Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong lĩnh vực kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, việc tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho các thiết bị công nghiệp đóng vai trò nền tảng nhằm đảm bảo hiệu suất làm việc, độ tin cậy và tuổi thọ vận hành của máy móc. Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế toàn diện hệ thống truyền động cho thùng trộn công nghiệp (Đề số 11, Phương án 10), một thiết bị làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc.

Bối cảnh kỹ thuật và các thông số ban đầu của hệ thống dẫn động thùng trộn được xác định như sau:

  • Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn (máy công tác): $P = 5\text{ kW}$
  • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 40\text{ vòng/phút}$
  • Thời gian phục vụ thiết kế: 5 năm
  • Chế độ làm việc: 170 ngày/năm, 1 ca/ngày (tương đương tổng thời gian vận hành $L_h = 6800\text{ giờ}$)
  • Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi theo 3 bậc trong một chu kỳ $t_{ck} = 55\text{ giây}$, gồm:
    1. Giai đoạn 1 ($t_1 = 13\text{ s}$): Chịu tải định mức $T_1 = T$
    2. Giai đoạn 2 ($t_2 = 27\text{ s}$): Chịu tải $T_2 = 0{,}8T$
    3. Giai đoạn 3 ($t_3 = 15\text{ s}$): Chịu tải $T_3 = 0{,}7T$

Nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế kỹ thuật của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất tính toán tương đương, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỉ số truyền cho toàn hệ thống.
  2. Thiết kế chi tiết các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (bộ truyền đai thang và khớp nối trục đàn hồi).
  3. Tính toán thiết kế động học, hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cho các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh.
  4. Thiết kế kết cấu các trục, vẽ biểu đồ nội lực (momen uốn, momen xoắn), xác định tiết diện nguy hiểm, kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và độ bền tĩnh, đồng thời tính chọn và kiểm nghiệm then.
  5. Tính toán, lựa chọn các ổ lăn đỡ trục phù hợp theo khả năng tải động, tải tĩnh và số vòng quay tới hạn.

Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động cơ khí bao gồm: động cơ điện, bộ truyền đai thang hở, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi, cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng), khớp nối trục đàn hồi và trục làm việc của thùng trộn.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuẩn tắc về Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí và Chi tiết máy theo các giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn kỹ thuật chuyên ngành:

  • Khung lý thuyết tính toán:

    • Lý thuyết tính toán tải trọng tương đương đối với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc theo đường cong mỏi tiếp xúc ($m_H = 6$) và đường cong mỏi uốn ($m_F = 6$).
    • Phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc bề mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo tiêu chuẩn cơ khí ứng dụng của PGS.TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển (Tài liệu [1], [3]).
    • Thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất và thuyết bền năng lượng biến dạng hình dáng (thuyết bền 4) trong tính toán kiểm nghiệm trục chịu ứng suất kết hợp (uốn và xoắn đồng thời).
    • Tiêu chuẩn tính toán kiểm nghiệm then theo ứng suất dập $[\sigma_d]$ và ứng suất cắt $[\tau_c]$.
    • Lý thuyết tải trọng động tương đương $Q_E$, tải trọng tĩnh quy ước $Q_0$ và tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay của tiêu chuẩn ISO/TCVN (Tài liệu [1], [2]).

  • Phương pháp nghiên cứu:

    • Phương pháp giải tích kết hợp phương pháp tra cứu bảng chuẩn kỹ thuật: Thiết lập các phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ; tính toán nội lực cắt, momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc ($yOz$ và $xOz$) và momen xoắn; từ đó tổng hợp momen uốn tương đương.
    • Phương pháp lặp và kiểm nghiệm: Chọn sơ bộ các thông số kết cấu (khoảng cách trục $a_w$, môđun pháp $m_n$, đường kính trục $d$, loại ổ lăn), sau đó tiến hành các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh và vận tốc tới hạn.

