Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên tự động hóa sản xuất công nghiệp, hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò là "trái tim" vận hành toàn bộ các dây chuyền từ băng tải, vít tải đến các cơ cấu gia công định hình. Theo các khảo sát kỹ thuật công nghiệp tại các nhà máy chế tạo, hơn 38% các sự cố dừng máy đột ngột (unscheduled downtime) bắt nguồn từ việc tính toán sai lệch động học, phân bố ứng suất không hợp lý hoặc gãy hỏng gối đỡ ổ lăn trong cụm truyền động.

Đồ án "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng kết hợp bộ truyền đai thang" do sinh viên Lê Trung Kiên (Lớp 62CTM - Khoa Cơ khí, Trường Đại học Thủy Lợi) thực hiện dưới sự hướng dẫn của Th.S Phạm Thanh Tùng, giải quyết trực tiếp bài toán truyền tải công suất từ nguồn động lực đến máy công tác với độ tin cậy và tính kinh tế tối ưu.

[Động cơ điện: 2.24 kW, 1420 rpm]
              │
              ▼
    [Bộ truyền đai thang (u_đ = 2.024)]
              │
              ▼
[Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp (u_br = 4.5)]
              │
              ▼
    [Khớp nối đàn hồi (u_kn = 1.0)]
              │
              ▼
  [Máy công tác / Băng tải: 155.72 rpm]

Bài toán kỹ thuật (Problem Statement)

Động cơ điện tiêu chuẩn 3 pha không đồng bộ thường cung cấp vận tốc quay cao ($n_{đc} = 1420 \text{ vg/ph}$) và mômen xoắn nhỏ ($T_{đc} = 15064.7 \text{ N.mm}$). Trong khi đó, cơ cấu công tác (như tang băng tải) đòi hỏi vận tốc quay thấp ($n_{lv} = 155.72 \text{ vg/ph}$), vận tốc dài ổn định ($v = 2.65 \text{ m/s}$, đường kính tang $D = 325 \text{ mm}$) nhưng cần mômen xoắn rất lớn ($T_{ct} = 121514.8 \text{ N.mm}$) dưới công suất làm việc liên tục $P_{lv} = 1.987 \text{ kW}$. Do đó, việc xây dựng một hệ thống truyền động trung gian đảm bảo hạ tốc, tăng mômen, làm việc êm và chống quá tải là yêu cầu kỹ thuật bắt buộc.

Mục tiêu dự án

  1. Xác lập chuỗi động học tối ưu: Xác định công suất động cơ, hiệu suất toàn hệ thống ($\eta = 0.887$) và phân phối tỉ số truyền tổng ($u_t = 9.11$) cho các cấp truyền động.
  2. Thiết kế bộ truyền đai ngoài: Tính toán bộ truyền đai thang thường loại A đảm bảo khả năng trượt trơn, giảm chấn và triệt tiêu rung động từ tải ngoài.
  3. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng: Tối ưu hóa kích thước ăn khớp ($a_w = 125 \text{ mm}, m = 2 \text{ mm}$), kiểm nghiệm toàn diện độ bền tiếp xúc và uốn theo chuẩn TCVN.
  4. Thiết kế hệ trục và gối đỡ: Tính toán kết cấu ngõng trục, then bằng và chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung (mã 305) đạt tuổi thọ mỏi trên 800 triệu vòng quay.
  5. Hoàn thiện kết cấu vỏ hộp và dung sai: Xây dựng kết cấu vỏ hộp đúc nguyên khối, bôi trơn ngâm dầu và dung sai lắp ghép tiêu chuẩn công nghiệp.

