Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học Chi tiết máy là học phần thực hành tổng hợp trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm mục đích hệ thống hóa kiến thức lý thuyết đã học và rèn luyện kỹ năng tính toán, thiết kế các cụm chi tiết máy phục vụ chế tạo thực tế. Đề tài thực hiện nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật cho "Trạm dẫn động băng tải", một hệ thống truyền động cơ khí được ứng dụng phổ biến trong dây chuyền sản xuất công nghiệp để vận chuyển vật liệu rời và hàng hóa.
Nhiệm vụ và các thông số thiết kế đầu vào được xác định cụ thể như sau:
- Bản vẽ và thuyết minh kỹ thuật cần hoàn thành: 01 bản thuyết minh tính toán khổ A4 và 01 bản vẽ lắp tổng thể hệ thống trên khổ giấy A0.
- Lực vòng tác dụng trên băng tải: $F = 3500 \text{ N}$.
- Vận tốc chuyển động của băng tải: $v = 1,1 \text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 420 \text{ mm}$.
- Sai số vận tốc cho phép: $\Delta v \le 6%$.
- Chế độ làm việc: Hệ thống làm việc 2 ca mỗi ngày, mỗi ca 4 giờ (tương đương 8 giờ/ngày), số ngày làm việc trong năm là 300 ngày, đặc tính tải trọng chịu va đập nhẹ. Thời gian phục vụ định mức là 5 năm (tương đương tổng thời gian làm việc danh định khoảng $12000 - 14400$ giờ).
Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động băng tải bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn - trụ và khớp nối đàn hồi truyền mô-men xoắn tới trục tang băng tải. Phạm vi tính toán bao gồm toàn bộ quá trình xác định công suất, tỷ số truyền, kích thước hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của các bộ truyền, cùng quá trình tính toán động lực học, biểu đồ mô-men và kiểm nghiệm độ bền mỏi cho hệ thống các trục.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và tiêu chuẩn thiết kế được xây dựng trên cơ sở các công thức giải tích chuẩn của môn học Chi tiết máy và Sổ tay thiết kế cơ khí:
- Phương pháp xác định công suất và chọn động cơ: Tính toán hiệu suất truyền động tổng cộng của hệ thống dựa trên tích hiệu suất của từng bộ phận cấu thành (bộ truyền đai hở $\eta_d = 0,96$; cặp bánh răng trụ/côn che kín $\eta_{br} = 0,98$; các cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$; khớp nối trục $\eta_k = 0,99$). Động cơ được lựa chọn từ dãy động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc dòng 4A dựa trên điều kiện công suất $P_{đc} \ge P_{ct}$ và số vòng quay đồng bộ.
- Phương pháp thiết kế bộ truyền:
- Bộ truyền đai dẹt/thang ngoài hộp: Tính toán đường kính bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai theo tiêu chuẩn, kiểm nghiệm góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$ và xác định số dây đai $Z$ dựa trên khả năng tải cho phép $[P_0]$ kết hợp các hệ số điều chỉnh ($C_\alpha, C_l, C_u, C_z, K_{đc}$).
- Bộ truyền bánh răng: Tính toán khoảng cách trục $a_w$ (đối với bánh răng trụ) và chiều dài côn ngoài $R_e$ (đối với bánh răng côn) theo độ bền tiếp xúc, sau đó kiểm nghiệm lại ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]'$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$, kết hợp kiểm nghiệm quá tải với hệ số quá tải $k_{qt} = 1,5$.
- Phương pháp tính toán thiết kế trục: Xác định lực ăn khớp và lực căng đai tác dụng lên trục trong hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$). Lập phương trình cân bằng tĩnh học, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$, mô-men uốn tổng $M$ và mô-men tương đương $M_{tđ}$. Kiểm nghiệm đường kính trục theo độ bền mỏi với hệ số an toàn $S \ge [S] = 1,5 - 2,5$, xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất do rãnh then và dung sai lắp ghép có độ dôi $H7/k6$.
Nguồn dữ liệu sử dụng hoàn toàn là các bảng thông số tiêu chuẩn cơ khí về vật liệu Thép 45 (tôi cải thiện, thường hóa), bảng tra cứu kích thước then (bảng 9.1), kích thước động cơ điện 4A, hệ số tập trung ứng suất và các hệ số thực nghiệm trong tài liệu thiết kế chi tiết máy.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Nội dung chương I tập trung vào việc tính toán các thông số động học và động lực học cơ bản cho toàn bộ hệ dẫn động.
