Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong ngành cơ khí chế tạo máy, hệ thống truyền động đóng vai trò trung gian quan trọng để truyền và biến đổi chuyển động, năng lượng từ nguồn động lực (động cơ điện) đến các cơ cấu công tác (băng tải, thùng trộn, máy nghiền). Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi đặt ra là phải đảm bảo tỷ số truyền phù hợp, tốc độ quay và mô-men xoắn ổn định tại cơ cấu chấp hành, đồng thời tối ưu hóa kích thước, chi phí chế tạo và đảm bảo độ tin cậy trong suốt chu kỳ làm việc.
Đồ án tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế trạm dẫn động cơ khí cho hệ thống thùng trộn (hoặc băng tải) sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh kết hợp bộ truyền đai thang ngoài.
Hệ thống nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế được phân định theo 9 bước kỹ thuật chính:
- Tính toán chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Thiết kế và tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang).
- Thiết kế tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (gồm cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng).
- Thiết kế hệ thống trục, xác định kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền then.
- Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của hệ thống ổ lăn trên các trục.
- Lựa chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi nối từ trục ra hộp giảm tốc đến trục máy công tác.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ (bu-lông, gân tăng cứng, chốt định vị, cửa thăm dầu, que thăm dầu).
- Xác định dung sai lắp ghép và độ nhám bề mặt cho các mối ghép chính trong hệ thống.
- Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và hoàn thành bản thuyết minh tính toán chi tiết.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động cơ khí bao gồm động cơ điện 3 pha, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, khớp nối trục đàn hồi và cơ cấu thùng trộn/băng tải.
- Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào:
- Công suất danh định trên trục máy công tác (thùng trộn): $P = 8,5 \text{ kW}$.
- Số vòng quay trên trục công tác: $n = 42 \text{ vòng/phút}$.
- Thời hạn phục vụ danh định: $L = 7 \text{ năm}$ (hệ thống làm việc 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca; tương đương tổng số giờ làm việc $L_h = 33.600 \text{ giờ}$).
- Chế độ tải trọng: Tải quay một chiều, va đập nhẹ, biến thiên theo hai mức chu kỳ ($T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 45 \text{ giây}$; $T_2 = 0,85T$ trong thời gian $t_2 = 44 \text{ giây}$).
- Sai số tỷ số truyền cho phép: $\Delta u = \pm (2 \div 3)%$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án được xây dựng trên nền tảng lý thuyết thiết kế máy và chi tiết máy truyền thống, áp dụng các tiêu chuẩn cơ khí về tính toán động học, động lực học và độ bền mỏi.
Khung lý thuyết và mô hình tính toán áp dụng:
- Lý thuyết mỏi cơ học và chỉ tiêu độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở ($N_{HO}, N_{FO}$) và số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).
- Lý thuyết tính toán tải trọng động quy ước và tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay ($L$) và thời gian phục vụ ($L_h$).
- Phương pháp phân tích lực không gian ba chiều tác dụng lên hệ trục từ các bộ truyền (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$) và phương pháp vẽ biểu đồ mô-men uốn ($M_x, M_y$), mô-men xoắn ($T$) để xác định tiết diện nguy hiểm theo mô-men tương đương ($M_{tđ}$).
- Tiêu chuẩn tính toán độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d]$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c]$) của mối ghép then bằng.
Phương pháp nghiên cứu và thiết kế thực tế:
- Phương pháp tính toán giải tích: Sử dụng chuỗi công thức bán thực nghiệm tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy để xác định kích thước hình học, tải trọng, ứng suất và hệ số an toàn.
- Phương pháp tra cứu bảng chuẩn kỹ thuật: Tra cứu các bảng thông số chuẩn về động cơ điện 4A, dây đai thang loại B, cấp chính xác bánh răng (cấp 9), hệ số tập trung tải trọng, ổ đũa côn và ổ bi đỡ dãy tiêu chuẩn, dung sai lắp ghép theo TCVN.
