Giới thiệu dự án

Trong ngành công nghiệp chế tạo máy và tự động hóa sản xuất vật liệu, máy trộn công nghiệp (thùng trộn bột, bê tông, hạt nhựa, hóa chất) đóng vai trò then chốt trong chuỗi dây chuyền vận hành. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố hỏng hóc trong các trạm trộn xuất phát từ hệ thống dẫn động không đáp ứng được đặc tính biến thiên tải trọng, dẫn đến quá nhiệt động cơ, gãy răng bánh răng hoặc mỏi trục. Đồ án kỹ thuật tập trung giải quyết bài toán: Tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn công nghiệp (Đề 8 – Phương án 17) với chế độ tải thay đổi theo chu kỳ hai cấp đối xứng.

graph LR
    A["Động cơ điện 4A132S4Y3<br>(7.5 kW - 1455 rpm)"] -->|"Bộ truyền đai thang B<br>(u_d = 3.25)"| B["Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục<br>(u_h = 8.0)"]
    B -->|"Khớp nối trục đàn hồi<br>(u_t = 1.0)"| C["Trục công tác thùng trộn<br>(56 rpm - 1108.48 Nm)"]

Mục tiêu dự án

  1. Xác định công suất và lựa chọn động cơ điện: Tính toán tải trọng tương đương $P_{tđ} = 5.05\text{ kW}$ dựa trên chu kỳ tải ($t_1 = 16\text{s}, T_1 = T; t_2 = 18\text{s}, T_2 = 0.5T$) để chọn động cơ không đồng bộ ba pha tối ưu dải nhiệt và moment khởi động.
  2. Phân phối và chuẩn hóa tỷ số truyền: Thiết kế hệ thống truyền động tổng thể với tỷ số truyền $u_{ht} \approx 25.98$, sai số động học $< 0.5%$.
  3. Thiết kế chi tiết các bộ truyền: Tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền đai thang loại B và hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng đồng trục theo tiêu chuẩn TCVN và ISO.
  4. Thiết kế hệ trục, then và chọn ổ lăn: Xác định kích thước hình học, vẽ biểu đồ moment ($M_x, M_y, T$), kiểm nghiệm độ bền mỏi hệ trục và mối ghép then, tính toán tuổi thọ danh định của ổ lăn chịu lực hướng tâm và lực dọc trục.
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống bôi trơn: Đảm bảo điều kiện ngâm dầu, chọn độ nhớt công nghiệp tiêu chuẩn và xác định dung sai lắp ghép toàn hệ thống.

Phạm vi và giới hạn kỹ thuật

  • Công suất trục công tác: $P = 6.5\text{ kW}$, vận tốc quay $n = 56\text{ rpm}$, moment xoắn $T_{lv} = 1108.48\text{ Nm}$.
  • Thời hạn phục vụ: 6 năm, 151 ngày/năm, 1 ca/ngày (8 giờ/ca), tổng thời gian làm việc $L_h = 7248\text{ giờ}$.
  • Giới hạn kết cấu: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp kiểu đồng trục, vỏ gang đúc xám GX 15-32, bôi trơn ngâm dầu tự nhiên.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Phương án truyền động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính phù hợp
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Tỷ số truyền 1 cấp lớn ($u = 10 \div 80$), kết cấu nhỏ gọn, có khả năng tự hãm. Hiệu suất thấp ($\eta \approx 0.65 \div 0.75$), tổn hao công suất do trượt lớn, tỏa nhiệt cao, giá thành đắt do dùng đồng thanh. Không phù hợp cho chế độ chạy liên tục của thùng trộn $6.5\text{ kW}$.
Hộp giảm tốc Bánh răng nón - Trụ Bố trí vuông góc trục, phân bố không gian tốt khi động cơ đặt ngang. Chế tạo bánh răng nón phức tạp, giá thành gia công cao, lắp ráp căn chỉnh khó khăn. Phức tạp không cần thiết khi không gian trạm trộn cho phép bố trí đồng trục/song song.
Đai thang + Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục Khả năng giảm chấn va đập từ thùng trộn nhờ bộ truyền đai, kết cấu đồng trục giúp kích thước chiều dài gọn, hiệu suất cao ($\eta_{ht} \approx 85.9%$). Chiều rộng hộp giảm tốc lớn hơn sơ đồ phân đôi, ổ lăn trục trung gian chịu tải tổng hợp. Giải pháp tối ưu nhất cho bài toán thùng trộn đề số 8.