  • Nguồn dữ liệu:

    • Số liệu thiết kế Phương án 10 - Đề 11.
    • Các bảng tra cứu kỹ thuật tiêu chuẩn về động cơ điện dãy 4A, dung sai lắp ghép, tính chất cơ lý của vật liệu thép C45 tôi cải thiện và thường hóa, thông số kích thước đai thang loại B, ổ bi đỡ và ổ đũa đỡ trụ ngắn.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính công suất, chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

Chương này tập trung xác định chế độ làm việc danh định của động cơ điện và phân phối tỉ số truyền qua các cấp:

  • Công suất tương đương (tính toán): Do tải trọng thay đổi theo 3 bậc, công suất tính toán tương đương trên trục công tác được xác định: $$P_t = P_{tđ} = P \cdot \sqrt{\frac{\sum \left(\frac{T_i}{T}\right)^2 t_i}{\sum t_i}} = 5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 13 + 0{,}8^2 \cdot 27 + 0{,}7^2 \cdot 15}{13 + 27 + 15}} = 4{,}14\text{ kW}$$
  • Hiệu suất chung của hệ thống: $$\eta_{ch} = \eta_đ \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 = 0{,}95 \cdot 0{,}97 \cdot 0{,}97 \cdot 0{,}98 \cdot (0{,}99)^4 = 0{,}816$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta_{ch}} = \frac{4{,}14}{0{,}816} = 5{,}07\text{ kW}$$
  • Chọn động cơ điện: Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc kiểu 4A132S6Y3 với các thông số:
    • Công suất định mức: $P_{đc} = 5{,}5\text{ kW}$
    • Số vòng quay định mức: $n_{đc} = 960\text{ vòng/phút}$
    • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}80$; Hiệu suất $\eta = 85%$
    • Tỉ số momen: $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$; $T_k/T_{dn} = 2{,}0$
  • Phân phối tỉ số truyền:
    • Tỉ số truyền tổng: $U_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{960}{40} = 24$
    • Phân phối: Bộ truyền đai ngoài $U_đ = 3$; Hộp giảm tốc hai cấp $U_h = 8$
    • Phân phối trong hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi: Cấp nhanh $u_1 = 3{,}08$; Cấp chậm $u_2 = 2{,}60$
    • Sai số tỉ số truyền thực tế: $\Delta u = \frac{|24 - 3 \cdot 8|}{24} = 0{,}1% < 4%$ (thỏa mãn điều kiện).
Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 5,07 4,74 4,42 4,25 4,14
Số vòng quay $n$ (v/p) 960 321 103,89 39,95 40
Momen xoắn $T$ (Nmm) 50.435,9 141.459,3 406.304,0 1.015.957,4 988.425,0
Tỉ số truyền $u$ - $u_đ = 3$ $u_1 = 3{,}08$ $u_2 = 2{,}60$ $u_{kn} = 1$

Chương 2: Tính toán các bộ truyền hở (Truyền đai - Khớp nối trục)

Chương 2 trình bày quy trình tính toán kích thước hình học, kiểm nghiệm ứng suất và lực tác dụng của bộ truyền đai thang và nối trục đàn hồi:

  • Bộ truyền đai thang:
    • Dạng đai: Chọn loại đai B (tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$, $b_p = 14\text{ mm}$, $b_0 = 17\text{ mm}$, $h = 10{,}5\text{ mm}$, $y_0 = 4{,}0\text{ mm}$).
    • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$; Vận tốc đai: $v_1 = 8{,}04\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
    • Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 450\text{ mm}$ (với hệ số trượt $\varepsilon = 0{,}02$). Tỉ số truyền đai thực tế $u_t = 2{,}89$ (sai lệch $3{,}6% < 4%$).
    • Khoảng cách trục: $a = 499{,}9\text{ mm}$; Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2000\text{ mm}$.
    • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 146{,}9^\circ > \alpha_{min} = 120^\circ$.
    • Số dây đai: Tính toán $z = 2{,}45 \to$ Chọn $z = 3$ đai. Chiều rộng bánh đai: $B = 63\text{ mm}$.
    • Đường kính ngoài bánh đai: $d_{a1} = 168{,}4\text{ mm}$; $d_{a2} = 458{,}4\text{ mm}$.
    • Lực và ứng suất: Lực căng đai ban đầu $F_0 = 207\text{ N}$ (tổng lực $F = 621\text{ N}$); Lực vòng có ích $F_v = 630{,}6\text{ N}$; Lực tác dụng lên trục $F_r = 1190{,}5\text{ N}$.
    • Ứng suất lớn nhất trong đai: $\sigma_{max} = 8{,}33\text{ MPa} \le [\sigma_k] = 10\text{ MPa}$.
    • Tuổi thọ làm việc tính toán của đai: $L_h = 641{,}5\text{ giờ}$.
  • Tính toán nối trục vòng đàn hồi:
    • Nối giữa trục III của hộp giảm tốc và trục máy công tác, chịu momen danh nghĩa $T_3 = 1.015.957{,}4\text{ Nmm}$ (với hệ số chế độ làm việc $K = 1{,}5$).
    • Kiểm nghiệm độ bền uốn chốt nối: $\sigma_F = 31{,}1\text{ MPa} \le [\sigma]_F = 70\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền dập vòng cao su: $\sigma_d = 2{,}4\text{ MPa} < [\sigma]_d = 3\text{ MPa}$.
    • Lực do khớp nối tác dụng lên trục III: $F_{kn} = 2902{,}73\text{ N}$.

