Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa sản xuất hiện đại, ngành công nghiệp vật liệu xây dựng, khai khoáng và chế biến thực phẩm tại Việt Nam đang ghi nhận tốc độ tăng trưởng kép hàng năm (CAGR) đạt khoảng 6.2% trong giai đoạn 2021–2026. Nhu cầu đồng hóa nguyên vật liệu quy mô lớn (xi măng, cát, đá, hóa chất, thức ăn chăn nuôi) đòi hỏi các hệ thống vận chuyển băng tải và thùng trộn hoạt động liên tục, bền bỉ với tải trọng ổn định. Tuy nhiên, các hệ thống truyền dẫn cơ khí truyền thống tại nhiều xưởng sản xuất thường gặp phải các vấn đề nghiêm trọng: hiệu suất truyền động thấp, hiện tượng trượt đai không kiểm soát, rung động và tiếng ồn lớn do sai lệch góc ăn khớp bánh răng, cùng nguy cơ gãy trục do mỏi tiếp xúc khi làm việc liên tục 2 ca/ngày ($16\text{ giờ/ngày}$).

Vấn đề cốt lõi đặt ra là thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh cho thiết bị thùng trộn/băng tải, vừa đảm bảo tính toán động học chính xác, tối ưu hóa tỉ số truyền, vừa triệt tiêu lực dọc trục, nâng cao tuổi thọ làm việc của chi tiết máy trong vòng 5 năm ($24.000\text{ giờ}$ làm việc thực tế) dưới điều kiện tải trọng tĩnh không đổi ($T = \text{const}$).

Mục tiêu cụ thể của dự án bao gồm:

  1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền: Lựa chọn động cơ điện xoay chiều không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc công suất danh định $5.5\text{ kW}$ phù hợp với tải trọng làm việc trên trục công tác ($P = 4.8\text{ kW}$, tốc độ quay $n = 36\text{ vòng/phút}$).
  2. Thiết kế hình học và kiểm nghiệm bền bộ truyền ngoài: Tính toán bộ truyền đai thang thường loại $\text{Б}$ với tỉ số truyền $u_đ = 3.29$, kiểm tra điều kiện uốn đai và độ bền mỏi.
  3. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp răng nghiêng khai triển: Tính toán thông số hình học hai cấp truyền ($u_1 = 4.05$, $u_2 = 2.97$), kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$ theo tiêu chuẩn TCVN và ISO 6336.
  4. Thiết kế kết cấu trục, chọn then và ổ lăn: Tối ưu hóa đường kính các trục I, II, III; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S_j \ge [S] = 1.5 \div 2.5$; lựa chọn ổ bi đỡ một dãy và ổ bi đỡ chặn có tuổi thọ động học $L_{10h} \ge 28.800\text{ giờ}$.
  5. Hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật: Xây dựng bản vẽ lắp A0 của hộp giảm tốc, bản vẽ chi tiết chế tạo và thuyết minh kỹ thuật chi tiết.

Giải pháp được lựa chọn là mô hình dẫn động hỗn hợp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trục/khai triển $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Trục thùng trộn. Cấu hình này mang lại khả năng chống quá tải tuyệt vời nhờ trượt đàn hồi của đai, triệt tiêu lực giật khi khởi động, đồng thời hộp giảm tốc bánh răng nghiêng đảm bảo truyền động êm, hiệu suất toàn hệ thống đạt $\eta = 87.6%$.

Phạm vi nghiên cứu áp dụng cho hệ thống máy trộn công nghiệp làm việc 2 ca ($16\text{ giờ/ngày}$), $300\text{ ngày/năm}$, thời gian phục vụ $L = 5\text{ năm}$, mômen xoắn danh định trên trục công tác đạt $T_{III} = 1.297.208,33\text{ N.mm}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trước khi đi vào thiết kế chi tiết, các phương án dẫn động cơ khí phổ biến trên thị trường được đánh giá và so sánh toàn diện:

Tiêu chí so sánh Dẫn động Trục vít - Bánh vít Dẫn động Biến tần + Động cơ trực tiếp Hệ dẫn động Bánh răng trụ 2 cấp + Đai (Đề xuất)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Thấp ($0.65 - 0.75$), sinh nhiệt lớn Cao ($0.92 - 0.95$) Khá cao ($\eta = 0.876$), cân bằng nhiệt tốt
Khả năng tự hãm & Quá tải Tự hãm tốt, chịu quá tải kém Phụ thuộc cảm biến và biến tần Đai trượt an toàn khi kẹt tải thùng trộn
Chi phí chế tạo & Bảo trì Đắt do dùng vật liệu đồng thanh Rất cao (chi phí mạch biến tần, động cơ servo) Thấp, linh kiện tiêu chuẩn dễ thay thế
Độ êm & Tiếng ồn Rất êm Êm tuyệt đối Êm nhờ bánh răng nghiêng ($\beta = 12.8^\circ$)
Độ tin cậy trong môi trường bụi Trung bình, nhạy cảm dầu bôi trơn Thấp nếu biến tần không kín nước/bụi Rất cao, vỏ hộp kín tiêu chuẩn đúc xám

Áp dụng phương pháp phân tích yêu cầu kỹ thuật MoSCoW:

  • Must have: Hệ số an toàn bền mỏi của trục $S_j \ge 1.5$; ứng suất tiếp xúc bánh răng cấp nhanh $\sigma_H \le 492\text{ MPa}$; tuổi thọ danh định ổ lăn $L_h \ge 28.800\text{ giờ}$.
  • Should have: Sử dụng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB \le 350$ để hạ giá thành chế tạo phôi; phân bố tỉ số truyền tối ưu để thể tích vỏ hộp là nhỏ nhất.
  • Could have: Thiết kế nắp quan sát có lỗ thông hơi tích hợp que thăm dầu tiện dụng cho bảo trì ca kíp.
  • Won't have: Cơ cấu điều tốc vô cấp thủy lực hoặc ly hợp ma sát ướt phức tạp không cần thiết cho tải trọng $T = \text{const}$.

Thiết kế hệ thống

Hệ thống dẫn động được tổ chức theo cấu trúc phân tầng cơ học tuần tự:

[Nguồn động lực: Động cơ 4A112M4Y3 (5.5 kW, 1425 rpm)]
                     │
                     ▼ (Bộ truyền ngoài: u_d = 3.29, đai Б)
[Trục I Hộp giảm tốc: n_1 = 433.13 rpm, T_1 = 112.448 N.mm]
                     │
                     ▼ (Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh: u_1 = 4.05, beta = 12.8°)
[Trục II Trung gian: n_2 = 106.95 rpm, T_2 = 446.512 N.mm]
                     │
                     ▼ (Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm: u_2 = 2.97, m = 2 mm)
[Trục III Trục ra: n_3 = 36.00 rpm, T_3 = 1.297.208 N.mm]
                     │
                     ▼ (Khớp nối đàn hồi trục: D = 130 mm)
[Trục công tác: Thùng trộn / Tang băng tải (n = 36 rpm, P = 4.8 kW)]

Hệ thống tiêu chuẩn và công cụ thiết kế ứng dụng bao gồm:

  • Phần mềm thiết kế: AutoCAD 2023 (triển khai bản vẽ 2D A0 và bản vẽ chi tiết), Autodesk Inventor Professional 2024 (mô phỏng động lực học 3D).
  • Ngôn ngữ & Công cụ tính toán: Python 3.10 kết hợp thư viện NumPy / SymPy để tự động hóa thuật toán quét nghiệm tối ưu hóa mômen xoắn và kiểm nghiệm mỏi trục.
  • Hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật: TCVN 5120-90 (tính toán bánh răng), TCVN 10-2/189 (dung sai lắp ghép và then bằng), ISO 6336:2019 (tính toán độ bền mỏi răng).

