Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong ngành cơ khí chế tạo máy và kỹ thuật công nghiệp, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò truyền chuyển động và mô-men xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (máy công tác). Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" (Đề số 7, Phương án số 8) được thực hiện trong khuôn khổ học phần Đồ án Chi tiết máy tại Khoa Cơ khí – Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm Thành phố Hồ Chí Minh dưới sự hướng dẫn của giảng viên Lê Quang Vinh và người thực hiện là sinh viên Đặng Hoàng Khang (MSSV: 19137031, hoàn thành ngày 08/12/2021).

Bối cảnh kỹ thuật của đề tài là xây dựng trọn vẹn phương án truyền động cho thùng trộn công nghiệp hoạt động với các yêu cầu kỹ thuật và tải trọng xác định:

  • Công suất yêu cầu trên trục thùng trộn: $P = 4,5 \text{ kW}$
  • Số vòng quay trên trục thùng trộn: $n = 55 \text{ vòng/phút}$
  • Thời hạn phục vụ thiết kế: $L = 5 \text{ năm}$
  • Chế độ làm việc: $K_{ng} = 320 \text{ ngày/năm}$, mỗi ngày làm việc 1 ca ($8 \text{ giờ/ca}$). Tổng thời gian làm việc danh định: $t = 320 \times 1 \times 8 \times 5 = 12.800 \text{ giờ}$.
  • Đặc tính chu kỳ tải trọng: Tải trọng quay 1 chiều, chịu tải va đập nhẹ; chu kỳ làm việc gồm hai giai đoạn: $t_1 = 27 \text{ s}$ ứng với mô-men $T_1 = T$, và $t_2 = 34 \text{ s}$ ứng với mô-men $T_2 = 0,7T$.

Nhiệm vụ trọng tâm của đồ án bao gồm:

  1. Xác định công suất tương đương, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (khớp nối, hộp giảm tốc đồng trục hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng, bộ truyền xích hở ngoài).
  2. Tính toán động học và động lực học (công suất, mô-men xoắn, số vòng quay) trên từng trục truyền động.
  3. Thiết kế chi tiết bộ truyền xích ống con lăn ngoài.
  4. Thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm bên trong hộp giảm tốc đồng trục.
  5. Thiết kế kết cấu các trục truyền dẫn, chọn then và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của trục và then.
  6. Tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các cụm ổ lăn đỡ trục.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ bôi trơn, định vị.
  8. Tra cứu và xác định hệ thống dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Phạm vi nghiên cứu tập trung vào tính toán thiết kế giải tích giải pháp kết cấu cơ khí theo các quy chuẩn tính toán sức bền và chi tiết máy công nghiệp.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án áp dụng hệ thống lý thuyết chuẩn mực trong ngành cơ khí chế tạo máy, bao gồm lý thuyết cơ học truyền động, độ bền tiếp xúc mỏi, độ bền uốn của răng, sức bền trục theo hệ số an toàn mỏi và tĩnh, cùng lý thuyết tiếp xúc tiếp điểm của ổ lăn:

  • Khung lý thuyết tính toán:
    • Tiêu chuẩn tính toán sức bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và sức bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$).
    • Phương pháp kiểm nghiệm trục theo giới hạn mỏi kết hợp ứng suất uốn và ứng suất xoắn ($s \ge [s]$) và điều kiện chống biến dạng dẻo khi quá tải tĩnh ($\sigma_{tđ} \le [\sigma]_{qt}$).
    • Phương pháp tính tuổi thọ và khả năng tải của ổ lăn theo triệu vòng quay ($C_d \le C$ và $Q_t \le C_0$).
  • Phương pháp thực hiện:
    • Phương pháp giải tích kết hợp tra cứu các tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy (theo tài liệu thiết kế dẫn động cơ khí của Trịnh Chất - Lê Văn Uyển và Nguyễn Trọng Hiệp).
    • Sử dụng biểu đồ nội lực uốn - xoắn ($M_x, M_y, T$) để xác định tiết diện nguy hiểm trên các đoạn trục.
  • Vật liệu chế tạo định mức:
    • Bánh răng: Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 245$ (bánh nhỏ), $HB_2 = 230$ (bánh lớn).
    • Trục: Thép 45 tôi cải thiện với giới hạn bền $\sigma_b = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$.
    • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX 15-32.

