Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các ngành công nghiệp chế biến, hóa chất, vật liệu xây dựng và nông nghiệp, thiết bị thùng trộn quay liên tục giữ vai trò then chốt nhằm đảm bảo độ đồng đều của hỗn hợp nguyên vật liệu. Để vận hành hệ thống thùng trộn nghiêng một góc $3^\circ$ so với phương ngang với đặc tính làm việc liên tục 2 ca/ngày, yêu cầu đặt ra là phải tính toán, thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, đảm bảo truyền tải đủ công suất, vận hành ổn định trong suốt vòng đời thiết kế (18.000 giờ) và đạt hiệu suất cơ học tối ưu.

Đề tài tập trung giải quyết các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật cụ thể sau:

  1. Xác định công suất cản và vận tốc góc của trục công tác dựa trên các thông số tải trọng và hình học của thùng trộn.
  2. Lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân bổ tỉ số truyền hợp lý cho toàn bộ hệ thống dẫn động gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài (đai thang) nhằm đảm bảo khả năng truyền mô-men xoắn và kiểm nghiệm góc ôm, tuổi thọ dây đai.
  4. Tính toán thiết kế động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc.
  5. Thiết kế kết cấu trục, lựa chọn vật liệu, tính toán phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men, kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục truyền động và chọn then bằng.
  6. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn (ổ đũa côn) theo tiêu chuẩn ISO 281 và kiểm nghiệm khớp nối trục vòng đàn hồi nối giữa trục thứ cấp hộp giảm tốc với trục máy công tác.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn quay, bao gồm cụm động cơ điện, bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, trục truyền, then, ổ lăn và khớp nối đàn hồi. Phạm vi tính toán được xác định dựa trên các thông số đầu vào cho trước:

  • Trọng lượng vật liệu trong thùng trộn: $G_v = 2000\text{ N}$.
  • Góc nâng vật liệu trong thùng: $\alpha = 85^\circ = \frac{17\pi}{36}\text{ rad}$.
  • Góc nghiêng của thùng so với phương ngang: $3^\circ$.
  • Khối lượng riêng của vật liệu trộn: $\rho = 1300\text{ kg/m}^3$.
  • Kích thước hình học: Đường kính trong thùng $D$, bán kính quy ước $R_0 = D/3 = 0,55/3\text{ m}$, chiều dài thùng trộn $L = 1,92\text{ m}$.
  • Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, tải trọng tĩnh, 2 ca/ngày, thời gian phục vụ 5 năm với tổng thời gian vận hành $L_H = 18.000\text{ giờ}$ ($5 \times 300\text{ ngày} \times 2\text{ ca} \times 6\text{ giờ/ca}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và giáo trình tính toán chi tiết máy kinh điển (Tài liệu Thiết kế chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm, Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, cùng sổ tay tra cứu SKF Rolling Bearings và tiêu chuẩn ISO 281).

Các nguyên lý và phương pháp tính toán cốt lõi bao gồm:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng và động lực học máy: Xác định công suất cần thiết trên trục làm việc $P_{lv}$ thông qua tổng công suất nâng vật liệu ($P_1$), công suất trộn vật liệu ($P_2$) và công suất tổn hao do ma sát tại các ổ trục thùng trộn ($P_3$).
  • Phương pháp tính toán động học hệ dẫn động: Xác định hiệu suất tổng thể $\eta$ của chuỗi truyền động nối tiếp, tính toán công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{ctđc}$, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc theo tiêu chuẩn công nghiệp và phân chia tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc.
  • Phương pháp tính toán độ bền chi tiết máy:
    • Bộ truyền đai: Tính toán theo khả năng kéo và độ bền mỏi uốn, kiểm soát vận tốc đai $v \le v_{max}$, số chu kỳ chạy của đai $i \le [i]$, góc ôm bánh dẫn $\alpha_1 \ge 120^\circ$.
    • Bộ truyền bánh răng: Áp dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz để tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$, lý thuyết uốn dầm mút thừa để kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$, và kiểm nghiệm ứng suất cực đại khi quá tải $\sigma_{Hmax} \le [\sigma_H]{max}$, $\sigma{Fmax} \le [\sigma_F]_{max}$.
    • Kết cấu trục: Phương pháp giải tích kết cấu tĩnh định không gian thông qua chiếu lực lên hai mặt phẳng vuông góc ($yOz$ và $xOz$), xác định biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$, từ đó tính toán mô-men tương đương $M_{td}$ để định đường kính trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S \ge [S]$.
    • Ổ lăn và mối ghép then: Tính toán tải trọng động tương đương $P$ và tuổi thọ danh định cơ bản $L_{10h}$ theo ISO 281; kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c]$ của then bằng và vòng cao su khớp nối.

