Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong ngành kỹ thuật cơ khí và cơ khí tự động, việc thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là nhiệm vụ nền tảng nhằm truyền công suất và biến đổi tốc độ từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (máy công tác). Đề tài đồ án môn học Chi tiết máy thực hiện thiết kế trạm dẫn động thùng trộn với cơ cấu truyền động trung gian là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển kết hợp bộ truyền xích ngoài.
Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được xác lập theo Nhiệm vụ thư thiết kế số [07 – 78 – TV] của Bộ môn Cơ sở Kỹ thuật Cơ khí – Viện Cơ khí, Trường Đại học Giao thông Vận tải TP. Hồ Chí Minh với các yêu cầu cụ thể:
- Tính toán động học và động lực học toàn bộ hệ thống dẫn động trạm trộn, xác định công suất, mô-men xoắn và số vòng quay trên từng trục truyền động.
- Thiết kế và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải của bộ truyền xích ngoài và các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc.
- Thiết kế kết cấu trục, tính then, chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của ổ lăn trên các trục truyền động.
- Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ trợ, xác định dung sai lắp ghép và phương án bôi trơn.
- Thể hiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật gồm một bản thuyết minh tính toán hoàn chỉnh, một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và một bản vẽ chi tiết bánh răng khổ A3.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:
- Đối tượng nghiên cứu: Trạm dẫn động thùng trộn gồm động cơ điện không đồng bộ 3 pha, nối trục vòng đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp kiểu khai triển (cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng, cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng) và bộ truyền xích ống con lăn dẫn động trục công tác.
- Phạm vi thông số làm việc: Công suất trên trục công tác $P_{lv} = 15\text{ kW}$; số vòng quay trục công tác $n_{lv} = 50\text{ vg/ph}$; thời gian phục vụ $L = 5\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ, tổng thời gian vận hành $24.000\text{ giờ}$); chế độ quay một chiều, chịu tải va đập nhẹ; chế độ tải thay đổi theo bậc ($T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 0,7 t_{ck}$; $T_2 = 0,8 T$ trong thời gian $t_2 = 0,3 t_{ck}$).
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng hệ thống tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN), tiêu chuẩn biên dạng răng TCVN 1065-71, cùng hệ thống phương pháp tính toán chi tiết máy theo giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển:
- Khung lý thuyết tính toán:
- Lý thuyết động lực học máy: Xác định công suất tương đương khi tải trọng thay đổi nhiều bậc, tính toán tổn hao công suất qua các cặp tiếp xúc động (ổ lăn, ăn khớp bánh răng, bộ truyền xích, khớp nối).
- Lý thuyết tiếp xúc Hertz và độ bền mỏi uốn: Tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ trên vành răng theo chu kỳ ứng suất tương đương $N_{HE}, N_{FE}$ và hệ số tuổi thọ $K_{HL}, K_{FL}$.
- Lý thuyết sức bền vật liệu và mỏi trục: Xác định mô-men uốn tổng hợp trong không gian hai mặt phẳng thẳng góc ($M_x, M_y$), kiểm nghiệm độ bền mỏi theo hệ số an toàn $s_j$.
- Phương pháp nghiên cứu:
- Phương pháp phân tích - tổng hợp động học: Phân phối tỷ số truyền tối ưu giữa bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc nhằm bảo đảm điều kiện ngâm dầu bôi trơn.
- Phương pháp giải tích kết cấu cơ khí: Lập phương trình cân bằng tĩnh học tại các gối đỡ trục để xác định phản lực liên kết, vẽ biểu đồ nội lực $(M_x, M_y, T)$ và kiểm nghiệm khả năng tải của then, ổ lăn.
- Nguồn dữ liệu: Các bảng tra thông số tiêu chuẩn về động cơ điện 4A, thông số xích con lăn, hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, dung sai lắp ghép và kích thước ổ lăn tiêu chuẩn.
Thiết kế và triển khai hệ thống cơ khí
Cấu trúc trạm dẫn động thùng trộn được thiết kế theo sơ đồ nối tiếp đồng bộ:
- Nguồn động lực: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc kiểu 4A160M4Y3.
- Khớp nối trục: Nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục I của hộp giảm tốc, triệt tiêu tải trọng va đập nhẹ và lệch trục sơ bộ.