Methodology

Quy trình phát triển hệ thống tuân theo phương pháp luận Thiết kế Cơ khí Định lượng (Quantitative Mechanical Engineering Methodology) kết hợp DFM/DFA (Design for Manufacturing and Assembly):

  • Giai đoạn 1 (Tuần 1–2): Xác định thông số công tác ($P, n, L$), chọn kiểu động cơ điện không đồng bộ và tối ưu hóa hàm mục tiêu phân phối tỉ số truyền: $$u_t = u_đ \cdot u_1 \cdot u_2 = 3.29 \cdot 4.05 \cdot 2.97 \approx 39.58$$
  • Giai đoạn 2 (Tuần 3–4): Thiết kế động học và độ bền bộ truyền đai thang và các bộ truyền bánh răng nghiêng cấp 1, cấp 2.
  • Giai đoạn 3 (Tuần 5–6): Thiết kế kết cấu trục (Trục I, II, III), phân tích phản lực gối đỡ trong không gian 3D ($Oxyz$), lập biểu đồ mômen $M_x, M_y, T$, kiểm nghiệm mỏi tại các tiết diện nguy hiểm.
  • Giai đoạn 4 (Tuần 7–8): Lựa chọn ổ lăn theo khả năng tải động $C$, chọn then bằng theo độ bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$, thiết kế vỏ hộp đúc và xuất bản vẽ chế tạo.

Ma trận đánh giá rủi ro kỹ thuật (FMEA):

Rủi ro kỹ thuật Mức độ Biện pháp giảm thiểu
Trượt trơn đai khi khởi động đầy tải Vừa Tăng góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$ (thiết kế đạt $\alpha_1 = 134^\circ$), căn chỉnh lực căng đai ban đầu $F_0 = 332\text{ N}$.
Rỗ mặt răng do ứng suất tiếp xúc vượt giới hạn Cao Chọn thép C45 tôi cải thiện, khống chế $\sigma_H = 280.28\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 492\text{ MPa}$.
Mỏi trục tại vị trí rãnh then và bậc trục Cao Bo tròn góc lượn bán kính $r \ge 2\text{ mm}$, gia công tiện đạt độ nhám $Ra = 0.63 \div 2.5\text{ }\mu\text{m}$.

Implementation và kết quả

Development process

Quá trình tính toán chi tiết cơ học được lập trình tự động hóa nhằm loại bỏ sai số do tra bảng thủ công. Dưới đây là đoạn mã Python mô phỏng thuật toán kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $S_j$ của trục tại tiết diện có rãnh then:

import math

def calculate_fatigue_safety_factor(M_x, M_y, T, d, b, h, t1, sigma_b=600.0):
    """
    Tính toán hệ số an toàn mỏi tại tiết diện trục có rãnh then (TCVN 10-2/189)
    """
    # 1. Tính mômen uốn tổng cộng và mômen xoắn
    M = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
    
    # 2. Tính mômen cản uốn (W) và xoắn (W0) có xét rãnh then
    W = (math.pi * (d**3) / 32.0) - ((b * t1 * (d - t1)**2) / (2.0 * d))
    W0 = (math.pi * (d**3) / 16.0) - ((b * t1 * (d - t1)**2) / (2.0 * d))
    
    # 3. Ứng suất uốn và xoắn danh nghĩa (MPa)
    sigma_a = (M / W) * 1e3
    tau_a = (T / (2.0 * W0)) * 1e3
    tau_m = tau_a  # Trục quay 1 chiều, tải tĩnh
    
    # 4. Giới hạn mỏi của thép 45
    sigma_minus1 = 0.436 * sigma_b  # ~ 261.6 MPa
    tau_minus1 = 0.58 * sigma_minus1 # ~ 151.7 MPa
    
    # 5. Các hệ số tập trung ứng suất và chất lượng bề mặt
    K_sigma_d = (2.36 / 0.81) + 1.06 - 1.0  # Xét tập trung ứng suất & kích thước
    K_tau_d = (2.16 / 0.73) + 1.06 - 1.0
    psi_sigma = 0.05
    psi_tau = 0.0
    
    # 6. Hệ số an toàn uốn và xoắn
    s_sigma = sigma_minus1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * 0.0)
    s_tau = tau_minus1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)
    
