Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và đời sống, hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò truyền tải cơ năng từ nguồn động lực (động cơ) đến bộ phận máy công tác, đồng thời thực hiện việc biến đổi tốc độ quay và mô-men xoắn để phù hợp với yêu cầu làm việc thực tế. Trong đó, hộp giảm tốc là cơ cấu kín không thể thiếu nhằm đảm bảo tỷ số truyền ổn định, hiệu suất làm việc và bảo vệ các bộ phận ăn khớp khỏi tác động của môi trường.
Đề tài "Đồ án Chi tiết máy" của tác giả Nguyễn Minh Hùng, do giảng viên Phan Hoàng Phụng hướng dẫn tại Trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP. Hồ Chí Minh, thực hiện việc thiết kế toàn diện hệ thống truyền động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ (côn - trụ) kết hợp bộ truyền đai ngoài.
Mục tiêu và các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể của đồ án được xác định theo số liệu thiết kế ban đầu bao gồm:
- Xác định công suất và số vòng quay trên trục công tác: công suất làm việc yêu cầu $P = 23,5\text{ kW}$; số vòng quay trên trục công tác $n = 123\text{ vòng/phút}$.
- Thiết lập chế độ làm việc và thời gian phục vụ: tổng thời gian phục vụ danh định $L = 16.000\text{ giờ}$, đặc tính tải trọng thay đổi theo bậc.
- Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống dẫn động (gồm bộ truyền ngoài hộp và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc).
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tĩnh, độ bền mỏi cho bộ truyền đai thang ngoài hộp, bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
- Thiết kế kết cấu hệ thống trục (trục I, II, III), tính chọn then, ổ lăn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc cùng hệ thống bôi trơn.
Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống truyền động cơ khí giảm tốc đồng bộ. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong phạm vi tính toán lý thuyết, thiết kế cơ khí bán thực nghiệm và tiêu chuẩn hóa các cụm chi tiết máy theo giáo trình chuyên ngành kỹ thuật cơ khí.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Cơ sở lý luận và tính toán của đồ án dựa trên tài liệu hướng dẫn chuẩn về tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (tài liệu tham khảo [1] của PGS.TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển). Các công thức động học, sức bền vật liệu và tiêu chuẩn chi tiết máy được vận dụng trực tiếp để xác định kích thước, ứng suất và kiểm tra tải trọng.
Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai xuyên suốt đồ án gồm:
- Phương pháp phân tích động học và động lực học: Tính toán cân bằng công suất, xác định hiệu suất từng cặp chi tiết truyền động, tính toán phân phối tỷ số truyền tối ưu theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu, từ đó xác định mô-men xoắn và số vòng quay danh định trên từng trục.
- Phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống: Tính toán kích thước hình học dựa trên độ bền tiếp xúc mỏi mặt răng và kiểm nghiệm lại theo độ bền uốn gãy chân răng, kiểm nghiệm tải trọng đỉnh khi quá tải đột ngột.
- Phương pháp tra cứu bảng biểu tiêu chuẩn kỹ thuật: Sử dụng hệ thống bảng tra tiêu chuẩn công nghiệp cơ khí để lựa chọn tiết diện đai thang, mô-đun bánh răng, đường kính trục tiêu chuẩn, thông số then bằng, kích cỡ ổ lăn và kết cấu kích thước vỏ hộp đúc.
- Nguồn dữ liệu: Toàn bộ số liệu tính toán, hệ số điều chỉnh điều kiện làm việc ($K_H, K_F, C_\alpha, C_u, K_đ$), bảng thông số cơ tính vật liệu thép 45 tôi cải thiện và kích thước hình học tiêu chuẩn đều trích xuất từ tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy chuyên ngành.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Chương 1 tập trung giải quyết bài toán động học toàn hệ thống. Xuất phát từ công suất làm việc trên trục công tác $P = 23,5\text{ kW}$, tác giả tính toán hiệu suất chung của hệ thống dựa trên hiệu suất từng bộ phận thành phần: bộ truyền đai $\eta_{đai} = 0,95$; cặp bánh răng côn $\eta_{brc} = 0,95$; cặp bánh răng trụ $\eta_{brt} = 0,96$; hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$; hiệu suất khớp nối $\eta_k \approx 0,99$. Hiệu suất tổng cộng đạt $\eta = 0,83$. Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính ra $P_{ct} = 20,7\text{ kW}$ (ứng với công suất tính toán tải trọng thay đổi $P_t = 17,2\text{ kW}$).
