Bối cảnh và yêu cầu thiết kế kỹ thuật

Khóa luận kỹ thuật thuộc Đồ án Thiết kế máy (Lớp L05) do sinh viên Nguyễn Phát Huy (MSSV: 2211229) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Văn Thạnh tại Bộ môn Thiết kế máy, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh (năm 2024).

Đề tài tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế cơ khí hoàn chỉnh cho hệ thống truyền động dẫn động trục thùng trộn công nghiệp. Hệ thống dẫn động bao gồm một động cơ điện truyền công suất qua nối trục đàn hồi, đi vào hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng hai cấp dạng khai triển, sau đó tiếp tục qua bộ truyền xích ngoài để làm quay trục công tác của thùng trộn.

Mục tiêu và các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định theo chuỗi các bước tính toán hệ thống:

  1. Xác định công suất cần thiết của động cơ điện, chọn động cơ tiêu chuẩn và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  2. Tính toán thiết kế hình học, xác định lực tác dụng và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn tại chân răng và kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc.
  4. Xác định tải trọng tác dụng lên các trục, lập sơ đồ phân tích lực không gian, tính toán phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mô-men uốn - mô-men xoắn, xác định đường kính trục tại các tiết diện, tính chọn then bằng và kiểm nghiệm hệ số an toàn theo độ bền mỏi.
  5. Tính toán chọn loại ổ lăn trên các trục I, II, III dựa trên lực hướng tâm và lực dọc trục, kiểm nghiệm tuổi thọ triệu vòng quay và khả năng tải động của ổ; chọn nối trục truyền động.

Phạm vi thiết kế cơ khí được xác lập cho chế độ làm việc công nghiệp: hệ thống quay một chiều, làm việc 3 ca/ngày (1 ca = 8 giờ), tải trọng va đập nhẹ, với tổng thời gian phục vụ thiết kế là $L_h = 17952$ giờ.

Cơ sở tính toán và phương pháp thiết kế

Hệ thống phương pháp và cơ sở lý thuyết sử dụng trong đồ án dựa trên các tiêu chuẩn tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống:

  • Khung lý thuyết tính toán động học và động lực học: Xác định hiệu suất truyền động tổng thể của hệ thống qua tích hiệu suất của từng cụm chi tiết (hiệu suất khớp nối, hiệu suất các cặp bánh răng trụ, hiệu suất bộ truyền xích, hiệu suất các cặp ổ lăn). Từ đó xác định công suất tương đương, công suất yêu cầu trên trục động cơ và chọn số vòng quay đồng bộ phù hợp.
  • Phương pháp tính toán bộ truyền xích: Dựa trên chỉ tiêu về độ bền mòn, độ bền tĩnh và khả năng chịu va đập theo các hệ số điều kiện làm việc thực tế ($K_r, K_a, K_o, K_{dc}, K_b, K_{lv}$).
  • Phương pháp tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Ứng dụng lý thuyết mỏi mòn tiếp xúc và mỏi uốn. Tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ dựa trên giới hạn mỏi cơ sở, số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$) và độ cứng bề mặt vật liệu thép C45 tôi cải thiện. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Phương pháp tính toán kết cấu trục và then:
    • Tính đường kính trục sơ bộ theo ứng suất xoắn cho phép $[\tau]$.
    • Lập mô hình giải tích tĩnh học trục trong hai mặt phẳng vuông góc $(Oyz)$ và $(Oxz)$ để tính phản lực liên kết tại các gối đỡ đỡ ổ lăn.
    • Tổng hợp mô-men uốn không gian $M_u = \sqrt{M_x^2 + M_y^2}$ và mô-men tương đương $M_{td} = \sqrt{M_u^2 + 0.75 T^2}$.
    • Xác định tiết diện nguy hiểm, chọn kích thước then bằng và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$.
  • Phương pháp tính chọn ổ lăn: Chọn kết cấu ổ (ổ bi đỡ, ổ bi đỡ chặn) theo hướng lực tác dụng (lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$), tính tải trọng quy ước động $Q$, kiểm nghiệm theo khả năng tải động $C_d$ và tuổi thọ $L$ (triệu vòng quay).
  • Nguồn dữ liệu tra cứu: Sử dụng hệ thống bảng tra tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí, bao gồm cơ tính vật liệu thép C45, thông số động cơ điện không đồng bộ ba pha, dãy kích thước mô-đun và khoảng cách trục tiêu chuẩn, thông số xích ống con lăn và bảng tra ổ lăn tiêu chuẩn.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động

Hệ thống dẫn động cơ khí được tổ chức theo sơ đồ động học nối tiếp: Động cơ $\rightarrow$ Khớp nối $\rightarrow$ Trục I $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh $\rightarrow$ Trục II $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm $\rightarrow$ Trục III $\rightarrow$ Bộ truyền xích ống con lăn $\rightarrow$ Trục IV (trục thùng trộn).

