Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong kỹ thuật cơ khí, việc tính toán, thiết kế và phát triển các hệ thống truyền động đóng vai trò nền tảng nhằm đáp ứng yêu cầu vận hành của máy móc trong sản xuất công nghiệp và đời sống. Hệ dẫn động cơ khí thực hiện chức năng biến đổi vận tốc, truyền tải công suất và mô men xoắn từ nguồn động lực (thường là động cơ điện) đến cơ cấu công tác cuối cùng. Đối với các hệ thống truyền động nói chung, hộp giảm tốc là cơ cấu biến đổi tốc độ giữ vai trò trọng tâm nhằm giảm số vòng quay và tăng mô men truyền động phù hợp với đặc tính làm việc của máy công tác.
Đồ án môn học "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Thanh Phụng (Lớp Kỹ thuật cơ điện tử K51, Khoa Cơ khí và Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm – Đại học Huế) dưới sự hướng dẫn của ThS. Hồ Nhật Phong vào tháng 1/2021. Đồ án giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho hệ dẫn động thùng trộn (cơ cấu công tác) theo phương án Đề số V.6.
Mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật của đề tài bao gồm 5 nhiệm vụ chính:
- Tính toán động học hệ thống dẫn động: Xác định hiệu suất tổng thể, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang thường nhằm giảm tốc độ từ động cơ trước khi vào hộp giảm tốc.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền trong: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của răng.
- Thiết kế hệ thống trục và gối đỡ: Xác định kết cấu trục I và trục II, tính toán phản lực tại các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mô men uốn – xoắn, chọn then, khớp nối đàn hồi và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ: Xác định kích thước hình học thân vỏ hộp giảm tốc, bu-lông liên kết, cơ cấu bôi trơn, que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu và chốt định vị.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, nối trục đàn hồi và thùng trộn.
- Thông số kỹ thuật ban đầu (Đề số V.6):
- Công suất trên trục thùng trộn: $P = 3,0\text{ kW}$.
- Số vòng quay của trục thùng trộn: $n = 25\text{ vòng/phút}$.
- Thời gian phục vụ: $L_h = 14.000\text{ giờ}$.
- Đặc tính làm việc: Êm dịu.
- Phạm vi không gian và thời gian: Thực hiện tại Khoa Cơ khí và Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm – Đại học Huế, hoàn thành vào tháng 1 năm 2021.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án được xây dựng dựa trên hệ thống lý thuyết cơ học ứng dụng, nguyên lý máy, chi tiết máy và tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành tại Việt Nam.
Khung lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng:
- Giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn: Sử dụng giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển để tra cứu hệ số tải trọng, ứng suất cho phép, kích thước tiêu chuẩn của đai thang, bánh răng, then, ổ lăn và khớp nối.
- Tiêu chuẩn cơ tính vật liệu: Thép kết cấu carbon chất lượng cao C45 tôi cải thiện dùng cho chế tạo bánh răng và trục dẫn động.
- Phương pháp tính toán sức bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H$) và sức bền uốn chân răng ($\sigma_F$) theo đường cong mỏi quy ước và chu kỳ tải trọng tương đương.
Phương pháp nghiên cứu và giải quyết vấn đề kỹ thuật:
- Phương pháp giải tích động lực học: Tính toán công suất cần thiết, hiệu suất tổng của hệ thống cơ khí, phân phối tỷ số truyền theo các cấp truyền động nhằm tối ưu hóa kích thước và khối lượng cụm máy.
- Phương pháp giải tích sức bền và kiểm nghiệm chi tiết máy: Ứng dụng các phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ; phương pháp mặt cắt để lập phương trình và vẽ biểu đồ phân bố mô men uốn trong các mặt phẳng $xOz, yOz$ cùng mô men xoắn; phương pháp mô men tương đương để tính toán và kiểm nghiệm đường kính trục.
- Phương pháp tra cứu đồ thị, bảng chuẩn kỹ thuật: Tra cứu các hệ số hiệu chỉnh góc ôm, chiều dài đai, hệ số phân bố tải trọng không đều trên vành răng, hệ số tập trung ứng suất, kích thước hình học tiêu chuẩn của chi tiết máy theo sổ tay thiết kế.
