Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn của một phân xưởng cơ khí" do sinh viên Nguyễn Minh Hoàng thực hiện (hoàn thành tại Vĩnh Yên, tháng 7 năm 2020). Trong chương trình đào tạo ngành Cơ khí Chế tạo máy, đồ án chi tiết máy đóng vai trò tổng hợp kiến thức cơ sở ngành và kỹ thuật cơ khí, giúp người học làm quen với quy trình tính toán, thiết kế và chế tạo các cụm truyền động cơ khí phục vụ thực tế sản xuất công nghiệp.

Hệ thống dẫn động thùng trộn được thiết kế theo sơ đồ truyền động cơ khí gồm 5 cụm bộ phận chính:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
  2. Bộ truyền đai dẹt (bộ truyền ngoài)
  3. Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón (bánh răng côn)
  4. Khớp nối trục đàn hồi
  5. Máy công tác (thùng trộn)

Nhiệm vụ và các thông số kỹ thuật đầu vào được xác định cụ thể trong văn bản thiết kế:

  • Công suất danh định trên trục máy công tác (thùng trộn): $P = 2{,}5 \text{ kW}$.
  • Số vòng quay của trục thùng trộn: $n = 160 \text{ vòng/phút}$.
  • Thời gian phục vụ yêu cầu của hệ thống: $T = 15.000 \text{ giờ}$.
  • Đặc tính làm việc: Bộ truyền quay một chiều, chế độ tải trọng đặt một phía.
  • Yêu cầu kỹ thuật: Kết cấu toàn hệ thống phải đạt kích thước nhỏ gọn, thuận tiện cho công tác vận hành, bảo dưỡng và sửa chữa; các chi tiết có khả năng gia công, chế tạo trong điều kiện công nghệ sản xuất cơ khí hiện hành tại Việt Nam.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống tính toán trong đồ án được xây dựng dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí truyền thống theo tài liệu hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí của các tác giả chuyên ngành (tài liệu [1], [2], [3] được trích dẫn trong văn bản):

  • Khung lý thuyết tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tính toán trên trục động cơ qua cân bằng hiệu suất truyền động của toàn hệ thống; phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc bánh răng; tính toán mô-men xoắn và số vòng quay trên từng trục.
  • Tiêu chuẩn tính toán độ bền bộ truyền bánh răng: Áp dụng phương pháp tính toán bánh răng côn răng thẳng theo độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$); kiểm nghiệm khả năng chịu tải khi xảy ra quá tải ngắn hạn ($\sigma_{H\max}$, $\sigma_{F\max}$).
  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền đai: Tính toán theo ứng suất có ích cho phép $[\sigma_F]$, kiểm nghiệm điều kiện ma sát, góc ôm đai $\alpha_1$, ứng suất lớn nhất $\sigma_{\max}$ và tuổi thọ mỏi của dây đai dẹt.
  • Phương pháp tính toán trục, then và khớp nối: Xác định sơ bộ đường kính trục theo mô-men xoắn; phân tích lực tác dụng trong không gian, lập phương trình cân bằng tĩnh học để vẽ biểu đồ mô-men uốn ($M_x, M_y$) và mô-men xoắn ($T$); tính đường kính các tiết diện trục theo mô-men tương đương; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi $s$; kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt; kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi theo độ bền dập của vòng cao su và độ bền uốn của chốt.
  • Phương pháp chọn ổ lăn và kết cấu vỏ hộp: Chọn ổ đũa côn dựa trên khả năng tải động tính toán $C_{tt}$ và khả năng tải tĩnh $C_0$ so với hệ số tải quy ước $Q_r$; xác định kích thước vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 theo công thức kinh nghiệm liên hệ với khoảng cách trục và kích thước bánh răng.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính chọn động cơ và phân chia tỉ số truyền

Chương này giải quyết bài toán xác định nguồn động lực và phân bổ tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động:

