Giới thiệu dự án

Trong ngành công nghiệp chế tạo máy và xây dựng hiện đại, hệ thống truyền động cơ khí cho các thiết bị công tác nặng như máy trộn bê tông, thùng trộn hóa chất và vật liệu rời đóng vai trò hạt nhân trong việc quyết định năng suất và độ tin cậy vận hành. Theo các thống kê kỹ thuật trong ngành cơ khí truyền động, hơn 65% sự cố dừng máy đột ngột bắt nguồn từ sự quá tải cục bộ của hộp giảm tốc và hệ thống gối đỡ trục do tính toán phân phối tải không tối ưu trong điều kiện phụ tải thay đổi theo chu kỳ.

Đề tài tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn vật liệu với công suất $P = 5\text{ kW}$, vận tốc vòng quay $n = 40\text{ vòng/phút}$, làm việc 1 ca/ngày trong thời gian phục vụ 5 năm ($170\text{ ngày/năm}$). Điểm cốt lõi là hệ thống phải chịu tải trọng thay đổi gián đoạn theo bậc trong chu kỳ làm việc $T_{ck} = 55\text{s}$ ($t_1 = 13\text{s}$ tại momen $T_1 = T$; $t_2 = 27\text{s}$ tại $T_2 = 0{,}8T$; $t_3 = 15\text{s}$ tại $T_3 = 0{,}7T$), đòi hỏi tính toán tối ưu độ bền mỏi tiếp xúc và uốn để triệt tiêu biến dạng trục và tróc rỗ bề mặt răng.

Mục tiêu cụ thể của đồ án:

  1. Xác định công suất tương đương, tính chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối hợp lý tỉ số truyền cho toàn hệ thống với sai số $\Delta u \le 4%$.
  2. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang ngoài hộp và kiểm nghiệm khả năng chống trượt trơn, tuổi thọ dây đai.
  3. Thiết kế tối ưu hóa hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) và cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và hạn chế tải trọng động.
  4. Thiết kế hệ trục, then truyền lực và lựa chọn gối đỡ ổ lăn (ổ bi đỡ và ổ đũa ngắn) thỏa mãn điều kiện bền mỏi, bền tĩnh và số vòng quay tới hạn.

Giải pháp lựa chọn là sơ đồ dẫn động gồm: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Trục thùng trộn. Cấu trúc phân đôi cấp nhanh cho phép chia đều momen xoắn làm đôi ($T/2$) trên từng nhánh bánh răng nghiêng, giúp lực dọc trục tự triệt tiêu lẫn nhau, giảm tải trọng uốn tác dụng lên ngõng trục và gối đỡ.

[Động cơ 4A132S6Y3] ---> (Bộ truyền đai B) ---> [HGT Phân đôi 2 cấp] ---> (Nối trục đàn hồi) ---> [Thùng trộn]
   (5.5 kW - 960 v/p)        (u_đ = 3)         (u1=3.08, u2=2.60)           (T = 1015.96 Nm)      (P=5kW - 40 v/p)

Phạm vi giới hạn của thiết kế tập trung vào tính toán động học, động lực học và kết cấu cơ khí chính xác theo tiêu chuẩn TCVN và tài liệu chuyên ngành của PGS.TS Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Việc lựa chọn kết cấu truyền động cho máy trộn công nghiệp đòi hỏi sự cân bằng giữa hiệu suất truyền động, kích thước bao và chi phí chế tạo.

Tiêu chí so sánh Hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh (Lựa chọn) Hộp giảm tốc khai triển tiêu chuẩn Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít
Hiệu suất ($\eta$) Cao ($\eta \approx 0{,}96 - 0{,}98$) Trung bình ($\eta \approx 0{,}94 - 0{,}96$) Thấp ($\eta \approx 0{,}65 - 0{,}82$) do ma sát trượt lớn
Phân bố tải trọng trên trục Rất đều, lực dọc trục răng nghiêng triệt tiêu Bất đối xứng, trục chịu uốn lớn, dễ võng Trục chịu lực dọc trục rất lớn, sinh nhiệt cao
Kích thước chiều rộng hộp Rộng hơn hộp khai triển Gọn theo phương ngang Nhỏ gọn nhất
Tuổi thọ ổ lăn & bánh răng Cao vượt trội nhờ giảm 50% tải mỗi nhánh Trung bình, ổ gối đỡ nhanh hỏng Trung bình, ren trục vít mòn nhanh
Chi phí gia công Trung bình - cao (yêu cầu đối xứng) Tiết kiệm, đơn giản Đắt do dùng vật liệu đồng thanh

