Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp và chế biến vật liệu, hệ thống thùng trộn đóng vai trò thiết yếu trong việc đồng hóa cơ học các thành phần nguyên liệu rắn và dẻo. Để đảm bảo quá trình trộn diễn ra liên tục, ổn định với năng suất định trước, hệ thống truyền động cơ khí trung gian cần đáp ứng các yêu cầu khắt khe về mô-men xoắn, tốc độ quay và độ tin cậy trong điều kiện tải trọng không đổi, quay một chiều. Đồ án "Tính toán thiết kế đồ án truyền động cơ khí - PRMD310523" với đề tài "Thiết kế hệ thống thùng trộn" (Đề số: 06 -- Phương án: 3) do sinh viên Bùi Viết Tuân thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Mai Đức Đãi tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế máy, Khoa Cơ khí Chế tạo máy, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM, giải quyết bài toán thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh cho trạm dẫn động thùng trộn công nghiệp.

Hệ thống nhiệm vụ nghiên cứu và tính toán kỹ thuật trong đồ án được xác lập theo các nội dung cụ thể:

  1. Xác định các thông số động học và động lực học của máy công tác (thùng trộn) từ yêu cầu công nghệ ban đầu.
  2. Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài hộp (bộ truyền đai thang).
  4. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài đặt trong vỏ hộp giảm tốc một cấp.
  5. Tính chọn và kiểm nghiệm bền khớp nối trục đàn hồi nối giữa trục ra của hộp giảm tốc và trục thùng trộn.
  6. Tính toán kết cấu hệ trục, then bằng và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của trục.
  7. Lựa chọn loại ổ lăn đỡ chặn/đỡ một dãy, kiểm nghiệm khả năng tải động và tuổi thọ danh định của ổ lăn theo tiêu chuẩn công nghiệp.
  8. Xác định kích thước hình học vỏ hộp giảm tốc đúc và thiết kế các chi tiết phụ trợ (que thăm dầu, nút tháo dầu, nút thông hơi, chốt định vị, bu lông vòng).

Phạm vi và điều kiện làm việc của hệ thống:

  • Năng suất thùng trộn định mức: $Q = 14.500\text{ kg/h}$.
  • Đường kính trong của thùng trộn: $D = 0,55\text{ m}$.
  • Trọng lượng vật liệu trộn trong thùng: $G_v = 2.200\text{ N}$.
  • Góc nâng của khối vật liệu: $\alpha = 82^\circ$; góc nghiêng thùng trộn so với phương ngang: $\beta = 3^\circ$.
  • Khối lượng riêng của vật liệu: $\rho = 1.350\text{ kg/m}^3$; hệ số chứa vật liệu: $\psi = 0,15$.
  • Chế độ làm việc: Tải trọng tĩnh không đổi, quay một chiều; thời hạn phục vụ 5 năm ($300\text{ ngày/năm}$, $2\text{ ca/ngày}$, $6\text{ giờ/ca}$, tương ứng tổng thời gian làm việc $L_h = 18.000\text{ giờ}$).
  • Sai số tỉ số truyền cho phép toàn hệ thống: $|\Delta u / u| \le 5%$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tra cứu sổ tay tiêu chuẩn ngành cơ khí chế tạo máy, tuân thủ quy trình tính toán thiết kế truyền động cơ khí cổ điển và hiện đại:

  • Khung lý thuyết tính toán động lực học máy thùng trộn: Vận dụng lý thuyết chuyển động khối vật liệu trong thùng quay theo tài liệu chuyên ngành máy gia công vật liệu rắn và dẻo của Hồ Lê Viên (2003) để xác định kích thước thùng, công suất nâng vật liệu, công suất ma sát ổ trục và tốc độ góc yêu cầu của thùng trộn.
  • Phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy: Áp dụng hệ thống công thức tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, động học bộ truyền đai, bánh răng và kết cấu trục theo tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất & Lê Văn Uyển (2006), kết hợp tài liệu Thiết kế chi tiết máy công dụng chung của Trần Thiên Phúc (2011).
  • Phương pháp lựa chọn tiêu chuẩn công nghiệp: Tra cứu thông số kỹ thuật động cơ thực tế từ Catalogue động cơ không đồng bộ 3 pha hạ áp dòng M2QA của hãng ABB (2016); tra cứu kích thước và kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn theo Catalogue kỹ thuật quốc tế của tập đoàn SKF (2014).
  • Quy trình kiểm nghiệm an toàn: Mọi bộ truyền và chi tiết quay đều được kiểm nghiệm kép theo các điều kiện bền mỏi (chu kỳ ứng suất thay đổi nhiều chu kỳ) và điều kiện bền tĩnh khi xảy ra quá tải ngắn hạn.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động

Sơ đồ động học của trạm dẫn động thùng trộn gồm 4 khối cơ bản mắc nối tiếp: $$\text{Động cơ điện} \xrightarrow{\text{Bộ truyền đai thang}} \text{Trục I (Hộp giảm tốc)} \xrightarrow{\text{Cặp bánh răng trụ răng nghiêng}} \text{Trục II} \xrightarrow{\text{Khớp nối trục đàn hồi}} \text{Thùng trộn}$$

[Động cơ điện ABB 7,5 kW]
[Bộ truyền đai thang B (z = 2)]
[Trục I vào HGT (n1 = 357,5 rpm)]
[Trục II ra HGT (n2 = 71,5 rpm)]
[Khớp nối trục đàn hồi (8 chốt cao su)]
[Trục thùng trộn công tác (n_ct = 71,5 rpm, P_ct = 5,17 kW)]

Lựa chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

  • Hiệu suất tổng thể hệ thống: $$\eta = \eta_d \cdot (\eta_{ol})^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{k} = 0,96 \cdot (0,99)^3 \cdot 0,96 \cdot 0,98 = 0,88$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct_dc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{5,1713}{0,88} = 5,9010\text{ kW}$$
  • Tỉ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_d \cdot u_{br} = 4 \times 5 = 20$, số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 20 \times 69,93 = 1398,52\text{ vòng/phút}$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ ba pha rotor lồng sóc ABB mã hiệu M2QA - 132M4A, công suất định mức $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ quay danh định $n_{dc} = 1430\text{ vòng/phút}$, điện áp $380\text{V}/50\text{Hz}$. Sai lệch tốc độ sơ bộ là $2,28%$.
Đại lượng / Trục Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác (Thùng trộn)
Công suất $P$ (kW) $5,9010$ $5,6649$ $5,3839$ $5,2235$
Tỉ số truyền $u$ - $4,00$ (sơ bộ) $5,00$ (sơ bộ) $1,00$
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) $1430$ $357,50$ $71,50$ $71,50$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) $39.418$ $151.329$ $719.117$ $697.687$

Nội dung chính theo từng chương

I. Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

  • Xác định chiều dài làm việc của thùng trộn: $L = 1,9216\text{ m}$.
  • Vận tốc quay yêu cầu của thùng trộn: $n_{lv} = 69,93\text{ vòng/phút}$ (tốc độ góc tương ứng $\omega = 7,323\text{ rad/s}$).
  • Thành phần công suất tiêu hao:
    • Công suất nâng vật liệu lên độ cao xả: $P_1 = 1,776\text{ kW}$.
    • Công suất đảo trộn vật liệu: $P_2 = 2,9247\text{ kW}$.
    • Công suất tổn hao do ma sát tại các gối đỡ trục thùng: $P_3 = 0,1 \cdot (P_1 + P_2) = 0,4701\text{ kW}$.
  • Tổng công suất yêu cầu trên trục công tác: $P_{lv} = P_1 + P_2 + P_3 = 5,1713\text{ kW}$.

II. Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

  • Xác định hiệu suất các bộ phận: đai hở $\eta_d = 0,96$; 1 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$; bộ truyền bánh răng trụ nghiêng kín $\eta_{br} = 0,96$; khớp nối trục $\eta_k = 0,98$.
  • Tính chọn thành công động cơ ABB M2QA-132M4A ($7,5\text{ kW}$, $1430\text{ rpm}$).
  • Lập bảng phân phối tỉ số truyền và xác định mô-men xoắn trên tất cả các trục truyền dẫn làm cơ sở thiết kế hình học.