  • Xác định hiệu suất toàn hệ thống:
    • Hiệu suất bộ truyền đai để hở: $\eta_d = 0{,}95$
    • Hiệu suất cặp bánh răng côn che kín: $\eta_{br} = 0{,}96$
    • Hiệu suất cặp ổ lăn: $\eta_{ol} = 0{,}99$ (hệ thống có 3 cặp ổ lăn)
    • Hiệu suất khớp nối trục: $\eta_k = 0{,}99$
    • Hiệu suất chung: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_d = 0{,}99 \cdot 0{,}99^3 \cdot 0{,}96 \cdot 0{,}95 = 0{,}876$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{2{,}5}{0{,}876} = 3{,}854 \text{ kW}$$
  • Phân chia tỉ số truyền và chọn động cơ:
    • Chọn sơ bộ tỉ số truyền: đai $u_d = 2{,}24$; hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp $u_h = 3 \rightarrow$ Tỉ số truyền sơ bộ $u_t = 6{,}72$.
    • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: $n_{sb} = n_{lv} \cdot u_t = 160 \cdot 6{,}72 = 1075{,}2 \text{ vòng/phút}$.
    • Động cơ được chọn: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ký hiệu 4A100L4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 4{,}0 \text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{db} = 1500 \text{ vòng/phút}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1420 \text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải $K_{qt} = T_{\max}/T_{dn} = 2{,}2$.
  • Phân phối lại tỉ số truyền thực tế:
    • Tỉ số truyền chung: $u_t = \frac{n_{dc}}{n_{lv}} = \frac{1420}{160} = 8{,}875$.
    • Tỉ số truyền bộ truyền đai: $u_d = 2{,}24$.
    • Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn: $u_h = \frac{u_t}{u_d} = \frac{8{,}875}{2{,}24} \approx 4{,}0$.
  • Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục:
Thông số Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục làm việc (Thùng trộn)
Tỉ số truyền ($u$) - $u_d = 2{,}24$ $u_h = 4{,}0$ (bảng ghi $3{,}517$) $u_k = 1{,}0$
Công suất ($P$ - kW) $4{,}00$ $3{,}76$ $3{,}57$ $3{,}50$
Số vòng quay ($n$ - v/ph) $1420$ $634$ $158{,}5$ $160$
Mô-men xoắn ($T$ - N.mm) $26.901{,}41$ $56.637{,}22$ $215.100{,}95$ $208.906{,}25$

Chương 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Chương 2 là nội dung trọng tâm của đồ án, bao gồm tính toán chi tiết từng bộ phận cơ khí trong trạm dẫn động:

1. Thiết kế bộ truyền trong (Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)

  • Vật liệu chế tạo: Chọn nhóm vật liệu I (độ cứng $\le 350 \text{ HB}$). Cả bánh chủ động và bánh bị động đều làm bằng Thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động đạt độ cứng $250 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$); bánh bị động đạt $235 \text{ HB}$ ($\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$). Độ cứng bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn $15 \text{ HB}$ để tăng khả năng chạy mòn.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 490{,}9 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh chủ động $[\sigma_{F1}] = 409 \text{ MPa}$, bánh bị động $[\sigma_{F2}] = 377 \text{ MPa}$.
  • Thông số hình học ăn khớp:
    • Chiều dài côn ngoài tính toán: $R_e = 173{,}17 \text{ mm}$ (kích thước chuẩn hóa hình học $R_e = 152{,}88 \text{ mm}$).
    • Mô-đun ngoài tiêu chuẩn: $m_{te} = 3 \text{ mm}$ (mô-đun trung bình $m_{tm} = 2{,}625 \text{ mm}$).
    • Số răng: Bánh chủ động $Z_1 = 28$ răng, bánh bị động $Z_2 = 112$ răng. Tỉ số truyền ăn khớp $u = 4$.
    • Góc côn chia: $\delta_1 = 14{,}04^\circ$ (góc tính theo chuẩn $15{,}94^\circ$), $\delta_2 = 75{,}96^\circ$ ($74{,}05^\circ$).
    • Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 84 \text{ mm}$, $d_{e2} = 294 \text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b = 38{,}22 \text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 420{,}43 \text{ MPa} < [\sigma_H] = 490{,}9 \text{ MPa}$ (đạt độ bền).
    • Độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 38{,}21 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 39{,}40 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (đạt độ bền).
    • Quá tải: $\sigma_{H\max} = 623{,}49 \text{ MPa} < [\sigma_H]{\max}$; $\sigma{F\max} = 170{,}214 \text{ MPa} < [\sigma_F]_{\max}$.