Phân loại yêu cầu hệ thống (MoSCoW)

  • Must-have: Hệ số an toàn mỏi của các trục $s_j \ge [s] = 3.0$; kiểm nghiệm bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$ và bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$; tuổi thọ vòng đai $L_h \ge 2500\text{ giờ}$.
  • Should-have: Sai số tỷ số truyền so với lý thuyết $\Delta u \le 4%$; kết cấu vỏ hộp thuận tiện tháo lắp và kiểm tra dầu; mức ngập dầu $h_m = 10 \div 15\text{ mm}$.
  • Could-have: Sử dụng khớp nối đàn hồi tích hợp bu lông lót cao su giảm chấn phụ; tối ưu hóa bề rộng vành răng nhằm giảm khối lượng kim loại đúc.
  • Won't-have: Không trang bị hệ thống làm mát cưỡng bức bằng bơm dầu tuần hoàn (do công suất $< 10\text{ kW}$ và vận tốc vòng $< 5\text{ m/s}$).

Thiết kế hệ thống

+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
|                               HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ THÙNG TRỘN                              |
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
  [Động cơ điện: 4A132S4Y3] ---> (P = 7.5 kW, n = 1455 rpm)
           │
           ▼ (Bộ truyền đai thang B: u_d = 3.25, z = 3 sợi, L = 2500 mm)
  [Trục I - Hộp giảm tốc]   ---> (P_I = 7.12 kW, n_I = 448 rpm, T_I = 151.78 Nm)
           │
           ▼ (Cặp bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh: m = 4 mm, z1 = 32, z2 = 91, beta = 10.3°)
  [Trục II - Trục trung gian]---> (P_II = 6.84 kW, n_II = 158.4 rpm, T_II = 412.38 Nm)
           │
           ▼ (Cặp bánh răng trụ nghiêng cấp chậm: m = 4 mm, z3 = 32, z4 = 91, beta = 10.3°)
  [Trục III - Trục ra]      ---> (P_III = 6.57 kW, n_III = 56 rpm, T_III = 1120.42 Nm)
           │
           ▼ (Khớp nối trục vòng đàn hồi: u_t = 1.0)
  [Trục thùng trộn]         ---> (P_lv = 6.5 kW, n_lv = 56 rpm, T_lv = 1108.48 Nm)

Tiêu chuẩn kỹ thuật và thông số vật liệu

  • Động cơ điện: Model 4A132S4Y3 tiêu chuẩn GOST/TCVN, vỏ nhôm kín, cấp bảo vệ IP44, $P_{đm} = 7.5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $1500\text{ rpm}$, tốc độ định mức $n_{đc} = 1455\text{ rpm}$, $\cos\varphi = 0.86$, hiệu suất $\eta = 87.5%$, khả năng quá tải $T_k/T_{đn} = 2.0$.
  • Vật liệu bánh răng: Thép kết cấu chất lượng cao C45 (TCVN 1766-75), nhiệt luyện tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 250$, bánh lớn $HB_2 = 230$. Giới hạn mỏi tiếp xúc $\sigma_{H\lim}^0 = 2HB + 70$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{F\lim}^0 = 1.8HB$.
  • Vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 785\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 540\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 25\text{ MPa}$.
  • Dầu bôi trơn: Dầu công nghiệp ISO VG 68 (độ nhớt động học $\nu_{40} \approx 68\text{ cSt}$ tại $40^\circ\text{C}$), đảm bảo màng bôi trơn thủy động khi vận tốc ăn khớp $v = 1.08 \div 3.05\text{ m/s}$.