III. Tính toán, thiết kế bộ truyền đai

  • Lựa chọn loại đai: Đai thang thường loại B, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$.
  • Đường kính bánh đai dẫn: $d_1 = 180\text{ mm}$; vận tốc đai $v = 13,477\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
  • Đường kính bánh đai bị dẫn tiêu chuẩn: $d_2 = 710\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\xi = 0,02$).
  • Tỉ số truyền thực tế bộ truyền đai: $u_d = 4,03$ (sai lệch $0,62%$ so với sơ bộ).
  • Khoảng cách trục danh định: $a = 646,7\text{ mm}$; góc ôm bánh dẫn $\alpha_1 = 133,29^\circ > 120^\circ$.
  • Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2800\text{ mm}$; tần số chạy vòng của đai $i = 4,8\text{ vòng/s} < 10\text{ vòng/s}$.
  • Số sợi đai yêu cầu: $z = 2$ sợi. Chiều rộng bánh đai $B = 44\text{ mm}$; đường kính đỉnh bánh đai dẫn $d_{a1} = 188,4\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 718,4\text{ mm}$.
  • Lực căng ban đầu mỗi sợi đai $F_0 = 297,04\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 1090,8\text{ N}$.

IV. Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện cho cả 2 bánh:
    • Bánh nhỏ (dẫn): Độ cứng $HB_1 = 245$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh lớn (bị dẫn): Độ cứng $HB_2 = 230$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: Tiếp xúc $[\sigma_H] = 495,64\text{ MPa}$; uốn bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$; uốn bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 236,57\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục chọn chuẩn: $a_w = 195\text{ mm}$; mô-đun pháp tiêu chuẩn $m = 3\text{ mm}$.
  • Thông số răng: Số răng bánh dẫn $Z_1 = 21$, số răng bánh bị dẫn $Z_2 = 106$; góc nghiêng răng chính xác $\beta = 12,33^\circ$.
  • Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng: $u_{br} = 5,05$ (sai lệch $0,95%$).
  • Tỉ số truyền toàn hệ thống thực tế $u_{ht} = 4,03 \times 5,05 = 20,3515$; số vòng quay trục công tác $n_{ct} = 70,39\text{ vòng/phút}$; sai số tỉ số truyền hệ thống là $0,66% < 5%$ (thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật).
  • Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn:
    • Ứng suất tiếp xúc sinh ra $\sigma_H = 481,12\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495,64\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn sinh ra: $\sigma_{F1} = 89,92\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 80,93\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$.
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_t = 4693,2\text{ N}$; lực hướng tâm $F_r = 1789,8\text{ N}$; lực dọc trục $F_a = 1026,1\text{ N}$.

V. Tính chọn nối trục

  • Loại khớp nối: Khớp nối trục đàn hồi gắn chốt bọc cao su, chịu mô-men xoắn tính toán $T_t = k \cdot T_2 = 1,5 \times 719.117 = 1.078.675\text{ N.mm}$.
  • Thông số hình học cơ bản: Kích thước danh định theo mô-men $T_{max} = 1000\text{ N.m}$; số chốt $Z = 8$; đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$; đường kính chốt $d_c = 18\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm bền:
    • Độ bền dập vòng cao su: $\sigma_d = 2,6\text{ MPa} < [\sigma]_d = 3\text{ MPa}$.
    • Độ bền uốn chốt thép: $\sigma_u = 75,14\text{ MPa} < [\sigma]_u = 80\text{ MPa}$.
  • Lực nối trục tác dụng lên đầu trục II: $F_{kn} = 2700\text{ N}$.