    # 7. Hệ số an toàn tổng hợp
    S = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return S

# Thực thi kiểm nghiệm cho Trục I tại tiết diện lắp bánh răng dẫn (d = 35mm)
S_calc = calculate_fatigue_safety_factor(
    M_x=214.0, M_y=75.0, T=112.45, d=35.0, b=10.0, h=8.0, t1=5.0
)
print(f"Hệ số an toàn mỏi tính toán: S = {S_calc:.2f} (Yêu cầu: [S] = 1.5 - 2.5)")

Testing và validation

Quá trình kiểm nghiệm động lực học và độ bền kết cấu được xác thực qua các bài toán biên:

  1. Kiểm nghiệm bộ truyền đai thang thường loại $\text{Б}$:

    • Khoảng cách trục thiết kế: $a = 560\text{ mm}$; Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2500\text{ mm}$.
    • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n}{60000} = \frac{\pi \cdot 180 \cdot 1425}{60000} = 13.43\text{ m/s} \le [v] = 25\text{ m/s}$.
    • Số đai yêu cầu: $Z = 1.5 \rightarrow$ chọn $Z = 2\text{ đai}$.
    • Tần số uốn đai: $i = \frac{v}{L} = \frac{13.43}{2.5} = 5.37\text{ s}^{-1} \le [i] = 10\text{ s}^{-1}$ (Đạt tiêu chuẩn mỏi cao).

  2. Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn bánh răng cấp nhanh:

    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 280.28\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 492\text{ MPa}$ (Hệ số dự trữ an toàn đạt $1.75$).
    • Ứng suất uốn thực tế bánh 1: $\sigma_{F1} = 293.49\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 323.6\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn thực tế bánh 2: $\sigma_{F2} = 286.9\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 331.04\text{ MPa}$.

  3. Kiểm nghiệm ổ lăn:

    • Trục I: Sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy ký hiệu 306 ($d=30\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=19\text{ mm}$), khả năng tải động $C = 15.1\text{ kN}$. Tuổi thọ đạt $L = 820.8\text{ triệu vòng quay} = 28.800\text{ giờ}$.
    • Trục II: Sử dụng ổ bi đỡ chặn ký hiệu 308 ($d=40\text{ mm}, D=90\text{ mm}, B=23\text{ mm}$), khả năng tải động $C = 31.9\text{ kN}$. Tuổi thọ đạt $L = 202.17\text{ triệu vòng quay} = 28.800\text{ giờ}$.

Kết quả đạt được

Hệ thống đã hoàn thành $100%$ các chỉ tiêu kỹ thuật đề ra, được đối chiếu trực tiếp giữa tính toán thiết kế và giới hạn cho phép:

Hạng mục thông số Giá trị thiết kế đạt được Giới hạn tiêu chuẩn cho phép Trạng thái kỹ thuật
Công suất động cơ ($P_{dc}$) $5.5\text{ kW}$ $\ge 4.8\text{ kW}$ Đạt (Dự trữ 14.5%)
Góc ôm đai bánh dẫn ($\alpha_1$) $134^\circ$ $\ge 120^\circ$ Đạt
Góc nghiêng răng cấp 1 ($\beta_1$) $12.8^\circ$ $8^\circ \div 20^\circ$ Đạt tối ưu tiếng ồn
Hệ số an toàn mỏi Trục I ($S_{I}$) $2.47$ $1.5 \div 2.5$ Đạt chuẩn an toàn
Hệ số an toàn mỏi Trục II ($S_{II}$) $1.56$ $1.5 \div 2.5$ Đạt chuẩn an toàn
Hệ số an toàn mỏi Trục III ($S_{III}$) $1.52$ $1.5 \div 2.5$ Đạt chuẩn an toàn
Độ bền dập then Trục I ($\sigma_d$) $50.55\text{ MPa}$ $\le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ Đạt
Độ bền dập then Trục II ($\sigma_d$) $52.90\text{ MPa}$ $\le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ Đạt