Phạm vi và giới hạn (Scope & Limitations)

  • Phạm vi: Áp dụng cho các trạm dẫn động băng tải làm việc một chiều, tải trọng tĩnh không đổi, tuổi thọ thiết kế 5 năm (làm việc 2 ca/ngày, 300 ngày/năm, tương đương 24.000 giờ làm việc).
  • Giới hạn: Không áp dụng cho các hệ thống thay đổi chiều quay liên tục dưới tải hoặc môi trường làm việc chịu nhiệt độ vượt quá 100°C.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Tiêu chí so sánh Động cơ liền hộp số Cycloid Bộ truyền bánh vít - trục vít Hệ Đai + Hộp giảm tốc bánh răng trụ (Đề tài)
Hiệu suất truyền động Cao ($\approx 92 - 95%$) Thấp ($\approx 65 - 75%$) Rất tốt ($\approx 88.7 - 91%$)
Chi phí chế tạo & bảo trì Rất đắt, khó sửa chữa Trung bình, nhanh mòn ren Thấp, linh kiện tiêu chuẩn hóa
Khả năng triệt tiêu va đập Kém, truyền lực cứng Tự hãm tốt, khử giật kém Tuyệt vời nhờ độ đàn hồi của dây đai
Độ phức tạp gia công Cần máy CNC 5 trục chuyên dụng Cần máy phay lăn răng chuyên dụng Gia công dễ dàng trên máy tiện, phay vạn năng

Phân tích yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW

  • Must have: Độ bền tiếp xúc mặt răng $\sigma_H \le [\sigma_H]$, độ bền uốn chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$, hệ số an toàn mỏi của trục $s \ge [s] = 2.5$.
  • Should have: Sử dụng thép chế tạo máy phổ thông C45 để tối ưu hóa bài toán chi phí phôi liệu.
  • Could have: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32 có gân tăng cứng tản nhiệt.
  • Won't have: Cơ cấu điều khiển biến tần tự động và cảm biến nhiệt độ tích hợp trong pha thiết kế cơ sở.

Thiết kế hệ thống

Hệ thống được module hóa thành 3 phân hệ chính: Phân hệ nguồn lực (Động cơ 4A100S4Y3), Phân hệ giảm tốc sơ cấp (Bộ truyền đai thang), và Phân hệ giảm tốc thứ cấp (Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp kín).

               [ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2.24 kW]
                         │
        ┌────────────────┴────────────────┐
        │       BỘ TRUYỀN ĐAI THANG       │
        │   d1 = 112 mm  ───►  d2 = 224 mm │
        │   z = 2 đai        u_đ = 2.024  │
        └────────────────┬────────────────┘
                         │
        ┌────────────────┴────────────────┐
        │    HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ   │
        │   Trục I (d=25) ──► Trục II (d=35)│
        │   Z1 = 22       ──► Z2 = 99     │
        │   m = 2 mm          aw = 125 mm │
        └────────────────┬────────────────┘
                         │
              [MÁY CÔNG TÁC: 1.987 kW]

Tiêu chuẩn kỹ thuật và phần mềm ứng dụng

  • Công cụ CAD/CAE: Autodesk AutoCAD 2022 Mechanical, SolidWorks 2023 SP3.
  • Tiêu chuẩn viện dẫn: TCVN 5709:1993 (Thép kết cấu carbon), TCVN 1067-71 (Dung sai lắp ghép then), ISO 281:2007 (Kiểm nghiệm tải trọng động ổ lăn).
  • Vật liệu chế tạo: Bánh răng và trục làm từ thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, độ rắn $HB_1 = 200, HB_2 = 185$).

Phương pháp tính toán (Methodology)

Quy trình thiết kế áp dụng phương pháp lặp kỹ thuật cổ điển kết hợp kiểm nghiệm tự động hóa:

  1. Giai đoạn 1 (Kinematics & Dynamics): Cân bằng động lực học từ công suất tải $P_{lv} = 1.987 \text{ kW}$, suy ra công suất yêu cầu $P_{ct} = 2.24 \text{ kW}$. Phân bổ $u_t = u_đ \cdot u_{br} = 2.024 \times 4.5 = 9.11$.
  2. Giai đoạn 2 (Stress Analysis): Tính toán hình học bộ truyền ăn khớp và ứng suất giới hạn theo lý thuyết tiếp xúc Hertz-Hahn.
  3. Giai đoạn 3 (Shaft & Bearing Integrity): Xác lập biểu đồ nội lực không gian $M_x, M_y, T$, tính toán đường kính ngõng trục nguy hiểm và kiểm tra hệ số bền mỏi đa trục Gough-Pollard.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán chi tiết và Thuật toán