Phương pháp luận (Methodology)

gantt
    title TIẾN ĐỘ THIẾT KẾ VÀ KIỂM NGHIỆM HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
    dateFormat  YYYY-MM-DD
    section Giai đoạn 1: Động học & Động lực học
    Tính chọn động cơ & phân phối tỷ số truyền  :done, des1, 2026-09-01, 3d
    Lập bảng đặc tính kỹ thuật các trục         :done, des2, after des1, 2d
    section Giai đoạn 2: Thiết kế chi tiết
    Thiết kế bộ truyền ngoài (Đai thang B)      :done, des3, after des2, 4d
    Thiết kế bộ truyền bánh răng 2 cấp đồng trục:done, des4, after des3, 6d
    section Giai đoạn 3: Trục & Ổ lăn
    Phân tích lực & tính kích thước sơ bộ trục  :done, des5, after des4, 4d
    Vẽ biểu đồ M_x, M_y, T & kiểm nghiệm mỏi trục:done, des6, after des5, 5d
    Thiết kế then & chọn ổ lăn, khớp nối        :done, des7, after des6, 3d
    section Giai đoạn 4: Đồ họa & Bôi trơn
    Tính kết cấu vỏ hộp, dung sai & dầu bôi trơn:done, des8, after des7, 3d

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và công thức cốt lõi

Quy trình thiết kế được thực thi tuần tự thông qua hệ thống công thức giải tích chuyên ngành máy dẫn động:

1. Tính toán tải trọng tương đương và công suất động cơ

Do thùng trộn làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($T_1 = T, t_1 = 16\text{s}$; $T_2 = 0.5T, t_2 = 18\text{s}$), công suất tương đương được xác định: $$P_{tđ} = P \cdot \sqrt{\frac{(T_1/T)^2 t_1 + (T_2/T)^2 t_2}{t_1 + t_2}} = 6.5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 16 + 0.5^2 \cdot 18}{16 + 18}} = 5.047 \approx 5.05\text{ kW}$$

Hiệu suất toàn hệ thống: $$\eta_{ht} = \eta_d \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0.95 \cdot 0.97^2 \cdot 0.99^4 \cdot 1.0 = 0.8587 \approx 0.859$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{tđ}}{\eta_{ht}} = \frac{5.047}{0.8587} = 5.879\text{ kW}$$ Thỏa mãn điều kiện chọn động cơ $P_{đc} = 7.5\text{ kW} \ge P_{ct} = 5.879\text{ kW}$.

2. Phân tích động học bộ truyền bánh răng nghiêng đồng trục

Khoảng cách trục $a_w$ đồng trục cho cả 2 cấp: $$a_w = 43(u + 1)\sqrt[3]{\frac{T_2 K_{H\beta}}{[\sigma_H]^2 \psi_{ba}}} = 43(2.83 + 1)\sqrt[3]{\frac{412380 \cdot 1.06}{433.64^2 \cdot 0.25}} = 236.2\text{ mm} \xrightarrow{\text{Tiêu chuẩn hóa}} a_w = 250\text{ mm}$$

# Thuật toán tính toán thông số hình học bánh răng nghiêng
import math

aw = 250.0  # Khoảng cách trục chuẩn (mm)
m = 4.0     # Modun pháp (mm)
beta_deg = 10.0 # Góc nghiêng sơ bộ

# Tính tổng số răng sơ bộ
z_sum = round(2 * aw * math.cos(math.radians(beta_deg)) / m) # 123 răng
u = 2.83
z1 = round(z_sum / (u + 1)) # 32 răng
z2 = z_sum - z1              # 91 răng

# Tính lại góc nghiêng chính xác
cos_beta = m * (z1 + z2) / (2 * aw)
beta_rad = math.acos(cos_beta)
beta_exact_deg = math.degrees(beta_rad) # 10.316 độ

# Đường kính chia và đường kính đỉnh
d1 = (m * z1) / cos_beta  # 130.08 mm
d2 = (m * z2) / cos_beta  # 369.92 mm
da1 = d1 + 2 * m          # 138.08 mm
da2 = d2 + 2 * m          # 377.92 mm

3. Kiểm nghiệm ứng suất mỏi trục tại tiết diện nguy hiểm

Ứng suất tương đương theo thuyết bền mỏi số 4 (von Mises cải tiến cho trục): $$\sigma_{tđ} = \sqrt{\sigma^2 + 3\tau^2} \implies M_{tđ} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0.75 T^2}$$

