Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong xu thế tự động hóa và hiện đại hóa sản xuất công nghiệp, việc thay thế sức lao động thủ công bằng các hệ thống cơ khí đóng vai trò thiết yếu nhằm nâng cao năng suất, giải phóng sức lao động và đảm bảo an toàn vận hành. Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray" được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Xuân Trung (MSSV: 1910647), dưới sự hướng dẫn của GS.TS Nguyễn Thanh Nam tại Khoa Cơ khí - Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy, Trường Đại học Bách Khoa - Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh (năm học 2021).

Nghiên cứu tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí cho cơ cấu di chuyển xe tải trên đường ray. Các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể được xác định trong văn bản bao gồm:

  1. Tìm hiểu nguyên lý hoạt động của hệ thống truyền động cơ khí.
  2. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  3. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
    • Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng để hở).
    • Tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
    • Thiết lập sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và xác định giá trị lực ăn khớp.
    • Tính toán thiết kế kết cấu trục và then.
    • Tính chọn ổ lăn và khớp nối trục.
    • Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bu-lông và các chi tiết phụ.
  4. Lựa chọn chế độ bôi trơn và xác lập bảng dung sai lắp ghép cho toàn hệ thống.

Phạm vi nghiên cứu được xác định dựa trên chế độ làm việc danh định: tải trọng tĩnh, quay một chiều, làm việc 1 ca/ngày (8 giờ/ca), 300 ngày/năm, với tổng thời gian phục vụ là 5 năm (tương đương 12.000 giờ làm việc). Các thông số tải trọng ban đầu bao gồm lực vòng thùng quay $F = 1800\text{ N}$, vận tốc vòng $v = 1\text{ m/s}$ và đường kính bánh xe $D = 200\text{ mm}$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Đồ án ứng dụng các nguyên lý cơ học giải tích, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam dựa trên các tài liệu chuyên ngành:

  • Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 & 2) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
  • Chi tiết máy (Tập 1 & 2) – Nguyễn Trọng Hiệp.
  • Cơ sở thiết kế máy và Bài tập Chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc.

Phương pháp nghiên cứu chủ đạo là phương pháp tính toán thiết kế kỹ thuật truyền thống theo các chỉ tiêu độ bền cơ học:

  • Tiêu chuẩn tính toán bộ truyền bánh răng: Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc mặt răng nhằm chống tróc rỗ bề mặt làm việc và kiểm nghiệm theo độ bền uốn chân răng nhằm chống gãy răng theo tải trọng danh định và tải trọng tương đương.
  • Tiêu chuẩn tính toán trục: Xác định đường kính trục sơ bộ theo mômen xoắn thuần túy; phân tích lực không gian ba chiều ($F_t, F_r, F_a$); giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để xác lập biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$); tính toán mômen tương đương $M_{tđ}$; kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s] = 3$) và độ bền tĩnh khi quá tải đột ngột.
  • Tiêu chuẩn tính chọn ổ lăn: Lựa chọn loại ổ dựa trên tỉ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm; kiểm nghiệm khả năng tải động theo tuổi thọ danh định triệu vòng và giờ làm việc ($L_{10h} \ge 12000\text{ h}$); kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) và số vòng quay tới hạn.
  • Tiêu chuẩn kiểm nghiệm then và nối trục: Kiểm nghiệm ứng suất dập bề mặt và ứng suất cắt của then bằng, kiểm nghiệm vòng đàn hồi cao su và chốt nối trục.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật hệ thống

Hệ thống dẫn động xe tải trên ray có sơ đồ cấu trúc nối tiếp bao gồm các cụm cơ cấu chính:

  1. Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ.
  2. Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng.
  3. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng để hở ngoài hộp.
  4. Nối trục vòng đàn hồi.
  5. Cơ cấu công tác (bánh xe tải/xích tải trên đường ray).

