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 nhằm truyền và biến đổi công suất, mô-men xoắn cũng như tốc độ quay từ nguồn động lực (động cơ điện) đến các cơ cấu công tác trong dây chuyền sản xuất. Đối với các thiết bị công nghiệp hoạt động ở dải vận tốc thấp nhưng đòi hỏi mô-men xoắn lớn như máy trộn nguyên liệu, hộp giảm tốc kết hợp cùng bộ truyền ngoài là giải pháp kết cấu cơ bản nhằm đảm bảo hiệu suất truyền động và độ tin cậy trong quá trình vận hành liên tục. Đồ án môn học "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" của tác giả Đào Hữu Đức (Khoa Cơ khí và Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm – Đại học Huế, dưới sự hướng dẫn của TS. Đỗ Minh Cường) tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh một hệ dẫn động cơ khí phục vụ máy công tác thùng trộn.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể được xác định trong văn bản bao gồm:

  1. Xác định công suất cần thiết, tính toán phân phối tỉ số truyền chung của toàn hệ thống và chọn động cơ điện phù hợp với chế độ làm việc.
  2. Xác định các thông số động lực học (công suất, tốc độ quay, mô-men xoắn) trên từng trục truyền động.
  3. Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc theo chỉ tiêu độ bền đai và góc ôm.
  4. Tính toán thiết kế hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp đặt trong vỏ hộp.
  5. Thiết kế kết cấu các trục truyền động, tính toán phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn – xoắn, chọn then bằng và kiểm nghiệm độ bền mỏi, bền dập, bền cắt.
  6. Tính chọn khớp nối trục đàn hồi và xác định sơ bộ kích thước vỏ hộp giảm tốc cùng các chi tiết phụ trợ bôi trơn, định vị.

Đối tượng nghiên cứu là hệ dẫn động cơ khí bao gồm: động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng, nối trục đàn hồi và trục máy công tác thùng trộn. Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào gồm: công suất trên trục công tác $P = 1,0\text{ kW}$, tốc độ quay của trục thùng trộn $n = 25\text{ vòng/phút}$, thời gian phục vụ định mức $L_h = 13.000\text{ giờ}$, chế độ tải trọng tĩnh và đặc tính làm việc êm.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết giải tích và phương pháp tính toán thiết kế truyền động cơ khí dựa trên các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành trong ngành chế tạo máy (theo các tài liệu hướng dẫn tính toán chi tiết máy và hệ dẫn động cơ khí).

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn tính toán bao gồm:

  • Lý thuyết động học và động lực học máy: Xác định hiệu suất tổng thể, phân phối tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài và bộ truyền trong hộp giảm tốc, tính mô-men xoắn xoay chiều và tĩnh trên các trục.
  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn tính toán bánh răng trụ răng thẳng, có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng và giới hạn mỏi cơ sở của vật liệu thép C45 tôi cải thiện.
  • Phương pháp giải tích kết cấu trục chịu tải không gian kết hợp: Tách lực tác dụng theo hai mặt phẳng thẳng đứng $(yOz)$ và nằm ngang $(xOz)$, xác định phản lực tại các gối đỡ ổ lăn, vẽ biểu đồ mô-men uốn tổng $M_j$ và mô-men tương đương $M_{tđj}$ theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất để xác định đường kính ngõng trục.
  • Tiêu chuẩn lựa chọn then và khớp nối: Kiểm nghiệm bền dập theo ứng suất dập $[\sigma_d]$ và bền cắt theo ứng suất cắt $[\tau_c]$ của then bằng; tra cứu thông số kích thước danh nghĩa của khớp nối trục vòng đàn hồi theo mô-men xoắn tính toán.

Nguồn dữ liệu sử dụng trong đồ án là các bảng tra cứu thông số tiêu chuẩn kỹ thuật (TCVN và tiêu chuẩn cơ sở) về động cơ điện không đồng bộ ba pha dòng 4A, thông số hình học đai thang hẹp, kích thước then bằng, dung sai lắp ghép và vật liệu chế tạo cơ khí.