Từ lực vòng $F = 3500 \text{ N}$ và vận tốc băng tải $v = 1,1 \text{ m/s}$, công suất tính toán trên trục tang được xác định. Hiệu suất tổng cộng của hệ thống được tính: $$\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_d = 0,99 \cdot (0,99)^3 \cdot (0,98)^2 \cdot 0,96 \approx 0,884$$
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang dẫn): $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,1}{\pi \cdot 420} \approx 50 \text{ vòng/phút}$$
Với tỷ số truyền sơ bộ $u_t = u_đ \cdot u_h = 3 \cdot 8 = 24$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 50 \cdot 24 = 1200 \text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn số vòng quay đồng bộ $n_{đb} = 3000 \text{ vòng/phút}$ và lựa chọn động cơ kiểu 4A112M2Y3 có các thông số kỹ thuật:
- Công suất định mức: $P_{đc} = 5,5 \text{ kW}$
- Vận tốc quay định mức: $n_{đc} = 2880 \text{ vòng/phút}$
- Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$; Hiệu suất $\eta = 87,5%$
- Tỷ số mô-men: $T_{max}/T_{đn} = 2,2$; $T_k/T_{đn} = 2,0$
Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_t = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2880}{50} = 57,6$ (hoặc phân chia sơ bộ theo cấp truyền $u_t = 24$ với $u_đ = 3$, $u_h = 8$). Tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp phân phối theo nguyên tắc gọn nhẹ: $u_1 = u_2 = \sqrt{u_h} = \sqrt{8} \approx 2,83$ (chọn cấp nhanh $u_1 \approx 2,8$, cấp chậm $u_2 \approx 2,88$). Số vòng quay và mô-men xoắn được phân phối chi tiết về 3 trục: Trục I ($n_I = 960 \text{ v/ph}$), Trục II ($n_{II} = 339 \text{ v/ph}$), Trục III ($n_{III} \approx 120 \text{ v/ph}$).
| Thông số / Trục | Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | - | $u_đ = 3$ | $u_1 = 2,8$ | $u_2 = 2,88$ |
| Số vòng quay ($n$, v/ph) | 2880 | 960 | 339 | 120 |
| Công suất ($P$, kW) | 5,5 | 4,8 | 4,5 | 4,2 |
| Mô-men xoắn ($T$, Nmm) | 18239,6 | 47746,4 | 126769,9 | 334225,0 |
Chương II: Tính toán thiết kế các bộ truyền
Chương II thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc nối từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc.
Các bước tính toán và thông số thu được bao gồm:
- Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn theo tiêu chuẩn $d_1 = 160 \text{ mm}$, vận tốc đai $v = 24,1 \text{ m/s} < v_{max} = 25 \text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = u_đ \cdot d_1 \cdot (1 - \varepsilon) = 3 \cdot 160 \cdot (1 - 0,02) = 470,4 \text{ mm}$, quy chuẩn lấy $d_2 = 500 \text{ mm}$. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,18$.
- Khoảng cách trục sơ bộ $a = 500 \text{ mm}$, chiều dài đai tính toán $L = 2094 \text{ mm}$, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500 \text{ mm}$. Khoảng cách trục tính lại $a = 711,3 \text{ mm}$.
- Góc ôm đai trên bánh nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - \frac{57^\circ \cdot (500 - 160)}{711,3} = 155^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn).
- Số dây đai tính toán: $Z = 1,58 \rightarrow$ chọn $Z = 2$ đai.