1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền

  • Công suất làm việc trên trục công tác: $$P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1800 \cdot 1}{1000} = 1,8\text{ kW}$$
  • Hiệu suất toàn hệ thống được xác định với hiệu suất nối trục $\eta_{kn} = 0,99$, hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng $\eta_{brn} = 0,98$, hiệu suất bánh răng hở $\eta_{brt} = 0,95$: $$\eta_\Sigma = \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{brn} \cdot \eta_{brt} \approx 0,895$$
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct,dc} \approx 2,01\text{ kW}$.
  • Số vòng quay của trục công tác: $$n_{ct} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1}{\pi \cdot 200} = 95,5\text{ vòng/phút}$$
  • Tỉ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u_\Sigma \approx 9,95$. Đồ án phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 3,32$ và bộ truyền hở ngoài $u_{ngoai} = 3$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ điện 3 pha 4A 100L6Y3 có công suất định mức $P_{dm} = 2,2\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 950\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,73$, tỉ số mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.
Thông số động học / Động lực Trục động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục công tác
Công suất $P$ (kW) 2,01 1,97 1,91 1,80
Tỉ số truyền $u$ 1,00 1,00 3,32 3,00
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 950,0 950,0 286,1 95,5
Mômen xoắn $T$ ($\text{N}\cdot\text{mm}$) 20.205,7 19.803,6 63.755,6 180.188,6

Nội dung chi tiết các phần tính toán thiết kế

1. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng để hở

Bộ truyền ngoài chịu trách nhiệm truyền công suất $P_{II} = 1,91\text{ kW}$ từ trục II sang cơ cấu làm việc với tỉ số truyền $u = 3$ và số vòng quay trục dẫn $n_{II} = 286,1\text{ vòng/phút}$:

  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện cho cả bánh nhỏ và bánh lớn. Bánh nhỏ có độ rắn bề mặt cao hơn bánh lớn để đảm bảo độ bền mòn đều.
  • Thông số hình học:
    • Số răng bánh dẫn: $z_1 = 20\text{ răng}$; số răng bánh bị dẫn: $z_2 = 60\text{ răng}$.
    • Mô-đun tiêu chuẩn: $m = 3\text{ mm}$.
    • Khoảng cách trục: $a_w = 120\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 60\text{ mm}$, $d_2 = 180\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 66\text{ mm}$, $d_{a2} = 186\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đáy: $d_{f1} = 52,5\text{ mm}$, $d_{f2} = 172,5\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: bánh dẫn $b_1 = 33\text{ mm}$, bánh bị dẫn $b_2 = 48\text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng: $v = 0,90\text{ m/s}$, lựa chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc đều thỏa mãn điều kiện bền cho phép.

2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc

Bộ truyền trong hộp nhận công suất $P_I = 1,97\text{ kW}$, tốc độ $n_I = 950\text{ vòng/phút}$, tỉ số truyền $u_{hgt} = 3,32$:

  • Vật liệu: Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn bề mặt $< 350\text{ HB}$.
  • Thông số kích thước:
    • Mô-đun pháp tiêu chuẩn: $m = 1,5\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 24\text{ răng}$, $z_2 = 80\text{ răng}$ (tỉ số truyền thực tế $u = 3,33$, sai số $0,3%$).
    • Khoảng cách trục: $a_w = 80\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng của răng: $\beta = 12,84^\circ$ ($12^\circ 50'$).
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 36,92\text{ mm}$, $d_2 = 123,08\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 39,92\text{ mm}$, $d_{a2} = 126,08\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đáy: $d_{f1} = 33,17\text{ mm}$, $d_{f2} = 122,33\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_1 = 37\text{ mm}$, $b_2 = 32\text{ mm}$.
    • Vận tốc vòng: $v = 1,84\text{ m/s}$, chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
  • Lực tác dụng khi ăn khớp:
    • Lực vòng: $F_t = 1072,79\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_r = 400,48\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_a = 244,52\text{ N}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ đều nhỏ hơn giá trị cho phép $[\sigma_H]$ và $[\sigma_F]$.
Thông số hình học bộ truyền Bộ truyền trong HGT (Răng nghiêng) Bộ truyền ngoài (Răng thẳng để hở)
Khoảng cách trục $a_w$ (mm) 80,0 120,0
Mô-đun $m$ (mm) 1,5 3,0
Số răng ($z_1 / z_2$) 24 / 80 20 / 60
Góc nghiêng răng $\beta$ $12,84^\circ$ $0^\circ$
Đường kính vòng chia ($d_1 / d_2$) (mm) 36,92 / 123,08 60,0 / 180,0
Đường kính đỉnh ($d_{a1} / d_{a2}$) (mm) 39,92 / 126,08 66,0 / 186,0
Đường kính đáy ($d_{f1} / d_{f2}$) (mm) 33,17 / 122,33 52,5 / 172,5
Chiều rộng vành răng ($b_1 / b_2$) (mm) 37,0 / 32,0 33,0 / 48,0
Vận tốc vòng $v$ (m/s) 1,84 0,90