- Nguồn dữ liệu: Dữ liệu đề bài thiết kế số liệu ban đầu kết hợp các tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí chuyên ngành.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương này thực hiện xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện phù hợp và phân bổ tỷ số truyền cho từng bộ phận truyền động.
- Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động được xác định: $\eta_{ch} = \eta_{br}^3 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{đ} = 0,98^3 \cdot 0,99^4 \cdot 1 \cdot 0,95 \approx 0,842$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_t}{\eta_{ch}} = \frac{7,89}{0,842} = 9,37 \text{ kW}$.
- Động cơ được chọn: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc ký hiệu 4A132M4Y3, có công suất định mức $P_{đc} = 11 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1458 \text{ vòng/phút}$, tỷ số mô-men khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2$.
- Tỷ số truyền toàn hệ thống: $u_t = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1458}{42} = 34,71$.
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 3,47$; tỷ số truyền cấp nhanh hộp giảm tốc $u_n = 3,58$; tỷ số truyền cấp chậm $u_c = 2,79$.
| Thông số kỹ thuật | Trục Động cơ | Trục I (Trục vào HGT) | Trục II (Trục trung gian) | Trục III (Trục ra HGT) | Trục IV (Trục công tác) |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 11,00 | 9,39 | 9,02 | 8,76 | 8,50 |
| Tỷ số truyền $u$ | — | 3,47 | 3,58 | 2,79 | 0,98 |
| Số vòng quay $n$ (v/p) | 1458 | 420 | 117 | 42 | 42 |
| Mô-men xoắn $T$ (N.mm) | 72.047 | 213.510 | 736.247 | 1.991.857 | 1.932.738 |
Chương 2: Bộ truyền đai thang
Chương này thực hiện tính toán chi tiết các thông số hình học, động lực học và độ bền của bộ truyền đai thang đặt ngoài hộp giảm tốc.
- Chọn đai: Căn cứ công suất $P = 11 \text{ kW}$ và tốc độ $n = 1458 \text{ vòng/phút}$, chọn đai thang tiêu chuẩn loại B ($b_p = 14 \text{ mm}, b_0 = 17 \text{ mm}, h = 10,5 \text{ mm}, y_0 = 4 \text{ mm}, A = 138 \text{ mm}^2$).
- Đường kính bánh đai: Chọn đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180 \text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 630 \text{ mm}$ (với hệ số trượt $\xi = 0,01$). Tỷ số truyền thực $u_t = 3,53$.
- Vận tốc đai: $v_1 = 13,74 \text{ m/s} \le [v] = 25 \text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện vận tốc).
- Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục tính toán $a = 570 \text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500 \text{ mm}$. Số vòng chạy của đai trong 1 giây: $i = 5,496 \text{ s}^{-1} < [i] = 10 \text{ s}^{-1}$.
- Số dây đai xác định: $z = 3$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 63 \text{ mm}$, đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_a = 188,4 \text{ mm}$.
- Lực và tuổi thọ: Lực vòng có ích $F_t = 800 \text{ N}$ (lực vòng trên mỗi đai là $266 \text{ N}$), lực tác dụng lên trục $F_r \approx 1573 \text{ N}$, tuổi thọ tính toán của đai đạt $L_h = 927 \text{ giờ}$.
Chương 3: Bộ truyền bánh răng
Chương này tính toán thiết kế chi tiết hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh răng nghiêng phân đôi và cấp chậm răng thẳng).
- Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp đều sử dụng thép 45 tôi cải thiện. Bánh dẫn có độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580 \text{ MPa}$; bánh bị dẫn có độ rắn $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450 \text{ MPa}$.
- Ứng suất cho phép: Cấp nhanh $[\sigma_H]' = 495,4 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 252 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236,5 \text{ MPa}$; Cấp chậm $[\sigma_H] = 481,8 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236,5 \text{ MPa}$.
- Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi):
- Khoảng cách trục: $a_{w1} = 140 \text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2,5 \text{ mm}$.
