Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Phạm Đình Huy (Lớp 70DCOT23, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải; Giáo viên hướng dẫn: Trần Trọng Tuấn) tập trung giải quyết bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải vận chuyển vật liệu. Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, hệ dẫn động băng tải đóng vai trò thiết yếu nhằm truyền và biến đổi chuyển động quay từ động cơ điện sang chuyển động tịnh tiến của băng tải với mômen xoắn và vận tốc yêu cầu.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác định thông qua các mục tiêu cụ thể sau:
- Xác định công suất cần thiết và chọn động cơ điện phù hợp với chế độ tải trọng thay đổi của băng tải.
- Phân phối tỷ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai ngoài (bộ truyền đai thang).
- Tính toán thiết kế hình học, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc (cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng).
- Thiết kế kết cấu các trục truyền động, tính toán phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen và kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục cùng mối ghép then.
Đối tượng và phạm vi thiết kế kỹ thuật của đề tài được quy định với các thông số làm việc:
- Đối tượng: Hệ dẫn động băng tải gồm động cơ điện, khớp nối, hộp giảm tốc hai cấp đồng trục/khai triển, bộ truyền đai thang ngoài và tang băng tải.
- Lực kéo tiếp tuyến trên băng tải: $P = 4400\text{ N}$.
- Vận tốc làm việc của băng tải: $v = 2\text{ m/s}$.
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 200\text{ mm}$.
- Chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc: giai đoạn 1 chịu tải $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 15\text{ s}$; giai đoạn 2 chịu tải $T_2 = 0,9T$ trong thời gian $t_2 = 45\text{ s}$; giai đoạn 3 chịu tải $T_3 = 0,7T$ trong thời gian $t_3 = 20\text{ s}$.
- Thời hạn phục vụ của hệ thống: $7\text{ năm}$ ($300\text{ ngày/năm}$, mỗi ngày làm việc $2\text{ ca}$, mỗi ca $8\text{ giờ}$), tương đương tổng thời gian vận hành là $33600\text{ giờ}$.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án vận dụng các nguyên lý tính toán động học và động lực học máy, tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN 1065-71) cùng các công thức tính toán độ bền chi tiết máy truyền thống:
- Lý thuyết tính toán tải trọng tương đương: Phương pháp xác định công suất và mômen xoắn tương đương dựa trên đường cong tích lũy tổn thất mỏi đối với chế độ tải trọng thay đổi có chu kỳ.
- Phương pháp tính toán truyền động đai: Xác định tiết diện đai, đường kính bánh đai tiêu chuẩn, khoảng cách trục, góc ôm đai, số lượng đai cần thiết dựa trên điều kiện hạn chế hiện tượng trượt trơn và đảm bảo tuổi thọ mỏi uốn của dây đai.
- Lý thuyết tiếp xúc Hertz và uốn răng Lewis/TCVN: Đánh giá độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) dựa trên hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng và giới hạn mỏi của vật liệu thép tôi cải thiện.
- Phương pháp giải tích kết cấu trục và sức bền vật liệu: Áp dụng phương trình cân bằng tĩnh học không gian trên hai mặt phẳng vuông góc ($xOz$ và $yOz$) để tìm phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, xác định biểu đồ mômen uốn tổng, mômen tương đương theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất và kiểm nghiệm mỏi màng đàn hồi/then bán nguyệt theo hệ số an toàn bền mỏi ($s \ge [s]$).
- Nguồn dữ liệu sử dụng: Sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy, bảng tra tiêu chuẩn động cơ điện không đồng bộ ba pha dãy 4A, bảng tra tiêu chuẩn dung sai lắp ghép và vật liệu chế tạo cơ khí.
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Chương I thực hiện tính toán các thông số động học và động lực học cơ bản cho toàn bộ hệ thống dẫn động:
- Tính công suất tương đương trên trục làm việc từ chế độ tải trọng: $P_{t} = P_{tđ} = 7,7\text{ kW}$.
- Xác định hiệu suất tổng của hệ thống: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_đ = 0,99 \cdot (0,99)^4 \cdot (0,97)^2 \cdot 0,95 \approx 0,847$, dẫn đến công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ct} = 9,1\text{ kW}$.