Chương 3: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc (Bộ truyền bánh răng)

Chương 3 tính toán thiết kế chi tiết hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc:

  • Cấp nhanh: Bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi

    • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện; Bánh nhỏ đạt độ rắn $HB_1 = 260$, bánh lớn đạt $HB_2 = 230$. Giới hạn mỏi tiếp xúc: $\sigma_{OHlim1} = 590\text{ MPa}$, $\sigma_{OHlim2} = 530\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 200\text{ mm}$.
    • Môđun pháp: $m_n = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 28$ răng; Bánh bị dẫn $z_2 = 86$ răng. Tỉ số truyền thực $u_m = 3{,}07$ (sai số $0{,}33%$).
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 31{,}24^\circ$ ($31^\circ14'$).
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 98{,}25\text{ mm}$, $d_2 = 301{,}75\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b_1 = 68\text{ mm}$, $b_2 = 63\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 2879{,}58\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r1} = 1225{,}82\text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a1} = 1746{,}68\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất:
      • Tiếp xúc: $\sigma_H = 298{,}13\text{ MPa} < [\sigma_H] = 486{,}91\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
      • Uốn: $\sigma_F = 41{,}8\text{ MPa} < [\sigma_F] = 283{,}2\text{ MPa}$ (thỏa mãn).

  • Cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng

    • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện ($HB_1 = 260, HB_2 = 230$).
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 200\text{ mm}$.
    • Môđun răng: $m = 2{,}5\text{ mm}$.
    • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 45$ răng; Bánh bị dẫn $z_2 = 115$ răng. Tỉ số truyền thực $u_m = 2{,}56$ (sai số $1{,}54%$).
    • Kích thước hình học: Đường kính chia $d_1 = 112{,}5\text{ mm}$, $d_2 = 287{,}5\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b_1 = 85\text{ mm}$, $b_2 = 80\text{ mm}$.
    • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t2} = 3611{,}6\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r2} = 1314{,}5\text{ N}$ (lực dọc trục $F_a = 0$).
    • Kiểm nghiệm ứng suất:
      • Tiếp xúc: $\sigma_H = 388{,}12\text{ MPa} < [\sigma_H] = 397{,}2\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
      • Uốn: $\sigma_F = 149{,}15\text{ MPa} < [\sigma_F] = 248{,}88\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
Thông số bộ truyền Cấp nhanh (Răng nghiêng phân đôi) Cấp chậm (Răng thẳng)
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 200 200
Môđun $m_n$ hoặc $m$ (mm) 3,0 2,5
Tỉ số truyền thực $u_m$ 3,07 2,56
Góc nghiêng răng $\beta$ $31{,}24^\circ$ $0^\circ$
Số răng bánh dẫn / bị dẫn ($z_1 / z_2$) 28 / 86 45 / 115
Đường kính vòng chia $d_1 / d_2$ (mm) 98,25 / 301,75 112,5 / 287,5
Đường kính vòng đỉnh $d_{a1} / d_{a2}$ (mm) 104,25 / 307,25 117,5 / 292,5
Đường kính vòng đáy $d_{f1} / d_{f2}$ (mm) 90,75 / 294,25 106,25 / 281,25
Bề rộng vành răng $b_1 / b_2$ (mm) 68 / 63 85 / 80
Lực vòng $F_t$ / Hướng tâm $F_r$ (N) 2879,58 / 1225,82 3611,6 / 1314,5
Lực dọc trục $F_a$ (N) 1746,68 0
Ứng suất tiếp xúc tính toán / Cho phép (MPa) 298,13 / 486,91 388,12 / 397,20
Ứng suất uốn tính toán / Cho phép (MPa) 41,80 / 283,20 149,15 / 248,88