- Hộp giảm tốc hai cấp khai triển:
- Trục I truyền chuyển động sang Trục II qua cặp bánh răng trụ răng thẳng (cấp nhanh).
- Trục II truyền chuyển động sang Trục III qua cặp bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm).
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy nối từ Trục III đến trục của thùng trộn công tác.
Bảng tổng hợp thông số động học và động lực học trên các trục của hệ thống:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 16,40 | 15,94 | 15,46 | 14,69 | 13,60 |
| Tỉ số truyền $u$ | 1,00 | 1,00 | 3,40 | 2,60 | 3,30 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1460,00 | 1460,00 | 492,42 | 165,16 | 50,05 |
| Mô-men xoắn $T$ (N.mm) | 107.273,97 | 104.265,06 | 299.831,44 | 849.415,71 | 2.610.269,73 |
Nội dung chính theo từng chương
Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chương này thực hiện xác định công suất tính toán tương đương trên trục công tác do tải trọng thay đổi theo bậc: $$P_{td} = P_{lv} \times \sqrt{\frac{T_1^2 \cdot t_1 + T_2^2 \cdot t_2}{t_1 + t_2}} = 15 \times \sqrt{1^2 \times 0,7 + 0,8^2 \times 0,3} = 13,6\text{ kW}$$ Hiệu suất truyền động tổng thể đạt $\eta \approx 0,83$ tính từ hiệu suất ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), bánh răng ($\eta_{br} = 0,96$), bộ truyền xích ($\eta_x = 0,95$) và khớp nối ($\eta_k = 0,99$). Động cơ được chọn là kiểu 4A160M4Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 18,5\text{ kW}$, số vòng quay định mức $n_{đc} = 1460\text{ vg/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,88$, hiệu suất $\eta% = 90%$, tỷ số mô-men $T_{max}/T_{dn} = 2,2$ và $T_k/T_{dn} = 1,4$.
Tỷ số truyền chung của hệ thống $u_{chung} = 1460 / 50 = 29,2$ được phân bổ gồm tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{h} = 8,84$ (cấp nhanh $u_1 = 3,4$, cấp chậm $u_2 = 2,6$) và tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 3,3$. Việc chọn $u_1 = 1,3 u_2$ bảo đảm điều kiện bôi trơn nhúng dầu cho cả hai bánh răng lớn trong hộp giảm tốc mà không gây tổn thất khuấy dầu quá mức ở cấp nhanh.
Chương II: Thiết kế bộ truyền xích
Chương II tính toán thiết kế bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy dẫn động từ Trục III đến thùng trộn:
- Thông số hình học: Số răng đĩa xích nhỏ chọn $z_1 = 25$, số răng đĩa xích lớn $z_2 = 77$; bước xích tiêu chuẩn $p = 31,75\text{ mm}$; khoảng cách trục sơ bộ $a = 40p = 1270\text{ mm}$, số mắt xích chẵn $x_c = 132$ mắt. Khoảng cách trục sau khi hiệu chỉnh giảm độ căng xích là $a = 1265\text{ mm}$.
- Thông số động lực học: Vận tốc xích $v = 1,45\text{ m/s}$; lực vòng truyền động $F_t = 4234,5\text{ N}$; lực căng do ly tâm $F_v = 30,17\text{ N}$; lực căng do trọng lượng nhánh xích võng $F_o = 1062,93\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 4973,175\text{ N}$ (với hệ số góc nghiêng $k_x = 1,15$).
- Kiểm nghiệm độ bền: Hệ số an toàn về độ bền tĩnh $s = Q / (k_đ F_t + F_o + F_v) > [s] = 7$ (tải trọng phá hỏng xích $Q = 88,5\text{ kN}$). Độ bền tiếp xúc mặt răng đĩa xích thỏa mãn điều kiện làm việc: $\sigma_{H1} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{H2} = 474,5\text{ MPa} < [\sigma_H]$.
Chương III: Thiết kế bộ truyền bánh răng
Vật liệu chế tạo cho cả hai cấp bánh răng là thép 45 tôi cải thiện. Bánh răng nhỏ đạt độ rắn HB 241...285 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh răng lớn đạt độ rắn HB 192...240 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
-
Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 175\text{ mm}$; mô-đun $m = 3\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 52,5\text{ mm}$.