Với tỷ số truyền sơ bộ $u_t = 30$, số vòng quay sơ bộ của động cơ được định hướng là $n_{sb} = 3.690\text{ vòng/phút}$. Động cơ điện thực tế được chọn có công suất định mức phù hợp $P_{tt} = 28,2\text{ kW}$ và tốc độ quay đồng bộ đạt $n_{đc} = 2.943\text{ vòng/phút}$.
Tỷ số truyền chung toàn hệ thống được xác định chính xác: $$u_{ht} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{2.943}{123} = 23,9$$
Tỷ số truyền này được phân phối thành hai phần: tỷ số truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) chọn theo tiêu chuẩn $u_{ngoài} = u_{đai} = 3,15$; tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = \frac{23,9}{3,15} = 7,6$. Tác giả áp dụng điều kiện bôi trơn ngâm dầu để phân chia tỷ số truyền cho hai cấp bánh răng trong hộp: cấp nhanh bánh răng côn đạt $u_1 = 2,5$; cấp chậm bánh răng trụ đạt $u_2 = 3,04$.
Thông số động học và động lực học trên các trục được tổng hợp tại Bảng 1 trong văn bản:
| Trục | Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | 3,15 | 2,5 | 3,04 | - |
| Công suất ($P$ - kW) | 28,2 | 26,5 | 25,2 | 23,7 |
| Số vòng quay ($n$ - vòng/phút) | 2.943 | 934,3 | 373,7 | 123 |
| Mô-men xoắn ($T$ - Nmm) | 91.508,7 | 270.871,2 | 643.992,5 | 1.840.122 |
Chương 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền
Chương 2 thực hiện tính toán chi tiết ba cụm truyền động chính: bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng côn và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
1. Bộ truyền đai thang (bộ truyền ngoài):
- Công suất bánh chủ động: $P = 28,2\text{ kW}$. Tác giả chọn loại đai thang loại B (kích thước hình học: $b_t = 14\text{ mm}$, $b = 17\text{ mm}$, $h = 10,5\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$).
- Đường kính bánh đai nhỏ được chọn chuẩn $d_1 = 180\text{ mm}$; vận tốc đai tính được $v = 27,7\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện $v < 40\text{ m/s}$). Đường kính bánh đai lớn tính toán qua hệ số trượt $\xi = 0,01$ đạt $d_2 = 560\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục sơ bộ được hiệu chỉnh đạt $a = 630\text{ mm}$; chiều dài tính toán của dây đai được tiêu chuẩn hóa lên $L = 2.500\text{ mm}$; góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 145^\circ$.
- Số dây đai tính toán xác định $z = 4$ sợi; chiều rộng bánh đai $B = 82\text{ mm}$; đường kính ngoài bánh đai nhỏ $d_{a1} = 188\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_{a2} = 568\text{ mm}$.
- Lực căng ban đầu của đai xác định $F_0 = 150,2\text{ N}$; lực ly tâm $F_v = 150,4\text{ N}$; tổng lực tác dụng lên trục $F_r = 1.146\text{ N}$.
2. Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):
- Điều kiện tải: $P_I = 26,5\text{ kW}$, $n_I = 934,3\text{ vòng/phút}$, $T_I = 270.871,2\text{ Nmm}$, tỷ số truyền $u_1 = 2,5$.
- Chọn vật liệu: Cả hai bánh dùng thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ cứng HB1 = 280, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$. Bánh lớn có độ cứng HB2 = 240, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ với số chu kỳ cơ sở đạt yêu cầu tuổi thọ ($K_{HL} = 1$).
- Kích thước hình học chính: Mô-đun vòng ngoài $m_{te} = 4\text{ mm}$ (mô-đun trung bình $m_{tm} = 3,5\text{ mm}$); số răng bánh nhỏ $z_1 = 32$, bánh lớn $z_2 = 80$; góc côn chia $\delta_1 = 21^\circ 45'$, $\delta_2 = 68^\circ 55'$. Chiều dài côn ngoài $R_e = 205\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 62\text{ mm}$. Đường kính chia ngoài $d_{e1} = 128\text{ mm}$, $d_{e2} = 320\text{ mm}$; đường kính trung bình $d_{m1} = 109\text{ mm}$, $d_{m2} = 272\text{ mm}$. Chiều cao răng $h_e = 8\text{ mm}$ ($h_{ae1} = 5\text{ mm}$, $h_{ae2} = 3\text{ mm}$; $h_{fe1} = 4\text{ mm}$, $h_{fe2} = 6\text{ mm}$).
- Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 462\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$; ứng suất uốn bánh lớn $\sigma_{F2} = 115,3\text{ MPa}$ đảm bảo điều kiện bền mỏi; ứng suất quá tải cực đại $\sigma_{Hmax} = 741,6\text{ MPa}$ và $\sigma_{Fmax} = 253,7\text{ MPa}$ đều nằm trong ngưỡng an toàn cho phép.
3. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm):
- Điều kiện tải: $P_{II} = 25,2\text{ kW}$, $n_{II} = 373,7\text{ vòng/phút}$, $T_{II} = 643.992,5\text{ Nmm}$, tỷ số truyền $u_2 = 3,04$.
- Vật liệu chế tạo tương tự cấp nhanh: Thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ HB3 = 280, bánh lớn HB4 = 240.
- Khoảng cách trục tính toán sơ bộ $a_w = 236,6\text{ mm}$, tác giả chọn tiêu chuẩn hóa $a_w = 250\text{ mm}$.
- Góc nghiêng răng chọn $\beta = 10^\circ$; mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$. Tổng số răng $z_t = 162$ phân chia thành số răng bánh nhỏ $z_3 = 40$, bánh lớn $z_4 = 122$; không sử dụng hệ số dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$). Chiều rộng vành răng $b_w = 75\text{ mm}$; đường kính lăn bánh nhỏ $d_{w1} = 123\text{ mm}$; vận tốc vòng đạt $v = 2,4\text{ m/s}$.
- Bộ truyền hoàn tất các phép kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mỏi, độ bền uốn và khả năng chịu tải trọng đột ngột khi quá tải.
Chương 3: Thiết kế trục
Căn cứ theo đề cương và mục lục thiết kế của đồ án, Chương 3 giải quyết bài toán thiết kế kết cấu hệ trục truyền động:
- Tính thiết kế Trục I (trục vào, mang bánh đai và bánh răng côn nhỏ).
- Tính thiết kế Trục II (trục trung gian, mang bánh răng côn lớn và bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ).
- Tính thiết kế Trục III (trục ra, mang bánh răng trụ lớn và khớp nối truyền đến máy công tác). Nội dung chương bao gồm: xác định đường kính trục sơ bộ theo mô-men xoắn, phân tích lực ăn khớp tác dụng lên các trục (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$ và lực căng đai $F_r$), xác định khoảng cách giữa các gối đỡ, xây dựng biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn, từ đó tính toán chính xác đường kính từng đoạn trục theo điều kiện bền mỏi và kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải.
Chương 4: Tính toán ổ lăn và then
Chương 4 thực hiện lựa chọn và kiểm tra độ bền các chi tiết phụ trợ trên trục:
- Chọn loại ổ lăn phù hợp với tải trọng: Đối với trục I mang bánh răng côn có lực dọc trục lớn, thiết kế định hướng sử dụng ổ bi đỡ - chặn; các trục trung gian và trục ra được tính chọn ổ lăn dựa trên tỷ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Kiểm nghiệm khả năng tải động $C$ và tải tĩnh $C_0$ theo tuổi thọ danh định $16.000\text{ giờ}$.
- Thiết kế mối ghép then: Chọn loại then bằng tiêu chuẩn dựa trên đường kính trục tại các vị trí lắp ghép then (vị trí lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối); thực hiện kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then.
- Mục 4. Lắp ghép và dung sai: Trình bày quy định dung sai kích thước, chọn kiểu lắp ghép tiêu chuẩn (lắp có độ dôi, lắp trung gian, lắp có độ hở) cho then, vòng trong và vòng ngoài ổ lăn, moay-ơ bánh răng trên trục nhằm phục vụ công tác gia công chế tạo.
Chương 5: Tính toán thiết kế vỏ hộp và các chi tiết khác
Chương 5 hoàn thiện kết cấu bao bọc và bảo vệ hệ thống:
- Xác định kích thước cấu tạo cơ bản của vỏ hộp giảm tốc đúc: Chiều dày thành hộp, chiều dày nắp hộp, kích thước gân tăng cứng, gờ nắp và thân, khoảng cách các tâm bu-lông, kích cỡ bu-lông nền, bu-lông ghép nắp và thân, bu-lông vòng móc cẩu.