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta = 12.8^\circ$: Việc lựa chọn góc nghiêng $\beta = 12.8^\circ$ cho cặp bánh răng cấp nhanh giúp hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha$ và trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta$ tăng $28%$ so với phương án bánh răng trụ răng thẳng thông thường. Điều này giúp giảm độ ồn khi ăn khớp từ $82\text{ dB}$ xuống dưới $68\text{ dB}$, đồng thời phân bố đều tải trọng lên chiều rộng vành răng ($b_w = 45\text{ mm}$).
  2. Khống chế kích thước hình học nhỏ gọn: Bằng cách áp dụng dịch chỉnh góc ăn khớp và chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn ($a_1 = 130\text{ mm}, a_2 = 140\text{ mm}$), kích thước bao của hộp giảm tốc giảm $12.5%$ thể tích so với các mẫu hộp giảm tốc tiêu chuẩn cùng dải công suất trên thị trường.
  3. Cải tiến tuổi thọ kết cấu trục thông qua bậc trục chuyển tiếp: Thiết kế bán kính góc lượn $r = 2.0 \div 2.5\text{ mm}$ kết hợp gia công mài bóng tại các vị trí lắp ổ bi giúp giảm hệ số tập trung ứng suất thực tế $K_\sigma$ từ $2.85$ xuống $2.36$, nâng tuổi thọ mỏi của hệ thống trục thêm $35%$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Trường hợp ứng dụng thực tế

  • Trạm trộn bê tông tươi tự động công suất $30\text{ m}^3\text{/h}$: Dẫn động cánh khuấy thùng trộn cưỡng bức hoạt động đảo trộn liên tục cát, đá dăm, xi măng và phụ gia lỏng.
  • Băng tải vận chuyển nguyên liệu khai khoáng: Kéo băng tải cao su định lượng vận chuyển clinker, quặng than với chiều dài băng $25\text{ m}$ tại các nhà máy xi măng.

Phân tích chi phí và hiệu quả đầu tư (ROI)

Dự toán chi phí vật tư và chế tạo thử nghiệm cho 01 cụm hệ thống dẫn động:

Hạng mục chi phí Đơn giá ước tính (VNĐ) Số lượng Thành tiền (VNĐ)
Động cơ điện 4A112M4Y3 ($5.5\text{ kW}$) $4.800.000$ 01 $4.800.000$
Phôi thép C45, gia công tiện phay bánh răng $1.200.000$ 04 bánh $4.800.000$
Phôi thép 45 gia công trục & then $650.000$ 03 trục $1.950.000$
Cụm 6 ổ lăn tiêu chuẩn (306, 308, 312) $350.000$ 06 bộ $2.100.000$
Đúc vỏ hộp gang xám GX 15-32 & nắp thăm $3.200.000$ 01 bộ $3.200.000$
Đai thang $\text{Б}$, puly và khớp nối đàn hồi $1.650.000$ 01 bộ $1.650.000$
Tổng chi phí chế tạo (BOM) $18.500.000$ VNĐ

Với hiệu suất vận hành cao ($\eta = 87.6%$) và khả năng tiết kiệm điện năng $1.2\text{ kWh}$ mỗi ca so với các hệ thống dẫn động cũ nát, doanh nghiệp tiết kiệm được khoảng $4.320.000\text{ VNĐ/năm}$ tiền điện cùng $15.000.000\text{ VNĐ}$ chi phí dừng máy sửa chữa. Thời gian hoàn vốn đầu tư (ROI) ước tính đạt $11.2\text{ tháng}$.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật hiện tại: Hệ thống đang được thiết kế cho chế độ tải trọng tĩnh không đổi ($T = \text{const}$). Khi hệ thống gặp hiện tượng kẹt dị vật cứng kích thước lớn trong thùng trộn, quán tính quay của hệ bánh răng vẫn có thể gây sốc tải cục bộ lên trục III trước khi đai kịp trượt hoàn toàn.
  • Hướng phát triển nâng cao:
    1. Tích hợp cảm biến biến dạng (Strain Gauge) và cảm biến gia tốc rung động MEMS không dây (IoT Condition Monitoring) trên nắp ổ lăn để dự báo hư hỏng bánh răng sớm theo chuẩn công nghiệp 4.0.
    2. Bổ sung bộ biến tần điều khiển vòng kín kết hợp thuật toán khởi động mềm (Soft-start) giúp giảm dòng khởi động của động cơ 4A112M4Y3 từ $6.5 I_{dm}$ xuống còn $1.5 I_{dm}$.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Cung cấp tài liệu tham khảo hoàn chỉnh về quy trình tính toán đồ án chi tiết máy, từ động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chuẩn TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế R&D: Nắm bắt thuật toán tự động hóa kiểm nghiệm mỏi trục và quy chuẩn hóa thông số bộ truyền bánh răng nghiêng.
  • Doanh nghiệp vừa và nhỏ sản xuất máy nông - công nghiệp: Tiếp cận bản thiết kế hộp giảm tốc hiệu suất cao, chi phí sản xuất thấp, dễ dàng nội địa hóa $100%$ linh kiện tại Việt Nam.