Nguồn dữ liệu sử dụng: Toàn bộ thông số đầu vào lấy từ yêu cầu đề bài V.6; các bảng biểu định mức, đồ thị tra cứu và trị số tiêu chuẩn trích xuất từ tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí
Hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn được bố trí theo sơ đồ động học nối tiếp, chuyển hóa chuyển động quay vận tốc cao từ động cơ điện thành chuyển động quay vận tốc thấp với mô men xoắn lớn tại trục công tác.
Cấu trúc chuỗi truyền động gồm 5 thành phần chính:
- Nguồn động lực: Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ công suất danh định $3,4\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $720\text{ vòng/phút}$.
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai thang tiết diện A gồm 3 sợi đai, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 630\text{ mm}$, tỷ số truyền đai $u_đ = 5,09$.
- Bộ truyền trong: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng, tỷ số truyền $u_h = 5,76$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 5,77$), khoảng cách trục $a_w = 250\text{ mm}$, mô đun răng $m = 4\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 18$, số răng bánh lớn $Z_2 = 104$.
- Khớp nối: Nối trục vòng đàn hồi lắp tại trục ra (trục II) của hộp giảm tốc truyền mô men sang cơ cấu công tác, đường kính trục lắp khớp nối $d_t = 60\text{ mm}$, mô men xoắn tính toán của khớp nối $T_t = 1.719\text{ N.m}$.
- Cơ cấu công tác: Thùng trộn làm việc êm dịu, số vòng quay trục $n = 25\text{ vòng/phút}$, công suất hữu ích $P = 3,0\text{ kW}$.
Hệ thống được thiết kế bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong vỏ hộp đúc, dầu bôi trơn được kiểm soát bằng que thăm dầu và thông khí định kỳ qua nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1. Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Chương này tập trung xác định các thông số động lực học cơ bản cho toàn bộ hệ thống từ công suất, số vòng quay đến mô men xoắn trên từng trục truyền động.
- Xác định hiệu suất tổng thể: $\eta = \eta_{ôl}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{đ} \cdot \eta_{nt} = (0,99)^3 \times 0,96 \times 0,95 \times 1 = 0,885$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{3,0}{0,885} = 3,39\text{ kW}$. Động cơ được chọn có công suất $3,4\text{ kW}$ và tốc độ quay $n_{đc} = 720\text{ vòng/phút}$.
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{720}{25} = 28,8$. Phân phối tỷ số truyền gồm bộ truyền đai $u_đ = 5$ và hộp giảm tốc $u_h = 5,76$.
Bảng thông số động học trên các trục của hệ thống dẫn động:
| Đại lượng | Động cơ | Trục I (Trục vào HGT) | Trục II (Trục ra HGT) | Trục công tác (Thùng trộn) |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 3,4 | 3,19 | 3,03 | 3,0 |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | 720 | 144 | 25 | 25 |
| Tỷ số truyền $u$ | 5,0 | 5,0 | 5,76 | 1,0 |
| Mô men xoắn $M$ (N.mm) | 45.097 | 211.559 | 1.157.460 | 1.146.000 |
Chương 2. Thiết kế các bộ truyền
Chương 2 trình bày chi tiết việc tính toán hai bộ truyền cơ bản: bộ truyền đai thang ngoài hộp và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc.
- Bộ truyền đai thang thường:
- Chọn đai thang loại A với kích thước tiết diện $b_t = 11\text{ mm}, b = 13\text{ mm}, h = 8\text{ mm}, y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$.
- Đường kính bánh đai: $d_1 = 125\text{ mm}, d_2 = 630\text{ mm}$. Tỷ số truyền thực $u_t = 5,09$, sai lệch tỷ số truyền so với sơ bộ là $1,8%$ (nằm trong giới hạn cho phép $< 4%$).
- Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2500\text{ mm}$. Khoảng cách trục tính toán lại: $a = 520\text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 124^\circ > 120^\circ$.
- Số đai tính toán: $z = 2,8 \rightarrow$ chọn $z = 3$ đai. Chiều rộng bánh đai $B = 50\text{ mm}$.
- Lực căng đai ban đầu $F_0 = 656,7\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 2320\text{ N}$, vận tốc đai $v_đ = 4,7\text{ m/s}$.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
- Vật liệu chế tạo: Cả hai bánh răng sử dụng thép C45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ rắn $HB_1 = 250$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$. Bánh bị động có độ rắn $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục: $a_w = 250\text{ mm}$.
