot \eta_{br} = 0,89$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ctđc} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{4,97}{0,89} = 5,59\text{ kW}$.
  • Tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u_{sb} = u_đ \cdot u_h = 3 \times 3,15 = 9,45$.
  • Tốc độ quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = 9,45 \times 154,98 = 1464,58\text{ vòng/phút}$, từ đó chọn tốc độ đồng bộ $n_{đb} = 1500\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn loại động cơ: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu M2QA 132M4A có công suất định mức $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$ và tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1430\text{ vòng/phút}$.
  • Tỉ số truyền chung thực tế: $u_{ch} = \frac{1430}{154,98} = 9,23$, được phân phối thành tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp $u_{br} = 3,15$ và tỉ số truyền bộ truyền đai $u_đ = \frac{9,23}{3,15} = 2,93$.

Phần III: Tính toán bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai)

Bộ truyền đai đặt ở đầu vào hệ thống để giảm chấn và bảo vệ quá tải cho động cơ.

  • Lựa chọn loại đai: Đai thang tiết diện loại B ($A = 138\text{ mm}^2$, chiều cao $h = 10,5\text{ mm}$, đường kính bánh đai nhỏ tối thiểu $d_{min} = 140\text{ mm}$).
  • Đường kính bánh đai dẫn: Chọn $d_1 = 180\text{ mm}$; vận tốc đai $v_1 = 13,48\text{ m/s} \le v_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai bị dẫn: Chọn $d_2 = 500\text{ mm}$, cho tỉ số truyền thực tế $u_{đtt} = 2,83$.
  • Khoảng cách trục tính toán: $a = 500,35\text{ mm}$; chiều dài đai chọn theo tiêu chuẩn $L = 2120\text{ mm}$.
  • Số lần chạy của đai trong một giây: $i = 6,36\text{ vòng/s} \le [i] = 10\text{ vòng/s}$.
  • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 143,55^\circ \ge 120^\circ$.
  • Số lượng dây đai: $z = 2\text{ sợi}$ (tính toán đạt $1,53$).
  • Lực căng đai trên 1 sợi: $F_0 = 245,79\text{ N}$; lực tác dụng lên trục I: $F_r = 933,83\text{ N}$ (với thành phần $F_{đx} = 808,72\text{ N}$).

Phần IV: Bộ truyền bánh răng (Bánh răng trụ răng thẳng)

  • Chọn vật liệu: Cả hai bánh răng sử dụng Thép C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện, có $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$. Độ rắn bánh nhỏ đạt $HB_1 = 240$, bánh lớn đạt $HB_2 = 210$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 445,45\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 277,71\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 216\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ và tinh chỉnh: $a_w = 161,25\text{ mm}$.
  • Môđun bánh răng: Chọn theo tiêu chuẩn $m = 2,5\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh dẫn $Z_1 = 31\text{ răng}$, bánh bị dẫn $Z_2 = 98\text{ răng}$ (tỉ số truyền ăn khớp $u_t = 3,16$).
  • Các thông số kích thước: Chiều rộng vành răng $b_w = 64\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$. Đường kính vòng chia $d_{w1} = 77,5\text{ mm}$, $d_{w2} = 245\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 82,5\text{ mm}$, $d_{a2} = 250\text{ mm}$; đường kính vòng đáy $d_{f1} = 71,25\text{ mm}$, $d_{f2} = 238,75\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 386,95\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 445,45\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn thực tế: $\sigma_{F1} = 53,78\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 52,33\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 216\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn: $\sigma_{Hmax} = 407,15\text{ MPa} < 445,45\text{ MPa}$, $\sigma_{Fmax} < [\sigma_F]_{max}$ (thỏa mãn).
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 2679,41\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 975,23\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 0\text{ N}$.

Phần V: Khớp nối trục

  • Chọn kiểu khớp nối: Khớp nối trục vòng đàn hồi nối giữa trục II của hộp giảm tốc và trục vít tải.
  • Mômen xoắn tính toán: Với hệ số an toàn $k = 1,5$, $T_t = 1,5 \times 307.733 = 461.599,5\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Thông số cơ bản của khớp nối: Khớp có mômen danh nghĩa $T = 500\text{ N}\cdot\text{m}$, đường kính ngoài $D = 170\text{ mm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$, đường kính thân $d_m = 95\text{ mm}$, số lượng chốt $Z = 8$, chốt ren $M10$.
  • Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục: Lực vòng $F_t = 5430,58\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{rkn} = 1086,12 \div 1629,18\text{ N}$ (chọn $1629,18\text{ N}$ trong tính toán trục).