Chương 4: Tính toán trục và chọn then

Chương 4 thực hiện thiết kế kết cấu hình học của 3 trục, giải bài toán nội lực uốn - xoắn không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh và liên kết then:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b \ge 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, giới hạn mỏi $\sigma_{-1} = 350\text{ MPa}$, $\tau_{-1} = 203\text{ MPa}$.
  • Thiết kế trục I (Trục vào):
    • Đường kính sơ bộ: $d_1 = 35\text{ mm}$.
    • Xác định kích thước chiều trục: $l_{11} = 324\text{ mm}$, khoảng côngxôn lắp bánh đai $l_{c12} = 75\text{ mm}$.
    • Tiết diện nguy hiểm tại C (lắp bánh răng nghiêng): Momen uốn tổng hợp $M_{Ctđ} = 266.754{,}99\text{ Nmm}$.
    • Đường kính chọn chuẩn: Lắp bánh răng $d_C = d_B = 38\text{ mm}$; Ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = d_D = 30\text{ mm}$; Đầu trục lắp bánh đai $d_E = 28\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi tại C: Hệ số an toàn $s = 2{,}32 > [s] = 1{,}5$. Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_C = 52{,}46\text{ MPa} < [\sigma]_{qt} = 65\text{ MPa}$.
    • Then bằng thép C45:
      • Tại tiết diện B và C ($d=38\text{ mm}$): Then $b=10\text{ mm}, h=8\text{ mm}, l_t=56\text{ mm}$; $\sigma_d = 44{,}32\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$.
      • Tại tiết diện E ($d=28\text{ mm}$): Then $b=8\text{ mm}, h=7\text{ mm}, l_t=56\text{ mm}$; $\sigma_d = 22{,}55\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$.
  • Thiết kế trục II (Trục trung gian):
    • Đường kính sơ bộ: $d_2 = 55\text{ mm}$.
    • Khoảng cách giữa các gối đỡ $l_{21} = 324\text{ mm}$.
    • Tiết diện nguy hiểm tại C (lắp bánh răng cấp chậm): $M_{Ctđ} = 666.063{,}38\text{ Nmm}$.
    • Đường kính chọn chuẩn: $d_C = 50\text{ mm}$; $d_B = d_D = 45\text{ mm}$; Ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_E = 30\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi tại C: Hệ số an toàn $s = 2{,}58 > [s] = 1{,}5$. Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_C = 45{,}24\text{ MPa} < 65\text{ MPa}$.
    • Then bằng thép C45:
      • Tại B và D ($d=45\text{ mm}$): Then $b=14\text{ mm}, h=9\text{ mm}, l_t=63\text{ mm}$; $\sigma_d = 40{,}95\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$.
      • Tại C ($d=50\text{ mm}$): Then $b=16\text{ mm}, h=10\text{ mm}, l_t=70\text{ mm}$; $\sigma_d = 58{,}04\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$, $\tau_c = 14{,}51\text{ MPa} \le 40\text{--}60\text{ MPa}$.
  • Thiết kế trục III (Trục ra):
    • Đường kính sơ bộ: $d_3 = 60\text{ mm}$.
    • Tiết diện nguy hiểm tại C (lắp bánh răng cấp chậm): $M_{Ctđ} = 1.009.848\text{ Nmm}$.
    • Đường kính chọn chuẩn: Vị trí lắp bánh răng $d_C = 70\text{ mm}$; Ngõng trục lắp ổ $d_B = d_D = 60\text{ mm}$; Đầu trục lắp nối trục $d_A = 60\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm mỏi tại C: Hệ số an toàn $s = 3{,}00 > [s] = 1{,}5$. Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_C = 35{,}11\text{ MPa} < 65\text{ MPa}$.
    • Then bằng thép C45:
      • Tại C ($d=70\text{ mm}$): Then $b=20\text{ mm}, h=12\text{ mm}, l_t=90\text{ mm}$; $\sigma_d \le 100\text{ MPa}$.
      • Tại A ($d=60\text{ mm}$): Then $b=18\text{ mm}, h=11\text{ mm}, l_t=125\text{ mm}$; $\sigma_d \le 100\text{ MPa}$.

