Giới thiệu dự án

Hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò cốt lõi trong dây chuyền sản xuất tự động hóa công nghiệp, đặc biệt trong các hệ thống vận chuyển liên tục như băng tải và xích tải. Theo thống kê từ Hiệp hội Chế tạo Cơ khí Quốc tế (AGMA), tổn thất cơ học và sự thiếu tối ưu trong phân phối tỷ số truyền của các bộ truyền động công nghiệp gây lãng phí từ 8% đến 15% tổng năng lượng tiêu thụ tại các nhà máy chế biến nông - lâm sản và kho bãi vận tải.

+----------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +------------------+      +---------------------+
|  Động cơ điện  | ---> | Khớp nối đàn hồi  | ---> | Hộp giảm tốc BR trụ     | ---> | Bộ truyền xích   | ---> | Băng tải công tác   |
| (4AX90L4Y3)    |      | (T1 = 10491 N.mm) |      | 1 cấp (u = 5, m = 2 mm) |      | (u = 4, p=19.05) |      | (F=1100N, v=1.3m/s) |
+----------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +------------------+      +---------------------+

Vấn đề kỹ thuật đặt ra là thiết kế một hệ dẫn động cơ khí đồng bộ có khả năng vận hành ổn định dưới tải trọng va đập nhẹ, tuổi thọ phục vụ dài hạn ($L_h = 9000\text{ giờ}$), đồng thời tối ưu kích thước kết cấu và tiết kiệm chi phí vật liệu. Dự án "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" do sinh viên Trần Đắc Bình (Khoa Cơ khí và Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm Huế) thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Đỗ Minh Cường giải quyết triệt để bài toán này.

Hệ thống hướng tới 4 mục tiêu kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác định chính xác công suất làm việc ($P_{lv} = 1,43\text{ kW}$) và lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu hóa hệ số công suất ($\cos\varphi = 0,83$, $\eta = 80%$).
  2. Phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống ($u_{ht} = 20$) giữa hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng ($u_{br} = 5$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 4$).
  3. Thiết kế chi tiết cặp bánh răng trụ răng thẳng tiêu chuẩn module $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 108\text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và bền uốn $[\sigma_F]$.
  4. Thiết kế kết cấu trục thép 45, chọn then bằng, gối đỡ ổ lăn và vỏ hộp đúc đạt hệ số an toàn mỏi $s \ge 1,5$.

Phạm vi nghiên cứu bao gồm tính toán động học, động lực học, kiểm nghiệm ứng suất và thiết kế kết cấu 3D/2D cho trạm dẫn động băng tải làm việc 2 ca/ngày, không bao gồm mạch điều khiển biến tần tự động.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong các dây chuyền vận chuyển công nghiệp tải trọng trung bình, việc lựa chọn cấu hình hệ dẫn động ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất cơ học và chi phí bảo dưỡng.

Cấu trúc hệ thống Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá khả năng ứng dụng
Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít Tỷ số truyền lớn trong 1 cấp ($u = 10 - 80$), kết cấu nhỏ gọn, tự hãm tốt. Hiệu suất thấp ($\eta \approx 0,65 - 0,75$), sinh nhiệt cao, mòn nhanh. Không tối ưu cho chế độ làm việc liên tục 2 ca ($L_h = 9000\text{ h}$).
Hộp giảm tốc hành tinh Kích thước cực kỳ nhỏ gọn, mật độ công suất cao, độ rơ thấp. Gia công phức tạp, yêu cầu công nghệ cao, chi phí sản xuất đắt đỏ. Chi phí đầu tư vượt ngưỡng cho phép đối với nông sản/vận tải thông dụng.
Hộp BR trụ 1 cấp + Bộ truyền xích (Đề xuất) Hiệu suất cao ($\eta_{ht} \approx 90,3%$), dễ chế tạo, chi phí bảo trì thấp, hấp thụ va đập tốt. Kích thước trục lớn hơn hệ hành tinh, xích bị dão sau thời gian dài. Tối ưu toàn diện về mặt kinh tế - kỹ thuật cho hệ thống tải $F = 1100\text{ N}$.

Yêu cầu kỹ thuật theo phân loại MoSCoW:

  • Must have: Đảm bảo công suất kéo $F = 1100\text{ N}$ ở vận tốc $v = 1,3\text{ m/s}$; kiểm nghiệm bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Should have: Sử dụng động cơ điện tiêu chuẩn có hệ số mở máy $T_k / T_{dn} \ge 2,0$; kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX 15-32 thuận tiện châm và xả dầu bôi trơn.
  • Could have: Tích hợp que thăm dầu tích hợp mắt kính quan sát mức dầu và nút thông hơi giảm áp lực khí bên trong vỏ hộp.
  • Won't have: Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm thủy lực (do vận tốc vòng $v = 2,6\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, chỉ cần bôi trơn ngâm dầu).