Phần VI: Tính toán thiết kế trục và then

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$).
  • Tính sơ bộ đường kính trục: Trục I có $d_{sbI} = 50\text{ mm}$; Trục II có $d_{sbII} = 55\text{ mm}$.
  • Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: $l_{11} = 136\text{ mm}$ (trục I), $l_{21} = 136\text{ mm}$ (trục II), khoảng cách chìa trục $l_{12} = 80,5\text{ mm}$, $l_{22} = 81,5\text{ mm}$.
  • Xác định đường kính từng đoạn trục:
    • Trục I: Đoạn lắp đai $d_A = 52\text{ mm}$; đoạn lắp ổ lăn $d_B = d_D = 55\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 60\text{ mm}$.
    • Trục II: Đoạn lắp ổ lăn $d_A = d_C = 65\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_B = 70\text{ mm}$; đoạn lắp khớp nối $d_D = 60\text{ mm}$.
  • Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then bằng:
    • Trục I: Vị trí bánh đai dùng then $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$, $l_t = 63\text{ mm}$ ($\sigma_d = 15,8\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$, $\tau_c = 3,96\text{ MPa} \le 80\text{ MPa}$); vị trí bánh răng dùng then $18 \times 11\text{ mm}$, $l_t = 56\text{ mm}$ ($\sigma_d = 15,4\text{ MPa}$, $\tau_c = 3,43\text{ MPa}$).
    • Trục II: Vị trí bánh răng dùng then $20 \times 12\text{ mm}$, $l_t = 56\text{ mm}$ ($\sigma_d = 35,42\text{ MPa}$, $\tau_c = 7,97\text{ MPa}$); vị trí khớp nối dùng then $18 \times 11\text{ mm}$, $l_t = 63\text{ mm}$ ($\sigma_d = 36,73\text{ MPa}$, $\tau_c = 9,18\text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm mỏi và độ bền tĩnh: Tất cả các hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện $s \ge [s] = 2,5$ (tiết diện thấp nhất đạt $s = 15,8$ tại vị trí nối trục). Độ bền tĩnh khi quá tải tại các điểm đều nhỏ hơn $[\sigma] = 464\text{ MPa}$.

Phần VII: Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Vì lực dọc trục $F_a = 0$, lựa chọn ổ bi đỡ một dãy cho cả hai trục để chịu tải trọng hướng tâm.

  • Trục I: Chọn ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 6011 ($d = 55\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 18\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 29,6\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 21,2\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước $Q = 3458,35\text{ N}$, tải động tính toán $C_{tt} = 27,94\text{ kN} < C$, tuổi thọ ổ $L_h = 21.405\text{ giờ} > 18.000\text{ giờ}$.
  • Trục II: Chọn ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 61913 ($d = 65\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 13\text{ mm}$, $C = 17,4\text{ kN}, C_0 = 16\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước $Q = 3144,25\text{ N}$, tải động tính toán $C_{tt} = 17,2\text{ kN} < C$, tuổi thọ ổ $L_h = 18.224\text{ giờ} > 18.000\text{ giờ}$.

Phần VIII: Xác định dung sai và lắp ghép

Quy định kiểu lắp ghép và sai lệch giới hạn cho các bề mặt tiếp xúc chính:

  • Ổ lăn: Vòng trong lắp trên trục theo hệ thống lỗ cơ bản dùng miền dung sai k6 ($\emptyset 30k6, \emptyset 40k6, \emptyset 55k6, \emptyset 65k6$); vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo hệ thống trục cơ bản dùng H7 ($\emptyset 72H7, \emptyset 90H7$).
  • Bánh đai, bánh răng và khớp nối: Sử dụng kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ H7/k6 để truyền mômen kết hợp với then.
  • Rãnh then trên trục và mayơ: Dung sai chiều rộng then trên trục dùng P9, trên mayơ dùng Js9 hoặc D10.

Phần IX: Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế đúc bằng gang xám, kết cấu nắp và thân ghép mặt bích:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 8\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 7\text{ mm}$.
  • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h < 58\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
  • Kích thước các loại bulông:
    • Bulông nền: Đường kính $d_1 = 18\text{ mm}$ (số lượng $Z = 4\text{ bu lông}$).
    • Bulông cạnh gối ổ: $d_2 = 14\text{ mm}$.
    • Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 12\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 9\text{ mm}$.
    • Vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 8\text{ mm}$.
  • Kích thước mặt bích và khe hở: Chiều dày bích thân và nắp $S_3 = S_4 = 20\text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 40\text{ mm}$; khe hở giữa bánh răng với thành trong $\Delta = 10\text{ mm}$, giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 40\text{ mm}$.