- Mô đun pháp: $m = 4\text{ mm}$. Số răng: $Z_1 = 18$ răng, $Z_2 = 104$ răng, tỷ số truyền thực tế $u_t = 5,77$ (sai lệch $0,17% < 4%$).
- Hệ số dịch chỉnh chiều cao: $x_1 = +0,3; x_2 = -0,3$. Góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 23^\circ$.
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 422,3\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$. Chiều rộng vành răng chọn $b_w = 77\text{ mm}$.
- Kích thước hình học: Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 74,4\text{ mm}, d_{w2} = 425,6\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 82,4\text{ mm}, d_{a2} = 426,4\text{ mm}$; đường kính đáy răng $d_{f1} = 64,4\text{ mm}, d_{f2} = 403,6\text{ mm}$. Lực ăn khớp: lực vòng $F_t = 5687\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 2532\text{ N}$.
Chương 3. Thiết kế các chi tiết đỡ, nối
Chương 3 thực hiện tính toán kết cấu trục dẫn động, xác định phản lực liên kết, lập biểu đồ nội lực và chọn lựa khớp nối đàn hồi.
- Vật liệu trục: Thép C45 tôi cải thiện.
- Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính sơ bộ trục I là $d_{1sb} = 45\text{ mm}$; trục II là $d_{2sb} = 60\text{ mm}$.
- Chiều dài các đoạn mayơ: Mayơ bánh đai $l_{mc1} = 60\text{ mm}$, mayơ bánh răng chủ động $l_{m1} = 60\text{ mm}$, mayơ bánh răng bị động $l_{m2} = 80\text{ mm}$, mayơ khớp nối $l_{mc2} = 115\text{ mm}$.
- Tính chọn khớp nối trục: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi với mô men xoắn tính toán $T_t = 1,5 \times 1.146.000 = 1.719.000\text{ N.mm} = 1719\text{ N.m}$, đường kính $d = 63\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 260\text{ mm}$, số chốt $Z = 8$. Lực do khớp nối tác dụng lên trục $F_k = 2292\text{ N}$.
- Phản lực tại các gối đỡ gối trục:
- Trục I: $F_{xB} = 4896\text{ N}, R_{yB} = 786,7\text{ N}, R_{xD} = 2242,6\text{ N}, R_{yD} = 1867\text{ N}$.
- Trục II: $R_{x0} = 4483\text{ N}, R_{y0} = 1266\text{ N}, R_{x1} = 1088\text{ N}, R_{y1} = 1266\text{ N}$.
- Phân tích mô men: Xác định mô men uốn tổng $M_j = \sqrt{M_{xj}^2 + M_{yj}^2}$ và mô men tương đương $M_{tđ} = \sqrt{M_j^2 + 0,75 T_j^2}$ tại các tiết diện nguy hiểm trên cả hai trục (tiết diện lắp bánh răng trên trục I có $M_{tđC} = 286.540\text{ N.mm}$).
Chương 4. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết bu-lông của hộp giảm tốc
Chương này hoàn thiện kết cấu không gian của hộp giảm tốc:
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa thân và nắp hộp là mặt phẳng song song với đáy và đi qua tâm đường tâm các trục.
- Tính toán kích thước thân vỏ, chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, khoảng cách giữa các bu-lông thân và nắp hộp.
- Lựa chọn quy cách và kích thước tiêu chuẩn cho các chi tiết phụ tùng kèm theo vỏ hộp:
- Cửa thăm và nắp cửa thăm trên đỉnh hộp.
- Nút thông hơi lắp trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất không khí bên trong hộp khi làm việc.
- Nút tháo dầu lắp ở đáy vát của vỏ hộp phục vụ thay dầu định kỳ.
- Chốt định vị hình côn đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ lăn sau khi tháo lắp nắp và thân hộp.
- Thiết bị kiểm tra mức dầu và hệ thống nắp ổ, vòng phớt chắn dầu.
- Phương pháp bôi trơn: Bôi trơn ngâm dầu cho cặp bánh răng ăn khớp và bôi trơn mỡ cho các cụm ổ lăn.
Chương 5. Kết luận
Tóm tắt tổng thể quá trình thiết kế, đánh giá mức độ hoàn thành nhiệm vụ tính toán hệ thống dẫn động cơ khí theo đề bài giao và tổng hợp danh mục tài liệu tham khảo.