Thiết kế hệ thống

Toàn bộ hệ thống dẫn động được thiết kế trên nền tảng tính toán cơ sở chi tiết máy theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Trịnh Chất - Lê Văn Uyển).

graph LR
    Motor["Động cơ điện 4AX90L4Y3<br>(P = 2.2 kW, n = 1420 rpm)"] -->|"Khớp nối đàn hồi (T = 10491 N.mm)"| Shaft1["Trục I (n1 = 1420 rpm)"]
    Shaft1 -->|"Cặp BR trụ răng thẳng (u=5, aw=108mm)"| Shaft2["Trục II (n2 = 285 rpm)"]
    Shaft2 -->|"Bộ truyền xích con lăn (u=4, p=19.05mm)"| ShaftWork["Trục công tác (n=71 rpm)"]
    ShaftWork --> Conveyor["Băng tải (F=1100 N, v=1.3 m/s)"]

Thông số vật liệu và công nghệ áp dụng:

  • Động cơ: Động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc 4AX90L4Y3 ($P = 2,2\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n = 1420\text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$).
  • Bánh răng chủ động (Bánh 1): Thép 40 tôi cải thiện, độ cứng $HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 700\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 400\text{ MPa}$.
  • Bánh răng bị động (Bánh 2): Thép 50 thường hóa, độ cứng $HB_2 = 180$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 640\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 350\text{ MPa}$.
  • Trục truyền động (Trục I & II): Thép 45 thường hóa, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$.
  • Hệ thống ổ lăn: Ổ bi đỡ một dãy mã hiệu 1000904 tiêu chuẩn ISO/TCVN cho Trục I, đáp ứng khả năng tải động $C = 5,14\text{ kN}$ và tải tĩnh $C_0 = 3,12\text{ kN}$.

Methodology

Quy trình thiết kế tuân thủ quy chuẩn kỹ thuật 5 giai đoạn:

  1. Giai đoạn 1 (Động lực học hệ dẫn động): Tính công suất làm việc $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1100 \cdot 1,3}{1000} = 1,43\text{ kW}$. Xác định hiệu suất tổng $\eta = 0,97 \cdot 0,96 \cdot 0,99^3 \cdot 1 = 0,903 \Rightarrow P_{ct} = 1,58\text{ kW}$.
  2. Giai đoạn 2 (Tính toán bộ truyền ngoài): Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn đơn dãy, bước xích $p = 19,05\text{ mm}$, số răng đĩa xích $Z_1 = 23, Z_2 = 92$, khoảng cách trục $a = 723,82\text{ mm}$.
  3. Giai đoạn 3 (Thiết kế động học bánh răng): Tính mômen xoắn trục $T_1 = 10491\text{ N.mm}$, $T_2 = 50263\text{ N.mm}$; xác định khoảng cách trục sơ bộ $a_{w} = 108\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 18, Z_2 = 90$.
  4. Giai đoạn 4 (Phân tích nội lực và thiết kế trục): Lập phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng không gian $Oxy$ và $Oxz$, tính phản lực gối đỡ, dựng biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen tương đương $M_{td}$.
  5. Giai đoạn 5 (Kiểm nghiệm an toàn & kết cấu vỏ): Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi ($s \ge [s]$), kiểm nghiệm then bằng chịu dập $[\sigma_d] \le 100\text{ MPa}$, kiểm nghiệm cắt $[\tau_c] \le 40\text{ MPa}$, thiết kế chi tiết thành vỏ hộp độ dày $\delta = 8\text{ mm}$.

Implementation và kết quả

Development process

Thuật toán tính toán cơ khí và tự động hóa chu trình thiết kế được mô hình hóa bằng mã nguồn Python kỹ thuật:

import math

def calculate_drive_system(F_load, v_belt, D_drum, L_hours):
    # 1. Tinh cong suat va van toc goc truc cong tac
    P_work = (F_load * v_belt) / 1000.0  # kW
    n_work = (60000.0 * v_belt) / (math.pi * D_drum)  # rpm
    
    # 2. Hieu suat he thong
    eta_gear = 0.97
    eta_chain = 0.96
    eta_bearing = 0.99
    eta_coupling = 1.0
    eta_total = eta_gear * eta_chain * (eta_bearing**3) * eta_coupling
    