Nội dung chính theo từng phần thiết kế

Phần I: Chọn động cơ điện - Phân phối tỉ số truyền

Tác giả xác định hiệu suất chung của hệ thống dẫn động thông qua tích hiệu suất các bộ phận: 1 khớp nối ($\eta_{nt} = 1$), 1 bộ truyền xích hở ($\eta_x = 0,9$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), và 2 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ($\eta_{br} = 0,96$): $$\eta = 1 \times 0,9 \times 0,99^4 \times 0,96^2 = 0,796$$

Công suất tương đương trên trục công tác theo biểu đồ tải trọng hai bậc: $$P_{tđ} = 4,5 \times \sqrt{\frac{1^2 \times 27 + 0,7^2 \times 34}{27 + 34}} = 3,8 \text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta} = \frac{3,8}{0,796} = 4,77 \text{ kW}$$

Động cơ được lựa chọn là động cơ không đồng bộ 3 pha mã hiệu 4A132S6Y3 có các thông số danh định:

  • Công suất định mức: $P_{đm} = 5,5 \text{ kW}$
  • Số vòng quay định mức: $n_{đc} = 960 \text{ vòng/phút}$

Phân phối tỉ số truyền của toàn hệ thống:

  • Hộp giảm tốc đồng trục hai cấp: Tỉ số truyền cấp nhanh $u_1 = 3$, tỉ số truyền cấp chậm $u_2 = 3$ (tỉ số truyền chung của hộp $u_h = 9$).
  • Bộ truyền xích hở ngoài: $u_x = 2$.
  • Khớp nối trục: $u = 1$.
Thông số Trục động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT) Trục công tác
Tỉ số truyền ($u$) 1 1 3 3 2
Tốc độ quay ($n$, vg/ph) 960 960 320 106,6 55
Công suất ($P$, kW) 4,77 4,72 4,48 4,26 3,8
Mô-men xoắn ($T$, N.mm) 47.451,6 46.954,2 133.700 381.641,7 659.818,2

Phần II: Thiết kế bộ truyền xích

Bộ truyền xích được bố trí ở đầu ra từ Trục III đến trục máy trộn:

  • Thông số đĩa xích: Số răng đĩa dẫn $z_1 = 25$ răng; số răng đĩa bị dẫn $z_2 = u_x \times z_1 = 2 \times 25 = 50$ răng.
  • Bước xích và số mắt xích: Chọn bước xích $p_c = 31,75 \text{ mm}$ (loại xích 1 dãy). Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40p_c = 1.270 \text{ mm}$, tính ra số mắt xích $x_c = 118$ mắt (chiều dài xích $L = 3.746,5 \text{ mm}$). Khoảng cách trục sau khi trừ độ chùng $\Delta a = 4 \text{ mm}$ là $a = 1.215 \text{ mm}$.
  • Kích thước hình học đĩa xích:
    • Đĩa xích nhỏ ($z_1 = 25$): Đường kính vòng chia $d_1 = 253,3 \text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a1} = 267,2 \text{ mm}$; đường kính vòng chân $d_{f1} = 234,1 \text{ mm}$.
    • Đĩa xích lớn ($z_2 = 50$): Đường kính vòng chia $d_2 = 505,6 \text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a2} = 520,5 \text{ mm}$; đường kính vòng chân $d_{f2} = 486,4 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Bộ truyền đảm bảo độ bền mòn, hệ số an toàn phá hỏng $s = 29,3 > [s] = 8,5$.
  • Lực tác dụng: Lực căng vòng $F_{t1} = 3.020,8 \text{ N}$; lực tác dụng lên Trục III $F_{r1} = 3.473,92 \text{ N}$; lực tác dụng lên trục công tác $F_{r2} = 3.003 \text{ N}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Hộp giảm tốc sử dụng kiểu bố trí đồng trục, do đó khoảng cách trục của hai cấp là như nhau: $a_{w1} = a_{w2} = 160 \text{ mm}$.

  • Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
    • Mô-đun pháp: $m = 2 \text{ mm}$.
    • Góc nghiêng răng thiết kế: $\beta = 12,84^\circ$ ($12^\circ 50'$).
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 39$ răng, bánh lớn $z_2 = 117$ răng; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$.
    • Kích thước: $d_1 = 78 \text{ mm}, d_2 = 234 \text{ mm}$; $d_{a1} = 82 \text{ mm}, d_{a2} = 238 \text{ mm}$; $d_{f1} = 73 \text{ mm}, d_{f2} = 229 \text{ mm}$.
    • Bề rộng vành răng: Bánh dẫn $b_{w1}' = 69 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w1} = 64 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_{H1} = 231,43 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,68 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 35,15 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}]_s = 260,064 \text{ MPa}$.
  • Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):
    • Mô-đun pháp: $m = 2 \text{ mm}$; góc nghiêng răng $\beta = 12,84^\circ$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_3 = 39$ răng, bánh lớn $z_4 = 117$ răng; hệ số dịch chỉnh $x_3 = x_4 = 0$.
    • Kích thước: $d_3 = 78 \text{ mm}, d_4 = 234 \text{ mm}$; $d_{a3} = 82 \text{ mm}, d_{a4} = 238 \text{ mm}$; $d_{f3} = 78 \text{ mm}, d_{f4} = 229 \text{ mm}$.
    • Bề rộng vành răng: Bánh dẫn $b_{w2}' = 69 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_{w2} = 64 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm ứng suất: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_{H2} = 366,65 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 470,68 \text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 74,53 \text{ MPa} < [\sigma_{F}] = 260,064 \text{ MPa}$.
  • Cả hai cấp đều đạt các yêu cầu về khả năng chịu tải quá tải đột ngột.

Phần IV: Tính toán trục, then và kiểm nghiệm độ bền

  1. Khớp nối trục đàn hồi (đầu vào Trục I):

    • Mô-men xoắn danh định: $T_{đc} = 47.451,6 \text{ N.mm}$.
    • Khớp nối có thông số: $T_{kn}^{cp} = 250 \text{ N.m}$, đường kính trục cho phép $d_{kn}^{cp} = 40 \text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105 \text{ mm}$, chiều dài khớp $L = 175 \text{ mm}$.
    • Lực tác dụng lên Trục I do khớp nối sinh ra: $F_{kn} = 180,77 \text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm: Ứng suất dập vòng đàn hồi $\sigma_d = 0,77 \text{ MPa} < [\sigma]_d = 2 \div 4 \text{ MPa}$; ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 22,78 \text{ MPa} < [\sigma]_u = 60 \div 80 \text{ MPa}$.

  2. Kích thước các trục và kiểm nghiệm then:

    • Trục I: Đường kính ngỗng trục lắp ổ lăn $d_A = d_B = 45 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_D = 50 \text{ mm}$; đoạn đầu trục lắp khớp nối $d_C = 38 \div 40 \text{ mm}$.
    • Trục II: Ngỗng trục lắp ổ lăn $d_A = d_B = 25 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 30 \text{ mm}$ và $d_D = 35 \text{ mm}$.
    • Trục III: Ngỗng trục lắp ổ lăn $d_A = d_B = 50 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_C = 55 \text{ mm}$; đoạn đầu trục lắp đĩa xích $d_D = 45 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm then bằng thép 45: Tất cả các vị trí then trên 3 trục đều thỏa mãn điều kiện bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 100 \text{ MPa}$) và bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 40 \div 60 \text{ MPa}$).
Vị trí trục Đường kính $d$ (mm) Kích thước then $b \times h \times l_t$ (mm) $\sigma_d$ tính toán (MPa) $\tau_c$ tính toán (MPa)
Trục I (khớp nối) 38 $12 \times 8 \times 45$ 18,31 4,58
Trục I (bánh răng) 50 $14 \times 9 \times 56$ 9,58 2,40
Trục II (bánh răng 1) 30 $8 \times 7 \times 50$ 59,42 22,28
Trục II (bánh răng 2) 35 $10 \times 8 \times 56$ 45,48 13,64
Trục III (đầu trục) 45 $14 \times 9 \times 56$ 86,54 21,64
Trục III (bánh răng) 55 $16 \times 10 \times 56$ 61,96 15,50
  1. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục:
    • Hệ số an toàn tổng hợp về mỏi ($s = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}}$) đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,53$:
      • Trục I: $s = 28,03 > 2,53$
      • Trục II: $s = 3,38 > 2,53$
      • Trục III: $s = 4,25 > 2,53$
    • Ứng suất tương đương kiểm tra tĩnh $\sigma_{tđ} \le [\sigma]_{qt} = 360 \text{ MPa}$: Trục I đạt $9,88 \text{ MPa}$, Trục II đạt $78,18 \text{ MPa}$, Trục III đạt $59,26 \text{ MPa}$. Trục không bị biến dạng dẻo hay gãy khi quá tải.