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán định lượng chính của hệ dẫn động cơ khí:
| Cụm kết cấu | Thông số kỹ thuật chính | Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn |
|---|---|---|
| Động cơ điện | Công suất danh định ($P$) / Vận tốc quay ($n$) | $3,4\text{ kW}$ / $720\text{ vòng/phút}$ |
| Bộ truyền đai thang | Tiết diện đai / Số lượng dây đai ($z$) | Tiết diện A / 3 đai |
| Đường kính đai nhỏ ($d_1$) / Đai lớn ($d_2$) | $125\text{ mm}$ / $630\text{ mm}$ | |
| Khoảng cách trục ($a$) / Chiều dài đai ($L$) | $520\text{ mm}$ / $2500\text{ mm}$ | |
| Hộp giảm tốc bánh răng | Tỷ số truyền thực tế ($u_t$) / Khoảng cách trục ($a_w$) | $5,77$ / $250\text{ mm}$ |
| Mô đun răng ($m$) / Bề rộng vành răng ($b_w$) | $4\text{ mm}$ / $77\text{ mm}$ | |
| Số răng bánh nhỏ ($Z_1$) / Bánh lớn ($Z_2$) | 18 răng / 104 răng | |
| Góc ăn khớp ($\alpha_{tw}$) / Dịch chỉnh ($x_1, x_2$) | $23^\circ$ / $+0,3; -0,3$ | |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán ($\sigma_H$) / Cho phép ($[\sigma_H]$) | $422,3\text{ MPa}$ / $481,82\text{ MPa}$ | |
| Hệ thống trục & Nối trục | Đường kính sơ bộ trục I / Trục II | $45\text{ mm}$ / $60\text{ mm}$ |
| Khớp nối trục / Mô men tính toán ($T_t$) | Khớp nối đàn hồi ($d=63\text{ mm}, Z=8$) / $1719\text{ N.m}$ |
Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất và triển khai:
- Lựa chọn giải pháp dịch chỉnh góc và chiều cao bánh răng ($x_1 = +0,3; x_2 = -0,3$) nhằm tối ưu hóa đường kính vòng lăn, cải thiện độ bền uốn chân răng của bánh nhỏ ($Z_1=18$) và triệt tiêu nguy cơ cắt lẹm chân răng.
- Cân chỉnh chiều rộng vành răng từ $100\text{ mm}$ xuống $77\text{ mm}$ sau khi tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc dư bền ($\sigma_H = 422,3\text{ MPa} < [\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$), giúp tiết kiệm vật liệu chế tạo và giảm khối lượng toàn bộ hộp giảm tốc.
- Kết hợp đồng bộ giữa bộ truyền đai ngoài giảm chấn và nối trục đàn hồi ở đầu ra, giúp hệ thống chịu tải êm dịu, bảo vệ động cơ và bánh răng khỏi va đập tải trọng từ thùng trộn.
Đóng góp của đồ án: Hệ thống hóa quy trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, kiểm nghiệm cơ tính bánh răng theo ứng suất uốn và tiếp xúc, đến việc thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống bôi trơn theo các tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án:
- Nghiên cứu dừng lại ở mức độ tính toán động học, tĩnh học và thiết kế kết cấu chi tiết máy trên cơ sở lý thuyết và các bảng tra tiêu chuẩn, chưa tiến hành mô phỏng động lực học đa vật thể hoặc phân tích ứng suất bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA).
- Phạm vi tải trọng tính toán được giả định hoạt động ở chế độ tĩnh ổn định với đặc tính làm việc êm dịu ($14.000\text{ giờ}$), chưa xét đến ảnh hưởng của chu kỳ tải thay đổi đột ngột hoặc hiện tượng quá nhiệt cục bộ trong điều kiện làm việc liên tục dài hạn.
Hướng nghiên cứu tiếp:
- Ứng dụng các phần mềm CAD/CAE chuyên ngành (như SolidWorks, Inventor, ANSYS) để mô hình hóa hình học 3D, phân tích độ biến dạng trục và kiểm tra sự tập trung ứng suất trên then, then hoa và thân hộp giảm tốc.