- Số vòng quay của trục máy công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 2}{\pi \cdot 200} \approx 190,9\text{ vòng/phút}$ (lấy xấp xỉ $191,2\text{ vòng/phút}$).
- Lựa chọn động cơ điện: Động cơ không đồng bộ ba pha roto lồng sóc kiểu 4A132M2Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 9,1\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2907\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,9$, hiệu suất $\eta = 88%$, tỷ số mômen quá tải $\frac{T_{max}}{T_{dn}} = 2,2$, tỷ số mômen khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} = 1,4$.
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $u_c = \frac{2907}{190,9} = 15,2$. Chọn tỷ số truyền bộ truyền đai $u_đ = 2$, tỷ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp $u_h = 7,6$. Phân phối cho cấp nhanh $u_1 = 3,14$ và cấp chậm $u_2 = 2,42$.
| Thông số | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục làm việc |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | $u_k = 1$ | $u_1 = 3,14$ | $u_2 = 2,42$ | $u_đ = 2$ | - |
| Vận tốc quay ($n$, vòng/phút) | 2907 | 2907 | 925,7 | 382,5 | 191,2 |
| Công suất ($P$, kW) | 9,1 | 8,5 | 8,2 | 7,9 | 7,7 |
| Mômen xoắn ($T$, Nmm) | 29895,0 | 27923,9 | 84595,4 | 197241,8 | 384597,3 |
Chương II: Tính toán thiết kế chi tiết máy - Bộ truyền động đai
Chương II tập trung xác định kích thước hình học, các thông số động học và lực tác dụng của bộ truyền đai ngoài:
- Lựa chọn loại đai: Đai thang thường loại B với diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$, kích thước $b_t = 19\text{ mm}$, $b = 22\text{ mm}$, $h = 13,5\text{ mm}$, $y_o = 4,8\text{ mm}$.
- Đường kính bánh đai: Đường kính tiêu chuẩn bánh đai nhỏ $d_1 = 250\text{ mm}$; đường kính bánh đai lớn $d_2 = 500\text{ mm}$. Tỷ số truyền thực tế $u = 2,04$ (sai lệch $\Delta u = 2,04% < 4%$).
- Vận tốc vòng của đai: $v = 4,8\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$.
- Kích thước truyền động: Khoảng cách trục tính toán $a = 1046,28\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500\text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 166^\circ > 120^\circ$, thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn.
- Số lượng đai cần thiết: $Z = 4\text{ đai}$.
- Chiều rộng bánh đai: $B = 110,5\text{ mm}$; đường kính ngoài bánh dẫn $d_{a1} = 261,4\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_{a2} = 511,4\text{ mm}$.
- Lực tác dụng: Lực căng ban đầu của 1 dây đai $F_0 = 422,6\text{ N}$; tổng lực tác dụng lên trục $F_r = 3355,6\text{ N}$.
Chương III: Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc
Chương III giải quyết bài toán thiết kế hai cặp bánh răng truyền động trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp bánh răng đều sử dụng thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn 250 HB, bánh lớn có độ rắn 220 HB; giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
- Khoảng cách trục: $a_w = 90\text{ mm}$; môđun pháp tiêu chuẩn: $m = 1,5\text{ mm}$.
- Số răng: $z_1 = 28\text{ răng}$, $z_2 = 88\text{ răng}$; góc nghiêng của răng: $\beta = 16,2^\circ$; hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0, x_2 = 0$.
- Đường kính chia: $d_1 = 43,7\text{ mm}$, $d_2 = 137,4\text{ mm}$; đường kính lăn: $d_{w1} = 43,4\text{ mm}$, $d_{w2} = 136,2\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 27\text{ mm}$.
- Lực tác dụng lên bộ truyền: lực vòng $F_{t1} = 1286,81\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 506,35\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 147,10\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H \le [\sigma_H] = 490,9\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F2} = 90,5\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 396\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn về bền tiếp xúc và uốn.
- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục: $a_w = 140\text{ mm}$; môđun pháp: $m = 1,5\text{ mm}$; góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
- Số răng: $z_1 = 54\text{ răng}$, $z_2 = 130\text{ răng}$; tỷ số truyền thực tế $u_m = 2,42$.