Thông số động học Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) Đang chọn 7,34 6,97 — —
Tỉ số truyền $u$ — 1,00 3,83 2,61 2,425
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 970 970 253,26 97,04 —
Mô-men xoắn $T$ (N.m) — 72,259 — — —

Cơ chế bôi trơn của hệ thống được chia thành hai khu vực:

  • Bên trong hộp giảm tốc: Bôi trơn ngâm dầu tự động. Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng của bánh răng bị dẫn cấp chậm ít nhất 10 mm; mức dầu cao nhất không ngập quá bán kính của bánh răng lớn nhất nhằm tránh tổn hao công suất do khuấy dầu.
  • Bộ truyền xích ngoài: Bôi trơn bằng phương pháp nhỏ giọt gián đoạn do bộ truyền đặt nằm ngang và vận tốc trung bình đạt mức $v = 1,54\text{ m/s}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

Chương này thực hiện tính toán cân bằng năng lượng và phân phối tỉ số truyền động học:

  • Tác giả lập bảng so sánh và đánh giá 4 phương án chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha:
    • Phương án ĐC1: $n = 2935\text{ v/p}$, tỉ số truyền tổng $u_\Sigma = 72,375$.
    • Phương án ĐC2: $n = 1460\text{ v/p}$, tỉ số truyền tổng $u_\Sigma = 36,25$.
    • Phương án ĐC3: $n = 970\text{ v/p}$, tỉ số truyền tổng $u_\Sigma = 24,25$.
    • Phương án ĐC4: $n = 730\text{ v/p}$, tỉ số truyền tổng $u_\Sigma = 17,875$.
  • Quyết định lựa chọn: Động cơ 3 mã hiệu 160L với số vòng quay định mức $n_{dc} = 970\text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền cấp nhanh $u_1 = 3,83$; tỉ số truyền cấp chậm $u_2 = 2,61$; tỉ số truyền bộ truyền xích $u_x = 2,425$. Sai số tỉ số truyền nằm trong phạm vi cho phép.
  • Xác định đầy đủ các thông số công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên các trục từ trục động cơ đến trục công tác.

Chương 2: Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền xích

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền xích ống con lăn đặt ngoài hộp:

  • Chọn loại xích: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy.
  • Xác định số răng đĩa xích: Đĩa xích nhỏ $Z_1 = 25$ răng; đĩa xích lớn $Z_2 = 61$ răng. Tỉ số truyền thực tế $u_x = 2,425$.
  • Xác định các hệ số sử dụng: Hệ số tải trọng động $K_r = 1,2$ (tải va đập nhẹ); hệ số chiều dài xích $K_a = 1$; hệ số bố trí $K_o = 1$ (bộ truyền đặt ngang); hệ số điều chỉnh lực căng $K_{dc} = 1$; hệ số bôi trơn $K_b = 1$ (bôi trơn nhỏ giọt); hệ số chế độ làm việc $K_{lv} = 1,45$ (làm việc 3 ca).
  • Tra bảng với $n_{01} = 50\text{ vòng/phút}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38,1\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bền mòn $P_t < [P] = 10,5\text{ kW}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40 p_c = 1524\text{ mm}$, số mắt xích chọn $X = 124$ mắt, chiều dài dây xích $L = 4724,4\text{ mm}$, khoảng cách trục chính xác sau khi giảm bớt để xích có độ chùng hợp lý là $a = 1522\text{ mm}$.
  • Vận tốc trung bình của xích: $v = 1,54\text{ m/s}$. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: $F_r = 4949,4\text{ N}$.