- Chiều rộng bánh đai: $B = 44 \text{ mm}$; Đường kính ngoài bánh đai dẫn $d_{a1} = 168,4 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 508,4 \text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu trên một dây đai: $F_0 = 206,56 \text{ N}$; Lực li tâm $F_v = 103,64 \text{ N}$; Lực tác dụng lên trục $F_r = 760,74 \text{ N}$.
| STT | Thông số bộ truyền đai | Giá trị thiết kế |
|---|---|---|
| 1 | Đường kính bánh đai nhỏ ($d_1$) | $160 \text{ mm}$ |
| 2 | Đường kính bánh đai lớn ($d_2$) | $500 \text{ mm}$ |
| 3 | Vận tốc đai ($v$) | $24,1 \text{ m/s}$ |
| 4 | Khoảng cách trục ($a$) | $711,3 \text{ mm}$ |
| 5 | Chiều dài đai ($L$) | $2500 \text{ mm}$ |
| 6 | Góc ôm trên bánh đai nhỏ ($\alpha_1$) | $155^\circ$ |
| 7 | Số lượng dây đai ($Z$) | 2 |
| 8 | Chiều rộng bánh đai ($B$) | $44 \text{ mm}$ |
| 9 | Lực căng đai ban đầu ($F_0$) | $206,56 \text{ N}$ |
| 10 | Lực tác dụng lên trục ($F_r$) | $760,74 \text{ N}$ |
Chương III: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp
Chương III tính toán thiết kế chi tiết hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc: cấp nhanh sử dụng bánh răng côn răng thẳng và cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng. Vật liệu chọn cho cả hai bộ truyền là Thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245$, bánh lớn $HB_2 = 230$.
1. Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (Cấp nhanh):
- Ứng suất cho phép: $[\sigma_H]' = 481,8 \text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 441 \text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 414 \text{ MPa}$.
- Chiều dài côn ngoài: $R_e = 138,03 \text{ mm}$; Chiều rộng vành răng $b = 35 \text{ mm}$.
- Mô-đun vòng ngoài tiêu chuẩn: $m_{te} = 2,5 \text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 23$, $Z_2 = 108$; Góc côn chia: $\delta_1 = 12^\circ 1'20''$, $\delta_2 = 77^\circ 58'40''$.
- Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 57,5 \text{ mm}$, $d_{e2} = 270 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 476,50 \text{ MPa} < [\sigma_H]' = 481,8 \text{ MPa}$ (thỏa mãn); kiểm nghiệm uốn và quá tải ($\sigma_{Hmax} = 583,6 \text{ MPa} < [\sigma_{Hmax}] = 1620 \text{ MPa}$) đều đạt yêu cầu.
2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (Cấp chậm):
- Khoảng cách trục: $a_w = 205 \text{ mm}$; Mô-đun pháp: $m = 3 \text{ mm}$; Góc nghiêng răng $\beta = 15,07^\circ$.
- Số răng: $Z_1 = 40$, $Z_2 = 120$; Tỷ số truyền $u_m = 3$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 70 \text{ mm}$ (kích thước tính toán $81,988 \text{ mm}$).
- Đường kính vòng chia: $d_1 = 307,61 \text{ mm}$; Đường kính đỉnh răng $d_{a1} = 313,61 \text{ mm}$; Đường kính đáy răng $d_{f1} = 300,11 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 469,82 \text{ MPa} < [\sigma_H]' = 470,68 \text{ MPa}$; Ứng suất uốn $\sigma_{F2} = 84,17 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 236,5 \text{ MPa}$.
- Điều kiện ngâm dầu bôi trơn đạt yêu cầu tỷ lệ bán kính ngập dầu.
Chương IV: Tính toán thiết kế trục
Chương IV giải quyết bài toán phân tích lực, vẽ biểu đồ mô-men uốn - xoắn, chọn đường kính và kiểm nghiệm độ bền mỏi của ba trục trong hộp giảm tốc. Vật liệu chế tạo trục là Thép 45 tôi cải thiện có ứng suất cho phép $[\sigma] = 63 \text{ MPa}$.
1. Trục I (Trục vào):
- Chịu lực căng đai $F_r = 768,37 \text{ N}$ và các lực ăn khớp bánh răng côn: Lực vòng $F_{t1} = 2012,95 \text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 231,67 \text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 694,06 \text{ N}$.
- Đường kính trục sơ bộ: $d = 30 \text{ mm}$. Kích thước đoạn lắp bánh đai $d_{bđ} = 26 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn $d_{brc} = 26 \text{ mm}$, đoạn giữa hai gối ổ $d = 35 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm an toàn mỏi tại gối đỡ A ($S = 4,4$) và gối đỡ B ($S = 2,8$), đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[S] = 1,5 - 2,5$.