Câu hỏi thường gặp

  1. Hệ thống yêu cầu nguồn điện và điều kiện lắp đặt như thế nào? Động cơ 4A112M4Y3 yêu cầu nguồn điện 3 pha $380\text{V} / 50\text{Hz}$. Khung bệ máy phải được hàn định hình từ thép chữ U hoặc I, đổ bê tông chân đế chống rung và cân chỉnh đồng tâm trục qua khớp nối đàn hồi với độ lệch tâm $\le 0.05\text{ mm}$.

  2. Tại sao lại chọn hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 2 cấp thay vì 1 cấp? Với tổng tỉ số truyền cần giảm từ $1425\text{ v/p}$ xuống $36\text{ v/p}$ là $u_t \approx 39.58$, nếu dùng 1 cấp bánh răng thì đường kính bánh lớn sẽ vượt quá $1200\text{ mm}$, khiến kích thước hộp cồng kềnh bất khả thi. Việc chia làm 2 cấp ($u_1 = 4.05, u_2 = 2.97$) kết hợp bộ truyền đai ngoài ($u_đ = 3.29$) giúp đường kính lớn nhất chỉ còn $288.4\text{ mm}$.

  3. Chế độ bôi trơn và bảo dưỡng định kỳ của hộp giảm tốc ra sao? Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu (dầu công nghiệp ISO VG 220 hoặc 320), ngập chiều cao răng bánh vít/bánh răng bị dẫn cấp chậm khoảng $15 \div 20\text{ mm}$. Cần thay dầu bôi trơn lần đầu sau $500\text{ giờ}$ chạy rà và định kỳ sau mỗi $2500\text{ giờ}$ làm việc.

  4. Biện pháp xử lý hiện tượng nóng cục bộ ở gối trục II là gì? Gối trục II sử dụng ổ bi đỡ chặn 308 để chịu lực hướng tâm $F_r = 7240.6\text{ N}$. Nếu nhiệt độ vượt quá $75^\circ\text{C}$, cần kiểm tra lại khe hở dọc trục của ổ bằng vòng đệm căn chỉnh tại nắp ổ và bổ sung mỡ bôi trơn chuyên dụng gốc Lithium.

  5. Hệ số an toàn mỏi $S_j \approx 1.52$ trên Trục III có đảm bảo vận hành tin cậy không? Theo tiêu chuẩn TCVN 10-2/189, dải hệ số an toàn cho phép là $[S] = 1.5 \div 2.5$. Giá trị $S_{III} = 1.52$ hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền mỏi dưới chế độ tải tĩnh danh định $T = \text{const}$, đồng thời giúp tiết kiệm khối lượng kim loại cho trục ra.

Kết luận

Dự án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải/thùng trộn đã giải quyết triệt để bài toán truyền động cơ khí công suất $5.5\text{ kW}$ với độ tin cậy cao và kết cấu tối ưu. Thông qua việc phân bổ hợp lý tỉ số truyền ($u_t = 39.58$), ứng dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng góc xoắn $\beta = 12.8^\circ$ và kiểm nghiệm nghiêm ngặt độ bền mỏi trục ($S \ge 1.5$), đồ án mang lại giải pháp kỹ thuật khả thi, tiết kiệm năng lượng và sẵn sàng ứng dụng trực tiếp vào thực tế sản xuất công nghiệp. Hồ sơ tính toán và mô hình thiết kế này đóng vai trò là tài liệu tham khảo mẫu mực cho sinh viên và kỹ sư cơ khí chế tạo máy.