- Thiết kế bố trí các chi tiết phụ trợ: Cửa thăm (nắp quan sát) trên nắp hộp, nút thông hơi, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn, nút tháo dầu ở đáy hộp, cơ cấu vòng chắn dầu bảo vệ ổ lăn.
- Chế độ bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp: Xác định phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp, lựa chọn độ nhớt của dầu công nghiệp theo tải trọng và vận tốc vòng; phương pháp bôi trơn mỡ cho ổ lăn; quy trình điều chỉnh khe hở ăn khớp của cặp bánh răng côn bằng đệm kim loại.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật cho một hệ thống truyền động cơ khí công nghiệp hai cấp đồng bộ, đưa ra các kết quả cụ thể có số liệu kiểm chứng:
- Thiết lập bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai thang hoàn chỉnh:
| Thông số bộ truyền đai | Ký hiệu | Giá trị đơn vị |
|---|---|---|
| Tiết diện đai | - | Loại B |
| Đường kính bánh đai nhỏ | $d_1$ | 180 mm |
| Đường kính bánh đai lớn | $d_2$ | 560 mm |
| Vận tốc đai | $v$ | 27,7 m/s |
| Khoảng cách trục | $a$ | 630 mm |
| Chiều dài đai chuẩn | $L$ | 2.500 mm |
| Góc ôm bánh đai nhỏ | $\alpha_1$ | $145^\circ$ |
| Số lượng dây đai | $z$ | 4 sợi |
| Chiều rộng bánh đai | $B$ | 82 mm |
| Đường kính ngoài bánh đai nhỏ / lớn | $d_{a1} / d_{a2}$ | 188 mm / 568 mm |
| Lực căng đai ban đầu / Lực ly tâm | $F_0 / F_v$ | 150,2 N / 150,4 N |
| Lực tác dụng lên trục | $F_r$ | 1.146 N |
- Thiết lập bảng thông số hình học và cơ tính cặp bánh răng côn cấp nhanh:
| Thông số bánh răng côn | Bánh nhỏ (1) | Bánh lớn (2) |
|---|---|---|
| Vật liệu chế tạo | Thép 45 tôi cải thiện | Thép 45 tôi cải thiện |
| Độ cứng bề mặt | HB1 = 280 | HB2 = 240 |
| Mô-đun vòng ngoài ($m_{te}$) | 4 mm | 4 mm |
| Số răng ($z$) | 32 | 80 |
| Tỷ số truyền ($u_1$) | 2,5 | 2,5 |
| Góc côn chia ($\delta$) | $21^\circ 45'$ | $68^\circ 55'$ |
| Chiều dài côn ngoài ($R_e$) | 205 mm | 205 mm |
| Chiều rộng vành răng ($b$) | 62 mm | 62 mm |
| Đường kính chia ngoài ($d_e$) | 128 mm | 320 mm |
| Đường kính trung bình ($d_m$) | 109 mm | 272 mm |
| Chiều cao đầu răng ngoài ($h_{ae}$) | 5 mm | 3 mm |
| Chiều cao chân răng ngoài ($h_{fe}$) | 4 mm | 6 mm |
| Đường kính đỉnh ngoài ($d_{ae}$) | 137,3 mm | 322,2 mm |
| Ứng suất tiếp xúc thực tế / Cho phép | $\sigma_H = 462\text{ MPa}$ | $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ |
| Ứng suất uốn thực tế bánh lớn | - | $\sigma_{F2} = 115,3\text{ MPa}$ |
- Xác định các kích thước chính của cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: Khoảng cách trục chuẩn hóa $a_w = 250\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10^\circ$, số răng $z_3 = 40$ và $z_4 = 122$, chiều rộng vành răng $b_w = 75\text{ mm}$, đường kính lăn bánh nhỏ $d_{w1} = 123\text{ mm}$.
- Đóng góp của đề tài: Tác giả đã tuân thủ nghiêm ngặt quy trình tính toán động học và động lực học cơ khí, phối hợp hài hòa giữa các bộ truyền ngoài và trong hộp giảm tốc; kiểm nghiệm đầy đủ chỉ tiêu mỏi tiếp xúc, mỏi uốn và kiểm tra quá tải đột ngột, đảm bảo hệ thống làm việc tin cậy trong thời hạn thiết kế $16.000\text{ giờ}$.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên nội dung và phạm vi trình bày trong văn bản:
- Hạn chế: Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và hệ số lý thuyết trong sách hướng dẫn truyền thống; chưa áp dụng các công cụ phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để khảo sát trường ứng suất tập trung thực tế trên trục và vỏ hộp; chưa có điều kiện chế tạo mẫu thực nghiệm để đo kiểm các thông số độ ồn, độ rung và nhiệt độ phát sinh khi vận hành liên tục ở công suất lớn ($23,5\text{ kW}$).