Chương 5: Tính toán lựa chọn ổ lăn

Chương 5 xác định phản lực gối đỡ, lựa chọn quy cách ổ lăn tiêu chuẩn và kiểm tra khả năng tải động, tải tĩnh, số vòng quay tới hạn:

  • Trục I (Số vòng quay $n_1 = 321\text{ vg/ph}$, thời gian làm việc $L_h = 6800\text{ giờ}$):
    • Phản lực gối đỡ: $F_{r0} = 2888{,}58\text{ N}$; $F_{r1} = 3247{,}48\text{ N}$. Lực dọc trục $F_a = 0$.
    • Loại ổ chọn: Ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 306 ($d=30\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=19\text{ mm}$, $C = 22{,}0\text{ kN}, C_0 = 15{,}10\text{ kN}$).
    • Tải trọng tĩnh quy ước: $Q_0 = 3247{,}48\text{ N} < C_0 = 15.100\text{ N}$.
    • Số vòng quay tới hạn: $n_{th} = 7941{,}2\text{ vg/ph} > n_1 = 321\text{ vg/ph}$.
  • Trục II (Số vòng quay $n_2 = 103{,}89\text{ vg/ph}$, thời gian làm việc $L_h = 6800\text{ giờ}$):
    • Phản lực gối đỡ hướng tâm: $F_{r0} = F_{r1} = 4719{,}75\text{ N}$; Lực dọc trục $F_a = 0$.
    • Loại ổ chọn: Ổ đũa trụ ngắn đỡ một dãy cỡ trung hẹp 2306 ($d=30\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=19\text{ mm}$, $C = 30{,}2\text{ kN}, C_0 = 20{,}6\text{ kN}$).
    • Tải trọng động tương đương: $Q_E = 4260{,}77\text{ N}$.
    • Tuổi thọ động tính toán: $L_h = 109.731{,}5\text{ giờ} \gg 6800\text{ giờ}$.
    • Tải trọng tĩnh quy ước: $Q_0 = 4719{,}75\text{ N} < C_0 = 20.600\text{ N}$.
    • Số vòng quay tới hạn: $n_{th} = 6114{,}7\text{ vg/ph} > n_2 = 103{,}89\text{ vg/ph}$.
  • Trục III (Số vòng quay $n_3 = 39{,}95\text{ vg/ph}$, thời gian làm việc $L_h = 6800\text{ giờ}$):
    • Phản lực gối đỡ: $F_{lx30} = 2805{,}72\text{ N}, F_{ly30} = 657{,}25\text{ N}$; $F_{lx31} = 2096{,}85\text{ N}, F_{ly31} = 657{,}25\text{ N}$.
    • Loại ổ chọn: Ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ 209 ($d=45\text{ mm}, D=85\text{ mm}, B=19\text{ mm}$, $C = 25{,}7\text{ kN}, C_0 = 18{,}1\text{ kN}$).

Thiết kế kỹ thuật và kiểm nghiệm hệ thống

Kiến trúc truyền động cơ khí được cấu thành từ 4 phân hệ chính nối tiếp nhau: Động cơ điện $\to$ Bộ truyền đai thang $\to$ Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi $\to$ Nối trục vòng đàn hồi $\to$ Máy công tác (thùng trộn).