- Số răng: $z_1 = 22$, $z_2 = 75$, tỷ số truyền thực tế $u_m = 3,57$.
- Bánh răng có dịch chỉnh góc: tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 0,337$ ($x_1 = 0,06; x_2 = 0,277$), góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,88^\circ$.
- Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 423,5\text{ MPa} \le [\sigma_H]' = 428,8\text{ MPa}$ (chênh lệch an toàn 1%). Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 67,8\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]'$ và $\sigma_{F2} = 62,4\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]' = 186,7\text{ MPa}$. Khả năng quá tải với $K_{qt} = 2,2$ đạt yêu cầu.
-
Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng):
- Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 230\text{ mm}$; mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 69\text{ mm}$.
- Số răng: $z_3 = 33$, $z_4 = 85$, tỷ số truyền $u = 2,6$; góc nghiêng răng $\beta = 13,65^\circ = 13^\circ 39'14''$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,53^\circ$; hệ số dịch chỉnh $x_3 = x_4 = 0$.
- Kiểm nghiệm bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 453,5\text{ MPa} \le [\sigma_H]' = 470,63\text{ MPa}$ (chênh lệch 3,6%). Ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 108,9\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}]'$. Điều kiện ngâm dầu bôi trơn thỏa mãn với tỷ số đường kính chia $d_{w4} / d_{w2} = 358,2 / 283,5 = 1,2$.
Chương IV: Thiết kế trục và tính toán liên kết
Chương IV xác định sơ bộ đường kính các đoạn trục dựa trên mô-men xoắn, sau đó lập sơ đồ đặt lực và tính toán chính xác:
- Vật liệu trục: Trục I sử dụng thép 45 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}$), Trục II và III sử dụng thép 45 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$); ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12...20\text{ MPa}$.
- Lực tác dụng lên các đoạn trục:
- Lực ăn khớp cấp nhanh: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2}$, lực hướng tâm $F_{r1} = F_{r2} = 1106,6\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 0$ (răng thẳng).
- Lực ăn khớp cấp chậm: Lực hướng tâm $F_{r3} = F_{r4} = 2650,5\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a3} = F_{a4} = 1375,6...2063,4\text{ N}$.
- Lực ngoài: Lực khớp nối đàn hồi chọn $F_k = 2000\text{ N}$; lực căng xích $F_r = 4973,175\text{ N}$.
- Tính toán động lực học trục: Thiết lập các phương trình cân bằng mô-men trên mặt phẳng đứng $(yOz)$ và mặt phẳng ngang $(xOz)$, xác định phản lực tại các gối đỡ (như tại Trục III: $F_{x31} = 2940,7\text{ N}$, $F_{x30} = 1937,2\text{ N}$ khi lực hướng cùng chiều). Vẽ biểu đồ mô-men $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$ trên Trục I, Trục II, Trục III.
- Xác định đường kính trục và kiểm nghiệm then: Xác định kích thước các đoạn ngõng trục lắp ổ và mayơ (Trục I: $\varnothing 24\text{ mm}, \varnothing 25\text{ mm}, \varnothing 32\text{ mm}$). Kiểm nghiệm mối ghép then bằng về độ bền dập và độ bền cắt, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s_j \ge [s]$.
Chương V: Tính toán và lựa chọn ổ lăn
Chương V tính toán phản lực tổng hợp tại các gối đỡ của ba trục truyền động:
- Lựa chọn loại ổ lăn đỡ - chặn hoặc ổ bi đỡ cho Trục I, Trục II và Trục III dựa trên tỷ số lực dọc trục $F_a$ và lực hướng tâm $F_r$.
- Xác định tải trọng quy ước động $Q_đ$ và tải trọng quy ước tĩnh $Q_t$.
- Kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d$ theo tuổi thọ yêu cầu $L_{10h} = 24.000\text{ giờ}$ và kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh $C_0$ chống biến dạng dẻo dư tại bề mặt con lăn và rãnh lăn.
Chương VI: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ
- Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Thiết kế vỏ hộp đúc bằng gang xám, phân đôi theo mặt phẳng đi qua đường tâm các trục. Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bu lông nền, bu lông ghép nắp và thân, bu lông vòng vận chuyển.