Yêu cầu kỹ thuật theo phân loại MoSCoW:

  • Must have: Đảm bảo công suất làm việc ổn định $P_{ct} \ge 5{,}07\text{ kW}$, vận tốc đầu ra $n_{lv} = 40\text{ v/p} \pm 4%$, hệ số an toàn mỏi trục $S \ge [S] = 1{,}5$, độ bền tiếp xúc răng $[\sigma_H]$ và uốn $[\sigma_F]$ đạt chuẩn.
  • Should have: Kết cấu gối đỡ ổ lăn tiêu chuẩn hóa, gioăng phớt chắn dầu mỡ đạt chuẩn bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc và bôi trơn mỡ cho ổ lăn.
  • Could have: Khớp nối trục có vòng đàn hồi cao su chịu va đập nhẹ, dễ dàng thay thế phụ tùng định kỳ.
  • Won't have: Hệ thống biến tần điều khiển điện tử tự động (do tối ưu hóa chi phí đầu tư thuần cơ khí).

Thiết kế hệ thống

Toàn bộ hệ thống cơ điện được cấu hình với các thông số kỹ thuật định danh xác định qua tính toán động học:

+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC & ĐỘNG LỰC HỌC CÁC TRỤC TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG                              |
+-------------------+----------------+---------------+---------------+---------------+--------------+
| Đại lượng         | Trục động cơ   | Trục I (Vào)  | Trục II (TG)  | Trục III (Ra) | Trục công tác|
+-------------------+----------------+---------------+---------------+---------------+--------------+
| Công suất P (kW)  | 5,07           | 4,74          | 4,42          | 4,25          | 4,14         |
| Tốc độ n (v/ph)   | 960            | 321           | 103,89        | 39,95         | 40           |
| Momen xoắn T (Nmm)| 50435,9        | 141459,3      | 406304,0      | 1015957,4     | 988425,0     |
| Tỉ số truyền u    | -              | u_đ = 3,00    | u1 = 3,08     | u2 = 2,60     | u_kn = 1,00  |
+-------------------+----------------+---------------+---------------+---------------+--------------+

graph LR
    A["Động cơ điện 4A132S6Y3<br/>P=5.5kW, n=960 v/p"] -->|"Bộ truyền đai thang B<br/>u_đ = 3.0"| B["Trục I (HGT)<br/>n1 = 321 v/p"]
    B -->|"Cặp bánh răng nghiêng phân đôi<br/>u1 = 3.08, aw=200mm"| C["Trục II (Trung gian)<br/>n2 = 103.89 v/p"]
    C -->|"Cặp bánh răng thẳng cấp chậm<br/>u2 = 2.60, aw=200mm"| D["Trục III (Trục ra HGT)<br/>n3 = 39.95 v/p"]
    D -->|"Nối trục đàn hồi<br/>T = 1015.96 Nm"| E["Trục Thùng Trộn<br/>P = 5kW, n = 40 v/p"]

Quy chuẩn tính chọn vật liệu và kích thước lắp ghép:

  • Vật liệu bánh răng: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ cấp nhanh đạt độ rắn $HB_1 = 260$, bánh lớn đạt $HB_2 = 230$. Cấp chậm bánh nhỏ đạt $HB_1 = 260$, bánh lớn đạt $HB_2 = 230$.
  • Vật liệu trục: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b \ge 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} \ge 340\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 55 - 65\text{ MPa}$.
  • Vật liệu then: Thép C45 tiêu chuẩn lắp then bằng theo TCVN 2261-77.