2. Trục II (Trục trung gian):
- Chịu lực từ bánh răng côn bị dẫn ($F_{t2} = 2013 \text{ N}, F_{r2} = 695,1 \text{ N}, F_{a2} = 231,7 \text{ N}$) và bánh răng trụ chủ động ($F_{t3} = 7020,1 \text{ N}, F_{r3} = 2597,5 \text{ N}, F_{a3} = 909,7 \text{ N}$).
- Đường kính trục sơ bộ: $d = 40 \text{ mm}$. Đoạn lắp ổ lăn $d_ổ = 40 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng trụ và bánh răng côn $d = 44 \text{ mm}$, đoạn giữa hai bánh răng $d = 50 \text{ mm}$.
- Then bằng lắp bánh răng: $b \times h = 12 \times 11 \text{ mm}$, chiều sâu rãnh $t_1 = 5,5 \text{ mm}, t_2 = 4,4 \text{ mm}$.
- Hệ số an toàn tại tiết diện lắp bánh răng côn $S = 2,46$ và tiết diện lắp bánh răng trụ $S = 2,05$, đạt yêu cầu bền mỏi.
3. Trục III (Trục ra):
- Chịu lực từ bánh răng trụ bị dẫn ($F_{t4} = 7020,1 \text{ N}, F_{r4} = 2597,5 \text{ N}, F_{a4} = 909,7 \text{ N}$) và lực khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục $F_k = 3363,5 \text{ N}$ (với đường kính vòng chốt $D_0 = 160 \text{ mm}$, mô-men xoắn cần truyền $T_3 = 1345,5 \text{ Nm}$).
- Đường kính trục sơ bộ: $d = 70 \text{ mm}$. Chọn đoạn nối trục $d_{khớp} = 65 \text{ mm}$, đoạn lắp ổ $d_ổ = 70 \text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_{brt} = 74 \text{ mm}$, gờ trục $d = 82 \text{ mm}$.
- Then bằng tại bánh răng trụ: $b \times h = 20 \times 18 \text{ mm}$, $t_1 = 11 \text{ mm}, t_2 = 7,4 \text{ mm}$. Kiểu lắp ghép $H7/k6$, kiểm nghiệm an toàn mỏi thỏa mãn điều kiện bền.
Kết quả và đóng góp
Nghiên cứu đã hoàn thiện toàn bộ chu trình tính toán thiết kế trạm dẫn động băng tải với các kết quả cụ thể:
- Đưa ra phương án dẫn động hoàn chỉnh gồm động cơ điện 4A112M2Y3 ($5,5 \text{ kW}$), bộ truyền đai ngoài 2 sợi đai ($B = 44 \text{ mm}, a = 711,3 \text{ mm}$), hộp giảm tốc 2 cấp côn - trụ và khớp nối đàn hồi.
- Xác định chi tiết thông số hình học và kiểm nghiệm bền thành công cho 2 bộ truyền bánh răng:
- Cặp bánh răng côn thẳng ($m_{te} = 2,5 \text{ mm}, Z_1 = 23, Z_2 = 108, R_e = 138,03 \text{ mm}$) đạt độ bền tiếp xúc $\sigma_H = 476,50 \text{ MPa} \le 481,8 \text{ MPa}$.
- Cặp bánh răng trụ nghiêng ($m = 3 \text{ mm}, Z_1 = 40, Z_2 = 120, a_w = 205 \text{ mm}, \beta = 15,07^\circ$) đạt độ bền tiếp xúc $\sigma_H = 469,82 \text{ MPa} \le 470,68 \text{ MPa}$.
- Thiết kế kết cấu 3 trục truyền động, tính toán đầy đủ phản lực gối đỡ, xác lập các tiết diện ngõng trục hợp lý ($d_I = 26 - 35 \text{ mm}, d_{II} = 40 - 50 \text{ mm}, d_{III} = 65 - 82 \text{ mm}$) và kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi tại tất cả các vị trí then, gờ trục đều lớn hơn $[S] = 1,5 - 2,5$.