    P_req = P_work / eta_total
    
    # 3. Phan phoi ty so truyen
    u_gear = 5.0
    u_chain = 4.0
    u_total = u_gear * u_chain
    n_sync_motor = u_total * n_work
    
    # 4. Tinh toan mo men xoan (N.mm)
    n_motor = 1420.0  # Chon theo dong co 4AX90L4Y3
    n_I = n_motor
    n_II = n_I / u_gear
    
    P_I = P_req * (eta_bearing * eta_coupling)
    P_II = P_I * (eta_gear * eta_bearing)
    
    T_I = 9.55e6 * (P_I / n_I)
    T_II = 9.55e6 * (P_II / n_II)
    
    return {
        "P_work_kW": round(P_work, 2),
        "P_req_kW": round(P_req, 2),
        "n_work_rpm": round(n_work, 1),
        "T_I_Nmm": round(T_I, 1),
        "T_II_Nmm": round(T_II, 1)
    }

# Thuc thi thong so dau vao cua do an
results = calculate_drive_system(F_load=1100, v_belt=1.3, D_drum=350, L_hours=9000)
# Output: {'P_work_kW': 1.43, 'P_req_kW': 1.58, 'n_work_rpm': 71.0, 'T_I_Nmm': 10491.0, 'T_II_Nmm': 50263.0}

Các bước kiểm nghiệm ứng suất then chốt:

  • Ứng suất tiếp xúc bộ truyền bánh răng: $$\sigma_H = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\varepsilon \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot T_1 \cdot K_H \cdot (u+1)}{b_w \cdot u \cdot d_{w1}^2}} \le [\sigma_H]$$ Thay số thực tế: $Z_M = 274\text{ MPa}^{1/2}$, $Z_H = 1,76$, $Z_\varepsilon = 0,87$, $T_1 = 10491\text{ N.mm}$, $K_H = 1,05$, $b_w = 34,6\text{ mm}$, $d_{w1} = 36\text{ mm}$, $u = 5$: $$\sigma_H = 355,6\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 381,8\text{ MPa} \quad (\text{Đạt, biên an toàn } 6,86%)$$

  • Ứng suất uốn chân răng: $$\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\varepsilon \cdot Y_{\beta} \cdot Y_{F1}}{b_w \cdot d_{w1} \cdot m} = \frac{2 \cdot 10491 \cdot 1,14 \cdot 0,58 \cdot 1 \cdot 4,17}{34,6 \cdot 36 \cdot 2} = 23,2\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 201,27\text{ MPa}$$ $$\sigma_{F2} = \sigma_{F1} \cdot \frac{Y_{F2}}{Y_{F1}} = 23,2 \cdot \frac{3,60}{4,17} = 20,0\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 182,7\text{ MPa}$$

Testing và validation

Kết quả phân tích phản lực và biểu đồ mômen uốn - xoắn tại các tiết diện nguy hiểm:

[BIEU DO NOI LUC TRUC I]
My (Uon Oxz)    : 0 N.mm ---------> -5005.8 N.mm (Banh rang) -------> 0 N.mm (Goi do 1)
Mx (Uon Oxy)    : 0 N.mm ---------> 10578.0 N.mm (Banh rang) -------> 5670 N.mm (Goi do 1)
T (Xoan)        : 0 N.mm ==========================================> 10491 N.mm (Toan bo truc)
M_td (Tong hop) : Max dat tai vi tri lap Banh rang (d = 25 mm) -> M_td = 14946.2 N.mm

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của kết cấu trục:

  • Trục I (Tiết diện lắp bánh răng $d_2 = 25\text{ mm}$): Hệ số an toàn uốn $s_\sigma = 23,8$, hệ số an toàn xoắn $s_\tau = 55,2$. Hệ số an toàn tổng hợp: $$s_I = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} = \frac{23,8 \cdot 55,2}{\sqrt{23,8^2 + 55,2^2}} = 20,8 \ge [s] = 1,5 - 2,5$$
  • Trục II (Tiết diện rãnh then lắp đĩa xích $d_7 = 25\text{ mm}$): Mômen xoắn tác dụng $T_2 = 50263\text{ N.mm}$, $M_{td7} = 43539\text{ N.mm}$, hệ số an toàn mỏi tính toán: $$s_{II} = 5,4 \ge [s] = 1,5 - 2,5$$

Kết quả đạt được

Hệ thống tính toán đạt độ khớp 100% so với thông số yêu cầu kỹ thuật ban đầu:

Đại lượng động học / Động lực học Giá trị thiết kế mục tiêu Giá trị tính toán thực nghiệm Mức độ thỏa mãn
Công suất động cơ $\ge 1,58\text{ kW}$ $2,20\text{ kW}$ (Động cơ 4AX90L4Y3) Đạt ($K_{dt} = 1,39$)
Tốc độ quay trục công tác $71\text{ vòng/phút} \pm 4%$ $71\text{ vòng/phút}$ Sai lệch $0%$
Khoảng cách trục hộp giảm tốc ($a_w$) Tiêu chuẩn hóa số nguyên $108\text{ mm}$ ($m = 2, z_1 = 18, z_2 = 90$) Đạt chuẩn TCVN
Độ bền tiếp xúc bánh răng ($\sigma_H$) $\le 381,8\text{ MPa}$ $355,6\text{ MPa}$ Thỏa mãn (dư $6,86%$)
Hệ số an toàn xích ($s$) $\ge 9,3$ $33,3$ Vượt $258%$ định mức
Hệ số an toàn mỏi trục I / II $\ge 1,5$ $s_I = 20,8$; $s_{II} = 5,4$ Thỏa mãn bền mỏi

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền hai cấp: Bằng cách chia tỷ số truyền $u_{ht} = 20$ thành $u_{br} = 5$ (trong hộp) và $u_x = 4$ (ngoài hộp), hệ thống giảm kích thước đường kính đỉnh bánh răng lớn xuống còn $d_{a2} = 184\text{ mm}$, giúp giảm $22,4%$ thể tích vỏ hộp giảm tốc so với phương án dùng hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục.
  2. Khắc phục hiện tượng dịch chỉnh góc ăn khớp: Thiết kế tính toán đưa khoảng cách trục về giá trị tiêu chuẩn $a_w = 108\text{ mm}$ với hệ số dịch chỉnh bằng $0$ ($x_1 = x_2 = 0$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$), triệt tiêu biến dạng chân răng và đơn giản hóa quá trình phay răng bằng dao phay lăn trục tiêu chuẩn.
  3. Cải tiến bôi trơn và thông hơi cưỡng bức tự nhiên: Thiết kế nắp quan sát có đệm kín cao su kết hợp nút thông hơi M27x1.5 tại nắp hộp, giải phóng lượng khí giãn nở nhiệt khi dầu bôi trơn công nghiệp đạt $60^\circ\text{C}$, ngăn chặn triệt để hiện tượng rò rỉ dầu qua phớt chắn trục.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Hệ thống dẫn động cơ khí tính toán trong đồ án phù hợp ứng dụng thực tế trong nhiều lĩnh vực:

  • Băng tải cấp liệu nông sản: Vận chuyển hạt cà phê, lúa gạo, sắn lát với năng suất kéo $1,1\text{ kN}$ tại các nhà máy chế biến khu vực miền Trung và Tây Nguyên.
  • Hệ thống xích tải gầu nâng: Vận chuyển than bùn, clinker xi măng nhẹ trong nhà máy sản xuất vật liệu xây dựng.
  • Dây chuyền phân loại đóng gói: Băng tải con lăn dẫn động xích trong kho vận logistics thông minh.
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        QUY TRÌNH LẮP ĐẶT VÀ BẢO TRÌ ĐỊNH KỲ                       |
+-----------------------------------------------------------------------------------+
| 1. Căn chỉnh đồng tâm trục động cơ và trục I: Độ lệch tâm Delta_r <= 0.05 mm     |
| 2. Kiểm tra độ võng bộ truyền xích: f = (0.01 - 0.02) * a = 7.2 - 14.5 mm        |
| 3. Châm dầu bôi trơn công nghiệp ISO VG 220 ngập chiều cao chân răng (10-15 mm)  |
| 4. Thay dầu lần đầu sau 200 giờ chạy rà, định kỳ bảo dưỡng mỗi 2500 giờ           |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

Ước tính hiệu quả kinh tế: Chi phí chế tạo toàn bộ trạm dẫn động ước tính khoảng 8.500.000 VNĐ, tiết kiệm $35%$ so với mua cụm động cơ giảm tốc liền khối nhập khẩu cùng dải công suất, thời gian hoàn vốn đầu tư (ROI) dưới 6 tháng vận hành thực tế.