- Dịch chỉnh góc: Do khoảng cách trục chia $a = 138\text{ mm}$ nhỏ hơn khoảng cách trục yêu cầu $a_w = 140\text{ mm}$, tiến hành dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh $x_1 = 0,41$, $x_2 = 0,95$, góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,1^\circ$.
- Đường kính lăn: $d_{w3} = 82,1\text{ mm}$, $d_{w4} = 198\text{ mm}$; đường kính chia: $d_3 = 81\text{ mm}$, $d_4 = 195\text{ mm}$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 42\text{ mm}$.
- Lực tác dụng lên bộ truyền: lực vòng $F_{t3} = 2060,78\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r3} = 836,8\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = 0\text{ N}$.
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H \le [\sigma_H] = 463,6\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F2} = 119,6\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$, đảm bảo điều kiện làm việc.
| Cặp bánh răng | Cấp nhanh (Răng nghiêng) | Cấp chậm (Răng thẳng) |
|---|---|---|
| Khoảng cách trục ($a_w$, mm) | 90 | 140 |
| Môđun pháp ($m$, mm) | 1,5 | 1,5 |
| Số răng ($z_1 / z_2$) | 28 / 88 | 54 / 130 |
| Góc nghiêng răng ($\beta$) | $16,2^\circ$ | $0^\circ$ |
| Hệ số dịch chỉnh ($x_1 / x_2$) | 0 / 0 | 0,41 / 0,95 |
| Chiều rộng vành răng ($b_w$, mm) | 27 | 42 |
| Ứng suất tiếp xúc cho phép ($[\sigma_H]$, MPa) | 490,9 | 463,6 |
Chương IV: Tính toán thiết kế trục và kiểm nghiệm bền
Chương IV thực hiện thiết kế hình học và kiểm tra khả năng chịu tải của ba trục truyền động:
- Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 có giới hạn bền $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.
- Đường kính sơ bộ các trục: Trục I có $d_1 = 25\text{ mm}$; Trục II có $d_2 = 30\text{ mm}$; Trục III có $d_3 = 35\text{ mm}$.
- Xác định kết cấu và khoảng cách gối đỡ:
- Chiều rộng ổ lăn dự kiến: $b_{o1} = 17\text{ mm}$, $b_{o2} = 19\text{ mm}$, $b_{o3} = 21\text{ mm}$.
- Các khe hở kết cấu: khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong vỏ hộp $k_1 = 10\text{ mm}$; khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong $k_2 = 10\text{ mm}$; khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 15\text{ mm}$; chiều cao nắp ổ $h_n = 20\text{ mm}$.
- Tính toán phản lực gối đỡ và đường kính các đoạn trục:
- Trục I: Chịu lực khớp nối $F_n = 500\text{ N}$ và các lực $F_{t1}, F_{r1}, F_{a1}$. Xác định đường kính ngõng trục lắp ổ $d = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_C = 35\text{ mm}$.
- Trục II: Chịu tác động đồng thời của cặp bánh răng cấp nhanh ($F_{t2}, F_{r2}, F_{a2}$) và cấp chậm ($F_{t3}, F_{r3}, F_{a3}$). Phản lực gối đỡ tính được gồm $F_{lx20} = 795,15\text{ N}$, $F_{lx21} = 1230,45\text{ N}$. Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn chọn $d_{A,D} = 30\text{ mm}$; các đoạn lắp bánh răng chọn $d_B = 45\text{ mm}$, $d_C = 50\text{ mm}$, đoạn giữa chọn $d = 40\text{ mm}$.