Phần V: Tính toán và lựa chọn ổ lăn

Do lực dọc trục và lực hướng tâm xuất hiện trên các trục có độ lớn khác nhau, tác giả lựa chọn các chủng loại ổ lăn chuyên biệt:

Vị trí Loại ổ lăn Ký hiệu ổ Kích thước $d \times D \times B$ (mm) Khả năng tải động $C$ (kN) Tải động tính toán $C_d$ (kN) Khả năng tải tĩnh $C_0$ (kN) Tải tĩnh tính toán $Q_t$ (kN)
Trục I Ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (cỡ nhẹ hẹp) 36209 $45 \times 85 \times 19$ 32,3 11,80 25,0 0,43
Trục II Ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (cỡ trung hẹp) 46305 $25 \times 52 \times 15$ 21,1 20,08 14,9 2,67
Trục III Ổ bi đỡ 1 dãy (cỡ trung) 309 (hoặc 310) $50 \times 110 \times 27$ 48,5 30,57 36,3 4,01

Tất cả các ổ lăn đã chọn đều thỏa mãn điều kiện tải động ($C_d < C$) và tải tĩnh ($Q_t < C_0$), đảm bảo tuổi thọ làm việc $12.800 \text{ giờ}$.

Phần VI: Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX 15-32, dạng vỏ bổ đôi đi qua tâm các trục:

  • Chiều dày thân hộp: $\delta = 0,03a + 3 = 0,03 \times 160 + 3 = 7,8 \text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta = 9 \text{ mm}$.
  • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0,9\delta = 8,1 \text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta_1 = 8 \text{ mm}$.
  • Chiều dày gân tăng cứng: $e = 9 \text{ mm}$, độ dốc khoảng $2^\circ$.
  • Hệ thống bulông liên kết:
    • Bulông nền: $d_1 = 16 \text{ mm}$ (số lượng $Z = 3 \div 4$).
    • Bulông cạnh ổ: $d_2 = 12 \text{ mm}$.
    • Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 10 \text{ mm}$ (bề dày bích $S_3 = S_4 = 18 \text{ mm}$, bề rộng bích $K_3 = 35 \text{ mm}$).
    • Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 8 \text{ mm}$; vít nắp cửa thăm: $d_5 = 6 \text{ mm}$.
  • Kích thước đế hộp: Bề rộng $q = 66 \text{ mm}$, chiều dày đế $S_1 = 24 \text{ mm}$.
  • Kích thước bao cơ bản của hộp: Chiều dài $L = 434 \text{ mm}$, chiều rộng $B = 318 \text{ mm}$.
  • Khe hở cấu tạo: Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 9 \text{ mm}$; khoảng cách từ đỉnh bánh răng lớn đến đáy hộp $\Delta_l = 40 \text{ mm}$.

Phần VIII: Dung sai lắp ghép

Đồ án quy định các cấp chính xác và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn cho hệ thống:

  • Cặp bánh răng: Cấp chính xác động học 8 (cho cấp nhanh) và cấp chính xác 9 (cho cấp chậm).
  • Lắp ghép ổ lăn: Chọn mối lắp trung gian/lắp chặt tiêu chuẩn cho vòng trong với trục và lắp lỏng cho vòng ngoài với thân hộp.
  • Then: Mối lắp then bằng trên trục và mayơ theo hệ thống trục tiêu chuẩn.
  • Bố trí các chi tiết phụ: Vòng chắn dầu, que thăm dầu, nút tháo dầu và chốt định vị nắp - thân hộp.

Kết quả và đóng góp

  1. Kết quả tính toán cụ thể:
    • Thiết lập hoàn chỉnh chuỗi động học từ động cơ $5,5 \text{ kW}$ ($960 \text{ vòng/phút}$) qua hộp giảm tốc hai cấp đồng trục ($u_h = 9$) và bộ truyền xích ($u_x = 2$) để tạo ra chuyển động quay $55 \text{ vòng/phút}$ và mô-men xoắn $659.818,2 \text{ N.mm}$ tại trục thùng trộn.
    • Xác định toàn bộ thông số hình học của 2 bộ truyền bánh răng nghiêng ($a_w = 160 \text{ mm}, m = 2 \text{ mm}, z = 39/117, \beta = 12,84^\circ$) và bộ truyền xích ($z = 25/50, p_c = 31,75 \text{ mm}, a = 1.215 \text{ mm}$).
    • Hoàn thiện kết cấu 3 trục truyền động cùng hệ thống then, ổ lăn và vỏ hộp gang xám đạt đủ điều kiện bền mỏi và bền tĩnh theo quy chuẩn.
  2. Đóng góp kỹ thuật:
    • Cung cấp một bản thuyết minh thiết kế hoàn chỉnh theo dạng hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, giải quyết bài toán đồng bộ khoảng cách trục giữa hai cấp truyền động bánh răng nghiêng ($a_{w1} = a_{w2} = 160 \text{ mm}$).