[Động cơ 4A132S6Y3] 
[Bộ truyền đai thang loại B]

Các giải pháp kỹ thuật cốt lõi được tác giả triển khai trong đồ án gồm:

  1. Bố trí phân đôi cấp nhanh bánh răng nghiêng: Hai nửa bánh răng nghiêng được bố trí đối xứng trên Trục I và Trục II với chiều nghiêng răng ngược nhau giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên gối đỡ ổ lăn của trục trung gian, đồng thời tăng độ cứng vững và giảm momen xoắn phân bố trên từng vành răng.
  2. Kiểm nghiệm an toàn cơ học: Tất cả các bộ phận quay và chi tiết máy đều được kiểm tra nghiêm ngặt qua 3 tầng điều kiện:
    • Tầng bề mặt làm việc: Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ chống tróc rỗ mỏi bề mặt răng và chống trượt trơn bộ truyền đai ($\alpha_1 = 146{,}9^\circ > 120^\circ$).
    • Tầng độ bền uốn chân răng và then: Kiểm nghiệm mỏi uốn chân răng $\sigma_F$ và độ bền dập then $[\sigma_d] \le 100\text{ MPa}$.
    • Tầng độ bền mỏi dao động và gối đỡ: Hệ số an toàn mỏi trục $s$ tại các tiết diện nguy hiểm đạt từ $2{,}32$ đến $3{,}00$ (vượt yêu cầu tối thiểu $[s] = 1{,}5$), tuổi thọ ổ lăn vượt xa yêu cầu vận hành 6800 giờ.

Kết quả và đóng góp

  • Hệ thống thông số kỹ thuật được xác lập chính xác:
    • Lựa chọn thành công động cơ 4A132S6Y3 công suất $5{,}5\text{ kW}$, vận tốc quay $960\text{ v/p}$, đáp ứng công suất tính toán $P_{ct} = 5{,}07\text{ kW}$.
    • Xác lập bộ truyền đai thang loại B với 3 sợi đai, đường kính bánh đai $160\text{ mm}$ và $450\text{ mm}$, khoảng cách trục $499{,}9\text{ mm}$.
    • Thiết lập hoàn chỉnh 2 bộ truyền bánh răng hộp giảm tốc: cấp nhanh răng nghiêng phân đôi ($a_w=200\text{ mm}, m_n=3\text{ mm}, z_1=28, z_2=86, \beta=31{,}24^\circ$) và cấp chậm răng thẳng ($a_w=200\text{ mm}, m=2{,}5\text{ mm}, z_1=45, z_2=115$).
    • Xác định chuẩn xác kết cấu trục với đường kính gối đỡ và vị trí lắp ghép then, ổ lăn (Trục I: $\varnothing38/\varnothing30/\varnothing28\text{ mm}$; Trục II: $\varnothing50/\varnothing45/\varnothing30\text{ mm}$; Trục III: $\varnothing70/\varnothing60\text{ mm}$).
    • Lựa chọn ổ bi 306 cho Trục I, ổ đũa 2306 cho Trục II và ổ bi 209 cho Trục III, đảm bảo an toàn tải trọng và số vòng quay tới hạn.
  • Đóng góp kỹ thuật của đồ án:
    • Đưa ra phương án tính toán hoàn chỉnh, logic và chuẩn xác theo chuỗi quy trình thiết kế máy cho hệ thống truyền động làm việc dưới chế độ tải trọng thay đổi 3 bậc.
    • Toàn bộ kết quả tính toán đều thỏa mãn đồng thời các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, bền mỏi, bền dập và tuổi thọ chi tiết theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án được xây dựng dựa trên phương pháp tính toán giải tích cổ điển và tra cứu bảng tiêu chuẩn thực nghiệm, chưa kết hợp mô phỏng số 3D hoặc phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích phân bố ứng suất và biến dạng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc.
    • Chưa đi sâu vào bài toán tính toán bôi trơn thủy động chi tiết, tổn thất công suất do ma sát khuấy dầu và bài toán cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện nhiệt độ môi trường khắc nghiệt.
  • Hướng phát triển tiếp theo:
    • Ứng dụng các phần mềm mô phỏng động lực học cơ hệ và CAD/CAE chuyên dụng (như SolidWorks, ANSYS) để kiểm chứng ứng suất tập trung tại rãnh then và kiểm nghiệm động học toàn hệ thống.
    • Thiết kế tối ưu hóa đa mục tiêu kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc bằng thuật toán tối ưu trên máy tính.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo kỹ thuật cao cho:

  • Đối tượng sử dụng:
    • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Công nghiệp thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
    • Kỹ sư thiết kế cơ khí tại các nhà máy sản xuất thiết bị nâng chuyển, máy xây dựng, máy trộn vật liệu và băng tải công nghiệp.
  • Các phần nội dung đáng tham khảo chuyên sâu:
    • Quy trình quy đổi công suất tương đương cho chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc (Chương 1).
    • Phương pháp phân phối lực và kiểm nghiệm trục trong hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh (Chương 4).
    • Quy trình kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh và tuổi thọ ổ lăn dưới tác dụng của tải trọng thay đổi theo bậc (Chương 5).

Câu hỏi thường gặp

  1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống dẫn động này có thông số cụ thể là gì?
    Động cơ được chọn là loại động cơ điện ba pha không đồng bộ rotor lồng sóc kiểu 4A132S6Y3, có công suất định mức $P_{đc} = 5{,}5\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 960\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}80$, hiệu suất $\eta = 85%$, tỉ số momen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2{,}2$ và momen khởi động $T_k/T_{dn} = 2{,}0$.

  2. Tại sao hộp giảm tốc lại sử dụng kết cấu bánh răng nghiêng phân đôi ở cấp nhanh?
    Kết cấu phân đôi cấp nhanh sử dụng 2 cặp bánh răng nghiêng có hướng nghiêng đối xứng nhau giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên ổ trục trung gian (Trục II), đồng thời phân chia đôi momen xoắn truyền qua mỗi vành răng, giúp giảm bề rộng bánh răng, tăng độ cứng vững của kết cấu trục và hạn chế hiện tượng lệch trục.

  3. Tiết diện nguy hiểm nhất trên các trục nằm ở vị trí nào và hệ số an toàn mỏi đạt bao nhiêu?
    Tiết diện nguy hiểm nhất trên cả ba trục đều nằm tại vị trí lắp các bánh răng (tiết diện C) do chịu đồng thời momen uốn tổng hợp lớn nhất và momen xoắn toàn phần:

    • Trục I tại C: Momen tương đương $M_{Ctđ} = 266.754{,}99\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 2{,}32$.
    • Trục II tại C: Momen tương đương $M_{Ctđ} = 666.063{,}38\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 2{,}58$.
    • Trục III tại C: Momen tương đương $M_{Ctđ} = 1.009.848\text{ Nmm}$, hệ số an toàn mỏi $s = 3{,}00$. Tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1{,}5$.

  4. Các loại ổ lăn được lựa chọn cho 3 trục của hộp giảm tốc là gì?

    • Trục I: Sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ trung mã 306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$).
    • Trục II: Sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ một dãy cỡ trung hẹp mã 2306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$).
    • Trục III: Sử dụng ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ mã 209 ($d = 45\text{ mm}, D = 85\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$).

  5. Tuổi thọ tính toán của bộ truyền đai thang và ổ lăn trục II là bao nhiêu?
    Bộ truyền đai thang loại B có tuổi thọ tính toán đạt $641{,}5\text{ giờ}$ làm việc liên tục. Ổ đũa trụ ngắn mã 2306 trên Trục II có tuổi thọ tính toán theo độ mỏi tiếp xúc đạt $109.731{,}5\text{ giờ}$, vượt trội so với yêu cầu vận hành 6800 giờ của hệ thống.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế kỹ thuật cho hệ thống truyền động thùng trộn công suất $5\text{ kW}$ với chế độ tải trọng thay đổi 3 bậc theo chu kỳ. Phương án kết hợp giữa bộ truyền đai thang ngoài, hộp giảm tốc bánh răng hai cấp phân đôi cấp nhanh và nối trục đàn hồi mang lại hiệu quả động học ổn định cùng khả năng giảm chấn va đập cao. Tất cả các thông số hình học, kết cấu trục, then, ổ lăn và cặp bánh răng đều được kiểm nghiệm nghiêm ngặt và thỏa mãn đầy đủ các chỉ tiêu độ bền cơ học theo quy chuẩn thiết kế máy.