2. Thiết kế bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai dẹt)

  • Thông số đai: Sử dụng đai vải cao su (độ bền cao, đàn hồi tốt, ít biến dạng do nhiệt độ và độ ẩm).
  • Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 200 \text{ mm}$; bánh đai lớn: $d_2 = 450 \text{ mm}$ (tiêu chuẩn $400 \text{ mm}$).
  • Chiều rộng vành đai: $b = 25 \text{ mm}$; chiều rộng bánh đai: $B = 32 \text{ mm}$.
  • Chiều dài dây đai: $l = 3832{,}18 \text{ mm}$.
  • Góc ôm đai trên bánh nhỏ: $\alpha_1 = 170{,}4^\circ$.
  • Lực căng ban đầu $F_0 = 225 \text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 448 \text{ N}$.
  • Ứng suất lớn nhất trong dây đai: $\sigma_{\max} = 4{,}55 \text{ MPa} \le [\sigma]_k = 10 \text{ MPa}$.
  • Tuổi thọ đai tính toán: $L = 1937{,}78 \text{ giờ}$. Với thời gian phục vụ yêu cầu $10.000 - 15.000 \text{ giờ}$, dây đai cần được thay thế định kỳ khoảng 5 lần.

3. Tính toán thiết kế trục và then

  • Vật liệu trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 750 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$).
  • Trục I:
    • Đường kính ngõng trục lắp bánh đai: $d_A = 25 \text{ mm}$.
    • Đường kính đoạn lắp ổ lăn: $d_B = d_C = 30 \text{ mm}$.
    • Đường kính đoạn giữa (đoạn lắp bánh răng côn dẫn và gờ định vị): $d = 35 \text{ mm}$; đầu trục $d_D = 25 \text{ mm}$.
    • Then bằng tại tiết diện trục I: Kích thước $b \times h = 8 \times 7 \text{ mm}$, chiều dài $l = 40 \text{ mm}$, ứng suất dập $\sigma_d = 53{,}94 \text{ MPa} \le 100 \text{ MPa}$, ứng suất cắt $\tau_c = 20{,}23 \text{ MPa} \le 40-60 \text{ MPa}$.
    • Hệ số an toàn mỏi của trục I: $s = 3{,}67 > [s] = 1{,}5 - 2{,}5$ (đảm bảo độ bền mỏi và độ cứng).
  • Trục II:
    • Đường kính ngõng trục lắp khớp nối: $d_A = 32 \text{ mm}$.
    • Đường kính ngõng lắp ổ lăn: $d_B = d_D = 35 \text{ mm}$.
    • Đường kính đoạn lắp bánh răng côn bị động: $d_C = 40 \text{ mm}$.
    • Then bằng tại tiết diện trục II: Kích thước $b \times h = 12 \times 8 \text{ mm}$, kiểm nghiệm độ bền dập và cắt thỏa mãn.
    • Hệ số an toàn mỏi trục II: $s = 6{,}0 > [s] = 1{,}5 - 2{,}5$.

4. Thiết kế nối trục đàn hồi

  • Đặt tại đầu ra trục II để nối với thùng trộn.
  • Hệ số chế độ làm việc cho máy thùng trộn: $k = 2{,}5$. Mô-men xoắn tính toán: $T_t = k \cdot T_2 = 2{,}5 \cdot 189{,}198 = 384{,}39 \text{ Nm} < [T] = 2000 \text{ Nm}$.
  • Thông số khớp nối: Số chốt $z = 6$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105 \text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 17 \text{ mm}$, chiều dài ống cao su $l_0 = 46 \text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 32 \text{ mm}$.
  • Các điều kiện bền dập của vòng cao su và bền uốn của chốt đều được kiểm nghiệm thỏa mãn.