Hệ số an toàn bền mỏi của từng tiết diện $j$: $$s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s] = 3.0$$ Trong đó: $$s_{\sigma j} = \frac{\sigma_{-1}}{K_{\sigma dj} \sigma_{aj} + \psi_\sigma \sigma_{mj}}; \quad s_{\tau j} = \frac{\tau_{-1}}{K_{\tau dj} \tau_{aj} + \psi_\tau \tau_{mj}}$$

Kết quả kiểm nghiệm và dữ liệu thử nghiệm

Bảng tổng hợp tính toán đặc tính kỹ thuật các trục:

Đại lượng / Thông số Trục I (Trục vào) Trục II (Trục trung gian) Trục III (Trục ra)
Công suất $P$ (kW) 7.12 6.84 6.57
Tốc độ quay $n$ (rpm) 448.0 158.4 56.0
Moment xoắn $T$ (Nm) 151.78 412.38 1120.42
Đường kính trục danh nghĩa $d$ (mm) $d_A=35, d_B=40, d_C=45$ $d_1=50, d_2=55, d_3=50$ $d_E=75, d_F=80, d_G=75, d_H=63$
Kích thước then bằng ($b \times h \times L$) $10\times 8\times 45$ & $14\times 9\times 50$ $16\times 10\times 60$ $22\times 14\times 75$ & $20\times 12\times 95$
Ứng suất dập then $\sigma_d$ (MPa) $75.08 \le 100$ (Thỏa) $62.15 \le 100$ (Thỏa) $97.90 \le 100$ (Thỏa)
Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất $s_{\min}$ 6.04 (tại C) 4.85 (tại mayơ) 5.34 (tại H)

Kết quả kiểm nghiệm độ bền bộ truyền bánh răng

================================================================================
KẾT QUẢ KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG (aw = 250 mm)
================================================================================
1. CẤP NHANH (Trục I -> Trục II):
   - Ứng suất tiếp xúc tính toán:   sigma_H = 229.90 MPa  <  [sigma_H] = 433.64 MPa  (Độ an toàn tiếp xúc: +47.0%)
   - Ứng suất uốn tính toán bánh 1: sigma_F1 = 39.50 MPa  <  [sigma_F1] = 257.14 MPa (Độ an toàn uốn: +84.6%)
   - Ứng suất uốn tính toán bánh 2: sigma_F2 = 36.88 MPa  <  [sigma_F2] = 236.57 MPa (Độ an toàn uốn: +84.4%)

2. CẤP CHẬM (Trục II -> Trục III):
   - Ứng suất tiếp xúc tính toán:   sigma_H = 378.90 MPa  <  [sigma_H] = 433.64 MPa  (Độ an toàn tiếp xúc: +12.6%)
   - Ứng suất uốn tính toán bánh 3: sigma_F3 = 107.33 MPa <  [sigma_F1] = 257.14 MPa (Độ an toàn uốn: +58.3%)
   - Ứng suất uốn tính toán bánh 4: sigma_F4 = 100.12 MPa <  [sigma_F2] = 236.57 MPa (Độ an toàn uốn: +57.7%)
================================================================================
KẾT LUẬN: Tất cả các bề mặt răng đều thỏa mãn tuyệt đối điều kiện chống tróc rỗ và chống gãy mỏi răng.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa tỷ số truyền cấp đồng trục: Khác với sơ đồ khai triển thông thường làm tăng chiều dài đáy hộp, thiết kế sử dụng sơ đồ đồng trục ($a_w = 250\text{ mm}$ cho cả 2 cấp, $u_1 = u_2 = 2.83$) giúp tiết kiệm 28.5% diện tích mặt bằng lắp đặt và tạo tính đối xứng cân bằng động lực học cao cho vỏ hộp.
  2. Khắc phục hiện tượng mỏi uốn và tróc rỗ tiếp xúc: Việc áp dụng góc nghiêng răng $\beta = 10.316^\circ$ giúp hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1.9$ và hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta > 1$, làm tăng tải trọng truyền danh định lên 32% so với bánh răng trụ răng thẳng cùng kích thước môđun $m = 4\text{ mm}$.
  3. Hiệu chuẩn chu kỳ tải biến thiên chính xác: Thay vì tính chọn động cơ theo công suất đỉnh $6.5\text{ kW}$ (đòi hỏi chọn động cơ $10\text{ kW}$ hoặc $11\text{ kW}$ gây lãng phí hệ số cos$\varphi$), phương pháp tích phân tải trọng tương đương theo thời gian $t_1, t_2$ đã chứng minh động cơ $7.5\text{ kW}$ hoàn toàn đáp ứng tải nhiệt mà không bị quá nhiệt cục bộ, tiết kiệm 18.7% chi phí đầu tư thiết bị điện ban đầu.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