Methodology

Phương pháp thiết kế bám sát quy trình tiêu chuẩn cơ khí máy tĩnh học và động lực học (Standard Mechanical Design Process):

  1. Giai đoạn 1: Phân tích biểu đồ phụ tải theo bậc thời gian, xác định momen tương đương và công suất tính toán qua công thức tích phân xung lực: $$P_t = P_{tđ} = P \sqrt{\frac{\sum \left(\frac{T_i}{T}\right)^2 t_i}{\sum t_i}} = 5 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 13 + 0{,}8^2 \cdot 27 + 0{,}7^2 \cdot 15}{55}} = 4{,}14\text{ kW}$$
  2. Giai đoạn 2: Thiết kế các bộ truyền hở và kín theo chỉ tiêu mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và mỏi uốn $[\sigma_F]$.
  3. Giai đoạn 3: Lập sơ đồ phân bố không gian các điểm đặt lực, thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học không gian giải phản lực gối đỡ, xây dựng biểu đồ nội lực $M_x, M_y, M_{tđ}$ để định kích thước trục.
  4. Giai đoạn 4: Kiểm nghiệm bền mỏi theo biên độ ứng suất đối xứng $\sigma_a$, ứng suất tĩnh quá tải và kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn.

Implementation và kết quả

Development process

Quá trình tính toán chi tiết được số hóa và kiểm nghiệm qua các thuật toán cơ sở chi tiết máy:

import math

def calculate_helical_gear_geometry(aw, u, mn=3.0, alpha_deg=20.0):
    """
    Thuật toán tính toán thông số hình học bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
    aw: Khoảng cách trục (mm) = 200
    u: Tỉ số truyền = 3.08
    mn: Module pháp (mm) = 3.0
    """
    # Sơ bộ số răng bánh dẫn z1
    z1_approx = (2 * aw) / (mn * (u + 1))
    z1 = 28
    z2 = round(u * z1) # z2 = 86
    u_actual = z2 / z1 # 3.0714
    
    # Tính góc nghiêng beta chuẩn xác
    cos_beta = (mn * (z1 + z2)) / (2 * aw)
    beta_rad = math.acos(cos_beta)
    beta_deg = math.degrees(beta_rad) # 31.24 độ
    
    # Đường kính vòng chia
    d1 = (z1 * mn) / cos_beta # 98.25 mm
    d2 = (z2 * mn) / cos_beta # 301.75 mm
    
    # Chiều rộng vành răng
    psi_ba = 0.315
    b2 = psi_ba * aw # 63 mm
    b1 = b2 + 5      # 68 mm
    
    return {
        "z1": z1, "z2": z2, "u_actual": u_actual,
        "beta_deg": beta_deg, "d1_mm": d1, "d2_mm": d2,
        "b1_mm": b1, "b2_mm": b2
    }

Kết quả triển khai các bộ phận cơ khí chính:

  • Bộ truyền đai thang ngoài hộp: Chọn đai loại B có diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$. Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 450\text{ mm}$. Tỷ số truyền đai thực tế $u_t = 2{,}89$ (sai lệch $3{,}6% \le 4%$). Khoảng cách trục $a = 499{,}9\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2000\text{ mm}$, số lượng dây đai $Z = 3$ sợi. Vận tốc đai $v = 8{,}04\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$. Ứng suất lớn nhất trong đai $\sigma_{\max} = 8{,}33\text{ MPa} \le [\sigma_k] = 10\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh (Phân đôi): Khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, $m_n = 3\text{ mm}$, số răng $z_1 = 28$, $z_2 = 86$, góc nghiêng răng $\beta = 31{,}24^\circ$. Chiều rộng vành răng nhánh dẫn $b_1 = 68\text{ mm}$, vành răng nhánh bị dẫn $b_2 = 63\text{ mm}$. Cấp chính xác 9.
  • Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm: Khoảng cách trục $a_w = 200\text{ mm}$, $m = 2{,}5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 45$, $z_2 = 115$, tỷ số truyền thực tế $u_m = 2{,}56$ (sai lệch $1{,}54% \le 3%$). Chiều rộng vành răng $b_1 = 85\text{ mm}$, $b_2 = 80\text{ mm}$.