3. Tính toán thiết kế trục và mối ghép then

  • Vật liệu trục: Thép C45 có $\sigma_b = 785\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 540\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 324\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 65\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20\text{ MPa}$.
  • Đường kính trục sơ bộ: $d_I \ge 17,04\text{ mm}$ (chọn sơ bộ $20\text{ mm}$), $d_{II} \ge 25,17\text{ mm}$ (chọn sơ bộ $30\text{ mm}$).
  • Xác định phản lực gối đỡ và mômen: Phân tích biểu đồ nội lực trong hai mặt phẳng thẳng đứng ($Oyz$) và nằm ngang ($Oxz$), kết hợp mômen xoắn:
    • Trục I: Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí ổ lăn $C$ với mômen tương đương $M_{tđ} = 51.074,93\text{ N}\cdot\text{mm}$. Các đoạn trục được thiết kế bậc với đường kính lần lượt là $15\text{ mm}$, $20\text{ mm}$ và $25\text{ mm}$.
    • Trục II: Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng $B$ với mômen tương đương $M_{tđ} = 167.662,95\text{ N}\cdot\text{mm}$. Đường kính các đoạn trục được chọn là $30\text{ mm}$ và $35\text{ mm}$.
  • Thiết kế then bằng:
    • Trục I: Kích thước then $b \times h \times t_1 = 8 \times 7 \times 4\text{ mm}$ (vị trí $d = 25\text{ mm}$) và $5 \times 5 \times 3\text{ mm}$ (vị trí $d = 15\text{ mm}$).
    • Trục II: Kích thước then $8 \times 7 \times 4\text{ mm}$ (vị trí $d = 30\text{ mm}$) và $12 \times 8 \times 5\text{ mm}$ (vị trí $d = 35\text{ mm}$).
    • Ứng suất dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 60\text{ MPa}$ đều thỏa mãn.
  • Kiểm nghiệm trục:
    • Độ bền mỏi: Hệ số an toàn tại tất cả các tiết diện nguy hiểm đều đạt $s \ge [s] = 3$.
    • Độ bền tĩnh khi quá tải đột ngột ($[\sigma] = 272\text{ MPa}$): Ứng suất tương đương trên Trục I đạt $\sigma_{tđ} = 28,81\text{ MPa}$, trên Trục II đạt $\sigma_{tđ} = 25,21\text{ MPa}$, đảm bảo chống biến dạng dẻo và gãy trục.

4. Tính chọn ổ lăn và khớp nối trục

  • Ổ lăn Trục I: Chịu lực hướng tâm và lực dọc trục $F_a = 244,52\text{ N}$, lựa chọn ổ bi đỡ - chặn ký hiệu 46306 (kích thước $d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 25,6\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 18,17\text{ kN}$) hoặc ổ bi đỡ ký hiệu 209 ($d = 45\text{ mm}, D = 85\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_{10h} = 30.373,86\text{ giờ} > 12.000\text{ giờ}$.
  • Ổ lăn Trục II: Tỉ số lực dọc trục trên lực hướng tâm nhỏ, sử dụng ổ bi đỡ cỡ nhẹ. Tuổi thọ tính toán đạt $L_{10h} = 16.178\text{ giờ} > 12.000\text{ giờ}$. Cả hai cụm ổ đều thỏa mãn điều kiện tải tĩnh và tốc độ quay giới hạn.
  • Khớp nối trục: Lựa chọn nối trục vòng đàn hồi lắp tại đầu vào với mômen xoắn tính toán $T = 609,23\text{ N}\cdot\text{m}$ (đường kính trục vào $d = 55\text{ mm}$). Kiểm nghiệm vòng cao su theo độ bền dập và chốt nối theo độ bền uốn/dập đều nằm trong giới hạn cho phép.

5. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

  • Vật liệu vỏ hộp: Gang xám GX15-32, đúc nguyên khối chia làm hai nửa (thân hộp và nắp hộp). Bề mặt phân cách đi qua đường tâm các trục và song song với mặt đế. Mặt đáy nghiêng $2^\circ$ về phía lỗ tháo dầu.
  • Kích thước kết cấu vỏ hộp:
    • Chiều dày thân hộp: $\delta = 8,1\text{ mm}$ (chọn $9\text{ mm}$).
    • Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 8,1\text{ mm}$.
    • Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 45\text{ mm}$, chiều cao $h = 45\text{ mm}$.
    • Đường kính bu-lông nền: $d_1 = 18\text{ mm}$; bu-lông cạnh ổ: $d_2 = 14\text{ mm}$; bu-lông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 12\text{ mm}$.
    • Vít nắp ổ: $d_4 = 9\text{ mm}$; vít nắp cửa thăm: $d_5 = 8\text{ mm}$.
    • Chiều dày bích thân hộp: $S_3 = 18\text{ mm}$; bích nắp hộp: $S_4 = 24\text{ mm}$.
    • Kích thước sơ bộ vỏ hộp: Chiều dài $L = 550\text{ mm}$, chiều rộng $B = 300\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ:
    • 02 chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ trụ đỡ ổ sau khi gia công và lắp ghép.
    • Cửa thăm trên đỉnh nắp hộp kèm nút thông hơi ren M27x2 giúp cân bằng áp suất bên trong hộp khi nhiệt độ làm việc tăng cao.
    • Nút tháo dầu trụ ren M20x1.5 tại điểm trũng nhất của đáy hộp.
    • Que thăm dầu để kiểm tra mức dầu bôi trơn định kỳ.
    • 02 bu-lông vòng M10 phục vụ việc nâng hạ, vận chuyển hộp giảm tốc.
    • Vòng phớt cao su và vòng chắn dầu để ngăn cách dầu bôi trơn bánh răng rò rỉ vào khoang mỡ bôi trơn ổ lăn.

6. Xác lập chế độ dung sai lắp ghép

Hệ thống dung sai lắp ghép được xác định theo tiêu chuẩn TCVN:

  • Vòng trong ổ lăn lắp trên trục: Kiểu lắp trung gian có độ dôi theo hệ thống trục ($k6$/$js6$).
  • Vòng ngoài ổ lăn lắp vào vỏ hộp: Kiểu lắp trung gian theo hệ thống lỗ $H7$.
  • Bánh răng lắp trên trục: Kiểu lắp trung gian $H7/k6$ chịu tải tĩnh, làm việc êm.
  • Nắp ổ và thân hộp: Kiểu lắp lỏng $H7/e8$ giúp tháo lắp và căn chỉnh thuận tiện.
  • Vòng chắn dầu trên trục: Kiểu lắp trung gian $H7/js6$.
  • Chốt định vị: Kiểu lắp chặt $P7/h6$ chống xê dịch.
  • Mối ghép then: Chiều rộng rãnh then trên trục chọn dung sai $P9/h9$, trên may-ơ chọn $Js9/h9$; chiều cao then theo sai lệch $h11$; chiều dài then theo sai lệch $h14$.

Kết quả và thông số kỹ thuật đạt được

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế kỹ thuật từ khâu phân tích động lực học đến chi tiết hóa hình học và dung sai lắp ghép:

  1. Đã chọn thành công động cơ điện 4A 100L6Y3 ($2,2\text{ kW}$, $950\text{ vòng/phút}$) đáp ứng đầy đủ công suất yêu cầu ($2,01\text{ kW}$) và tỉ số truyền toàn hệ thống ($u = 9,95$).
  2. Thiết kế hoàn chỉnh hai bộ truyền: Bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc ($a_w = 80\text{ mm}, m = 1,5\text{ mm}, u = 3,32$) và bộ truyền bánh răng thẳng để hở ($a_w = 120\text{ mm}, m = 3\text{ mm}, u = 3$).
  3. Kết cấu hai trục truyền động đáp ứng nghiêm ngặt tiêu chuẩn bền mỏi ($s \ge 3$) và bền tĩnh ($\sigma_{tđ} \le 28,81\text{ MPa} \ll 272\text{ MPa}$).
  4. Các ổ lăn được chọn (ký hiệu 46306 và 209) đều đạt tuổi thọ danh định từ $16.178$ đến $30.373\text{ giờ}$, vượt chỉ tiêu thiết kế ban đầu ($12.000\text{ giờ}$).
  5. Vỏ hộp đúc GX15-32 và hệ thống chi tiết phụ (nút thông hơi M27x2, nút tháo dầu M20x1.5, que thăm dầu, chốt định vị côn, vòng phớt) cùng bảng dung sai lắp ghép được xác lập đồng bộ.