- Nghiên cứu tối ưu hóa đa mục tiêu cho kích thước hộp giảm tốc và khảo sát chế độ nhiệt truyền động nhằm nâng cao tuổi thọ của dầu bôi trơn và cụm ổ lăn.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo chuyên môn cho các đối tượng:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Chế tạo máy: Dùng làm tài liệu mẫu cho học phần Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Nguyên lý máy và Đồ án tốt nghiệp hệ kỹ sư/cử nhân kỹ thuật.
- Người thực hiện các đề tài thiết kế hệ dẫn động: Tham khảo chi tiết các bước tính toán động học, quy trình kiểm nghiệm tiếp xúc – uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh, phương pháp lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ và vẽ biểu đồ mô men trên trục.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí: Tham khảo hệ thống bảng tra số liệu kích thước tiêu chuẩn của nắp ổ, cửa thăm dầu, bu-lông liên kết, chốt định vị và vòng đệm đàn hồi trong thiết kế hộp giảm tốc cơ khí 1 cấp.
Câu hỏi thường gặp
1. Thông số đầu vào của thùng trộn trong Đề số V.6 quy định những gì? Đề số V.6 quy định công suất trên trục thùng trộn là $P = 3,0\text{ kW}$, số vòng quay trục thùng trộn $n = 25\text{ vòng/phút}$, thời gian phục vụ yêu cầu $L_h = 14.000\text{ giờ}$, và đặc tính làm việc là êm dịu.
2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật ra sao và tỷ số truyền tổng được phân phối như thế nào? Động cơ điện được chọn có công suất danh định $3,4\text{ kW}$ (đáp ứng công suất cần thiết $P_{ct} = 3,39\text{ kW}$) và số vòng quay $n_{đc} = 720\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 28,8$, được phân phối cho bộ truyền đai ngoài $u_đ = 5$ (thực tế là $5,09$) và hộp giảm tốc bánh răng $u_h = 5,76$ (thực tế là $5,77$).
3. Tại sao bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng lại áp dụng hệ số dịch chỉnh và giá trị dịch chỉnh là bao nhiêu? Bộ truyền sử dụng hệ số dịch chỉnh chiều cao với $x_1 = +0,3$ và $x_2 = -0,3$ do bánh chủ động có số răng nhỏ ($Z_1 = 18$ răng, nằm trong khoảng $14 \le Z_1 \le 20$) và tỷ số truyền $u \ge 3,15$. Việc dịch chỉnh giúp đảm bảo khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 250\text{ mm}$, tăng góc ăn khớp lên $\alpha_{tw} = 23^\circ$ và chống hiện tượng cắt lẹm chân răng.
4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bánh răng cho ra giá trị bao nhiêu và dẫn đến điều chỉnh gì về kích thước? Ứng suất tiếp xúc tính toán đạt $\sigma_H = 422,3\text{ MPa}$, nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$. Nhờ độ dư bền tiếp xúc này, chiều rộng vành răng ban đầu dự tính $100\text{ mm}$ được tính toán giảm xuống còn $b_w = 77\text{ mm}$ để tối ưu vật liệu mà vẫn đảm bảo an toàn chịu lực.
5. Khớp nối được chọn ở đầu ra của trục II là loại nào và có thông số cơ bản ra sao? Khớp nối được chọn là nối trục vòng đàn hồi, được tính toán dựa trên mô men xoắn $T_t = 1719\text{ N.m}$ và đường kính trục $d_t = 60\text{ mm}$. Khớp nối tiêu chuẩn có đường kính lỗ trục $d = 63\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 260\text{ mm}$, chiều dài $L = 175\text{ mm}$, sử dụng $Z = 8$ chốt đàn hồi với số vòng quay cực đại cho phép $n_{max} = 2300\text{ vòng/phút}$.
Kết luận
Đồ án "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Nguyễn Thanh Phụng đã hoàn thành toàn diện các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật cho hệ dẫn động thùng trộn công suất $3,0\text{ kW}$. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu tính toán chi tiết, chặt chẽ từ động học hệ thống, độ bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng trụ răng thẳng, phân tích nội lực trên các trục đến việc xác định kết cấu hình học vỏ hộp giảm tốc. Các thông số kỹ thuật được kiểm nghiệm đầy đủ theo tiêu chuẩn ngành, tạo nên một tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và ứng dụng cao cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí và Cơ điện tử.