- Góc nghiêng răng: $\beta = 13^\circ 17'$. Số răng: $z_1 = 24$, $z_2 = 85$, tỷ số truyền thực $u_m = 3,54$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 56 \text{ mm}$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 62 \text{ mm}, d_2 = 218 \text{ mm}$. Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 67 \text{ mm}, d_{a2} = 223 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 426 \text{ MPa} < [\sigma_H]' = 495,4 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F2} = 80,78 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 236,5 \text{ MPa}$ (thỏa mãn độ bền).
- Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục: $a_{w2} = 280 \text{ mm}$, mô-đun $m = 3 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
- Số răng: $z_1 = 50$, $z_2 = 139$, tỷ số truyền thực $u_m = 2,78$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 112 \text{ mm}$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 150 \text{ mm}, d_2 = 410 \text{ mm}$. Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 156 \text{ mm}, d_{a2} = 416 \text{ mm}$.
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F2} = 68,16 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 236,5 \text{ MPa}$ (thỏa mãn độ bền tiếp xúc và uốn).
| Thông số bộ truyền | Cấp nhanh (Răng nghiêng) | Cấp chậm (Răng thẳng) |
|---|---|---|
| Khoảng cách trục $a_w$ (mm) | 140 | 280 |
| Mô-đun $m$ (mm) | 2,5 | 3,0 |
| Góc nghiêng răng $\beta$ | $13^\circ 17'$ | $0^\circ$ |
| Số răng bánh nhỏ / bánh lớn ($z_1 / z_2$) | 24 / 85 | 50 / 139 |
| Tỷ số truyền thực $u_m$ | 3,54 | 2,78 |
| Bề rộng vành răng $b_w$ (mm) | 56 | 112 |
| Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ (mm) | 62 / 218 | 150 / 410 |
| Đường kính đỉnh răng $d_{a1} / d_{a2}$ (mm) | 67 / 223 | 156 / 416 |
Chương 4: Thiết kế trục – then và tính chọn ổ lăn
Chương này tính toán kết cấu hình học của ba trục truyền động, kiểm nghiệm độ bền mỏi, kiểm tra then và lựa chọn hệ thống ổ lăn đỡ trục.
- Vật liệu trục: Thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20 \text{ MPa}$.
- Kích thước đường kính các đoạn trục:
- Trục I: $d_{10} = 34 \text{ mm}$, $d_{11} = 35 \text{ mm}$ (ngõng lắp ổ), $d_{12} = 38 \text{ mm}$, $d_{13} = 38 \text{ mm}$, $d_{14} = 35 \text{ mm}$.
- Trục II: $d_{20} = 50 \text{ mm}$ (ngõng lắp ổ), $d_{21} = 60 \text{ mm}$, $d_{22} = 65 \text{ mm}$, $d_{23} = 60 \text{ mm}$, $d_{24} = 50 \text{ mm}$.
- Trục III: $d_{30} = 80 \text{ mm}$ (ngõng lắp ổ), $d_{31} = 85 \text{ mm}$, $d_{32} = 80 \text{ mm}$, $d_{33} = 75 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then bằng: Chọn then bằng theo đường kính trục, kiểm tra độ bền dập ($[\sigma_d] = 150 \text{ MPa}$) và độ bền cắt ($[\tau_c] = 60 \div 90 \text{ MPa}$).
| Trục | Tiết diện | Đường kính $d$ (mm) | Kích thước then $b \times h \times l_t$ (mm) | Chiều dài làm việc $l_{lv}$ (mm) | $\sigma_d$ tính toán (MPa) | $\tau$ tính toán (MPa) |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | Mặt cắt 1-0 | 34 | $10 \times 8 \times 56$ | 46 | 95 | 31 |
| Mặt cắt 1-2 | 38 | $10 \times 8 \times 50$ | 40 | 94 | 28 | |
| Mặt cắt 1-3 | 38 | $10 \times 8 \times 50$ | 40 | 94 | 28 | |
| Trục II | Mặt cắt 2-2 | 70 | $20 \times 12 \times 90$ | 70 | 66 | 15 |
| Mặt cắt 2-1 | 65 | $20 \times 12 \times 70$ | 50 | 100 | 22 | |
| Mặt cắt 2-3 | 65 | $20 \times 12 \times 70$ | 50 | 100 | 22 | |
| Trục III | Mặt cắt 3-1 | 85 | $22 \times 14 \times 100$ | 78 | 120 | 27 |
| Mặt cắt 3-3 | 75 | $20 \times 12 \times 100$ | 80 | — | — |
- Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
- Trục I: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ ($d = 35 \text{ mm}$), tuổi thọ $L = 847 \text{ triệu vòng}$, khả năng tải động tính toán $C_đ = 34,64 \text{ kN} < [C] = 52,9 \text{ kN}$, tải tĩnh $Q_0 = 2,602 \text{ kN} < [C_0] = 40,6 \text{ kN}$.