Chương 3: Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ nghiêng hai cấp khai triển

Chương này tính toán kết cấu hình học và độ bền của 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc:

  • Vật liệu chế tạo: Cả bánh dẫn và bánh bị dẫn của hai cấp đều dùng thép C45 tôi cải thiện, ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 430,4\text{ MPa}$, thời gian làm việc $L_h = 17952$ giờ.
  • Cặp bánh răng cấp nhanh:
    • Thông số đầu vào: $P_I = 7,34\text{ kW}$, $u_I = 3,83$, $n_I = 970\text{ rpm}$, $n_{II} = 253,26\text{ rpm}$, $T_I = 72,259\text{ Nm}$.
    • Kích thước: Mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 32$, $Z_2 = 123$, góc nghiêng răng $\beta = 15^\circ$, khoảng cách trục tiêu chuẩn $a = 160,5\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_1 = 69,2\text{ mm}$, $b_2 = 64,2\text{ mm}$.
    • Động học và lực ăn khớp: Vận tốc vòng $v = 2,58\text{ m/s}$ (cấp chính xác 9), lực vòng $F_t = 2107\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 794\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 564,6\text{ N}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn chân răng $\sigma_F$ đều nhỏ hơn giá trị cho phép.
  • Cặp bánh răng cấp chậm:
    • Thông số đầu vào: $P_{II} = 6,97\text{ kW}$, $u_{II} = 2,61$, $n_{II} = 253,26\text{ rpm}$, $n_{III} = 97,04\text{ rpm}$.
    • Kích thước: Mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, số răng $Z_3 = 54$, $Z_4 = 141$, góc nghiêng răng $\beta = 12,9^\circ$, khoảng cách trục tiêu chuẩn $a = 200\text{ mm}$.
    • Động học và lực ăn khớp: Vận tốc vòng $v = 1,46\text{ m/s}$ (cấp chính xác 9), lực vòng $F_t = 4624\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1726,6\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 1059\text{ N}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.
  • Kiểm nghiệm bôi trơn: Đã tính toán và kiểm tra các bất đẳng thức mức dầu ngập răng, xác nhận hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Chương 4: Tính toán thiết kế trục và then

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết 3 trục truyền động:

  • Vật liệu trục: Thép C45 với giới hạn bền $\sigma_b = 605\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 430\text{ MPa}$.
  • Xác định đường kính sơ bộ: Trục I ($d_1 = 25\text{ mm}$), Trục II ($d_2 = 45\text{ mm}$), Trục III ($d_3 = 52\text{ mm}$).
  • Chiều dài các đoạn trục và chiều dài moay-ơ:
    • Chiều dài moay-ơ nửa khớp nối trên trục I: $l_{m11} = 40\text{ mm}$; moay-ơ bánh răng 1: $l_{m12} = 35\text{ mm}$.
    • Chiều dài moay-ơ bánh răng 2: $l_{m22} = 60\text{ mm}$; bánh răng 3: $l_{m23} = 65\text{ mm}$.
    • Chiều dài moay-ơ bánh răng 4: $l_{m32} = 70\text{ mm}$; moay-ơ đĩa xích: $l_{m33} = 70\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và đường kính tiết diện thực tế:
    • Trục I: Phản lực gối đỡ $R_{By} = 633,475\text{ N}$, $R_{Dy} = 160,525\text{ N}$, $R_{Bx} = 960,7\text{ N}$, $R_{Dx} = 802,3\text{ N}$. Đường kính tại ngõng lắp nối trục $d = 22\text{ mm}$, ngõng lắp ổ lăn $d = 25\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng $d = 30\text{ mm}$. Then bằng tại vị trí C đạt độ bền mỏi.
    • Trục II: Mô-men uốn phát sinh từ lực dọc trục $M_{a2} = 71901,81\text{ N.mm}$, $M_{a3} = 58668,6\text{ N.mm}$. Phản lực liên kết $R_{Ay} = 663,2\text{ N}$, $R_{Dy} = 269,4\text{ N}$, $R_{Ax} = 82\text{ N}$, $R_{Dx} = 1616,5\text{ N}$. Đường kính ngõng lắp ổ lăn $d = 30\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng 2 và bánh răng 3 có $d = 40\text{ mm}$. Chọn then bằng và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại B và C đều thỏa mãn.
    • Trục III: Đường kính lắp ổ lăn $d = 50\text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng 4 có $d = 55\text{ mm}$, vị trí lắp đĩa xích có $d = 45\text{ mm}$. Chọn then bằng tại B và kiểm nghiệm độ bền mỏi thỏa mãn.