Nguồn dữ liệu sử dụng là bảng tra thông số tiêu chuẩn động cơ điện, đai thang tiêu chuẩn, vật liệu thép kết cấu máy (Thép 45 tôi cải thiện), hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, và bảng kích thước ổ đũa côn SKF hệ mét.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động cơ khí được bố trí theo sơ đồ động học: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối đai thang (bộ truyền ngoài) $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Trục thùng trộn (máy công tác).

Phân phối động học và động lực học trên các trục

Toàn bộ hệ thống được tính toán động lực học chi tiết từ trục công tác ngược về trục động cơ điện, đảm bảo sai lệch tỉ số truyền toàn hệ thống không vượt quá giới hạn cho phép $\Delta u \le 5%$.

Thông số kỹ thuật Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) $5,66$ $5,22$ $5,01$ $5,01$
Tỉ số truyền $u$ - $u_đ = 2,5$ $u_{br} = 4,0$ $u_{nt} = 1,0$
Tỉ số truyền thực tế $u_{tt}$ - $2,52$ $4,0$ $1,0$
Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) $715$ $286$ $57$ $57$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) $740.452$ $174.304$ $839.394$ $839.394$

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Tính toán công suất và tốc độ trục công tác

Nội dung chương tập trung xác định các thông số làm việc trực tiếp trên thùng trộn:

  • Chiều dài thùng trộn: Tính toán theo góc nghiêng đạt $L = 1,92\text{ m}$.
  • Tốc độ quay của thùng trộn: Xác định theo năng suất yêu cầu, đạt $n_{lv} = 73\text{ vòng/phút}$.
  • Thành phần công suất cản:
    • Công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp: $P_1 = 1,72\text{ kW}$ (với $G_v = 2000\text{ N}$, $R_0 = 0,55/3\text{ m}$, $\alpha = 85^\circ$).
    • Công suất trộn vật liệu: $P_2 = 2,79\text{ kW}$.
    • Công suất tổn hao do ma sát tại các gối đỡ ổ lăn trục thùng trộn: $P_3 = 0,1(P_1 + P_2) = 0,45\text{ kW}$.
  • Tổng công suất làm việc trên trục công tác: $P_{lv} = P_1 + P_2 + P_3 = 1,72 + 2,79 + 0,45 = 4,96\text{ kW}$.

Phần 2: Chọn động cơ điện và phân bố tỉ số truyền

  • Hiệu suất chung của hệ thống: Xác định dựa trên tích hiệu suất các cụm chi tiết: $$\eta = \eta_đ \times \eta_{br} \times \eta_{nt} \times \eta_o^3 = 0,95 \times 0,97 \times 0,98 \times 0,99^3 = 0,88$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ctđc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4,96}{0,88} = 5,63\text{ kW}$$
  • Lựa chọn động cơ: Động cơ điện được chọn là loại 160L8A có công suất định mức $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 715\text{ vòng/phút}$.
  • Tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung tính toán $u = 715 / 73 = 9,79$. Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{br} = 4,0$ và bộ truyền đai $u_đ = 2,5$, cho ra tỉ số truyền thực tế $u_{tt} = 10$. Sai lệch tỉ số truyền kiểm tra đạt $\Delta u = 2,15% < 5%$, hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật.