- Trục II: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng ($d = 50 \text{ mm}$), tuổi thọ $L = 235 \text{ triệu vòng}$, tải động $C_đ = 58,1 \text{ kN} < [C] = 59,8 \text{ kN}$, tải tĩnh $Q_0 = 2,514 \text{ kN} < [C_0] = 54,5 \text{ kN}$.
- Trục III: Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ ($d = 80 \text{ mm}$), tuổi thọ $L = 85 \text{ triệu vòng}$, tải động $C_đ = 27,97 \text{ kN} < [C] = 37,4 \text{ kN}$, tải tĩnh $Q_0 = 3,181 \text{ kN} < [C_0] = 31,9 \text{ kN}$.
Chương 6: Khớp nối
Tính toán lựa chọn khớp nối đàn hồi giữa trục ra của hộp giảm tốc và trục của máy công tác.
- Hệ số chế độ làm việc: Chọn $k = 1,5$.
- Mô-men xoắn tính toán: $T_t = k \cdot T_3 = 1,5 \cdot 1288,49 = 1932,738 \text{ N.m}$.
- Chọn loại khớp nối: Nối trục vòng đàn hồi có khả năng truyền mô-men xoắn danh định $T = 2000 \text{ N.m}$, đường kính trục lắp ghép $d = 90 \text{ mm}$.
- Các thông số kích thước cơ bản của nối trục: $d_c = 24 \text{ mm}, d_1 = \text{M16}, D_2 = 32 \text{ mm}, l = 95 \text{ mm}, l_1 = 52 \text{ mm}, l_2 = 24 \text{ mm}, l_3 = 44 \text{ mm}, h = 2 \text{ mm}$.
Chương 7: Kết cấu vỏ hộp và các chi tiết khác
Xác định kích thước kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang và các chi tiết phụ trợ.
- Kích thước cơ bản vỏ hộp: Chiều dày thân hộp $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \cdot 280 + 3 = 11 \text{ mm}$ (với khoảng cách trục lớn nhất $a = 280 \text{ mm}$); chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 0,9\delta = 10 \text{ mm}$; gân tăng cứng có chiều dày $e = 10 \text{ mm}$, chiều cao $h = 30 \text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
- Kích thước bu-lông và vít:
- Bu-lông nền: $d_1 = 0,04a + 10 = 0,04 \cdot 280 + 10 = 22 \text{ mm}$ (chọn ren M22).
- Bu-lông cạnh ổ: $d_2 = 18 \text{ mm}$ (chọn ren M18).
- Bu-lông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 16 \text{ mm}$ (chọn ren M16).
- Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 12 \text{ mm}$ (chọn ren M12).
- Vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 10 \text{ mm}$ (chọn ren M10).
- Kích thước mặt bích và đế hộp: Chiều dày bích thân $S_3 = 22 \text{ mm}$, chiều dày bích nắp $S_4 = 22 \text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 52 \text{ mm}$, bề rộng mặt đế $K_1 = 66 \text{ mm}$, chiều dày đế $S_1 = 30 \text{ mm}$ và $S_2 = 23 \text{ mm}$.
- Các kết cấu khác: Bố trí chốt định vị hình côn, bu-lông vòng/vòng móc cẩu phục vụ nâng hạ, cửa thăm dầu và que thăm dầu để kiểm soát mức dầu bôi trơn trong hộp.