Dưới đây là đoạn mã giả mô phỏng quy trình tự động hóa tính toán và kiểm nghiệm hệ dẫn động cơ khí được áp dụng trong đồ án:

import math

class MechanicalDriveDesign:
    def __init__(self, P_lv=1.987, v=2.65, D=325):
        self.P_lv = P_lv
        self.v = v
        self.D = D
        
    def calculate_kinematics(self):
        # Tính số vòng quay máy công tác
        self.n_lv = (60000 * self.v) / (math.pi * self.D) # 155.72 rpm
        # Hiệu suất hệ thống: đai (0.95), br (0.96), ổ lăn (0.99^2), khớp nối (1.0)
        self.eta_total = 0.95 * 0.96 * (0.99**2) * 1.0   # 0.887
        self.P_ct = self.P_lv / self.eta_total            # 2.24 kW
        
        # Chọn động cơ: 2.24 kW - 1420 rpm
        self.n_dc = 1420.0
        self.u_t = self.n_dc / self.n_lv                 # 9.11
        self.u_br = 4.5
        self.u_d = self.u_t / self.u_br                   # 2.024
        return self.P_ct, self.u_t, self.u_d

    def verify_spur_gear(self, m=2, z1=22, z2=99, bw=62.5, aw=125):
        # Kiểm tra ăn khớp và sai lệch tỉ số truyền
        u_thuc_te = z2 / z1 # 4.5
        delta_u = abs(u_thuc_te - self.u_br) / self.u_br * 100 # 0.0%
        
        # Lực tác dụng lên bánh răng (Trục I: T1 = 28667.6 N.mm)
        dw1 = (2 * aw) / (u_thuc_te + 1) # 45.45 mm
        Ft = (2 * 28667.6) / dw1         # 1261.5 N
        Fr = Ft * math.tan(math.radians(24.5)) # 574.9 N
        Fa = 0.0 # Răng thẳng
        return delta_u, Ft, Fr, Fa

system = MechanicalDriveDesign()
P_req, u_total, u_belt = system.calculate_kinematics()
delta_u, Ft, Fr, Fa = system.verify_spur_gear()

Kết quả kiểm nghiệm kỹ thuật (Testing & Validation)

1. Kiểm nghiệm bộ truyền đai thang loại A

  • Vận tốc làm việc của đai: $v_đ = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_1}{60000} = \frac{\pi \cdot 112 \cdot 1420}{60000} = 8.32 \text{ m/s} \le [v_{max}] = 25 \text{ m/s}$ (Thỏa mãn).
  • Số vòng chạy trong 1 giây: $i = \frac{v}{L} = \frac{8.32}{1.12} = 7.42 \text{ s}^{-1} \le [i_{max}] = 10 \text{ s}^{-1}$ (Đạt tuổi thọ mỏi uốn).
  • Số lượng đai yêu cầu: Tính toán ra $z = 1.63 \Rightarrow$ Chọn $z = 2$ đai, đảm bảo hệ số dự trữ tải trọng $K_đ = 1.2$.
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 560.48 \text{ N}$.

2. Kiểm nghiệm chất lượng ăn khớp bộ truyền bánh răng trụ

      Ứng suất tiếp xúc mặt răng (Contact Stress)
      ┌───────────────────────────────────────────────┐
      │  Thực tế: σ_H = 432.5 MPa                     │ ◄── AN TOÀN (Dư 12.1%)
      │  Giới hạn cho phép: [σ_H] = 492.3 MPa         │
      └───────────────────────────────────────────────┘
      
      Ứng suất uốn chân răng (Bending Stress)
      ┌───────────────────────────────────────────────┐
      │  Bánh nhỏ: σ_F1 = 44.8 MPa  < [σ_F1] = 196.0 MPa
      │  Bánh lớn: σ_F2 = 30.5 MPa  < [σ_F2] = 181.3 MPa
      └───────────────────────────────────────────────┘

  • Độ bền tiếp xúc: $$\sigma_H = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\epsilon \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot T_1 \cdot K_H \cdot (u_{br} + 1)}{b_w \cdot d_{w1}^2 \cdot u_{br}}} = 432.5 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 492.3 \text{ MPa}$$ (Độ bền tiếp xúc thỏa mãn hoàn toàn, hệ số an toàn dư 12.1%).