VI. Tính toán thiết kế trục, chọn then

  • Vật liệu trục: Thép C45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, $[\sigma] = 63\text{ MPa}$).
  • Phân tích lực gối đỡ và mô-men uốn tổng trên hai mặt phẳng thẳng đứng $(yOz)$ và nằm ngang $(xOz)$.
  • Đường kính ngõng trục tiêu chuẩn hóa:
    • Trục I: $d_A = 28\text{ mm}$ (lắp bánh đai); $d_B = d_D = 30\text{ mm}$ (lắp ổ lăn); $d_C = 34\text{ mm}$ (lắp bánh răng dẫn).
    • Trục II: $d_E = d_G = 45\text{ mm}$ (lắp ổ lăn); $d_F = 50\text{ mm}$ (lắp bánh răng bị dẫn); $d_H = 42\text{ mm}$ (lắp nửa khớp nối).
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 2,5$:
    • Trục I: Tại tiết diện B đạt $s_B = 5,7$; tại tiết diện C đạt $s_C = 3,43$.
    • Trục II: Tại tiết diện F đạt $s_F = 6,1$; tại tiết diện G đạt $s_G = 8,1$.
  • Kiểm nghiệm bền tĩnh tại các tiết diện đều thỏa mãn điều kiện $\sigma_{td} \le [\sigma]_{max} = 272\text{ MPa}$.
  • Quy cách then bằng và kiểm nghiệm bền dập, cắt:
    • Trục I: Then vị trí A ($b \times h \times l = 8 \times 7 \times 36\text{ mm}$); then vị trí C ($10 \times 8 \times 56\text{ mm}$).
    • Trục II: Then vị trí F ($16 \times 10 \times 65\text{ mm}$); then vị trí H ($12 \times 8 \times 65\text{ mm}$).
    • Mọi điểm lắp then đều đạt $\sigma_d \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$ và $\tau_c \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.

VII. Chọn ổ lăn

  • Lực hướng tâm tổng hợp tại các gối đỡ:
    • Trục I: Gối B có $F_{rB} = 1124,6\text{ N}$; Gối D có $F_{rD} = 3870,7\text{ N} \rightarrow$ tính chọn theo gối D.
    • Trục II: Gối E có $F_{rE} = 4791,3\text{ N}$; Gối G có $F_{rG} = 2246,3\text{ N} \rightarrow$ tính chọn theo gối E.
  • Chủng loại và thông số ổ lăn được chọn từ Catalogue SKF:
    • Trục I: Ổ bi đỡ một dãy SKF 6406 ($d=30\text{ mm}$, $D=90\text{ mm}$, $B=23\text{ mm}$, $C=43,6\text{ kN}$, $C_0=23,6\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 34,981\text{ kN} < C$; tuổi thọ đạt $L_{10h} = 34.851\text{ giờ} > 18.000\text{ giờ}$.
    • Trục II: Ổ bi đỡ một dãy SKF 6309 ($d=45\text{ mm}$, $D=100\text{ mm}$, $B=25\text{ mm}$, $C=55,3\text{ kN}$, $C_0=31,5\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 28,476\text{ kN} < C$; tuổi thọ đạt $L_{10h} = 131.701\text{ giờ} > 18.000\text{ giờ}$.
  • Dung sai lắp ghép ổ lăn: Vòng trong lắp chặt theo dung sai k6, vỏ hộp lắp theo H7.

VIII. Tính toán vỏ hộp và các chi tiết phụ

  • Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám:
    • Chiều dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$; chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8\text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 50\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
    • Đường kính bu lông: Bu lông nền $d_1 = M20$; bu lông cạnh gối đỡ ổ $d_2 = M14$; bu lông ghép nắp và thân $d_3 = M12$; vít ghép nắp ổ $d_4 = M10$; vít ghép nắp cửa thăm $d_5 = M8$.
  • Kết cấu các chi tiết phụ trợ:
    • Que thăm dầu: Dạng vát đặt tại đáy hộp.
    • Nút tháo dầu: Ren M16x1,5 kèm vòng đệm làm kín.
    • Chốt định vị: 02 chốt côn đường kính $d = 6\text{ mm}$, chiều dài $l = 42\text{ mm}$.
    • Nút thông hơi: Bố trí trên nắp cửa thăm để giải tỏa áp suất bên trong khi dầu nóng lên.
    • Bu lông vòng: Sử dụng 02 bu lông ren M10 (vật liệu thép 20) phục vụ nâng hạ, vận chuyển.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán then chốt của đồ án