Phần 3: Tính toán bộ truyền ngoài - Bộ truyền đai thang

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang thường với công suất dẫn $P = 5,66\text{ kW}$, tốc độ $n_1 = 715\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_đ = 2,5$:

  • Tiết diện đai: Chọn loại đai thang thường tiết diện Ƃ (B).
  • Kích thước bánh đai: Đường kính bánh đai dẫn $d_1 = 180\text{ mm}$ (cho vận tốc đai $v_1 = 6,74\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$); đường kính bánh đai bị dẫn tiêu chuẩn $d_2 = 450\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$). Tỉ số truyền đai thực tế $u_{đtt} = 2,52$.
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục tính toán $a = 460\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2000\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm động học và độ bền:
    • Số chu kỳ chạy trong 1 giây: $i = v / l = 6,74 / 2 = 3,37\text{ lần/s} < [i] = 10\text{ lần/s}$.
    • Góc ôm trên bánh đai dẫn: $\alpha_1 = 147^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện bám).
    • Số đai cần thiết: $z = 3$ sợi (với công suất cho phép $[P_0] = 2,42\text{ kW}$, các hệ số điều chỉnh $C_\alpha = 0,945$, $C_L = 0,95$, $C_u = 1,14$, $C_z = 0,95$, $K_đ = 1,0$).
  • Lực tác dụng: Lực căng ban đầu $F_0 = 242,85\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 1400\text{ N}$.

Phần 4: Tính toán thiết kế bộ truyền hộp giảm tốc

Thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:

  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện, độ cứng đạt $250\text{ HB}$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_{H1}] = 518,18\text{ MPa}$.
    • Bánh bị dẫn: Thép 45 tôi cải thiện, độ cứng đạt $235\text{ HB}$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_{H2}] = 490,9\text{ MPa}$.
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép chung của bộ truyền: $[\sigma_H] = 504,5\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học ăn khớp:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 181,12\text{ mm}$.
    • Mô-đun pháp tiêu chuẩn: $m = 3\text{ mm}$.
    • Số răng bánh dẫn và bánh bị dẫn: $z_1 = 24$, $z_2 = 96$ (tỉ số truyền thực $u_{brtt} = 4$).
    • Góc nghiêng răng thực tế: $\beta = 10^\circ 34'$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ 12'$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = 54,33\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 72,44\text{ mm}$, $d_{w2} = 289,7\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 79,3\text{ mm}$, $d_{a2} = 288,8\text{ mm}$; đường kính đáy: $d_{f1} = 71,8\text{ mm}$, $d_{f2} = 281,3\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất tiếp xúc làm việc: $\sigma_H = 501,25\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 504,5\text{ MPa}$ (độ lệch $0,64% < 10%$).
    • Ứng suất uốn làm việc: $\sigma_{F1} = 88,77\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 95,61\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 672,5\text{ MPa} < [\sigma_H]{max} = 1260\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 159,7\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$; $\sigma_{F2max} = 172,1\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$ (với hệ số quá tải $K_{qt} = 1,8$).
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 4812,36\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1793,3\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 891,9\text{ N}$.
Thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
- Khoảng cách trục: aw = 181,12 mm
- Mô-đun: m = 3 mm
- Số răng: z1 = 24, z2 = 96
- Chiều rộng vành răng: bw = 54,33 mm
- Góc nghiêng răng: beta = 10°34'

Phần 5.1: Tính và chọn nối trục

  • Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối trục II với trục máy công tác với mô-men xoắn danh nghĩa $T = 856.149\text{ N.mm}$, hệ số an toàn $k = 1,5 \rightarrow T_t = 1.284.223\text{ N.mm}$.
  • Đường kính trục sơ bộ tại vị trí lắp khớp: $d \ge 59,8\text{ mm}$ (chọn đường kính nối trục $d = 63\text{ mm}$).
  • Thông số kết cấu nối trục (theo Bảng 9.10a): Đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 210\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính chốt $d_c = 18\text{ mm}$, chiều dài đoạn vòng đàn hồi $l_3 = 36\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Ứng suất dập của vòng cao su: $\sigma_d = 3,1\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn của chốt thép 45: $\sigma_u = 78,64\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$.
  • Lực hướng tâm tác dụng lên trục do độ lệch tâm của khớp nối: $F_{rkn} = 1630,76\text{ N}$.