Phần X: Lựa chọn các chi tiết phụ của hộp giảm tốc

Xác định chức năng và quy cách các chi tiết phụ trợ để đảm bảo khả năng lắp ráp, bôi trơn và bảo dưỡng:

  • Bulông vòng (hoặc vòng móc): Lắp trên nắp hộp để phục vụ nâng hạ, vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công và lắp đặt.
  • Chốt định vị hình côn: Đảm bảo vị trí tương quan chính xác giữa nắp và thân hộp sau khi gia công và lắp xiết bulông, ngăn chặn biến dạng vòng ngoài ổ lăn.
  • Nắp quan sát (cửa thăm): Bố trí trên đỉnh nắp hộp để kiểm tra sự ăn khớp của bánh răng và rót dầu bôi trơn.
  • Nút thông hơi: Lắp trên nắp cửa thăm để giải tỏa áp suất bên trong hộp khi dầu nóng lên trong quá trình vận hành, điều hòa áp suất với môi trường bên ngoài.
  • Nút tháo dầu: Đặt tại điểm thấp nhất ở đáy hộp có rãnh dốc để xả dầu bôi trơn cũ khi thay thế định kỳ.
  • Que thăm dầu: Thiết bị chỉ mức dầu dạng cơ khí để kiểm tra chiều cao ngập dầu của bánh răng trong quá trình bôi trơn ngâm dầu.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán thiết kế tổng hợp

Toàn bộ hệ thống cơ khí đã được tính toán đồng bộ, đáp ứng đầy đủ các chỉ tiêu làm việc theo yêu cầu đề bài:

Hạng mục cụ thể Thông số kỹ thuật lựa chọn / tính toán
Động cơ điện Model: M2QA 132M4A; $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$; $n_{đc} = 1430\text{ vg/ph}$
Bộ truyền đai thang Đai B; 2 sợi; $d_1 = 180\text{ mm}$; $d_2 = 500\text{ mm}$; $a = 500,35\text{ mm}$; $L = 2120\text{ mm}$
Bộ truyền bánh răng Trụ răng thẳng; Thép C45 tôi cải thiện; $m = 2,5\text{ mm}$; $a_w = 161,25\text{ mm}$; $Z_1 = 31$; $Z_2 = 98$; $b_w = 64\text{ mm}$
Trục I & Then $d_A = 52\text{ mm}$, $d_B = d_D = 55\text{ mm}$, $d_C = 60\text{ mm}$; Then $16\times 10\text{ mm}$ và $18\times 11\text{ mm}$
Trục II & Then $d_A = d_C = 65\text{ mm}$, $d_B = 70\text{ mm}$, $d_D = 60\text{ mm}$; Then $20\times 12\text{ mm}$ và $18\times 11\text{ mm}$
Ổ lăn Trục I Ổ bi đỡ một dãy 6011 ($55\times 90\times 18\text{ mm}$); Tuổi thọ $L_h = 21.405\text{ giờ}$
Ổ lăn Trục II Ổ bi đỡ một dãy 61913 ($65\times 90\times 13\text{ mm}$); Tuổi thọ $L_h = 18.224\text{ giờ}$
Khớp nối trục Khớp nối trục vòng đàn hồi danh nghĩa $500\text{ N}\cdot\text{m}$, $Z = 8\text{ chốt M10}$
Vỏ hộp giảm tốc Thân đúc $\delta = 8\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, 4 bulông nền $d_1 = 18\text{ mm}$