Hạng mục kết cấu Thông số / Quy cách kỹ thuật Giá trị xác lập trong thuyết minh
Động cơ điện Model / Công suất / Vòng quay ABB M2QA-132M4A / $7,5\text{ kW}$ / $1430\text{ rpm}$
Bộ truyền đai ngoài Loại đai / Số sợi / Khoảng cách trục Đai thang B / $z=2$ sợi / $a=646,7\text{ mm}$
Bánh đai dẫn & bị dẫn Đường kính danh nghĩa $d_1 - d_2$ $180\text{ mm} - 710\text{ mm}$
Cặp bánh răng nghiêng Mô-đun / Góc nghiêng / Răng $Z_1 - Z_2$ $m=3\text{ mm}$ / $\beta=12,33^\circ$ / $Z_1=21, Z_2=106$
Khoảng cách trục HGT Khoảng cách trục $a_w$ $195\text{ mm}$
Trục I (Trục vào HGT) Đường kính lắp đai - ổ - bánh răng $\phi 28\text{ mm} - \phi 30\text{ mm} - \phi 34\text{ mm}$
Trục II (Trục ra HGT) Đường kính lắp ổ - bánh răng - khớp nối $\phi 45\text{ mm} - \phi 50\text{ mm} - \phi 42\text{ mm}$
Khớp nối trục đàn hồi Mô-men danh nghĩa / Số chốt cao su $1000\text{ N.m}$ / $Z = 8$ chốt ($d_c = 18\text{ mm}$)
Ổ lăn Trục I & Trục II Mã hiệu tiêu chuẩn SKF SKF 6406 (Trục I) & SKF 6309 (Trục II)
Độ tin cậy hệ thống Sai số tỉ số truyền toàn trạm dẫn động $\Delta u_{ht} = 0,66%$ (thỏa tiêu chuẩn $< 5%$)

Đóng góp kỹ thuật của đề tài

  1. Xây dựng chuỗi tính toán liên hoàn, chặt chẽ từ thông số công nghệ thùng trộn hạt đến kết cấu chi tiết cơ khí bên trong hộp giảm tốc.
  2. Tiêu chuẩn hóa hoàn toàn các chi tiết mua ngoài (động cơ ABB, ổ bi SKF, dây đai thang tiêu chuẩn, bu lông đai ốc, vòng đệm đàn hồi) giúp tối ưu hóa khả năng chế tạo và sửa chữa bảo trì.
  3. Đảm bảo hệ số an toàn cao về mỏi ($s \ge 3,43$) và tĩnh trên tất cả các tiết diện trục, đồng thời thỏa mãn toàn diện tuổi thọ ổ lăn ($> 34.000\text{ giờ}$ so với yêu cầu $18.000\text{ giờ}$).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế kỹ thuật trong văn bản:

    • Mô hình tính toán giả định tải trọng tĩnh không đổi trong suốt 5 năm làm việc, chưa xét đến các dao động xung lực ngẫu nhiên trong quá trình khởi động hoặc khi tiếp liệu không đều.
    • Chưa đi sâu vào tính toán cân bằng nhiệt chi tiết của hộp giảm tốc trong điều kiện thông gió cưỡng bức hoặc môi trường nhiệt độ cao.
    • Thuyết minh chưa bao gồm quy trình công nghệ gia công cơ khí cụ thể (lập quy trình công nghệ chế tạo thân vỏ hoặc trục).