Chương 8: Dung sai lắp ghép
Quy định chế độ dung sai và kiểu lắp ghép cho các mối ghép then chốt:
- Lắp ghép bánh răng trên trục: Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ đảm bảo truyền mô-men xoắn và định tâm tốt.
- Lắp ghép vòng trong ổ lăn lên trục và vòng ngoài vào vỏ hộp: Vòng trong quay chịu tải trọng tuần hoàn lắp theo hệ thống lỗ trục, vòng ngoài đứng yên lắp có khe hở nhỏ.
- Lắp ghép nắp ổ, vòng chắn dầu, chốt định vị và then bằng theo tiêu chuẩn dung sai lắp ghép cơ khí.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán và thiết kế một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, thể hiện qua các kết quả cụ thể:
| Hạng mục thiết kế | Kết quả kỹ thuật đạt được |
|---|---|
| Động cơ điện | Động cơ 4A132M4Y3 ($P = 11 \text{ kW}, n = 1458 \text{ v/p}$, hiệu suất hệ thống $\eta_{ch} = 0,842$) |
| Tỷ số truyền hệ thống | $u_t = 34,71$ (gồm đai thang $u_đ = 3,47$, bánh răng cấp nhanh $u_n = 3,58$, bánh răng cấp chậm $u_c = 2,79$) |
| Bộ truyền ngoài | Đai thang loại B gồm 3 sợi, $d_1 = 180 \text{ mm}, d_2 = 630 \text{ mm}, a = 570 \text{ mm}, L = 2500 \text{ mm}$ |
| Cấp nhanh HGT | Bánh răng trụ răng nghiêng $a_{w1} = 140 \text{ mm}, m = 2,5 \text{ mm}, z_1 = 24, z_2 = 85, \beta = 13^\circ 17'$ |
| Cấp chậm HGT | Bánh răng trụ răng thẳng $a_{w2} = 280 \text{ mm}, m = 3,0 \text{ mm}, z_1 = 50, z_2 = 139$ |
| Hệ thống trục | 3 trục thép 45 với các đường kính ngõng trục lần lượt: Trục I ($35 \text{ mm}$), Trục II ($50 \text{ mm}$), Trục III ($80 \text{ mm}$) |
| Hệ thống ổ lăn | Trục I & II sử dụng ổ đũa côn (chịu lực dọc trục và hướng tâm); Trục III sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy |
| Khớp nối ra | Khớp nối trục đàn hồi mô-men danh định $2000 \text{ N.m}$, đường kính ngõng trục $90 \text{ mm}$ |
| Kết cấu vỏ hộp | Đúc gang, thân hộp dày $11 \text{ mm}$, nắp dày $10 \text{ mm}$, bu-lông nền M22 |
Các giải pháp và đóng góp kỹ thuật do đồ án thực hiện:
- Lựa chọn sơ đồ phân đôi cấp nhanh giúp cân bằng lực dọc trục tác dụng lên trục I và trục II, triệt tiêu một phần mô-men uốn và giảm kích thước đường kính trục trung gian.
- Kiểm nghiệm đầy đủ các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn chân răng, độ bền tĩnh, độ bền mỏi mút then và tuổi thọ ổ lăn theo thời hạn làm việc 7 năm ($33.600 \text{ giờ}$) với hệ số an toàn thực tế đạt yêu cầu.
- Đưa ra bản vẽ thiết kế kết cấu vỏ hộp và các mối ghép dung sai lắp ghép khả thi, phù hợp với năng lực gia công cắt gọt và đúc kim loại thông dụng.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế của đồ án:
- Toàn bộ tính toán được thực hiện theo phương pháp giải tích và công thức bán thực nghiệm truyền thống, chưa áp dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) để mô phỏng biến dạng và ứng suất tập trung cục bộ trên hệ trục và vỏ hộp.
- Chế độ tải trọng chỉ mới xét ở hai mức tải tĩnh rời rạc ($T_1, T_2$), chưa khảo sát các hiện tượng quá tải đột ngột, dao động xoắn hoặc biến thiên nhiệt độ dầu bôi trơn trong quá trình vận hành liên tục dài ngày.