Đóng góp kỹ thuật của đề tài

  1. Xây dựng được chuỗi tính toán chi tiết, có tính logic cao từ khâu phân tích thông số công nghệ của vật liệu (tro xỉ, năng suất $35\text{ tấn/h}$) đến thiết kế chi tiết máy cụ thể.
  2. Kiểm nghiệm đa điều kiện cho các chi tiết cốt lõi (bánh răng kiểm nghiệm tiếp xúc, uốn, quá tải; trục kiểm nghiệm mỏi và tĩnh; then kiểm nghiệm dập và cắt; ổ lăn kiểm nghiệm tải động và số vòng quay tới hạn).
  3. Đưa ra đầy đủ giải pháp kết cấu hoàn chỉnh cho hộp giảm tốc từ phần thân hộp, bích ghép đến các cụm chi tiết bôi trơn, thông hơi và định vị.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán trong đồ án được thực hiện dựa trên các bảng tra và phương pháp giải tích truyền thống; chưa tích hợp mô phỏng số 3D bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn rãnh then và bậc trục, đồng thời chưa xét đến yếu tố mài mòn ăn mòn hóa học đặc thù của tro xỉ tác động lên cánh vít tải.
  • Hướng phát triển tiếp theo:
    1. Xây dựng mô hình 3D hoàn chỉnh của hệ thống trên phần mềm CAD chuyên dụng (như SolidWorks hoặc Inventor).
    2. Ứng dụng công cụ CAE/FEA để mô phỏng động lực học và độ bền mỏi của hệ thống trục và vỏ hộp khi chịu tải trọng thay đổi.
    3. Bổ sung phương án điều khiển tốc độ trục vít tải bằng biến tần nhằm linh hoạt thay đổi năng suất theo thực tế vận hành.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh tính toán thiết kế này là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Cơ khí Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp đang thực hiện đồ án môn học Cơ sở Thiết kế máy / Chi tiết máy hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống truyền động cơ khí.
  • Giảng viên và cán bộ hướng dẫn đồ án trong việc làm chuẩn đối sánh quy trình tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp kết hợp bộ truyền đai.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí cần tư liệu tham khảo thực tế về các bước tính toán công suất tải tro xỉ, chọn động cơ, tính then, trục và kết cấu vỏ đúc hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao hệ thống lại sử dụng động cơ công suất 7,5 kW trong khi công suất cần thiết trên trục động cơ chỉ là 5,59 kW?

Công suất tính toán cần thiết trên trục động cơ là $P_{ctđc} = 5,59\text{ kW}$. Theo dãy công suất tiêu chuẩn của dòng động cơ không đồng bộ 3 pha M2QA (hãng ABB), cấp công suất liền kề lớn hơn thỏa mãn điều kiện $P_{đc} \ge P_{ctđc}$ là $7,5\text{ kW}$ (model M2QA 132M4A, $1430\text{ vòng/phút}$). Việc chọn động cơ này đảm bảo hệ thống làm việc an toàn và không bị quá tải khi khởi động.

2. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng loại vật liệu gì và được nhiệt luyện theo phương pháp 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, đạt giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$, với độ rắn mặt răng bánh nhỏ đạt $HB_1 = 240$ và bánh lớn đạt $HB_2 = 210$.

3. Vì sao trong phần chọn ổ lăn cho cả hai trục đều chọn ổ bi đỡ 1 dãy thay vì ổ đũa côn hay ổ bi đỡ chặn?

Do bộ truyền trong hộp giảm tốc là bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$), lực dọc trục sinh ra khi ăn khớp triệt tiêu hoàn toàn ($F_a = 0\text{ N}$). Đồng thời, bộ truyền ngoài là đai thang và đầu ra là khớp nối trục vòng đàn hồi cũng không phát sinh lực dọc trục đáng kể. Do đó, việc lựa chọn ổ bi đỡ 1 dãy (mã 6011 trên trục I và mã 61913 trên trục II) là hoàn toàn phù hợp về mặt chịu tải hướng tâm và tối ưu về mặt kinh tế.

4. Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất của hệ thống trục là bao nhiêu và nằm ở vị trí nào?

Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất tính toán được là $s = 15,8$, xuất hiện tại tiết diện đường kính $d = 60\text{ mm}$ vị trí lắp khớp nối của Trục II. Trị số này lớn hơn rất nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$, chứng minh toàn bộ các trục đều đảm bảo tuyệt đối khả năng làm việc lâu dài chống mỏi.

5. Dung sai lắp ghép giữa bánh răng, bánh đai với các đoạn trục được quy định theo tiêu chuẩn nào?

Các mối ghép giữa mayơ bánh đai, bánh răng và nửa khớp nối với trục đều được lựa chọn theo hệ thống lỗ cơ bản với kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ H7/k6 ($\emptyset 34H7/k6$, $\emptyset 25H7/k6$, $\emptyset 36H7/k6$, $\emptyset 42H7/k6$), kết hợp với then bằng để truyền mômen xoắn và định tâm chính xác.

Kết luận

Đồ án Thiết kế máy của tác giả Nguyễn Đại Phúc đã hoàn thành xuất sắc nhiệm vụ tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động vít tải vận chuyển tro xỉ với năng suất $35\text{ tấn/h}$. Bản thuyết minh cung cấp toàn diện các bước phân tích động học, động lực học, lựa chọn vật liệu và kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí hiện hành. Kết quả tính toán cho thấy các bộ phận chính gồm bộ truyền đai loại B (2 sợi), hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng $u=3,15$, hệ thống trục Thép C45 và ổ lăn đều đảm bảo an toàn về độ bền tĩnh, độ bền mỏi và tuổi thọ yêu cầu $18.000\text{ giờ}$.