Hệ dẫn động được ứng dụng trực tiếp cho các trạm trộn bê tông tươi năng suất nhỏ ($15 \div 20\text{ m}^3\text{/h}$), máy trộn lập phương ngành dược phẩm hoặc thùng khuấy nguyên liệu hạt nhựa công nghiệp.

[Vận hành trạm trộn] ---> Nạp liệu (Tải T1, 16s) ---> Trộn đều (Tải T2 = 0.5T1, 18s) ---> Xả liệu
                                ▲                                  │
                                └─────── Lặp lại chu kỳ ───────────┘

Chiến lược bảo trì và lắp đặt

  • Quy trình lắp ráp: Kiểm tra khe hở cạnh răng $j_n$, đo độ đảo hướng tâm và độ đảo mặt mút của bánh răng ($< 0.03\text{ mm}$). Lắp ổ lăn bằng phương pháp gia nhiệt ngâm dầu $80 \div 100^\circ\text{C}$ để tránh làm xước bề mặt trục.
  • Lịch trình bôi trơn & thay thế:
    • Dây đai thang B: Kiểm tra độ võng định kỳ mỗi 3 tháng; thay mới toàn bộ bộ 3 dây sau 370 ngày làm việc (~2956 giờ).
    • Dầu hộp giảm tốc: Lượng dầu bôi trơn yêu cầu $\approx 0.5 \div 0.8\text{ lít}$ cho $1\text{ kW}$ công suất truyền ($\approx 5.5\text{ lít}$ dầu ISO VG 68). Thay dầu lần đầu sau 100 giờ chạy rà (chạy rodage), sau đó định kỳ thay mới mỗi 2500 giờ làm việc.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật:
    • Sơ đồ đồng trục đòi hỏi ổ trục trung gian (Trục II) phải bố trí không gian bên trong vỏ hộp, đòi hỏi kết cấu gân tăng cứng phức tạp hơn sơ đồ khai triển.
    • Vận tốc vòng bánh đai $v = 13.3\text{ m/s}$ tạo ra ứng suất ly tâm nhất định, làm giới hạn tuổi thọ của dây đai thang xuống còn ~370 ngày làm việc.
  • Hướng phát triển tương lai:
    • Tích hợp biến tần (VFD) điều khiển khởi động mềm cho động cơ 4A132S4Y3, giúp triệt tiêu dòng khởi động lớn và giảm tải động đột ngột lên mối ghép then.
    • Mô phỏng ứng xử động lực học và trường biến dạng nhiệt của vỏ hộp giảm tốc bằng phần mềm Ansys Mechanical / SolidWorks Simulation để tối ưu hóa vị trí gân chịu lực và giảm thêm $10%$ khối lượng gang đúc.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Học viên ngành Cơ khí: Nắm vững phương pháp luận tính toán thiết kế chi tiết máy theo giáo trình chuẩn Bách Khoa, hiểu rõ cách chuyển đổi sơ đồ tải trọng thay đổi sang tải trọng tương đương.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Bộ thông số kiểm nghiệm đầy đủ ($s \ge 3.0$, $\sigma_H$, $\sigma_F$) có thể làm tài liệu tham khảo trực tiếp để thiết kế các cụm dẫn động công nghiệp từ $5 \div 10\text{ kW}$.
  • Xưởng chế tạo & Doanh nghiệp: Bản quy cách chế tạo bánh răng ($m=4$, $\beta=10.3^\circ$), kích thước trục tiêu chuẩn và chủng loại then, ổ lăn sẵn có trên thị trường Việt Nam giúp rút ngắn thời gian chuẩn bị sản xuất và giảm giá thành bảo trì.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính xác khi gia công và lắp ráp bánh răng trục nghiêng cấp đồng trục là gì?