- Hướng mở rộng:
- Ứng dụng các phần mềm thiết kế 3D chuyên ngành (như Autodesk Inventor, SolidWorks) và công cụ mô phỏng động lực học để kiểm nghiệm ứng suất động và tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp.
- Nghiên cứu chế độ bôi trơn cưỡng bức hoặc tối ưu biên dạng góc nghiêng răng $\beta$ để giảm thiểu tiếng ồn và tăng tuổi thọ làm việc của bộ truyền.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án mang giá trị tham khảo cụ thể:
- Đối tượng sử dụng: Sinh viên, học viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành cơ khí.
- Các nội dung mẫu điển hình:
- Trình tự mẫu chuẩn về phân phối tỷ số truyền và tính toán động lực học cho hệ dẫn động cơ khí nhiều cấp.
- Phương pháp phân tích lực tác dụng không gian và lập bảng biểu kiểm nghiệm then, tính chọn ổ đũa côn cho hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh.
- Bảng tổng hợp công thức xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc và quy định dung sai lắp ghép cơ khí.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho trạm dẫn động có thông số kỹ thuật định mức là gì?
Động cơ được chọn là loại 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc 4A132M4Y3, có công suất định mức $P = 11 \text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n = 1458 \text{ vòng/phút}$ và hệ số quá tải khi mở máy $\frac{T_k}{T_{dn}} = 2$.
2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào cho từng cấp?
Tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = 34,71$, được phân bổ cho bộ truyền ngoài đai thang $u_đ = 3,47$, bộ truyền bánh răng cấp nhanh $u_n = 3,58$ và bộ truyền bánh răng cấp chậm $u_c = 2,79$.
3. Kết cấu bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm khác nhau như thế nào về loại răng và khoảng cách trục?
Cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 13^\circ 17'$, mô-đun $m = 2,5 \text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w1} = 140 \text{ mm}$; Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$), mô-đun $m = 3 \text{ mm}$, khoảng cách trục $a_{w2} = 280 \text{ mm}$.
4. Tại sao trục I và trục II lại sử dụng ổ đũa côn trong khi trục III lại dùng ổ bi đỡ một dãy?
Do cấp nhanh dùng bánh răng răng nghiêng sinh ra lực dọc trục ($F_a = 795 \text{ N}$) tác dụng đáng kể lên trục I và trục II, đòi hỏi phải dùng ổ đũa côn để chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Ở trục III, cấp chậm dùng bánh răng răng thẳng không có lực dọc trục ($F_{z32} = 0 \text{ N}$), nên chỉ cần sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ đặc biệt nhẹ để đỡ tải trọng hướng tâm.
5. Chiều dày vỏ hộp giảm tốc và kích thước các bu-lông chính được xác định theo những số liệu nào?
Dựa trên khoảng cách trục lớn nhất $a = 280 \text{ mm}$, chiều dày thân hộp được tính ra $\delta = 11 \text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 10 \text{ mm}$. Kích thước các bu-lông gồm: bu-lông nền M22 ($d_1 = 22 \text{ mm}$), bu-lông cạnh ổ M18 ($d_2 = 18 \text{ mm}$), bu-lông ghép bích M16 ($d_3 = 16 \text{ mm}$), vít ghép nắp ổ M12 và vít ghép nắp cửa thăm M10.
Kết luận
Đồ án môn học "Thiết kế trạm dẫn động cơ khí" đã giải quyết đầy đủ bài toán kỹ thuật từ tính toán động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết cho hệ thống dẫn động thùng trộn/băng tải công suất $8,5 \text{ kW}$. Toàn bộ các bộ phận bao gồm bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng hai cấp, hệ thống trục - then, ổ lăn và khớp nối đều được tính toán và kiểm nghiệm thỏa mãn các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và tuổi thọ yêu cầu $33.600 \text{ giờ}$. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu, công thức và bảng thông số kết cấu rõ ràng, là tài liệu kỹ thuật có độ tin cậy và giá trị tham khảo cao trong đào tạo kỹ thuật cơ khí.