Hạn chế và hướng phát triển

Dựa trên nội dung và phạm vi nghiên cứu được trình bày trong tài liệu:

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán được thực hiện theo phương pháp giải tích lý thuyết và tra bảng tiêu chuẩn dưới giả thiết tải trọng tĩnh không đổi và quay một chiều. Chưa thực hiện khảo sát các chế độ tải trọng động thay đổi theo chu kỳ phức tạp, tải trọng va đập khi khởi động/hãm phanh hoặc mô phỏng số kiểm nghiệm trường ứng suất - biến dạng bằng phần mềm CAE/FEM.
  • Hướng phát triển: Mở rộng tính toán cho các trường hợp xe tải trên ray vận hành dưới tải trọng biến đổi, có đảo chiều quay; ứng dụng các công cụ mô hình hóa 3D CAD/CAE để tối ưu hóa hình học gân tăng cứng vỏ hộp giảm tốc và mô phỏng động lực học cơ cấu nối trục.

Giá trị tham khảo và ứng dụng thực tiễn

Tài liệu là nguồn tư liệu học thuật có giá trị tham khảo cao cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở Thiết kế Máy hoặc đồ án tốt nghiệp đại học.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí trong việc tra cứu các bước tính toán động học, quy trình kiểm nghiệm mỏi trục theo phương pháp hệ số an toàn $s$, phương pháp tính toán tuổi thọ ổ lăn và thiết lập bản vẽ kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống có thông số kỹ thuật như thế nào?

Động cơ được chọn là loại động cơ 3 pha không đồng bộ 4A 100L6Y3 với công suất định mức $P_{dm} = 2,2\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 950\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,73$, và hệ số quá tải mômen mở máy $T_k/T_{dn} = 2,0$.

2. Bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc có các thông số hình học cơ bản nào?

Bộ truyền có mô-đun pháp $m = 1,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 80\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12,84^\circ$, số răng bánh dẫn $z_1 = 24\text{ răng}$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 80\text{ răng}$, đường kính vòng chia lần lượt là $d_1 = 36,92\text{ mm}$ và $d_2 = 123,08\text{ mm}$.

3. Vị trí nguy hiểm nhất trên Trục I và Trục II nằm ở đâu và đường kính được chọn là bao nhiêu?

  • Trên Trục I, tiết diện nguy hiểm nhất nằm tại vị trí gối đỡ ổ lăn $C$ với mômen tương đương $M_{tđ} = 51.074,93\text{ N}\cdot\text{mm}$, đường kính đoạn trục được chọn là $d = 20\text{ mm}$.
  • Trên Trục II, tiết diện nguy hiểm nhất nằm tại vị trí lắp bánh răng $B$ với mômen tương đương $M_{tđ} = 167.662,95\text{ N}\cdot\text{mm}$, đường kính đoạn trục được chọn là $d = 30\text{ mm}$ (đoạn lắp bánh răng mở rộng lên $d = 35\text{ mm}$).

4. Tại sao vỏ hộp giảm tốc lại được đúc bằng gang xám GX15-32 và đáy hộp có độ dốc 2 độ?

Gang xám GX15-32 có ưu điểm về tính đúc tốt, khả năng giảm chấn rung động cao và giá thành hợp lý. Đáy hộp được thiết kế dốc $2^\circ$ về phía lỗ tháo dầu ren M20x1.5 nhằm hỗ trợ việc xả sạch hoàn toàn cặn bẩn và dầu biến chất khi bảo dưỡng định kỳ.

5. Dung sai lắp ghép then và bánh răng trên trục được quy định như thế nào?

Mối ghép then bằng được chọn dung sai theo chiều rộng rãnh trục là $P9/h9$, rãnh may-ơ là $Js9/h9$; dung sai chiều cao là $h11$, chiều dài là $h14$. Mối ghép giữa may-ơ bánh răng và trục được chọn theo hệ thống trục/lỗ với kiểu lắp trung gian $H7/k6$ để đảm bảo độ định tâm và khả năng truyền mômen xoắn ổn định dưới tải tĩnh.

Kết luận

Bài tập lớn của sinh viên Nguyễn Xuân Trung đã hoàn thành toàn diện việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray theo quy trình kỹ thuật chuẩn mực. Tất cả các cụm chi tiết máy gồm động cơ 4A 100L6Y3, hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp, bộ truyền hở bánh răng thẳng, trục Thép C45, ổ lăn và vỏ hộp gang xám GX15-32 đều được kiểm nghiệm thỏa mãn tuyệt đối các tiêu chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và tuổi thọ làm việc 12.000 giờ. Báo cáo cung cấp đầy đủ các bảng thông số hình học, động học và dung sai lắp ghép, là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo rõ ràng cho sinh viên và kỹ sư ngành cơ khí chế tạo máy.