Đóng góp chính của tác giả trong đồ án là việc giải quyết tuần tự và nhất quán chuỗi bài toán động học - động lực học, áp dụng đúng các công thức tiêu chuẩn, chọn vật liệu Thép 45 thống nhất cho toàn bộ bánh răng và trục giúp tối ưu hóa công nghệ chế tạo trong điều kiện sản xuất cơ khí phổ thông.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Nội dung thuyết minh trong văn bản dừng lại ở bước kiểm nghiệm bền mỏi cho trục 3 (trang 50). Thuyết minh chưa trình bày chi tiết phần tính toán lựa chọn ổ lăn (chọn loại ổ bi/đỡ chặn, kiểm nghiệm tuổi thọ danh định $L_{10h}$), tính toán vỏ hộp giảm tốc, thiết kế hệ thống bôi trơn làm mát chi tiết và dung sai lắp ghép toàn hệ thống.
- Hướng mở rộng:
- Tiếp tục hoàn thiện phần tính toán chọn ổ lăn cho 3 trục dựa trên phản lực gối đỡ đã tính ($F_A, F_B$).
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp đúc, các chi tiết phụ (que thăm dầu, nút thông hơi, cửa thăm) và lập bản vẽ lắp tổng thể A0 cùng bản vẽ chế tạo các chi tiết chính (trục, bánh răng).
Giá trị tham khảo
Tài liệu là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Cơ sở thiết kế máy.
Các phần có giá trị tham khảo cao gồm:
- Quy trình phân phối tỷ số truyền và tính toán công suất động học từ trục động cơ đến trục công tác.
- Phương pháp tính toán kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
- Các bước lập phương trình cân bằng lực không gian, phân tích lực trên trục và tính toán hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện lắp ghép then và độ dôi.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho trạm dẫn động băng tải là loại nào và có các thông số kỹ thuật chính ra sao? Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha 4A112M2Y3, có công suất định mức $5,5 \text{ kW}$, vận tốc quay định mức $2880 \text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta = 87,5%$, tỷ số mô-men khởi động $T_k/T_{đn} = 2,0$ và mô-men cực đại $T_{max}/T_{đn} = 2,2$.
2. Kích thước hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh là bao nhiêu? Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh có mô-đun vòng ngoài $m_{te} = 2,5 \text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 23$, số răng bánh lớn $Z_2 = 108$, góc côn chia tương ứng $\delta_1 = 12^\circ 1'20''$ và $\delta_2 = 77^\circ 58'40''$, chiều dài côn ngoài $R_e = 138,03 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 35 \text{ mm}$.
3. Bộ truyền đai ngoài hộp giảm tốc sử dụng bao nhiêu dây đai và khoảng cách trục là bao nhiêu? Bộ truyền đai sử dụng $Z = 2$ dây đai, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160 \text{ mm}$, đường kính bánh đai lớn $d_2 = 500 \text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 155^\circ$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500 \text{ mm}$ và khoảng cách trục sau khi xác định lại là $a = 711,3 \text{ mm}$.
4. Vật liệu chế tạo các trục trong hộp giảm tốc là gì và ứng suất cho phép bằng bao nhiêu? Các trục được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện (hoặc thường hóa), có giới hạn bền $\sigma_b = 750 - 850 \text{ MPa}$ và ứng suất uốn cho phép khi tính toán sơ bộ được chọn là $[\sigma] = 63 \text{ MPa}$.
5. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn về độ bền mỏi trên Trục I và Trục II có thỏa mãn không? Kết quả kiểm nghiệm hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu an toàn ($[S] = 1,5 - 2,5$): trên Trục I, hệ số an toàn tại tiết diện gối đỡ A là $S = 4,4$ và tại gối đỡ B là $S = 2,8$; trên Trục II, hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh răng côn là $S = 2,46$ và tại vị trí lắp bánh răng trụ là $S = 2,05$.
Kết luận
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán thiết kế trạm dẫn động băng tải với lực kéo $3500 \text{ N}$ và vận tốc $1,1 \text{ m/s}$. Hệ thống sử dụng động cơ điện $5,5 \text{ kW}$, dẫn động qua bộ truyền đai và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn - trụ với các thông số hình học được tối ưu hóa theo tiêu chuẩn. Mọi kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của răng cũng như độ bền mỏi của các trục đều đạt yêu cầu kỹ thuật, cung cấp cơ sở dữ liệu tính toán tin cậy cho việc hoàn thiện bản vẽ kết cấu cơ khí.