- Trục III: Chịu lực bánh răng $F_{t4} = 2060,78\text{ N}$, $F_{r3} = 836,8\text{ N}$ và lực kéo bộ truyền ngoài $F_đ = 500\text{ N}$. Phản lực gối đỡ tính được gồm $F_{ly31} = -1437,6\text{ N}$, $F_{lx31} = -1364,93\text{ N}$, $F_{ly30} = 269,39\text{ N}$, $F_{lx30} = -695,84\text{ N}$. Đường kính các đoạn trục tiêu chuẩn: ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = 35\text{ mm}$, $d_C = 50\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_B = 55\text{ mm}$; đoạn nối ra ngoài $d_D = 40\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then và độ bền mỏi trục: Lựa chọn then bằng đầu tròn cho các mối ghép trục. Trục I dùng then kích thước $b \times t_1 = 8 \times 4\text{ mm}$; Trục II dùng then $8 \times 4\text{ mm}$; Trục III dùng then $10 \times 5\text{ mm}$. Thiết lập các hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt $K_x = 1,45$, hệ số tăng bền $K_y = 1,45$, hệ số kích thước $\epsilon_\sigma, \epsilon_\tau$ để tính toán hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
Kết quả và đóng góp
Nghiên cứu tính toán thiết kế của đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật định lượng cụ thể:
- Xác định hoàn chỉnh cấu hình động học và động lực học của hệ thống dẫn động băng tải, đáp ứng chính xác yêu cầu kéo tải $4400\text{ N}$ ở vận tốc $2\text{ m/s}$.
- Lựa chọn động cơ tiêu chuẩn 4A132M2Y3 ($9,1\text{ kW}$, $2907\text{ vòng/phút}$) đảm bảo khả năng mở máy và chịu quá tải ($T_k/T_{dn} = 1,4$, $T_{max}/T_{dn} = 2,2$).
- Thiết kế thành công bộ truyền đai thang 4 sợi loại B, thỏa mãn điều kiện góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 166^\circ > 120^\circ$, loại bỏ nguy cơ trượt trơn.
- Tối ưu hóa kích thước hình học hộp giảm tốc hai cấp:
- Cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng: $a_w = 90\text{ mm}$, $m = 1,5\text{ mm}$, $z_1 = 28$, $z_2 = 88$, góc nghiêng răng $\beta = 16,2^\circ$ giúp triệt tiêu nhu cầu dịch chỉnh góc.
- Cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng: $a_w = 140\text{ mm}$, $m = 1,5\text{ mm}$, $z_1 = 54$, $z_2 = 130$, áp dụng phương pháp dịch chỉnh góc ($x_1 = 0,41$, $x_2 = 0,95$) để tăng khoảng cách trục từ $138\text{ mm}$ lên chuẩn $140\text{ mm}$.
- Toàn bộ các bộ truyền bánh răng và kết cấu trục bằng thép 45 tôi cải thiện đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và bền mỏi trong suốt thời hạn phục vụ 7 năm ($33600\text{ giờ}$).
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Dựa trên phạm vi và nội dung trình bày trong văn bản đồ án, các hạn chế và hướng phát triển kỹ thuật được xác định gồm:
- Hạn chế:
- Văn bản đồ án mới dừng lại ở bước tính toán động học, động lực học, kích thước bộ truyền bánh răng, bộ truyền đai và sơ đồ kết cấu trục cùng then.
- Chưa bao gồm phần tính toán chi tiết tuổi thọ của các ổ lăn đỡ trục, kết cấu vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ (que thăm dầu, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu) và chế độ bôi trơn làm mát của hộp giảm tốc.
- Chưa trình bày dung sai lắp ghép chi tiết và bản vẽ kỹ thuật chế tạo (bản vẽ lồng ruột, bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3).
- Hướng mở rộng:
- Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm tuổi thọ động và tĩnh của các cặp ổ lăn trên cả ba trục.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp đúc hoặc vỏ hộp hàn, lựa chọn chất bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và mỡ bôi trơn cho ổ lăn.
- Xây dựng bản vẽ lắp ráp tổng thể hộp giảm tốc và xuất bản vẽ chế tạo cho trục và bánh răng phục vụ gia công cơ khí.
Giá trị tham khảo
Đồ án Chi tiết máy này là tài liệu tham khảo có giá trị chuyên môn cao cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Máy và Tự động hóa khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc đồ án tốt nghiệp.
- Giảng viên và kỹ sư thiết kế máy trong việc tra cứu quy trình tính toán phân phối tỷ số truyền, phương pháp dịch chỉnh bánh răng trụ để đạt khoảng cách trục định mức, cũng như phương pháp giải tích lực trên hệ trục ba bậc.