Chương 5: Thiết kế ổ lăn và chọn khớp nối

Chương này lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho các trục:

  • Trục I: Do chịu lực dọc trục lớn ($F_a = 564,6\text{ N}$) và lực hướng tâm tại gối D, chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung mã hiệu 46305 với đường kính ngõng trục $d = 25\text{ mm}$. Tính toán tải trọng quy ước $Q$, kiểm nghiệm tuổi thọ đạt triệu vòng quay yêu cầu và đảm bảo khả năng tải động.
  • Trục II: Lực dọc trục của hai cặp bánh răng ngược chiều nhau làm giảm tải dọc trục tác dụng lên gối đỡ, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ mã hiệu 206 với đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$. Kiểm nghiệm tải trọng quy ước $Q$ và tuổi thọ vòng quay xác nhận ổ lăn đảm bảo điều kiện tải động.
  • Trục III: Tính toán phản lực gối đỡ tổng hợp dưới tác dụng của lực từ bộ truyền bánh răng cấp chậm và lực căng xích ngoài ($4949,4\text{ N}$), lựa chọn kết cấu ổ lăn cho ngõng trục $d = 50\text{ mm}$ tại vị trí gối C/A.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Kết quả tính toán thiết kế hệ thống

Toàn bộ các cụm chi tiết cơ khí trong hệ thống truyền động đã được tính toán, kiểm nghiệm và xác nhận thỏa mãn các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và tuổi thọ làm việc:

Cụm chi tiết Thông số thiết kế chính Giá trị tính toán thực tế Trạng thái kiểm nghiệm
Động cơ điện Loại động cơ / Vòng quay Mã 160L / $n = 970\text{ vòng/phút}$ Thỏa mãn công suất yêu cầu
Bộ truyền xích ngoài Loại xích / Bước xích / Số răng Xích con lăn 1 dãy / $p_c = 38,1\text{ mm}$ / $Z_1=25, Z_2=61$ Thỏa mãn độ bền mòn ($P_t < 10,5\text{ kW}$)
Khoảng cách trục / Số mắt xích $a = 1522\text{ mm}$ / $X = 124$ mắt Đảm bảo kích thước lắp ghép
Bánh răng cấp nhanh Vật liệu / Mô-đun / Góc nghiêng Thép C45 / $m_n = 2\text{ mm}$ / $\beta = 15^\circ$ $[\sigma_H] = 430,4\text{ MPa}$ (Thỏa mãn)
Số răng / Khoảng cách trục $Z_1 = 32, Z_2 = 123$ / $a = 160,5\text{ mm}$ Thỏa mãn bền uốn chân răng
Bánh răng cấp chậm Vật liệu / Mô-đun / Góc nghiêng Thép C45 / $m_n = 2\text{ mm}$ / $\beta = 12,9^\circ$ $[\sigma_H] = 430,4\text{ MPa}$ (Thỏa mãn)
Số răng / Khoảng cách trục $Z_3 = 54, Z_4 = 141$ / $a = 200\text{ mm}$ Thỏa mãn bền uốn chân răng
Trục I Đường kính các đoạn / Then $d = 22 - 25 - 30\text{ mm}$ / Then bằng tại C Thỏa mãn hệ số an toàn mỏi
Trục II Đường kính các đoạn / Then $d = 30 - 40\text{ mm}$ / Then bằng tại B, C Thỏa mãn hệ số an toàn mỏi
Trục III Đường kính các đoạn / Then $d = 45 - 50 - 55\text{ mm}$ / Then bằng tại B Thỏa mãn hệ số an toàn mỏi
Ổ lăn Trục I Loại ổ / Mã hiệu Ổ bi đỡ chặn cỡ trung / Mã 46305 ($d = 25\text{ mm}$) Đảm bảo tải động và tuổi thọ
Ổ lăn Trục II Loại ổ / Mã hiệu Ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ / Mã 206 ($d = 30\text{ mm}$) Đảm bảo tải động và tuổi thọ

Đóng góp kỹ thuật của đồ án

  • Xây dựng một quy trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, liền mạch từ khâu chọn nguồn động lực (động cơ điện) đến các cụm truyền động trung gian (bánh răng, xích) và các chi tiết đỡ nối (trục, then, ổ lăn).
  • Phân tích lực đa hướng chính xác trong không gian 3 chiều, tính đến ảnh hưởng đồng thời của lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục do góc nghiêng răng sinh ra, giúp tối ưu hóa kết cấu ngõng trục và chọn đúng chủng loại ổ đỡ chặn.