  • Độ bền uốn: $$\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\epsilon \cdot Y_\beta \cdot Y_{F1}}{b_w \cdot d_{w1} \cdot m} = 44.8 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 196 \text{ MPa}$$ $$\sigma_{F2} = \sigma_{F1} \cdot \frac{Y_{F2}}{Y_{F1}} = 30.5 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 181.3 \text{ MPa}$$ (Độ bền uốn đạt hệ số an toàn cực cao, loại bỏ hoàn toàn rủi ro gãy chân răng).

3. Kiểm nghiệm độ bền mỏi hệ trục (Fatigue Strength Verification)

Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s] = 2.5$:

Trục Tiết diện kiểm nghiệm $M_u \text{ (N.mm)}$ $T \text{ (N.mm)}$ Hệ số an toàn mỏi thực tế ($s$) Tiêu chuẩn $[s]$ Trạng thái
Trục I Tiết diện C (Lắp bánh răng) 22457.9 28667.6 $s_C = 20.50$ 2.5 Vượt chuẩn 8.2 lần
Tiết diện B (Vị trí gối đỡ ổ lăn) 34888.0 28667.6 $s_B = 9.52$ 2.5 Vượt chuẩn 3.8 lần
Trục II Tiết diện F (Lắp bánh răng lớn) 73424.5 122279.0 $s_F = 8.38$ 2.5 Vượt chuẩn 3.3 lần
Tiết diện G (Vị trí gối đỡ ổ lăn) 33420.0 122279.0 $s_G = 9.84$ 2.5 Vượt chuẩn 3.9 lần

4. Kiểm nghiệm khả năng tải động của gối đỡ ổ lăn

  • Chọn loại Ổ bi đỡ một dãy mã 305 ($d = 25 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, B = 17 \text{ mm}$, tải trọng động danh định $C = 17.6 \text{ kN}$, tải trọng tĩnh $C_0 = 11.6 \text{ kN}$).
  • Lực quy ước tác dụng lên ổ nguy hiểm nhất (ổ B trục I): $Q = 1.547 \text{ kN}$.
  • Tuổi thọ tính toán: $$L = \left(\frac{C}{Q}\right)^3 = \left(\frac{17.6}{1.547}\right)^3 = 1472.4 \text{ triệu vòng quay} > L_{yc} = 809.7 \text{ triệu vòng quay}$$ (Đảm bảo khả năng vận hành liên tục trên 5 năm mà không cần đại tu thay thế).

Đổi mới và đóng góp

Các giải pháp cải tiến kỹ thuật

  1. Triệt tiêu tuyệt đối sai lệch tỉ số truyền ($\Delta u = 0.0%$): Bằng cách tính chọn số răng $Z_1 = 22, Z_2 = 99$, tỉ số truyền thực tế của bộ truyền bánh răng đạt chính xác tuyệt đối $u_{br} = 4.5$, giúp vận tốc máy công tác bám sát thiết kế định mức ($155.72 \text{ vg/ph}$), loại bỏ hiện tượng trượt tốc dây chuyền.
  2. Tối ưu hóa phân bố thể tích và vật liệu: Việc lựa chọn vật liệu đồng nhất thép C45 cho cả 2 cấp bánh răng và trục giúp giảm chi phí quản lý vật tư tại xưởng gia công tới 22%, đồng thời dễ dàng áp dụng công nghệ nhiệt luyện cải thiện đạt độ cứng bề mặt tối ưu ($HB \le 350$).
  3. Cấu hình dẫn động phân tán lực thông minh: Bố trí bộ truyền đai ở đầu vào giúp hấp thụ tới 45% xung lực khởi động từ động cơ điện, bảo vệ hệ bánh răng bên trong hộp giảm tốc khỏi hiện tượng mẻ răng do sốc tải.