Phần 5.2: Tính toán thiết kế trục, then và chọn ổ lăn

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, $[\sigma] = 63\text{ MPa}$ cho Trục I và $[\sigma] = 50\text{ MPa}$ cho Trục II).
  • Kích thước định vị gối đỡ và điểm đặt lực:
    • Trục I: $l_{11} = 156\text{ mm}$, $l_{12} = 100,74\text{ mm}$, $l_{13} = 78\text{ mm}$; bề rộng ổ $b_{01} = 35\text{ mm}$.
    • Trục II: $l_{22} = 200,3\text{ mm}$, $l_{23} = 230,6\text{ mm}$; bề rộng ổ $b_{02} = 47\text{ mm}$.
  • Phản lực gối đỡ tính toán:
    • Trục I: Mặt phẳng $yOz$ ($R_{By} = -3789\text{ N}$, $R_{Dy} = -1764\text{ N}$); Mặt phẳng $xOz$ ($R_{Bx} = 2899,3\text{ N}$, $R_{Dx} = 121,13\text{ N}$).
    • Trục II: Mặt phẳng $yOz$ ($R_{Cy} = 2142\text{ N}$, $R_{Ay} = -5364\text{ N}$); Mặt phẳng $xOz$ ($R_{Cx} = -904\text{ N}$, $R_{Ax} = 904\text{ N}$).
  • Đường kính các đoạn trục:
    • Trục I: $d_{A1} = 30\text{ mm}$, $d_{B1} = 35\text{ mm}$, $d_{C1} = 40\text{ mm}$, $d_{D1} = 35\text{ mm}$.
    • Trục II: $d_{A2} = 50\text{ mm}$, $d_{B2} = 50\text{ mm}$, $d_{C2} = 55\text{ mm}$, $d_{D2} = 50\text{ mm}$.
  • Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then bằng:
    • Trục I (vị trí lắp bánh đai và bánh răng): Then bằng $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$; kiểm nghiệm ứng suất cắt $\tau_c = 10,84\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60 \div 90\text{ MPa}$.
    • Trục II (vị trí lắp bánh răng và khớp nối): Then bằng $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$; kiểm nghiệm ứng suất cắt $\tau_c = 11,39\text{ MPa} \le [\tau_c] = 60 \div 90\text{ MPa}$. Cả hai trục đều thỏa mãn điều kiện bền dập.
  • Tính toán lựa chọn ổ lăn: Do chịu lực hướng tâm lớn kết hợp lực dọc trục ăn khớp, hệ thống chọn ổ đũa côn đỡ chặn hệ mét cỡ nhẹ theo tiêu chuẩn SKF:
    • Trục I: Sử dụng ổ đũa côn 32008 ($d = 40\text{ mm}, D = 68\text{ mm}, B = 19\text{ mm}, C = 52,8\text{ kN}, C_0 = 71\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_{10} = 1287\text{ triệu vòng quay}$, thỏa mãn tuổi thọ làm việc $L_{10h} \ge 18.000\text{ giờ}$.
    • Trục II: Sử dụng ổ đũa côn 32010 ($d = 50\text{ mm}, D = 80\text{ mm}, B = 20\text{ mm}, C = 60,8\text{ kN}, C_0 = 88\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_{10} = 31.368\text{ triệu vòng quay}$, hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu $L_{10h} \ge 18.000\text{ giờ}$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thiện trọn vẹn toàn bộ chu trình tính toán thiết kế một hệ dẫn động cơ khí cho thùng trộn quay công nghiệp, mang lại các kết quả định lượng cụ thể:

Cụm chi tiết Thông số lựa chọn / Tính toán Giá trị kiểm nghiệm thực tế Kết luận kỹ thuật
Động cơ điện Động cơ 160L8A ($7,5\text{ kW}, 715\text{ vg/ph}$) $P_{đc} \ge P_{ctđc} = 5,63\text{ kW}$ Đủ công suất, an toàn tải tĩnh
Hệ tỉ số truyền $u_đ = 2,5; u_{br} = 4 \rightarrow u_{tt} = 10$ Sai lệch $\Delta u = 2,15%$ Thỏa mãn điều kiện $\Delta u \le 5%$
Bộ truyền đai 3 dây đai thang tiết diện Ƃ, $a=460\text{ mm}$ Góc ôm $\alpha_1 = 147^\circ$, tần số $i=3,37\text{ s}^{-1}$ Thỏa mãn điều kiện bám và mỏi
Bánh răng HGT Bánh răng nghiêng Thép 45 tôi cải thiện, $a_w=181,12\text{ mm}$ $\sigma_H = 501,25\text{ MPa} \le 504,5\text{ MPa}$
$\sigma_{F1}=88,77\text{ MPa}; \sigma_{F2}=95,61\text{ MPa}$		 Đảm bảo độ bền tiếp xúc, uốn và quá tải
Nối trục Vòng đàn hồi $d=63\text{ mm}, D_0=210\text{ mm}, Z=8$ $\sigma_d = 3,1\text{ MPa}; \sigma_u = 78,64\text{ MPa}$ Thỏa mãn giới hạn dập cao su và uốn chốt
Trục I & II Thép 45, bậc trục $30 \div 40\text{ mm}$ và $50 \div 55\text{ mm}$ Then $\tau_c \approx 11\text{ MPa}$, hệ số an toàn mỏi $S \ge [S]$ Đảm bảo bền tĩnh, mỏi và then
Ổ lăn Ổ đũa côn SKF 32008 (trục I) & 32010 (trục II) $L_{10h} \ge 18.000\text{ giờ}$ Thỏa mãn tuổi thọ danh định cơ bản ISO 281

Hệ thống tính toán đã tối ưu hóa việc sử dụng các chi tiết tiêu chuẩn hóa (đai, then, ổ lăn SKF, khớp nối trục, động cơ điện lồng sóc), giúp giảm thiểu chi phí chế tạo riêng lẻ và tạo thuận lợi cho việc bảo trì, thay thế phụ tùng trong thực tế sản xuất.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên phạm vi và nội dung tính toán được trình bày trong tài liệu:

  • Hạn chế:
    • Quá trình tính toán tải trọng làm việc đang giả định ở điều kiện tải tĩnh với hệ số tải trọng danh nghĩa, chưa xét đến các biến thiên tải trọng ngẫu nhiên khi nguyên liệu bị vón cục hoặc độ ẩm nguyên liệu thay đổi bất thường trong thùng trộn.
    • Chưa triển khai phân tích ứng suất và biến dạng đàn hồi của hệ thống trục và vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM).
    • Chưa tính toán hệ thống bôi trơn làm mát chi tiết và cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục ở môi trường nhiệt độ cao.
  • Hướng mở rộng:
    • Ứng dụng các công cụ mô phỏng động lực học để kiểm tra dao động xoắn và rung động của hệ thống trục khi làm việc ở chế độ quá tải tức thời.
    • Thiết kế chi tiết kết cấu vỏ hộp giảm tốc (kích thước nắp, thân hộp, gân tăng cứng, bu-lông nền) và hoàn thiện bản vẽ lắp tổng thể cùng bản vẽ chế tạo chi tiết.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh tính toán này có giá trị ứng dụng và tham khảo thiết thực:

  • Đối tượng sử dụng: Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc Khóa luận tốt nghiệp.
  • Nội dung giá trị nhất:
    • Trình tự mẫu chuẩn xác và nhất quán trong việc tính toán phân bổ tỉ số truyền và công suất cho hệ thống truyền động kết hợp (đai - bánh răng trụ).
    • Bảng số liệu chi tiết về kiểm nghiệm bền bánh răng trụ răng nghiêng theo cả 3 tiêu chí: độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền quá tải.
    • Quy trình phân tích phản lực gối đỡ 3 chiều, vẽ biểu đồ mô-men không gian và tính toán lựa chọn ổ đũa côn theo tiêu chuẩn quốc tế ISO 281.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao hệ thống lại sử dụng động cơ điện 160L8A có công suất 7,5 kW trong khi công suất cần thiết tính toán chỉ là 5,63 kW?
Công suất cần thiết trên trục động cơ tính được là $P_{ctđc} = 5,63\text{ kW}$. Theo dãy công suất tiêu chuẩn của động cơ điện không đồng bộ ba pha 8 cực (tốc độ đồng bộ $750\text{ vòng/phút}$, tốc độ thực $715\text{ vòng/phút}$), cấp công suất định mức thương mại liền kề lớn hơn thỏa mãn điều kiện $P_{đc} \ge P_{ctđc}$ là $7,5\text{ kW}$ (động cơ 160L8A).

2. Tiêu chí lựa chọn loại đai thang tiết diện Ƃ (B) và số lượng đai trong bộ truyền ngoài là gì?
Tiết diện đai thang Ƃ được tra theo đồ thị quan hệ giữa công suất dẫn trên trục động cơ ($P = 5,66\text{ kW}$) và số vòng quay ($n_1 = 715\text{ vòng/phút}$). Số lượng sợi đai tính toán ra $z = 3$ sợi dựa trên công suất cho phép của một sợi đai $[P_0] = 2,42\text{ kW}$ cùng các hệ số hiệu chỉnh tải trọng tĩnh, góc ôm $\alpha_1 = 147^\circ$, chiều dài đai $l = 2000\text{ mm}$ và tỉ số truyền $u_đ = 2,5$.

3. Bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được thiết kế với góc nghiêng và mô-đun bao nhiêu để thỏa mãn độ bền?
Bộ truyền sử dụng mô-đun pháp tiêu chuẩn $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 181,12\text{ mm}$, số răng $z_1 = 24$ và $z_2 = 96$. Góc nghiêng răng tính toán là $\beta = 10^\circ 34'$, cho ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 501,25\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 504,5\text{ MPa}$ và ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 88,77\text{ MPa}, \sigma_{F2} = 95,61\text{ MPa}$ đều nằm trong giới hạn cho phép của Thép 45 tôi cải thiện.

4. Tại sao trên cả trục I và trục II của hộp giảm tốc đều ưu tiên sử dụng ổ đũa côn thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên trong quá trình ăn khớp phát sinh lực dọc trục đáng kể ($F_a = 891,9\text{ N}$) cùng với lực hướng tâm lớn từ bộ truyền đai ($F_r = 1400\text{ N}$) và khớp nối ($F_{rkn} = 1630,76\text{ N}$). Ổ đũa côn (mã hiệu 32008 cho trục I và 32010 cho trục II) có khả năng chịu đồng thời lực hướng kính và lực dọc trục lớn, đảm bảo tuổi thọ làm việc trên $18.000\text{ giờ}$ theo ISO 281.

Kết luận

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn quay nghiêng $3^\circ$ với năng suất xác định. Các thông số động học, động lực học của động cơ điện 160L8A, bộ truyền 3 đai thang Ƃ, cặp bánh răng trụ răng nghiêng Thép 45 ($a_w = 181,12\text{ mm}$), hệ thống trục, then và ổ đũa côn SKF đều được kiểm nghiệm thỏa mãn tuyệt đối các chỉ tiêu về độ bền tĩnh, độ bền mỏi và tuổi thọ yêu cầu (18.000 giờ). Đây là tài liệu thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn mực, có tính ứng dụng cao trong giảng dạy và thực hành thiết kế cơ khí.