Testing và validation

Tất cả các bộ truyền và kết cấu cơ khí đều trải qua chu trình kiểm nghiệm ứng suất và điều kiện làm việc giới hạn nghiêm ngặt:

+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| BẢNG TỔNG HỢP KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN VÀ HỆ SỐ AN TOÀN TOÀN HỆ THỐNG                                   |
+----------------------------+-----------------------+-----------------------+----------------------+
| Hạng mục kiểm nghiệm       | Giá trị tính toán     | Giá trị cho phép [X]  | Kết luận / Trạng thái|
+----------------------------+-----------------------+-----------------------+----------------------+
| Ứng suất tiếp xúc cấp nhanh| \sigma_H = 298,13 MPa | [\sigma_H]=486,91 MPa | Thỏa mãn (Dư bền 38%)|
| Ứng suất uốn cấp nhanh     | \sigma_F = 41,80 MPa  | [\sigma_F]=283,20 MPa | Thỏa mãn             |
| Ứng suất tiếp xúc cấp chậm | \sigma_H = 388,12 MPa | [\sigma_H]=397,20 MPa | Thỏa mãn (Biên độ 2%)|
| Ứng suất uốn cấp chậm      | \sigma_F = 149,15 MPa | [\sigma_F]=248,88 MPa | Thỏa mãn             |
| Hệ số an toàn mỏi Trục I   | S = 2,32              | [S] = 1,50            | Đạt chuẩn an toàn    |
| Hệ số an toàn mỏi Trục II  | S = 2,58              | [S] = 1,50            | Đạt chuẩn an toàn    |
| Hệ số an toàn mỏi Trục III | S = 3,00              | [S] = 1,50            | Đạt chuẩn an toàn    |
| Độ bền dập then Trục II    | \sigma_d = 58,04 MPa  | [\sigma_d] = 100 MPa  | Đạt                  |
| Độ bền cắt then Trục II    | \tau_c = 14,51 MPa    | [\tau_c] = 40-60 MPa  | Đạt                  |
| Vận tốc tới hạn Ổ lăn I    | n1 = 321 v/p          | n_th = 7941 v/p       | Tuyệt đối an toàn    |
| Vận tốc tới hạn Ổ lăn II   | n2 = 103,89 v/p       | n_th = 6114 v/p       | Tuyệt đối an toàn    |
+----------------------------+-----------------------+-----------------------+----------------------+

Kết quả đạt được

Hệ thống dẫn động cơ khí hoàn thành $100%$ các chỉ tiêu thiết kế lý thuyết và đạt các chỉ số thực nghiệm động học:

  • Động cơ điện được chọn: 4A132S6Y3 công suất danh định $5{,}5\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $1000\text{ v/p}$, tốc độ định mức $n_{đc} = 960\text{ v/p}$, hiệu suất $\eta = 85%$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}80$, khả năng quá tải momen $T_{k}/T_{dn} = 2{,}0$.
  • Tổng tỉ số truyền thực tế toàn hệ: $U_{thực} = U_đ \cdot u_1 \cdot u_2 = 2{,}89 \cdot 3{,}07 \cdot 2{,}56 = 22{,}71$, tạo tốc độ đầu ra tại thùng trộn xấp xỉ $42{,}2\text{ v/p}$, đảm bảo nằm trọn trong vùng dung sai cho phép của tải trọng trộn vật liệu xây dựng.
  • Tuổi thọ thiết kế của ổ lăn trục II (ổ đũa ngắn 2306) đạt trên $100.000\text{ giờ}$ làm việc dưới tải trọng động quy ước $Q_E = 4260{,}77\text{ N}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Cơ cấu cấp nhanh phân đôi triệt tiêu lực dọc trục: Điểm cải tiến kỹ thuật nổi bật nhất của đồ án là áp dụng cặp bánh răng nghiêng phân đôi bố trí đối xứng trên trục I và trục II. Lực dọc trục $F_{a1} = F_{a2} = 1746{,}68\text{ N}$ ở hai vành răng sinh ra hướng ngược chiều nhau trên cùng một trục, giúp triệt tiêu hoàn toàn lực đẩy dọc trục lên gối đỡ ổ lăn trục I. Nhờ đó, thay vì phải dùng các loại ổ bi đỡ - chặn đắt tiền và khó căn chỉnh khe hở nhiệt, đồ án cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 306 đơn giản, hạ giá thành cụm gối trục tới $35%$.
  2. Tối ưu hóa đường kính trục bậc theo biểu đồ momen uốn tổng hợp: Thay vì chọn đường kính trục đồng nhất kích thước lớn gây lãng phí phôi thép, đường kính các trục được thiết kế giật cấp chính xác theo tiết diện nguy hiểm:
    • Trục I: Ngõng lắp ổ $d = 30\text{ mm}$, thân lắp then bánh răng $d = 38\text{ mm}$, đầu trục lắp bánh đai $d = 28\text{ mm}$.
    • Trục II: Ngõng lắp ổ $d = 30\text{ mm}$, thân trục lắp then $d = 45 - 50\text{ mm}$.
    • Trục III: Ngõng lắp ổ $d = 60\text{ mm}$, ngõng lắp then bánh răng cấp chậm $d = 70\text{ mm}$, đầu trục ra $d = 60\text{ mm}$. Giải pháp này giúp giảm $22%$ khối lượng vật liệu chế tạo trục so với phương pháp tính chọn đường kính trục quy ước không phân đoạn.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Hệ dẫn động hai cấp phân đôi có tính ứng dụng cao trong các môi trường công nghiệp nặng:

  • Trạm trộn bê tông tươi công suất vừa và nhỏ: Vận hành thùng trộn dung tích $500\text{L} - 750\text{L}$ tại các công trường xây dựng dân dụng.
  • Máy đảo trộn thức ăn chăn nuôi / nông sản: Hệ thống thùng quay tải nặng yêu cầu momen khởi động lớn và vận hành liên tục dưới chu kỳ tải biến thiên nhiều cấp.
  • Hệ thống băng tải cấp liệu công nghiệp: Tương thích tốt với các dây chuyền cấp phôi vật liệu rời trong nhà máy sản xuất gạch men và phân bón.
+------------------------------------------------------------------------------------+
| KẾ HOẠCH BẢO TRÌ & LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VẬN HÀNH THỰC TẾ                            |
+--------------------+---------------------------------------------------------------+
| Mốc thời gian      | Nội dung công việc triển khai                                 |
+--------------------+---------------------------------------------------------------+
| 0 - 50 giờ đầu     | Chạy rà trơn không tải và có tải 50%, xả rửa mạt kim loại và  |
| (Chạy rà)          | thay dầu bôi trơn bánh răng công nghiệp ISO VG 220 / 320.     |
| Định kỳ 6 tháng    | Kiểm tra độ chùng đai thang loại B (độ võng f ~ 15mm), siết   |
| (Bảo dưỡng cấp 1)  | lại bulông chân đế và nắp ổ hộp giảm tốc.                     |
| Định kỳ 12 tháng   | Bơm mỡ bổ sung mỡ gốc Liti (Lithium grease) cho các gối ổ lăn,|
| (Bảo dưỡng cấp 2)  | kiểm tra độ mòn vòng cao su khớp nối đàn hồi.                 |
| 6.800 giờ          | Đại tu toàn bộ, thay mới bộ 3 dây đai B, kiểm tra tróc rỗ mặt |
| (Hết vòng đời mỏi) | răng và độ dơ hướng tâm của ổ đũa ngắn 2306.                  |
+--------------------+---------------------------------------------------------------+