5. Tính toán chọn ổ lăn

Do lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn sinh ra lực dọc trục lớn ($F_{a1} = 154 \text{ N}$, $F_{a2} = 539{,}3 \text{ N}$), đồ án sử dụng ổ đũa côn đỡ chặn cho cả hai trục:

  • Trục I: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ mã hiệu 7205 ($d = 25 \text{ mm}, D = 62 \text{ mm}, B = 16 \text{ mm}, C = 23{,}4 \text{ kN}, C_0 = 17{,}6 \text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13{,}6^\circ - 15{,}94^\circ$).
  • Trục II: Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ mã hiệu 7207 ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, B = 17 \text{ mm}, C = 29{,}7 \text{ kN}, C_0 = 22{,}8 \text{ kN}$).
  • Tuổi thọ tính toán của các ổ lăn đều vượt yêu cầu thiết kế $15.000 \text{ giờ}$.

6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn

  • Vỏ hộp: Đúc bằng gang xám GX15-32, mặt ghép giữa thân và nắp đi qua đường tâm các trục.
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 8 \text{ mm}$; chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 7 \text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 6 \text{ mm}$, chiều cao $h = 35 \text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
    • Kích thước bu lông: Bu lông nền $d_1 = 16 \text{ mm}$ (số lượng 4 chiếc); bu lông cạnh ổ $d_2 = 12 \text{ mm}$; bu lông ghép mặt bích thân và nắp $d_3 = 10 \text{ mm}$; vít ghép nắp ổ $d_4 = 8 \text{ mm}$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = 6 \text{ mm}$.
    • Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp $\Delta = 10 \text{ mm}$; giữa bánh răng với đáy hộp $\Delta_1 = 32 \text{ mm}$.
  • Hệ thống bôi trơn:
    • Bôi trơn bộ truyền bánh răng: Ngâm dầu trong hộp giảm tốc, loại dầu bôi trơn công nghiệp ISO GV 68. Mức dầu cao nhất $h_{\max} = 70 \text{ mm}$, mức dầu thấp nhất $h_{\min} = 54 \text{ mm}$ tính từ đáy hộp.
    • Bôi trơn ổ lăn: Sử dụng mỡ bôi trơn.
  • Các chi tiết phụ trên vỏ hộp:
    • 02 chốt định vị hình côn $d = 8 \text{ mm}, l = 36 \text{ mm}$ để cố định vị trí tương đối giữa thân và nắp hộp.
    • 01 nút tháo dầu ren M20x2 (kèm bảng tra M22x2) ở đáy hộp.
    • 01 nút thông hơi ren M27x2 bố trí trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất khi nhiệt độ trong hộp tăng.
    • 02 bu lông vòng ren M10 dùng nâng hạ hộp giảm tốc (trọng lượng hộp khoảng $Q = 60 \text{ kg}$).
    • Vòng chắn dầu để ngăn dầu bôi trơn bánh răng tiếp xúc với mỡ bôi trơn ổ đũa côn.
    • Vòng phớt dầu chắn bụi bẩn đầu trục.
    • Cửa thăm lắp nắp đậy với 4 vít M8x22 và 01 que thăm dầu có vỏ bọc chống sóng dầu.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn chuỗi tính toán kỹ thuật cho trạm dẫn động thùng trộn, đưa ra các thông số kết cấu cụ thể:

Cụm bộ phận Thông số kỹ thuật chủ yếu Kết quả nghiệm bền / Kích thước
Động cơ điện Mã hiệu 4A100L4Y3 $P = 4{,}0 \text{ kW}; n = 1420 \text{ v/ph}; K_{qt} = 2{,}2$
Bộ truyền ngoài Đai dẹt vải cao su $d_1 = 200 \text{ mm}; d_2 = 400/450 \text{ mm}; b = 25 \text{ mm}; B = 32 \text{ mm}$
Hộp giảm tốc Bánh răng côn răng thẳng, Thép 45 $Z_1 = 28; Z_2 = 112; m_{te} = 3 \text{ mm}; u = 4; \sigma_H = 420{,}43 \text{ MPa}$
Trục I Thép C45 tôi cải thiện $d_A = 25 \text{ mm}; d_B = d_C = 30 \text{ mm}; d = 35 \text{ mm}; s = 3{,}67$
Trục II Thép C45 tôi cải thiện $d_A = 32 \text{ mm}; d_B = d_D = 35 \text{ mm}; d_C = 40 \text{ mm}; s = 6{,}0$
Ổ lăn Trục I Ổ đũa côn đỡ chặn 7205 $d = 25 \text{ mm}; D = 62 \text{ mm}; B = 16 \text{ mm}; L_h > 15.000 \text{ h}$
Ổ lăn Trục II Ổ đũa côn đỡ chặn 7207 $d = 35 \text{ mm}; D = 72 \text{ mm}; B = 17 \text{ mm}; L_h > 15.000 \text{ h}$
Nối trục Khớp nối trục đàn hồi chốt trụ 6 chốt cao su $d_c = 17 \text{ mm}; D_0 = 105 \text{ mm}; T_t = 384{,}39 \text{ Nm}$
Vỏ hộp & phụ tùng Gang xám GX15-32, dầu ISO GV 68 $\delta = 8 \text{ mm}; \delta_1 = 7 \text{ mm}; d_1 = 16 \text{ mm}; Q = 60 \text{ kg}$

Các đóng góp kỹ thuật chính của đồ án gồm:

  • Thiết lập quy trình tính toán phối hợp hợp lý giữa bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón, giúp triệt tiêu tải trọng va đập từ động cơ trước khi truyền vào hộp giảm tốc.
  • Giải quyết bài toán lực dọc trục lớn đặc trưng của bánh răng côn bằng phương án bố trí ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ kết hợp vòng chắn dầu độc lập, bảo vệ mỡ bôi trơn ổ lăn khỏi dầu bôi trơn bánh răng.
  • Cung cấp bản tính chi tiết từ kích thước danh định, kích thước tiêu chuẩn đến dung sai lắp ghép và quy cách phụ tùng cho việc chế tạo hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc gang.

Hạn chế và hướng mở rộng của đồ án

Dựa trên nội dung và phạm vi nghiên cứu được trình bày trong văn bản:

  • Hạn chế kỹ thuật:
    • Tuổi thọ tính toán của bộ truyền đai dẹt chỉ đạt $1937{,}78 \text{ giờ}$, thấp hơn nhiều so với tuổi thọ chung $15.000 \text{ giờ}$ của toàn hệ thống, dẫn đến việc phải thay thế dây đai khoảng 5 lần trong suốt vòng đời làm việc.
    • Sử dụng bánh răng côn răng thẳng khiến khả năng chịu tải và độ êm dịu khi ăn khớp thấp hơn so với phương án bánh răng côn răng cong hoặc nghiêng.
    • Chưa đi sâu vào tính toán truyền nhiệt chi tiết của vỏ hộp giảm tốc trong điều kiện phân xưởng làm việc liên tục 3 ca.
  • Hướng hoàn thiện và phát triển:
    • Nghiên cứu thay thế bộ truyền đai dẹt bằng bộ truyền đai thang (đai V) hoặc đai răng nhằm tăng khả năng truyền lực, nâng cao tuổi thọ dây đai và thu gọn khoảng cách trục.
    • Khảo sát phương án sử dụng bánh răng côn răng cong để giảm tiếng ồn, tăng hệ số trùng khớp và nâng cao khả năng chịu tải của hộp giảm tốc.
    • Bổ sung quy trình công nghệ chế tạo cơ khí chi tiết cho vỏ hộp đúc và trục bậc.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án này có giá trị thực tiễn và học thuật cho các nhóm đối tượng:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ kỹ thuật, Cơ điện tử và Chế tạo máy: Dùng làm tài liệu mẫu tham khảo trực tiếp khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí có cấu trúc gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng côn.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Tham khảo trình tự kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trục bậc theo phương pháp uốn-xoắn kết hợp, cách chọn ổ đũa côn chịu lực hỗn hợp và bảng tra kích thước kết cấu chuẩn của vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám.
  • Nội dung đáng tham khảo nhất: Bảng tính toán các thông số hình học của bánh răng côn theo góc côn chia, các bước lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ và sơ đồ kích thước chi tiết vỏ hộp giảm tốc.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án chọn động cơ công suất định mức 4,0 kW trong khi công suất cần thiết trên trục động cơ tính toán là 3,854 kW?
Theo nguyên tắc chọn động cơ điện không đồng bộ trong thiết kế cơ khí, công suất định mức của động cơ ($P_{dc}$) phải thỏa mãn điều kiện $P_{dc} \ge P_{ct}$. Động cơ 4A100L4Y3 có công suất tiêu chuẩn $4{,}0 \text{ kW}$ là cấp công suất chuẩn hóa gần nhất lớn hơn $3{,}854 \text{ kW}$ và thỏa mãn tốc độ quay đồng bộ $1500 \text{ vòng/phút}$.