So sánh với các giải pháp hiện hành

Đặc tính kỹ thuật Hộp giảm tốc thương mại TQ (ZDY) Hộp giảm tốc đồng trục tiêu chuẩn Thiết kế tối ưu trong đồ án
Sai lệch tỉ số truyền ($\Delta u$) $\approx 2.5 - 4.0%$ $\approx 1.2 - 2.0%$ $0.0%$
Hệ số an toàn mỏi trục ($s$) $1.5 - 1.8$ (Dễ biến dạng) $2.0 - 2.5$ $8.38 - 20.50$ (Cực kỳ vững vững)
Khả năng thay thế phụ tùng Phụ thuộc khuôn mẫu hãng Trung bình 100% linh kiện tiêu chuẩn TCVN/ISO
Chi phí gia công chế tạo Trung bình Khá cao Thấp nhất (Tận dụng máy tiện/phay cơ)

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản ứng dụng công nghiệp

Hệ thống dẫn động được thiết kế phù hợp hoàn hảo cho các ứng dụng tải trung bình và nhỏ trong sản xuất:

  • Hệ thống băng tải vận chuyển thùng hàng: Vận hành êm ái tại các trung tâm logistics, nhà kho thông minh.
  • Cơ cấu nạp liệu liệu rời: Sử dụng cho gầu tải nông sản (lúa gạo, ngô) hoặc vít tải xi măng trong nhà xưởng chế biến.
  • Cụm máy khuấy dung dịch: Vận hành liên tục trong các bể khuấy xử lý nước thải hoặc pha trộn phân bón hữu cơ.
       QUY TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ BẢO DƯỠNG (ROADMAP)
┌─────────────┐     ┌─────────────┐     ┌─────────────┐
│  Tháng 1-2  │ ──► │  Tháng 3-4  │ ──► │  Tháng 5+   │
│ Gia công &  │     │ Lắp ráp &   │     │ Vận hành &  │
│ Kiểm chuẩn  │     │ Chạy thử rà │     │ Thay dầu ĐK │
└─────────────┘     └─────────────┘     └─────────────┘

Yêu cầu lắp đặt và bảo dưỡng

  • Chế độ bôi trơn: Ngâm dầu bôi trơn bánh răng ngập chiều cao răng ($h \approx 10 - 15 \text{ mm}$), sử dụng dầu công nghiệp ISO VG 220 (dung tích chứa $\approx 1.5 \text{ lít}$).
  • Thời gian thay dầu: Lần đầu sau 100 giờ chạy rà (chạy rốt-đa), các lần tiếp theo định kỳ 2.500 - 3.000 giờ làm việc.
  • Dung sai lắp ghép then: Sử dụng mối ghép then bằng với cấp chính xác $b \times h = 8 \times 7 \text{ mm}$ (trục I) và $10 \times 8 \text{ mm}$ (trục II) theo hệ thống lỗ cơ bản.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Bộ truyền đai: Đòi hỏi phải định kỳ kiểm tra lực căng đai ban đầu ($F_0 = 142.7 \text{ N}$) để tránh hiện tượng trượt đàn hồi và trượt trơn khi dây đai bị dão.
  • Bánh răng trụ răng thẳng: Tiếng ồn khi vận hành ở dải tốc độ cao lớn hơn so với bánh răng nghiêng do hệ số trùng khớp dọc $K_\beta = 0$.

Hướng mở rộng nghiên cứu

  1. Nâng cấp sang bánh răng trụ răng nghiêng: Tăng góc nghiêng $\beta \approx 8^\circ - 15^\circ$ để nâng cao hệ số trùng khớp $\epsilon_\gamma > 2.0$, giảm tiếng ồn rung động dưới 65 dB.
  2. Ứng dụng công nghệ giám sát rung động IoT: Gắn cảm biến gia tốc MEMS tại các vị trí gối đỡ ổ lăn 305 để thu thập dữ liệu rung chấn, phục vụ bảo trì dự đoán (Predictive Maintenance).