- Các phần đáng tham khảo nhất: Phương pháp phân phối tỷ số truyền tối ưu hóa thể tích hộp giảm tốc hai cấp; các bước tính toán hệ số dịch chỉnh góc cho cặp bánh răng cấp chậm; quy trình thiết lập biểu đồ mômen và xác định đường kính trục theo điều kiện bền mỏi.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện nào được lựa chọn cho hệ dẫn động và các thông số kỹ thuật cốt lõi là gì? Động cơ được chọn là kiểu 4A132M2Y3 (động cơ điện không đồng bộ ba pha roto lồng sóc), có công suất định mức $9,1\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $2907\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,9$, hiệu suất $88%$, tỷ số mômen cực đại $\frac{T_{max}}{T_{dn}} = 2,2$ và tỷ số mômen khởi động $\frac{T_k}{T_{dn}} = 1,4$.
2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm khác nhau như thế nào về cấu tạo và thông số hình học? Cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với khoảng cách trục $a_w = 90\text{ mm}$, môđun $m = 1,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 28$, $z_2 = 88$, góc nghiêng $\beta = 16,2^\circ$, không dịch chỉnh ($x_1 = x_2 = 0$). Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng với khoảng cách trục $a_w = 140\text{ mm}$, môđun $m = 1,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 54$, $z_2 = 130$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$, có dịch chỉnh góc ($x_1 = 0,41$, $x_2 = 0,95$).
3. Tại sao cặp bánh răng cấp chậm phải áp dụng phương pháp dịch chỉnh? Khoảng cách trục tính toán theo số răng tiêu chuẩn ban đầu là $a = \frac{m(z_1 + z_2)}{2} = \frac{1,5(54 + 130)}{2} = 138\text{ mm}$, trong khi khoảng cách trục sơ bộ được chọn theo điều kiện tiếp xúc là $a_w = 140\text{ mm}$. Do đó, cần tiến hành dịch chỉnh góc bánh răng với tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 1,36$ ($x_1 = 0,41$, $x_2 = 0,95$) và góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 22,1^\circ$ để nâng khoảng cách trục lên đúng $140\text{ mm}$.
4. Kích thước đường kính tại các tiết diện lắp ghép chính trên Trục III được xác định như thế nào? Đường kính sơ bộ Trục III là $d_3 = 35\text{ mm}$. Sau khi tính toán mômen tương đương và tra bảng tiêu chuẩn, đường kính tại các tiết diện được chọn gồm: ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = 35\text{ mm}$, $d_C = 50\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng cấp chậm $d_B = 55\text{ mm}$; đoạn đầu trục lắp khớp nối/bộ truyền ngoài $d_D = 40\text{ mm}$; các đoạn trục chuyển tiếp có đường kính $40\text{ mm}$ và $45\text{ mm}$.
5. Chế độ tải trọng và thời gian làm việc của hệ thống ảnh hưởng thế nào đến tính toán độ bền? Hệ thống làm việc theo chu kỳ tải thay đổi bậc gồm $15\text{ s}$ ở mức $100%T$, $45\text{ s}$ ở mức $90%T$ và $20\text{ s}$ ở mức $70%T$ trong tổng thời hạn 7 năm ($33600\text{ giờ}$). Chế độ tải này được dùng để tính toán số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương $N_{HE}$ và $N_{FE}$, từ đó xác định các hệ số tuổi thọ $K_{HL} = 1$ và $K_{FL} = 1$ dùng trong kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn của bánh răng.
Kết luận
Đồ án Chi tiết máy của sinh viên Phạm Đình Huy đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán thiết kế trạm dẫn động băng tải công nghiệp với công suất tải $7,7\text{ kW}$ và lực kéo $4400\text{ N}$. Toàn bộ các bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ hai cấp trong hộp giảm tốc và hệ thống ba trục truyền động đều được tính toán tối ưu kích thước và kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn bền cơ học. Đây là công trình thiết kế kỹ thuật mẫu mực, phản ánh đầy đủ phương pháp luận giải tích cơ khí ứng dụng và cung cấp nguồn dữ liệu chuẩn xác cho sinh viên, kỹ sư ngành chế tạo máy.