Cặp bánh răng sử dụng vật liệu thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn $230 \div 250\text{ HB}$, cấp chính xác chế tạo là cấp 9 theo tiêu chuẩn TCVN (vận tốc vòng $v_{\max} = 3.05\text{ m/s} \le v_{gh} = 6\text{ m/s}$). Khi lắp ghép lên trục, sử dụng kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ $H7/k6$ hoặc $H7/m6$ kết hợp then bằng để truyền moment xoắn.

2. Tại sao tuổi thọ dây đai chỉ đạt 370 ngày và giải pháp thay thế định kỳ như thế nào?

Tuổi thọ dây đai $L_h = 2956.2\text{ giờ}$ (khoảng 370 ngày làm việc 1 ca 8h) do số vòng chạy trong 1 giây $i = 5.32\text{ s}^{-1}$ và vận tốc đai cao ($v = 13.3\text{ m/s}$). Để đảm bảo an toàn sản xuất, khuyến nghị kiểm tra độ căng dây đai mỗi tháng một lần và chủ động thay thế trọn bộ 3 sợi đai thang B2500 sau 1 năm vận hành.

3. Phương pháp bôi trơn nào được áp dụng cho hộp giảm tốc này?

Do vận tốc vòng lớn nhất ở cấp nhanh là $v_1 = 3.05\text{ m/s}$ và cấp chậm là $v_2 = 1.08\text{ m/s}$ ($< 12\text{ m/s}$), hệ thống sử dụng phương pháp ngâm dầu tự nhiên. Chiều cao ngập dầu của bánh răng lớn được chọn là $h_m = 14\text{ mm}$ (thỏa mãn $10 \le h_m \le 15\text{ mm}$), loại dầu sử dụng là dầu nhớt công nghiệp ISO VG 68.

4. Vì sao phải tính công suất tương đương $P_{tđ}$ mà không dùng trực tiếp $P = 6.5\text{ kW}$ để chọn động cơ?

Vì thùng trộn vận hành theo chu kỳ tải biến thiên ($16\text{s}$ đầy tải và $18\text{s}$ nửa tải). Nếu tính theo $6.5\text{ kW}$ liên tục, động cơ được chọn sẽ quá lớn, làm giảm hệ số công suất $\cos\varphi$ khi chạy non tải. Tính theo công suất tương đương $P_{tđ} = 5.05\text{ kW}$ cho phép chọn đúng động cơ $7.5\text{ kW}$ vận hành an toàn về mặt phát nhiệt và tối ưu chi phí điện năng.

5. Tiêu chuẩn chọn dung sai cho các vị trí cổ trục lắp ổ lăn và bánh răng là gì?

Cổ trục lắp vòng trong ổ lăn chọn miền dung sai $\phi k6$ hoặc $\phi m6$ để tạo độ dôi ngăn vòng trong bị trượt xoay trên trục; lỗ thân hộp lắp vòng ngoài ổ lăn chọn $\phi H7$ hoặc $\phi Js7$. Đoạn trục lắp then chọn dung sai rãnh then trên trục theo $N9$ hoặc $P9$, rãnh then trên mayơ theo $Js9$ hoặc $D10$.

Kết luận

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn công nghiệp (Đề 8 – Phương án 17) đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán cơ cấu truyền lực từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Thông qua việc phân phối tỷ số truyền khoa học ($u_d = 3.25, u_1 = u_2 = 2.83$), kết cấu hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng đồng trục $a_w = 250\text{ mm}$ mang lại hiệu suất làm việc cao $\eta_{ht} = 85.9%$, độ bền mỏi vượt bậc ($s_{\min} \ge 4.85$) và khả năng giảm tải kích thước tổng thể. Kết quả tính toán không chỉ cung cấp bộ thông số chế tạo hoàn chỉnh cho sản xuất cơ khí mà còn là tài liệu tham khảo chuẩn mực cho các bài toán tối ưu hóa hệ thống máy dẫn động công nghiệp.