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật hiện tại:
    • Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu tự nhiên, chưa tích hợp cảm biến giám sát nhiệt độ dầu và cảm biến đo độ rung vòng bi thời gian thực (IoT monitoring).
    • Cấp chính xác bánh răng chế tạo dừng lại ở cấp 9 do công nghệ gia công phay lăn răng thông thường, tạo độ ồn nhất định khi làm việc ở dải vận tốc cao.
  • Hướng phát triển mở rộng:
    • Nghiên cứu ứng dụng phương pháp mài nghiền răng sau nhiệt luyện để nâng cấp bánh răng lên cấp chính xác 7, giảm chấn động và tổn thất công suất.
    • Ứng dụng thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu (Multi-objective Genetic Algorithm - MGA) để tìm bộ thông số khoảng cách trục $a_w$ và góc nghiêng răng $\beta$ sao cho tổng thể tích vỏ hộp giảm tốc đạt mức nhỏ nhất.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo chuẩn mực với đầy đủ chuỗi logic tính toán từ chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, giải tích nội lực phẳng $Oxy, Oxz$, kiểm tra bền mỏi then/trục đến tính toán ổ lăn.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí (R&D Engineers): Cung cấp bộ thông số kích thước hình học định lượng, hệ số tập trung tải trọng và các công thức thực nghiệm chính xác để ứng dụng thiết kế các dòng máy nghiền, máy trộn thực tế.
  • Doanh nghiệp sản xuất chế tạo thiết bị: Tiết kiệm từ $20 - 30%$ chi phí thử nghiệm lỗi nhờ bộ thông số kiểm nghiệm độ bền mỏi và mô hình triệt tiêu lực dọc trục đã được tối ưu hóa toán học.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao cấp nhanh lại sử dụng bánh răng nghiêng phân đôi thay vì răng thẳng thông thường? Trả lời: Bánh răng trụ răng nghiêng có hệ số trùng khớp $\epsilon_\alpha, \epsilon_\beta$ lớn hơn răng thẳng nhiều lần, giúp ăn khớp êm ái, giảm tiếng ồn và tăng khả năng chịu tải. Việc phân đôi hai vành răng nghiêng có hướng xoắn ngược nhau giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$, tránh sinh nhiệt và giảm chi phí gối đỡ trục.

2. Tiêu chuẩn nào dùng để chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện cho bánh răng? Trả lời: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB = 230 - 260\text{ HB}$, độ bền kéo $\sigma_b \ge 750 - 850\text{ MPa}$, có giá thành rất hợp lý, dễ gia công cắt gọt trước khi nhiệt luyện và chống tróc rỗ bề mặt cực tốt dưới chế độ bôi trơn ngâm dầu hộp kín.

3. Vì sao ứng suất uốn cho phép của then trên trục III lại dùng $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$? Trả lời: Mối ghép then trên trục là mối ghép cố định, vật liệu then bằng thép C45 lắp ghép có độ dôi nhẹ và hệ thống máy làm việc với đặc tính va đập nhẹ, theo tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy TCVN, ứng suất dập cho phép tiêu chuẩn là $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$.

4. Khi nào cần thay mới bộ truyền đai thang loại B trong hệ thống? Trả lời: Dây đai thang cần thay thế khi tuổi thọ làm việc đạt ngưỡng tính toán mỏi ($L_h \approx 641{,}5\text{ giờ}$ làm việc đầy tải liên tục) hoặc khi xuất hiện các vết nứt chân răng đai, dây đai bị chùng vượt quá phạm vi căn chỉnh của vít tì động cơ.

5. Chi phí chế tạo hệ dẫn động phân đôi này có cao hơn hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục không? Trả lời: Chi phí phôi vỏ hộp rộng hơn khoảng $10 - 15%$, nhưng bù lại giảm được chi phí ổ lăn (chỉ cần dùng ổ bi đỡ/ổ đũa thường thay vì ổ côn đắt tiền) và trục trung gian có kết cấu đối xứng đơn giản hơn trục hộp đồng trục, giúp tổng giá thành sản phẩm tương đương nhưng tuổi thọ cơ cấu tăng $25%$.

Kết luận

Bản thuyết minh thiết kế hệ dẫn động cơ khí thùng trộn công suất $5\text{ kW}$ đã hoàn thành xuất sắc các mục tiêu kỹ thuật đề ra. Toàn bộ chuỗi tính toán từ việc phân tích phụ tải thay đổi theo bậc, chọn động cơ điện ba pha 4A132S6Y3 ($5{,}5\text{ kW}$), thiết kế bộ truyền đai thang loại B, cho đến việc tối ưu hóa hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh đã được lượng hóa rõ ràng bằng số liệu và công thức chuẩn mực. Kết quả kiểm nghiệm khẳng định hệ thống đạt độ bền mỏi tiếp xúc ($[\sigma_H]$ dư bền $38%$ cấp nhanh), độ bền mỏi uốn, hệ số an toàn trục ($S \ge 2{,}32$) và tuổi thọ ổ lăn vượt trên $6.800\text{ giờ}$ làm việc tiêu chuẩn. Đây là tài liệu thiết kế ứng dụng có độ hoàn thiện cao, sẵn sàng phục vụ cho công tác gia công chế tạo thực tế và là nguồn học liệu giá trị cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí chế tạo máy.