- Các chi tiết phụ: Bố trí nút thông hơi trên nắp hộp để cân bằng áp suất nhiệt bên trong, que thăm dầu kiểm tra mức dầu min/max, nút tháo dầu ở đáy hộp có độ dốc gom cặn, chốt định vị hình côn định vị chính xác thân và nắp hộp trước khi gia công lỗ bao ổ.
- Bôi trơn và lắp ghép: Sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng trong hộp, dầu công nghiệp có độ nhớt phù hợp; bôi trơn mỡ cho các gối ổ lăn có vòng chắn dầu ngăn cặn kim loại. Quy định dung sai lắp ghép theo hệ thống lỗ cơ bản (H7/k6 cho vị trí lắp bánh răng và ổ lăn lên trục).
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thiện toàn bộ quy trình tính toán thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động thùng trộn với các chỉ số kỹ thuật đạt chuẩn:
Bảng tổng hợp thông số hình học hai bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:
| Thông số hình học | Bộ truyền cấp nhanh | Bộ truyền cấp chậm | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Loại bánh răng | Bánh răng trụ răng thẳng | Bánh răng trụ răng nghiêng | - |
| Khoảng cách trục $a_w$ | 175,00 | 230,00 | mm |
| Mô-đun $m$ | 3,00 | 3,00 | mm |
| Tỉ số truyền $u$ | 3,57 | 2,60 | - |
| Góc nghiêng răng $\beta$ | 0,00 | 13,65 | độ |
| Góc ăn khớp $\alpha_{tw}$ | 20,88 | 20,53 | độ |
| Số răng $z_1 / z_2$ hoặc $z_3 / z_4$ | 22 / 75 | 33 / 85 | răng |
| Hệ số dịch chỉnh $x_1 / x_2$ hoặc $x_3 / x_4$ | +0,060 / +0,277 | 0,000 / 0,000 | - |
| Đường kính vòng lăn $d_w$ | 66,40 / 283,50 | 101,80 / 358,20 | mm |
| Chiều rộng vành răng $b_w$ | 52,50 | 69,00 | mm |
| Chênh lệch ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ so với $[\sigma_H]'$ | 1,00% | 3,60% | - |
Đóng góp kỹ thuật của đồ án:
- Phân phối tỉ số truyền hợp lý ($u_1 = 3,4; u_2 = 2,6$) bảo đảm chênh lệch mức nhúng dầu giữa hai bánh răng lớn nằm trong giới hạn tối ưu ($d_{w4} / d_{w2} = 1,2$), giải quyết triệt để bài toán bôi trơn đồng đều mà không làm tăng kích thước chiều sâu hộp.
- Ứng dụng phương pháp dịch chỉnh góc ($x_t = 0,337$) ở cấp nhanh giúp tăng độ bền uốn của chân răng bánh nhỏ ($z_1 = 22$) và bảo đảm khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 175\text{ mm}$.
- Toàn bộ chuỗi tính toán từ động cơ, xích, bánh răng, trục đến then và ổ lăn đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi và quá tải với hệ số an toàn lớn hơn 1 theo tiêu chuẩn TCVN.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Mô hình tính toán tải trọng giả định chế độ tải tĩnh theo 2 bậc cố định ($T$ và $0,8T$), chưa xét đến các dao động động lực học ngẫu nhiên trong quá trình đảo trộn thực tế của thùng trộn.
- Kết cấu vỏ hộp và kích thước trục được tính toán theo phương pháp giải tích truyền thống dựa trên ứng suất xoắn và uốn phẳng quy đổi, chưa thực hiện kiểm nghiệm phân bố trường ứng suất tổng thể.
- Hướng phát triển:
- Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích ứng suất tập trung và biến dạng uốn - xoắn của hệ trục cũng như độ cứng vững của vỏ hộp giảm tốc dưới tải trọng động.
- Tối ưu hóa đa mục tiêu hình học hộp giảm tốc (giảm thiểu khối lượng vật liệu vỏ và bánh răng trong khi vẫn bảo đảm độ cứng vững và chỉ tiêu bôi trơn).