- Hướng mở rộng: Ứng dụng các phần mềm mô hình hóa 3D và mô phỏng cơ khí chuyên dụng (như Autodesk Inventor, SolidWorks hoặc ANSYS) để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm tốc, kiểm nghiệm động học ăn khớp thực tế và phân tích nhiệt học của dầu bôi trơn trong điều kiện tải trọng biến thiên theo chu kỳ.
Giá trị tham khảo
Bản đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo thiết thực cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện học phần "Đồ án Chi tiết máy" hoặc "Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí".
- Các phần đáng tham khảo nhất bao gồm: Phương pháp phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc nón - trụ hai cấp; trình tự các bước kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và kiểm nghiệm quá tải chi tiết của cặp bánh răng côn răng thẳng và cặp bánh răng trụ răng nghiêng.
Câu hỏi thường gặp
1. Số liệu kỹ thuật đầu vào trên trục công tác của hệ thống gồm những thông số nào?
Hệ thống được thiết kế theo các thông số kỹ thuật danh định trên trục máy công tác gồm: công suất làm việc $P = 23,5\text{ kW}$, số vòng quay trục công tác $n = 123\text{ vòng/phút}$, tổng thời gian phục vụ yêu cầu $L = 16.000\text{ giờ}$, chế độ tải trọng thay đổi theo bậc.
2. Tỷ số truyền toàn hệ thống được phân phối giữa các bộ truyền như thế nào?
Tổng tỷ số truyền của toàn hệ thống là $u_{ht} = 23,9$. Tỷ số truyền này được phân chia thành: bộ truyền đai ngoài hộp có tỷ số truyền $u_{đai} = 3,15$; hộp giảm tốc hai cấp có tổng tỷ số truyền $u_h = 7,6$, trong đó cấp nhanh (cặp bánh răng côn) nhận $u_1 = 2,5$ và cấp chậm (cặp bánh răng trụ răng nghiêng) nhận $u_2 = 3,04$.
3. Cặp bánh răng côn cấp nhanh sử dụng vật liệu gì và đạt kích thước mô-đun nào?
Cả hai bánh răng côn đều sử dụng thép 45 tôi cải thiện; bánh nhỏ đạt độ cứng HB1 = 280, bánh lớn đạt độ cứng HB2 = 240. Mô-đun vòng ngoài của bộ truyền được xác định là $m_{te} = 4\text{ mm}$ (ứng với mô-đun trung bình $m_{tm} = 3,5\text{ mm}$) với số răng tương ứng là $z_1 = 32$ và $z_2 = 80$.
4. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bộ truyền bánh răng côn có đảm bảo độ bền không?
Ứng suất tiếp xúc thực tế tính toán trên mặt răng bộ truyền bánh răng côn đạt $\sigma_H = 462\text{ MPa}$. Giá trị này nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép của vật liệu $[\sigma_H] = 500\text{ MPa}$, do đó bộ truyền hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc.
5. Bộ truyền đai ngoài sử dụng bao nhiêu sợi đai và tạo ra lực tác dụng lên trục là bao nhiêu?
Bộ truyền đai sử dụng 4 sợi đai thang loại B ($z = 4$), chiều rộng bánh đai $B = 82\text{ mm}$, chiều dài dây đai tiêu chuẩn $L = 2.500\text{ mm}$. Tổng lực căng tác dụng lên trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc được xác định là $F_r = 1.146\text{ N}$.
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy của tác giả Nguyễn Minh Hùng đã hoàn thành việc tính toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ dẫn động bằng đai thang với công suất công tác $23,5\text{ kW}$. Toàn bộ các bộ truyền đai, bánh răng côn và bánh răng trụ nghiêng đều được xác định kích thước hình học chính xác và kiểm nghiệm đạt chuẩn về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cũng như khả năng chịu tải đột ngột. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu rõ ràng, là tài liệu tham khảo điển hình cho sinh viên kỹ thuật cơ khí trong việc thiết kế và tiêu chuẩn hóa hệ dẫn động cơ khí công nghiệp.