Hạn chế và phạm vi kỹ thuật

  • Sơ đồ bố trí khai triển: Hộp giảm tốc sử dụng sơ đồ khai triển hai cấp, có ưu điểm kết cấu đơn giản nhưng nhược điểm kỹ thuật là các bánh răng bố trí bất đối xứng đối với các gối đỡ, làm tăng độ võng của trục và gây phân bố tải không đều dọc theo chiều rộng vành răng.
  • Phạm vi nội dung văn bản: Văn bản đồ án tập trung vào tính toán động học, thiết kế động lực học các bộ truyền, trục, then và ổ lăn; chưa trình bày các phần thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, tính toán dung sai lắp ghép chi tiết và kiểm nghiệm cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Phục vụ quá trình thực hiện Đồ án Thiết kế máy, Đồ án Chi tiết máy và Đồ án Cơ sở thiết kế máy.
  • Kỹ sư thiết kế hệ thống truyền động cơ khí: Tham khảo quy trình tính toán giải tích phân bố lực không gian trên hệ thống trục 3 cấp và phương pháp lựa chọn ổ lăn theo tải trọng hướng tâm kết hợp lực dọc trục.
  • Nội dung mẫu mực đáng tham khảo: Phương pháp lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực gối đỡ trong hai mặt phẳng $(Oyz)$, $(Oxz)$ và quy trình kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp trên các tiết diện nguy hiểm của trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án là loại nào và có thông số số vòng quay ra sao?
Tác giả đã khảo sát 4 phương án động cơ và quyết định chọn động cơ số 3 mã hiệu 160L có số vòng quay định mức $n_{dc} = 970\text{ vòng/phút}$, mang lại tỉ số truyền tổng hợp lý cho toàn hệ thống ($u_\Sigma \approx 24,25$).

2. Bộ truyền xích ngoài sử dụng loại xích gì và có bước xích bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy với bước xích tiêu chuẩn $p_c = 38,1\text{ mm}$, số răng đĩa xích nhỏ $Z_1 = 25$, đĩa xích lớn $Z_2 = 61$, khoảng cách trục thực tế sau điều chỉnh $a = 1522\text{ mm}$ và tổng số mắt xích $X = 124$.

3. Cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm sử dụng vật liệu gì, mô-đun và góc nghiêng răng bằng bao nhiêu?
Cả hai cặp bánh răng đều chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 430,4\text{ MPa}$ và cùng sử dụng mô-đun pháp tiêu chuẩn $m_n = 2\text{ mm}$. Cặp cấp nhanh có góc nghiêng răng $\beta = 15^\circ$ ($Z_1 = 32, Z_2 = 123$), cặp cấp chậm có góc nghiêng răng $\beta = 12,9^\circ$ ($Z_3 = 54, Z_4 = 141$).

4. Mã hiệu và chủng loại ổ lăn được lựa chọn cho Trục I và Trục II là gì?
Trên Trục I, do có lực dọc trục lớn ($F_a = 564,6\text{ N}$), tác giả chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung mã hiệu 46305 ($d = 25\text{ mm}$). Trên Trục II, tác giả chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ mã hiệu 206 ($d = 30\text{ mm}$).

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc hai cấp được xác định như thế nào?
Hộp giảm tốc được kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu thỏa mãn đồng thời các điều kiện: mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao răng của bánh răng 2 ít nhất $10\text{ mm}$, và mức dầu cao nhất không được ngập quá bán kính của bánh răng lớn nhất trong hộp để tránh tổn hao công suất.

Kết luận

Đồ án của sinh viên Nguyễn Phát Huy đã hoàn thành đầy đủ các bước tính toán và thiết kế cơ khí cho hệ thống truyền động dẫn động thùng trộn công nghiệp. Toàn bộ các thông số động học, hình học, ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng nghiêng hai cấp và bộ truyền xích ngoài đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn theo thời gian phục vụ $17952$ giờ. Hệ thống trục ba cấp, then bằng và các ổ lăn (mã 46305 trên Trục I, mã 206 trên Trục II) được tính toán kiểm nghiệm an toàn mỏi và đảm bảo khả năng tải động quy định. Đây là công trình đồ án thiết kế máy mẫu mực, cung cấp các số liệu giải tích kết cấu rõ ràng và logic cho ngành kỹ thuật cơ khí.