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

  • Hạn chế: Đồ án dừng lại ở mức độ tính toán thiết kế lý thuyết giải tích và tra bảng tiêu chuẩn theo tài liệu giảng dạy môn học; chưa tiến hành kiểm nghiệm biến dạng nhiệt của dầu bôi trơn trong hộp hay mô phỏng ứng suất bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA).
  • Phạm vi áp dụng: Kết quả thiết kế áp dụng trực tiếp cho các hệ thống máy trộn công nghiệp cỡ nhỏ và vừa có công suất trục $4,5 \text{ kW}$, vận hành một chiều với chu kỳ tải va đập nhẹ.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Công nghệ Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Người làm đề tài tham khảo phương pháp tính toán chi tiết dạng Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục bánh răng trụ răng nghiêng, đặc biệt là quy trình chọn kích thước đồng bộ $a_{w1} = a_{w2}$ và phương pháp kiểm nghiệm trục nhiều gối đỡ.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động thùng trộn là loại nào và có thông số kỹ thuật ra sao?
Hệ thống sử dụng động cơ điện 3 pha không đồng bộ mã hiệu 4A132S6Y3 với công suất định mức $P_{đm} = 5,5 \text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ định mức $n_{đc} = 960 \text{ vòng/phút}$, đáp ứng yêu cầu công suất cần thiết $P_{ct} = 4,77 \text{ kW}$.

2. Khoảng cách trục và thông số ăn khớp của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?
Do là hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục của cấp nhanh và cấp chậm đều bằng $a_{w1} = a_{w2} = 160 \text{ mm}$. Cả hai cấp đều dùng bánh răng trụ răng nghiêng với mô-đun pháp $m = 2 \text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12,84^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_1 = z_3 = 39$ răng, số răng bánh lớn $z_2 = z_4 = 117$ răng (tỉ số truyền $u_1 = u_2 = 3$).

3. Bộ truyền xích ngoài có các thông số cơ bản nào?
Bộ truyền xích ngoài có tỉ số truyền $u_x = 2$, số răng đĩa dẫn $z_1 = 25$, số răng đĩa bị dẫn $z_2 = 50$, bước xích $p_c = 31,75 \text{ mm}$, số mắt xích $x_c = 118$, và khoảng cách trục thực tế $a = 1.215 \text{ mm}$.

4. Trục và vỏ hộp giảm tốc được chế tạo từ những loại vật liệu gì?
Ba trục truyền động được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện (có $\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$); vỏ hộp giảm tốc đúc bằng Gang xám GX 15-32 với chiều dày thân hộp $\delta = 9 \text{ mm}$ và nắp hộp $\delta_1 = 8 \text{ mm}$.

5. Hệ số an toàn mỏi của các trục trong hộp giảm tốc đạt bao nhiêu và có đảm bảo độ bền không?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp lần lượt là: Trục I ($s = 28,03$), Trục II ($s = 3,38$), Trục III ($s = 4,25$). Tất cả đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,53$, do đó các trục hoàn toàn đảm bảo độ bền mỏi trong suốt $12.800 \text{ giờ}$ làm việc.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn" đã hoàn thành đầy đủ các bước tính toán động học, động lực học và kết cấu cơ khí cho hệ thống truyền động công suất $4,5 \text{ kW}$. Giải pháp thiết kế sử dụng hộp giảm tốc đồng trục hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp bộ truyền xích hở ngoài, đảm bảo đồng bộ về tỷ số truyền và thỏa mãn toàn bộ các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn, bền mỏi của trục, then và ổ lăn. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu tra cứu và tính toán chi tiết, phục vụ hiệu quả cho công tác học tập và nghiên cứu thiết kế chi tiết máy.