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Chương này trình bày toàn bộ quy trình tính toán động học ban đầu nhằm xác lập các thông số cơ sở cho việc thiết kế chi tiết:

  • Tính toán hiệu suất tổng của hệ dẫn động dựa trên hiệu suất của từng cặp bộ phận: một bộ truyền đai ($\eta_đ = 0,95$), một bộ truyền bánh răng trụ ($\eta_{br} = 0,97$), ba cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$) và một nối trục ($\eta_{nt} = 1,0$). Hiệu suất tổng thể đạt: $$\eta = \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_đ \cdot \eta_{nt} = 0,99^3 \times 0,97 \times 0,95 \times 1 = 0,894$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{1,0}{0,894} = 1,12\text{ kW}$$
  • Lựa chọn động cơ điện: Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_đ \times u_{br} = 4 \times 5 = 20$, số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ là $n_{sb} = 25 \times 20 = 500\text{ vòng/phút}$. Tra bảng thông số động cơ, tác giả chọn kiểu động cơ 4A112MA8Y có công suất định mức $P_{đc} = 2,20\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 705\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,71$, hiệu suất $\eta = 76,5%$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{đn} = 2,2$ và $T_k/T_{đn} = 1,8$.
  • Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung toàn hệ thống là $u_{ch} = \frac{705}{25} = 28,2$. Tác giả chọn tỉ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 5$, suy ra tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng là $u_h = \frac{28,2}{5} = 5,64$.
  • Xác lập bảng phân phối công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên các trục:
Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục máy công tác
Công suất $P$ (kW) 1,116 1,05 1,01 1,00
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 705 141 25 25
Mô-men xoắn $M$ (N.mm) 15.117 71.117 385.820 382.000

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Chương 2 thực hiện tính toán chi tiết cho hai bộ truyền lực chính của hệ thống:

  • Thiết kế bộ truyền đai thang: Tác giả chọn loại đai thang hẹp ký hiệu tiết diện $Y_E$ có diện tích tiết diện $A = 158\text{ mm}^2$, kích thước tiết diện $b_t = 14\text{ mm}$, $b = 17\text{ mm}$, $h = 13\text{ mm}$, $y_0 = 3,5\text{ mm}$. Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 180\text{ mm}$; vận tốc đai tính được $v_1 = 6,644\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$. Đường kính bánh đai lớn chọn theo tiêu chuẩn $d_2 = 900\text{ mm}$, cho tỉ số truyền thực tế $u_t = 5,1$ (sai lệch tỉ số truyền $2% < 4%$). Khoảng cách trục tính toán lại là $a = 725\text{ mm}$, chiều dài đai danh nghĩa $L = 3550\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 139^\circ > 120^\circ$. Số lượng dây đai tính toán $z = 0,51$, tác giả chọn $z = 1$ sợi đai. Chiều rộng bánh đai $B = 25\text{ mm}$, lực căng ban đầu $F_0 = 141\text{ N}$ và lực tác dụng lên trục đai $F_r = 264\text{ N}$.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
    • Vật liệu: Cả hai bánh đều dùng thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; bánh lớn 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: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
    • Thông số hình học: Khoảng cách trục chọn chuẩn $a_w = 180\text{ mm}$, mô-đun ăn khớp $m = 3\text{ mm}$. Số răng bánh nhỏ $Z_1 = 18$ răng, số răng bánh lớn $Z_2 = 102$ răng, cho tỉ số truyền thực tế $u_t = 5,67$ (sai lệch $0,53%$). Hệ số dịch chỉnh lần lượt là $x_1 = 0,03$ và $x_2 = 0,143$. Góc ăn khớp $\alpha_{tw} \approx 19^\circ - 20^\circ$. Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 54,14\text{ mm}$, $d_{w2} = 305,86\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng $\sigma_H = 436\text{ MPa} < [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền, độ chênh lệch $9,51% < 10%$). Lực tác dụng khi ăn khớp gồm lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 2627\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 905\text{ N}$.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRỤC, Ổ ĐỠ, KHỚP NỐI

Chương 3 tập trung giải bài toán sức bền kết cấu trục và chi tiết định vị:

  • Vật liệu chế tạo trục: Sử dụng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn $HB = 170 - 217$, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
  • Đường kính sơ bộ: Trục I có $d_{1sb} = 30\text{ mm}$; Trục II có $d_{2sb} = 40\text{ mm}$.
  • Tính toán khớp nối trục: Chọn nối trục vòng đàn hồi theo mô-men xoắn tính toán $T_t = k \times T = 1,5 \times 382.000 = 573.000\text{ N.mm} = 573\text{ Nm}$ và đường kính trục $d = 40\text{ mm}$. Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục II là $F_{kn} = 1175,38\text{ N}$.
  • Phản lực gối đỡ và mô-men:
    • Trục I: Lực đai tác dụng $F_{xA} = 186,68\text{ N}$, $F_{yA} = 186,68\text{ N}$; lực bánh răng $F_{t1} = 2627\text{ N}$, $F_{r1} = 905\text{ N}$. Tính được các phản lực gối đỡ $F_{xB} = 1398,92\text{ N}$, $R_{yB} = 164,57\text{ N}$, $R_{xD} = 1414,7\text{ N}$, $R_{yD} = 553,75\text{ N}$. Mô-men tương đương lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng (tiết diện C) đạt $M_{tđC} = 108.753,9\text{ N.mm}$.
    • Trục II: Lực khớp nối $F_{kn} = 1175,38\text{ N}$, lực bánh răng $F_{t2} = 2627\text{ N}$, $F_{r2} = 905\text{ N}$. Phản lực gối đỡ tính được $R_{xI} = 1901\text{ N}$, $R_{yI} = 482\text{ N}$, $R_{xN} = 449\text{ N}$, $R_{yN} = 423\text{ N}$. Mô-men tương đương lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng (tiết diện M) đạt $M_{tđM} = 350.891,8\text{ N.mm}$.
  • Xác định đường kính ngõng trục tiêu chuẩn:
    • Trục I: Ngõng lắp bánh đai $d_A = 24\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d_B = d_D = 25\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng $d_C = 28\text{ mm}$.
    • Trục II: Ngõng lắp ổ lăn $d_I = d_N = 40\text{ mm}$, ngõng lắp bánh răng $d_M = 45\text{ mm}$, ngõng lắp khớp nối $d_K = 42\text{ mm}$.
  • Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then bằng:
    • Trục I: Do khoảng cách từ đáy rãnh then đến chân răng nhỏ ($8,12\text{ mm} < 2,5m = 7,5\text{ mm}$ theo điều kiện chế tạo), tác giả quyết định làm bánh răng liền trục, không dùng mối ghép then tại vị trí này.
    • Trục II: Tại vị trí lắp bánh răng, sử dụng then bằng kích thước $b \times h = 18 \times 11\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 63\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 7\text{ mm}$. Kiểm nghiệm ứng suất dập đạt $\sigma_d = 122\text{ MPa} < [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$; kiểm nghiệm ứng suất cắt đạt yêu cầu chịu tải $[\tau_c] = 90\text{ MPa}$. Tại vị trí lắp khớp nối đàn hồi, chọn then bằng $b \times h = 16 \times 10\text{ mm}$, chiều dài $l_t = 125\text{ mm}$, chiều sâu $t_1 = 6\text{ mm}$.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT BU-LÔNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

Chương 4 hoàn thiện các thông số kết cấu vỏ hộp đúc và các chi tiết phụ trợ:

  • Xác định bề mặt ghép nắp và thân hộp đi qua tâm các đường trục nhằm thuận tiện cho việc gia công và lắp ráp ổ lăn.
  • Tính toán kích thước cơ bản của vỏ hộp: Chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, mặt bích thân và nắp hộp, kích thước gối đỡ ổ.
  • Bố trí các loại bu-lông: Bu-lông nền, bu-lông cạnh ổ, bu-lông ghép bích nắp và thân, bu-lông nắp ổ và bu-lông vòng phục vụ nâng hạ.
  • Thiết kế các chi tiết định vị và phụ tùng: Chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ chính xác tâm lỗ ổ sau khi lắp ghép; que kiểm tra mức dầu; nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong hộp; nút tháo dầu đặt ở đáy hộp có rãnh thoát nghiêng.
  • Phương pháp bôi trơn: Lựa chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc với độ sâu ngập răng theo tiêu chuẩn; bôi trơn ổ lăn bằng mỡ bôi trơn có sử dụng vòng chắn dầu để ngăn mỡ thoát ra ngoài hoặc dầu hộp giảm tốc xâm nhập vào ổ.

CHƯƠNG 5: KẾT LUẬN

Tác giả tổng kết việc hoàn thành toàn bộ các bước tính toán động học, thiết kế động lực học, kiểm nghiệm sức bền chi tiết máy và lựa chọn kết cấu cho hệ thống truyền động cơ khí 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng, đảm bảo đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật và điều kiện làm việc của thùng trộn theo nhiệm vụ thiết kế.