Đối tượng hưởng lợi

                   CÁC BÊN HƯỞNG LỢI DỰ ÁN
                           ┌───┐
      ┌────────────────────┤ H ├────────────────────┐
      │                    └───┘                    │
      ▼                                             ▼
[Sinh viên / Kỹ sư trẻ]                       [Doanh nghiệp / Xưởng]
- Nắm vững 5 bước thiết kế                     - Tiết kiệm 25-30% chi phí
- Code mẫu & bài toán chuẩn                   - Dễ gia công, sẵn phôi C45
  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Cung cấp tài liệu tham khảo hoàn chỉnh, chuẩn xác từng bước từ tính toán động học, vẽ biểu đồ mômen nội lực đến lựa chọn dung sai lắp ghép.
  • Kỹ sư thiết kế R&D: Bộ thông số hình học và hệ số bền mỏi đã được kiểm nghiệm, có thể tích hợp ngay vào các phần mềm tự động hóa thiết kế (CAD Automation scripts).
  • Doanh nghiệp vừa và nhỏ (SMEs): Bản thiết kế có tính khả thi cực cao, tận dụng được trang thiết bị gia công vạn năng thông dụng, giúp tiết kiệm 25 - 30% chi phí đầu tư ban đầu so với mua cụm dẫn động nhập khẩu.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi để triển khai chế tạo hộp giảm tốc này là gì?

Yêu cầu trang bị máy tiện ren cơ bản, máy phay vạn năng (phay lăn răng hoặc phay định hình module $m = 2$), thiết bị tôi cải thiện nhiệt luyện đạt độ cứng $185 - 200 \text{ HB}$, và thiết bị đo độ đảo hướng tâm ngõng trục chính xác $\le 20 \ \mu\text{m}$.

2. Giới hạn tải trọng tối đa và giải pháp khi quá tải?

Hệ thống được thiết kế với hệ số tải trọng động $K_đ = 1.2$. Khi xảy ra sự cố kẹt tải máy công tác, bộ truyền đai thang đóng vai trò là "cầu chì cơ học" tự động trượt trơn trên bánh đai nhỏ ($d_1 = 112 \text{ mm}$), ngăn chặn gãy trục và vỡ bánh răng.

3. Hộp giảm tốc có thể tích hợp với các hệ thống điều khiển tự động không?

Hoàn toàn có thể. Người vận hành chỉ cần lắp thêm một biến tần (VFD) ở đầu vào động cơ 2.24 kW để điều khiển vô cấp tốc độ, hoặc gắn đĩa encoder ở đầu trục II ($d = 35 \text{ mm}$) để phản hồi vận tốc quay về PLC.

4. Quy trình bảo dưỡng định kỳ gối đỡ ổ lăn như thế nào?

Ổ bi đỡ 305 được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng hoặc ngâm trong sương dầu của hộp. Cần kiểm tra khe hở dọc trục định kỳ 6 tháng/lần, đảm bảo độ rơ không vượt quá $0.05 \text{ mm}$.

5. Chi phí dự toán gia công và thời gian hoàn vốn (ROI)?

Tổng chi phí phôi liệu (Thép C45, Gang GX15-32, ổ lăn, then) ước tính khoảng 4.5 - 6.0 triệu VNĐ. Với hiệu suất cao (88.7%) và độ bền trên 5 năm, hệ thống giúp doanh nghiệp hoàn vốn đầu tư chỉ trong vòng 3 - 4 tháng vận hành liên tục so với việc sử dụng các hệ truyền động hiệu suất thấp.

Kết luận

Bản đồ án "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" của sinh viên Lê Trung Kiên đã giải quyết xuất sắc bài toán kỹ thuật truyền động cơ học với đầy đủ các căn cứ lý thuyết và số liệu thực nghiệm chuẩn xác:

  • Đạt độ chính xác tuyệt đối về phân phối tỉ số truyền ($u_t = 9.11, \Delta u = 0%$).
  • Đảm bảo toàn diện các chỉ tiêu cơ tính: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 432.5 \text{ MPa} < 492.3 \text{ MPa}$, ứng suất uốn $\sigma_F = 30.5 - 44.8 \text{ MPa}$, hệ số an toàn mỏi trục $s \ge 8.38 > 2.5$.
  • Thiết kế mang tính ứng dụng thực tế cao, tối ưu hóa vật liệu và sẵn sàng chuyển giao cho các phân xưởng cơ khí chế tạo phục vụ sản xuất.