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật phục vụ cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Ô tô, Cơ điện tử và Kỹ thuật Giao thông khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
- Các kỹ sư thiết kế máy cơ sở tham khảo phương pháp phân phối tỉ số truyền, phương pháp dịch chỉnh bánh răng và quy trình lập bảng tính kiểm nghiệm ổ lăn, then và trục theo tiêu chuẩn TCVN.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn có thông số kỹ thuật như thế nào và tại sao cần chọn công suất danh định $18,5\text{ kW}$ trong khi công suất tương đương trên trục công tác là $13,6\text{ kW}$? Động cơ được chọn là động cơ điện 3 pha không đồng bộ kiểu 4A160M4Y3, công suất định mức $18,5\text{ kW}$, tốc độ quay $1460\text{ vg/ph}$. Cần chọn công suất $18,5\text{ kW}$ vì công suất yêu cầu trên trục động cơ sau khi bù tổn thất hiệu suất của toàn hệ thống ($\eta \approx 0,83$) là $P_{ct} \ge 16,4\text{ kW}$.
2. Tại sao bộ truyền cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng thẳng còn cấp chậm dùng bánh răng trụ răng nghiêng? Cấp nhanh có vận tốc vòng lớn hơn nhưng mô-men xoắn nhỏ, việc sử dụng bánh răng thẳng giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên trục I và trục II, đơn giản hóa kết cấu gối đỡ. Cấp chậm chịu mô-men xoắn rất lớn ($T_2 \approx 299.831\text{ N.mm}$), việc sử dụng bánh răng nghiêng ($\beta = 13,65^\circ$) giúp tăng hệ số trùng khớp, tăng khả năng tải tiếp xúc và giảm chấn động khi ăn khớp.
3. Phương án xử lý dịch chỉnh bánh răng cấp nhanh có tác dụng gì? Cặp bánh răng cấp nhanh có số răng bánh nhỏ ít ($z_1 = 22$). Việc áp dụng dịch chỉnh đều với tổng hệ số dịch chỉnh $x_t = 0,337$ ($x_1 = 0,06; x_2 = 0,277$) làm tăng góc ăn khớp lên $\alpha_{tw} = 20,88^\circ$, giúp tránh hiện tượng cắt chân răng, tăng chiều dày chân răng bánh nhỏ để nâng cao độ bền uốn và đưa khoảng cách trục về giá trị tiêu chuẩn $a_w = 175\text{ mm}$.
4. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của hai cấp bánh răng so với ứng suất cho phép đạt độ chính xác như thế nào? Ở cấp nhanh, ứng suất tiếp xúc tính toán là $\sigma_H = 423,5\text{ MPa}$ so với giới hạn cho phép $[\sigma_H]' = 428,8\text{ MPa}$ (độ chênh lệch $1%$). Ở cấp chậm, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 453,5\text{ MPa}$ so với giới hạn $[\sigma_H]' = 470,63\text{ MPa}$ (độ chênh lệch $3,6%$). Cả hai bộ truyền đều thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc và tối ưu về mặt kích thước và khối lượng vành răng (chênh lệch dưới $5%$).
5. Lực căng và lực tác dụng lên trục của bộ truyền xích ngoài được xác định là bao nhiêu? Bộ truyền xích con lăn bước $p = 31,75\text{ mm}$ tạo ra lực vòng truyền động $F_t = 4234,5\text{ N}$, lực căng do ly tâm $F_v = 30,17\text{ N}$, lực căng do trọng lượng bản thân $F_o = 1062,93\text{ N}$ và lực tổng hợp tác dụng lên đầu trục III là $F_r = 4973,175\text{ N}$.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển" đã giải quyết trọn vẹn nhiệm vụ thiết kế trạm dẫn động thùng trộn công suất $15\text{ kW}$. Toàn bộ các bộ phận chính từ động cơ 4A160M4Y3, bộ truyền xích con lăn $p = 31,75\text{ mm}$, hai cặp bánh răng thép 45 tôi cải thiện, hệ trục, mối ghép then đến các gối đỡ ổ lăn đều được tính toán và kiểm nghiệm bền nghiêm ngặt theo tiêu chuẩn TCVN. Kết quả thiết kế cung cấp đầy đủ các thông số hình học, động học và động lực học chính xác, đáp ứng yêu cầu kỹ thuật và độ tin cậy vận hành trong thời gian 5 năm làm việc.