Thiết kế và kiểm nghiệm kỹ thuật của hệ thống

Hệ thống dẫn động được tính toán đồng bộ từ khâu chọn động cơ đến các chi tiết máy thành phần. Bảng tổng hợp các chỉ tiêu kiểm nghiệm kỹ thuật của hệ thống được trích xuất như sau:

Bộ phận / Chi tiết Đại lượng kiểm nghiệm Giá trị tính toán thực tế Giá trị cho phép / Tiêu chuẩn Đánh giá kỹ thuật
Động cơ 4A112MA8Y Công suất định mức ($P_{đc}$) $2,20\text{ kW}$ $P_{ct} \ge 1,12\text{ kW}$ Đảm bảo dư tải mở máy
Bộ truyền đai thang $Y_E$ Vận tốc đai ($v_1$) $6,644\text{ m/s}$ $v \le 25\text{ m/s}$ Thỏa mãn
Góc ôm bánh nhỏ ($\alpha_1$) $139^\circ$ $\alpha_1 \ge 120^\circ$ Thỏa mãn
Sai lệch tỉ số truyền ($\Delta u$) $2,0%$ $\Delta u \le 4%$ Thỏa mãn
Bộ truyền bánh răng trụ Ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H$) $436\text{ MPa}$ $[\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$ Bền tiếp xúc (chênh 9,51%)
Sai lệch tỉ số truyền ($\Delta u$) $0,53%$ $\Delta u \le 4%$ Thỏa mãn độ chính xác
Khoảng cách trục ($a_w$) $180\text{ mm}$ Tiêu chuẩn hóa dải mô-đun Thỏa mãn
Mối ghép then Trục II Ứng suất dập ($\sigma_d$) $122\text{ MPa}$ $[\sigma_d] = 150\text{ MPa}$ Đảm bảo bền dập
Ứng suất cắt ($\tau_c$) Thỏa mãn $[\tau_c] = 90\text{ MPa}$ Đảm bảo bền cắt
Trục I (Vị trí bánh răng) Khoảng cách rãnh then - đáy răng $8,12\text{ mm}$ Yêu cầu $\ge 2,5m = 7,5\text{ mm}$ Chọn làm bánh răng liền trục

Kết quả và đóng góp

Bản thuyết minh đồ án đã đạt được các kết quả cụ thể sau:

  • Xác lập được bộ thông số động lực học chi tiết cho hệ dẫn động cơ khí thùng trộn: Công suất trên các trục từ $1,116\text{ kW}$ giảm về $1,0\text{ kW}$; dải tốc độ giảm từ $705\text{ vòng/phút}$ xuống $25\text{ vòng/phút}$, nâng mô-men xoắn từ $15.117\text{ N.mm}$ tại trục động cơ lên $382.000\text{ N.mm}$ tại trục công tác.
  • Hoàn thành thiết kế kỹ thuật hai bộ truyền: Bộ truyền đai thang hẹp loại $Y_E$ ($1$ đai, $d_1 = 180\text{ mm}$, $d_2 = 900\text{ mm}$, $a = 725\text{ mm}$) và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ($m = 3\text{ mm}$, $Z_1 = 18$, $Z_2 = 102$, $a_w = 180\text{ mm}$, bề rộng vành răng bánh nhỏ lắp liền trục).
  • Tính toán hoàn chỉnh kết cấu hai trục truyền động, xác định đường kính ngõng trục lắp ghép tiêu chuẩn ($d_A=24$, $d_B=d_D=25$, $d_C=28\text{ mm}$ cho trục I; $d_I=d_N=40$, $d_M=45$, $d_K=42\text{ mm}$ cho trục II) và chọn then bằng đạt độ bền dập $\sigma_d = 122\text{ MPa}$.
  • Đề xuất giải pháp kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc nguyên khối chia đôi tại mặt phẳng tâm trục, đi kèm hệ thống bu-lông, que thăm dầu, cửa thăm và nút thông hơi đồng bộ.
  • Đóng góp chính của đồ án là đưa ra phương án tính toán tường minh, tuân thủ nghiêm ngặt chuỗi công thức và bảng tra tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí, đặc biệt là xử lý linh hoạt giải pháp kết cấu làm bánh răng liền trục I khi điều kiện lắp then không thỏa mãn độ bền thành trục.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên phạm vi và nội dung trình bày trong thuyết minh, đồ án còn một số hạn chế kỹ thuật:

  • Tính toán động lực học và độ bền mỏi của trục mới dừng lại ở bước giải tích tĩnh học và kiểm nghiệm theo ứng suất tương đương sơ bộ, chưa thực hiện kiểm nghiệm chi tiết hệ số an toàn mỏi tổng hợp ($s_j$) tại từng tiết diện nguy hiểm có xét đến tập trung ứng suất do rãnh then và bậc trục.
  • Quá trình tính toán kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng chưa trình bày chi tiết phần tính toán cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục $13.000\text{ giờ}$.
  • Hướng mở rộng tiếp theo là tiến hành thiết kế bản vẽ lắp tổng thể (A0) của hộp giảm tốc, bản vẽ chế tạo các chi tiết trục và bánh răng (A3), đồng thời ứng dụng các phần mềm CAD/CAE để mô phỏng kiểm nghiệm ứng suất - biến dạng (FEA) cho trục và vỏ hộp.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và có giá trị chuyên môn cho:

  • Sinh viên các ngành Công nghệ Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc đồ án Nguyên lý - Chi tiết máy.
  • Người làm đề tài thiết kế hệ dẫn động trạm trộn, máy khuấy, băng tải hoặc các hệ thống truyền động giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng.
  • Nội dung đáng tham khảo nhất là quy trình tính toán lực tác dụng trong không gian, phương pháp giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ và các bước kiểm nghiệm mối ghép then bằng, bánh răng liền trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả lựa chọn động cơ 4A112MA8Y có công suất 2,2 kW trong khi công suất cần thiết trên trục động cơ chỉ là 1,12 kW?
Tra bảng tiêu chuẩn động cơ không đồng bộ dòng 4A, ở cấp tốc độ đồng bộ phù hợp với yêu cầu số vòng quay sơ bộ ($n_{sb} \approx 500\text{ vòng/phút}$), động cơ 4A112MA8Y có tốc độ quay định mức $705\text{ vòng/phút}$ và công suất định mức nhỏ nhất sẵn có ở dải này là $2,20\text{ kW}$, hoàn toàn thỏa mãn điều kiện $P_{đc} \ge P_{ct}$ ($2,2\text{ kW} > 1,12\text{ kW}$).

2. Lý do tác giả không sử dụng then tại vị trí lắp bánh răng trên trục I là gì?
Khi tính toán khoảng cách từ đáy rãnh then đến đường kính chân răng của bánh răng nhỏ trên trục I, giá trị thu được là $8,12\text{ mm}$, nhỏ hơn giới hạn tối thiểu cho phép là $2,5m = 2,5 \times 3 = 7,5\text{ mm}$ (hoặc điều kiện thành trục quá mỏng không đảm bảo độ bền khi khoét rãnh then). Do đó, tác giả chọn giải pháp công nghệ làm bánh răng chủ động liền trục.

3. Tỉ số truyền của hệ thống được phân phối cụ thể giữa các bộ truyền như thế nào?
Tỉ số truyền chung toàn hệ thống là $u_{ch} = 28,2$. Tác giả phân phối cho bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang) tỉ số truyền $u_đ = 5$, và bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng thẳng) tỉ số truyền $u_h = 5,64$. Tỉ số truyền thực tế sau khi chọn số răng và đường kính đai là $u_{t,đ} = 5,1$ và $u_{t,br} = 5,67$.

4. Cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc được chế tạo từ vật liệu gì và nhiệt luyện theo chế độ nào?
Cả bánh răng chủ động và bánh răng bị động đều được chế tạo từ thép cacbon kết cấu chất lượng tốt mác C45, trải qua chế độ nhiệt luyện tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt đạt $HB_1 = 245$ (bánh nhỏ) và $HB_2 = 230$ (bánh lớn), đảm bảo chênh lệch độ rắn giữa hai bánh trong khoảng $10 - 15\text{ HB}$ theo đúng tiêu chuẩn thiết kế.

5. Khớp nối trục được lựa chọn theo tiêu chuẩn nào và mô-men xoắn tính toán là bao nhiêu?
Khớp nối được chọn là loại nối trục vòng đàn hồi, tra bảng tiêu chuẩn cơ khí dựa trên đường kính ngõng trục ra $d = 40\text{ mm}$ và mô-men xoắn tính toán $T_t = k \times T = 1,5 \times 382.000 = 573.000\text{ N.mm}$ ($573\text{ Nm}$, với hệ số tải trọng động $k = 1,5$).

Kết luận

Đồ án môn học "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Đào Hữu Đức đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán thiết kế một hệ dẫn động hoàn chỉnh cho máy công tác thùng trộn từ các thông số kỹ thuật ban đầu. Toàn bộ các bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, hệ thống trục và mối ghép then đều được kiểm nghiệm đạt chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền dập theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Báo cáo cung cấp đầy đủ chuỗi dữ liệu giải tích, bảng tra thông số và giải pháp kết cấu cơ khí rõ ràng, có giá trị học thuật và tham khảo cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí và cơ điện tử.