  • Hướng phát triển mở rộng:

    • Nghiên cứu động học khởi động mềm sử dụng biến tần kết hợp động cơ điện để giảm tải trọng động lên bộ truyền đai và then.
    • Khảo sát mô phỏng ứng suất động lực học (FEA) cho kết cấu vỏ hộp giảm tốc và hệ trục để tối ưu hóa khối lượng gang đúc.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tư liệu học thuật và kỹ thuật thực tế cho:

  • Sinh viên khối ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy: Tham khảo mẫu thuyết minh tính toán chi tiết máy, đồ án thiết kế trạm dẫn động cơ khí một cấp bánh răng nghiêng.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Tra cứu bảng biểu phân tích lực, quy trình kiểm nghiệm trục chịu tải phức tạp và kích thước tiêu chuẩn cho các hệ thống máy trộn thùng quay.
  • Nội dung tham khảo trọng tâm: Phương pháp phân tích lực tác dụng không gian từ bộ truyền đai và bánh răng nghiêng lên hệ trục (Chương VI) và thuật toán lựa chọn, kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn theo Catalogue SKF (Chương VII).

Câu hỏi thường gặp

1. Công suất làm việc và tốc độ quay yêu cầu của trục thùng trộn được xác định bằng bao nhiêu?

Theo tính toán ở Chương I, công suất trên trục thùng trộn là $P_{lv} = 5,1713\text{ kW}$ (gồm công suất nâng vật liệu $1,776\text{ kW}$, công suất trộn $2,9247\text{ kW}$ và công suất ma sát ổ trục $0,4701\text{ kW}$). Tốc độ quay của thùng trộn là $n_{lv} = 69,93\text{ vòng/phút}$.

2. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật như thế nào và có đáp ứng đủ công suất không?

Tác giả chọn động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc của ABB, mã hiệu M2QA - 132M4A, có công suất định mức $7,5\text{ kW}$, tốc độ quay danh định $1430\text{ vòng/phút}$, điện áp $380\text{V}/50\text{Hz}$. Công suất này lớn hơn công suất cần thiết tính toán trên trục động cơ ($5,9010\text{ kW}$), đảm bảo khả năng truyền động ổn định.

3. Sai số tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là bao nhiêu và có đạt yêu cầu kỹ thuật không?

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai là $u_d = 4,03$ và của bộ truyền bánh răng là $u_{br} = 5,05$, tạo ra tỉ số truyền toàn hệ thống là $u_{ht} = 20,3515$. Tốc độ thực tế trên trục công tác đạt $70,39\text{ vòng/phút}$, dẫn đến sai lệch tỉ số truyền toàn hệ thống là $\Delta u_{ht} = 0,66%$, nằm trong giới hạn cho phép ($< 5%$).

4. Các loại ổ lăn nào được lựa chọn cho Trục I và Trục II, tuổi thọ làm việc của chúng ra sao?

Cả hai trục đều dùng ổ bi đỡ một dãy của SKF: Trục I sử dụng ổ mã hiệu 6406 ($d=30\text{ mm}$, tải trọng động cơ sở $C=43,6\text{ kN}$), tuổi thọ đạt $34.851\text{ giờ}$; Trục II sử dụng ổ mã hiệu 6309 ($d=45\text{ mm}$, tải trọng động cơ sở $C=55,3\text{ kN}$), tuổi thọ đạt $131.701\text{ giờ}$. Cả hai đều vượt xa yêu cầu thời gian phục vụ $18.000\text{ giờ}$.

5. Kết cấu ăn khớp của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc có thông số hình học chính xác là gì?

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12,33^\circ$, khoảng cách trục $a_w = 195\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 21$ và số răng bánh lớn $Z_2 = 106$, bề mặt làm từ thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng $230 - 245\text{ HB}$.

Kết luận

Đồ án của sinh viên Bùi Viết Tuân đã hoàn thành xuất sắc nhiệm vụ tính toán thiết kế kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống trạm truyền động thùng trộn năng suất $14.500\text{ kg/h}$. Các thông số động học, kết cấu bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng nghiêng, hệ trục, then, ổ lăn và vỏ hộp giảm tốc được xác lập đồng bộ, logic và kiểm nghiệm bền nghiêm ngặt theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị kỹ thuật cao về phương pháp tính toán thiết kế máy công cụ và hệ thống dẫn động cơ khí một cấp.