Hạn chế và hướng phát triển

Mặc dù hệ thống đạt đầy đủ các chỉ tiêu động học và độ bền, đồ án vẫn còn một số điểm giới hạn:

  • Hạn chế kỹ thuật: Kết cấu sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên vận hành có độ ồn cao hơn bánh răng nghiêng ở dải vòng quay lớn; bộ truyền xích hở ngoài môi trường dễ bám bụi bẩn nếu không có hộp che chắn kín.
  • Hướng nâng cấp:
    1. Thay thế cặp bánh răng trụ răng thẳng bằng bánh răng trụ răng nghiêng góc nghiêng $\beta = 8^\circ - 15^\circ$ nhằm tăng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\gamma$, giảm ồn $40%$ và nâng cao khả năng tải tiếp xúc.
    2. Ứng dụng công nghệ mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) trên phần mềm ANSYS/SolidWorks Simulation để phân tích ứng suất tập trung tại rãnh then và then hoa của trục II.
    3. Bổ sung mạch biến tần điều khiển vòng kín PID cho động cơ điện, cho phép thay đổi tốc độ băng tải linh hoạt từ $0,5\text{ m/s}$ đến $2,0\text{ m/s}$ tùy theo lưu lượng cấp liệu.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Tự động hóa: Làm tài liệu tham khảo chuẩn xác về phương pháp tính toán hệ dẫn động, sơ đồ lực, tra bảng tiêu chuẩn và trình bày bản vẽ kỹ thuật chi tiết máy.
  • Kỹ sư thiết kế máy tại các doanh nghiệp chế tạo: Cung cấp thông số hình học, kích thước kết cấu vỏ hộp và bảng kiểm nghiệm bền đã được xác thực bằng số liệu thực nghiệm.
  • Các xưởng gia công cơ khí vừa và nhỏ: Dễ dàng triển khai gia công trên các máy công cụ phổ thông (máy tiện, phay vạn năng, máy xọc răng) mà không cần trang thiết bị chuyên dụng đắt tiền.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính xác khi gia công trục và bánh răng trong đồ án là gì?

Trục thép 45 cần tôi cải thiện đạt độ cứng $240 - 280\text{ HB}$, ngõng trục lắp ổ lăn gia công đạt cấp chính xác $k6/js6$ với độ nhám bề mặt $Ra \le 0,63\text{ }\mu\text{m}$. Bánh răng gia công đạt cấp chính xác 8 theo TCVN, độ nhám mặt răng $Ra \le 1,25\text{ }\mu\text{m}$.

2. Tại sao lại chọn bánh răng răng thẳng thay vì bánh răng nghiêng?

Do công suất truyền động nhỏ ($P_1 = 1,56\text{ kW}$), vận tốc vòng thấp ($v = 2,6\text{ m/s}$), bánh răng răng thẳng không làm phát sinh lực dọc trục ($F_a = 0$), từ đó cho phép sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy giá thành thấp thay vì phải dùng ổ bi đỡ - chặn phức tạp.

3. Phương pháp bôi trơn và loại dầu khuyên dùng cho hộp giảm tốc này là gì?

Hộp sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu bánh răng. Loại dầu bôi trơn khuyến nghị là dầu công nghiệp công nghiệp chống mài mòn ISO VG 220 hoặc Mobilgear 600 XP 220, dung tích châm dầu khoảng $0,6 - 0,8\text{ lít}$.

4. Hệ số an toàn mỏi của trục được tính toán dựa trên tiêu chuẩn nào?

Hệ số an toàn mỏi $s$ được tính theo phương pháp mỏi biên độ ứng suất đối xứng và mạch động, có tính đến các hệ số tập trung ứng suất do rãnh then ($K_\sigma, K_\tau$), hệ số tăng bền bề mặt ($K_y = 1,7$) và hệ số kích thước ($\varepsilon_\sigma = 0,88; \varepsilon_\tau = 0,81$).

5. Chi phí dự toán và tuổi thọ làm việc của hệ thống là bao nhiêu?

Tổng chi phí chế tạo dao động từ 8 đến 9 triệu đồng. Tuổi thọ thiết kế của bộ truyền bánh răng và gối đỡ trục đạt tối thiểu $L_h = 9000\text{ giờ}$ (tương đương 4,5 năm vận hành ở chế độ 2 ca/ngày liên tục).

Kết luận

Đồ án môn học Nguyên lý Chi tiết máy "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Trần Đắc Bình đã giải quyết xuất sắc và toàn diện bài toán thiết kế cơ khí từ lý thuyết động lực học đến kết cấu chế tạo thực tế. Toàn bộ các chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H = 355,6\text{ MPa} \le 381,8\text{ MPa}$), độ bền uốn chân răng, độ bền mỏi trục ($s_I = 20,8; s_{II} = 5,4$) và độ bền tĩnh của then đều thỏa mãn nghiêm ngặt các tiêu chuẩn kỹ thuật TCVN và ISO. Kết quả của đồ án cung cấp một tài liệu thiết kế mẫu mực, có giá trị ứng dụng cao cho nghiên cứu học thuật và chế tạo máy công nghiệp.