2. Mục đích của việc nhiệt luyện bánh chủ động đạt 250 HB và bánh bị động đạt 235 HB là gì?
Cả hai bánh răng đều làm bằng Thép 45 tôi cải thiện. Việc duy trì độ cứng bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn từ 10 đến 15 đơn vị HB ($250 \text{ HB} \ge 235 \text{ HB} + 15$) là quy chuẩn thiết kế nhằm giúp bộ truyền có khả năng chạy mòn đồng đều và tăng độ bền tiếp xúc của cặp bánh răng trong quá trình ăn khớp.

3. Vì sao hệ thống cần sử dụng vòng chắn dầu riêng biệt cho cụm ổ đũa côn?
Bộ truyền bánh răng côn được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu (dầu ISO GV 68), trong khi ổ đũa côn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dụng. Vòng chắn dầu có nhiệm vụ ngăn không cho dầu bôi trơn bánh răng xâm nhập làm rửa trôi mỡ bôi trơn của ổ lăn, đảm bảo tuổi thọ làm việc của cả hai cụm chi tiết.

4. Dây đai dẹt trong đồ án có tuổi thọ tính toán là bao nhiêu và được xử lý thế nào trong vận hành?
Tuổi thọ tính toán của dây đai dẹt vải cao su đạt $1937{,}78 \text{ giờ}$. Do thời gian phục vụ yêu cầu của hệ thống là $15.000 \text{ giờ}$, người vận hành được hướng dẫn kế hoạch bảo dưỡng định kỳ và thay dây đai mới khoảng 5 lần trong suốt vòng đời thiết bị.

5. Hộp giảm tốc sử dụng loại ổ lăn nào cho trục I và trục II?
Đồ án sử dụng ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ cho cả hai trục: Trục I dùng ổ mã hiệu 7205 (đường kính ngõng trục $d = 25 \text{ mm}$), Trục II dùng ổ mã hiệu 7207 (đường kính ngõng trục $d = 35 \text{ mm}$), đáp ứng yêu cầu chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục do bánh răng côn tạo ra.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn của một phân xưởng cơ khí" của tác giả Nguyễn Minh Hoàng đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí theo đúng quy trình chuẩn mực ngành Cơ khí Chế tạo máy. Toàn bộ các thông số từ động cơ điện 4A100L4Y3 ($4{,}0 \text{ kW}$), bộ truyền đai dẹt, hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp ($u=4$), hệ thống trục bậc, ổ đũa côn đến kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32 đều được kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn bền mỏi và tải trọng quy định. Bản thiết kế đảm bảo tính khả thi cao, đáp ứng các yêu cầu về khuôn khổ nhỏ gọn, độ tin cậy và khả năng chế tạo thực tế trong nước.