I. Hướng Dẫn Tổng Quan Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Đồ án môn học chi tiết máy là một cột mốc quan trọng, hệ thống hóa kiến thức nền tảng cho kỹ sư cơ khí. Trong đó, đề tài thiết kế hệ dẫn động băng tải là một bài toán kinh điển, giúp sinh viên vận dụng lý thuyết vào thực tiễn. Hệ thống này là bộ phận cốt lõi trong nhiều dây chuyền sản xuất, có nhiệm vụ truyền chuyển động và công suất từ động cơ đến băng tải. Một đồ án chi tiết máy hoàn chỉnh không chỉ dừng lại ở việc tính toán mà còn bao gồm việc lựa chọn vật liệu, dung sai và trình bày bản vẽ kỹ thuật chi tiết. Cấu trúc cơ bản của hệ dẫn động bao gồm: động cơ điện, bộ truyền ngoài (thường là bộ truyền đai hoặc xích), và hộp giảm tốc băng tải. Mỗi thành phần đều đòi hỏi sự tính toán chính xác để đảm bảo toàn bộ hệ thống hoạt động ổn định, hiệu quả và đạt tuổi thọ thiết kế. Việc thực hiện đề tài này giúp người học rèn luyện tư duy thiết kế, khả năng tra cứu tài liệu và giải quyết các vấn đề kỹ thuật phức tạp, là hành trang không thể thiếu khi bước vào môi trường làm việc chuyên nghiệp. Một bản thuyết minh đồ án chi tiết máy chất lượng phải trình bày logic, khoa học các bước từ phân tích động học, tính toán các bộ truyền, thiết kế trục, chọn ổ lăn cho đến hoàn thiện kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ.
1.1. Tầm quan trọng của đồ án chi tiết máy trong ngành cơ khí
Môn học Chi tiết máy là nền tảng của kỹ thuật cơ khí, nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý và phương pháp tính toán các chi tiết máy thông dụng. Việc thực hiện đồ án chi tiết máy là bước tổng hợp kiến thức từ nhiều môn học như Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy, Vẽ kỹ thuật, và Dung sai. Thông qua việc giải quyết một bài toán thiết kế cụ thể như hệ dẫn động băng tải, sinh viên có cơ hội áp dụng các công thức lý thuyết vào việc lựa chọn, tính toán và kiểm nghiệm các chi tiết thực tế. Đây không chỉ là một bài tập lớn, mà còn là một dự án kỹ thuật thu nhỏ, giúp hình thành kỹ năng làm việc độc lập, tra cứu tiêu chuẩn và ra quyết định thiết kế. Hoàn thành tốt đồ án cơ khí này chứng tỏ người học đã nắm vững kiến thức chuyên ngành và sẵn sàng cho các nhiệm vụ thiết kế phức tạp hơn trong tương lai.
1.2. Phân tích yêu cầu và số liệu thiết kế hệ dẫn động
Mọi bài toán thiết kế đều bắt đầu từ các thông số đầu vào. Đối với đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải, các dữ liệu ban đầu thường bao gồm: Lực kéo băng tải (F), vận tốc băng tải (v), đường kính tang (D), và thời gian phục vụ yêu cầu (Lh). Ví dụ, một đề bài cụ thể có thể yêu cầu F = 2275N, v = 0,85 m/s, D = 180 mm và Lh = 14500 giờ. Từ những con số này, toàn bộ quá trình tính toán hệ dẫn động cơ khí sẽ được triển khai. Các thông số này quyết định đến việc xác định công suất động cơ cần thiết, lựa chọn tỷ số truyền phù hợp cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, cũng như tính toán các thông số quan trọng khác như moment xoắn trên các trục. Việc phân tích kỹ lưỡng các yêu cầu ban đầu là bước đầu tiên và quan trọng nhất để đảm bảo phương án thiết kế cuối cùng đáp ứng được yêu cầu vận hành.
1.3. Sơ đồ hệ dẫn động băng tải và nguyên lý hoạt động
Để bắt đầu thiết kế, việc phác thảo sơ đồ hệ dẫn động băng tải là điều cần thiết. Sơ đồ này minh họa trực quan luồng truyền công suất từ nguồn đến cơ cấu công tác. Một sơ đồ phổ biến bao gồm: Động cơ điện (1) được nối với trục vào của hộp giảm tốc qua một bộ truyền đai thang (2). Bên trong hộp giảm tốc băng tải (3) là một cặp bánh răng trụ răng nghiêng để giảm tốc độ và tăng mô-men xoắn. Trục ra của hộp giảm tốc được nối với tang dẫn của băng tải (4) thông qua một khớp nối (5). Nguyên lý hoạt động rất rõ ràng: động cơ cung cấp chuyển động quay ban đầu với tốc độ cao và mô-men xoắn thấp. Bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng lần lượt giảm tốc độ quay và đồng thời tăng moment xoắn lên mức cần thiết để kéo băng tải. Việc hiểu rõ sơ đồ và nguyên lý giúp việc phân phối tỷ số truyền và tính toán lực tác dụng lên các chi tiết trở nên chính xác hơn.
II. Bí Quyết Chọn Động Cơ và Tính Toán Động Học Tối Ưu Hóa
Giai đoạn tính toán động học là nền tảng cho toàn bộ đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải. Mục tiêu chính của giai đoạn này là xác định các thông số cơ bản: công suất cần thiết, số vòng quay đồng bộ của động cơ, và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống. Việc chọn động cơ cho băng tải phù hợp là yếu tố quyết định đến hiệu quả năng lượng và chi phí vận hành. Quá trình này bắt đầu bằng việc tính công suất trên trục công tác (trục tang băng tải) dựa vào lực kéo và vận tốc. Sau đó, công suất cần thiết của động cơ được xác định bằng cách tính toán hiệu suất toàn hệ thống, vốn là tích hiệu suất của các bộ phận riêng lẻ như ổ lăn, khớp nối, bộ truyền bánh răng và bộ truyền đai. Dựa trên công suất yêu cầu và số vòng quay sơ bộ, một động cơ điện tiêu chuẩn sẽ được chọn từ catalog. Bước tiếp theo là phân phối tỷ số truyền chung cho bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc băng tải, một bước quan trọng ảnh hưởng đến kích thước và kết cấu của các bộ truyền. Cuối cùng, các thông số động học chính như công suất, số vòng quay, và moment xoắn trên từng trục sẽ được tổng hợp lại, làm cơ sở dữ liệu đầu vào cho các bước tính toán thiết kế chi tiết sau này.
2.1. Phương pháp xác định công suất động cơ và hiệu suất
Việc xác định công suất động cơ là bước khởi đầu trong tính toán hệ dẫn động cơ khí. Công suất trên trục công tác (Pct) được tính theo công thức: Pct = (F * v) / 1000. Với F=2275N và v=0,85m/s, ta có Pct ≈ 1,93 kW. Tuy nhiên, do tổn thất năng lượng trong quá trình truyền động, công suất động cơ yêu cầu (Pyc) phải lớn hơn. Công suất này được xác định bằng Pyc = Pct / η, trong đó η là hiệu suất chung của hệ thống. Hiệu suất η được tính bằng tích hiệu suất của các thành phần: η = η_khớp_nối * η_ổ_lăn^n * η_bánh_răng * η_đai. Theo tài liệu tham khảo, các giá trị tiêu chuẩn thường là η_đai = 0,95, η_bánh_răng = 0,97, η_ổ_lăn = 0,99. Với một hệ thống có 1 bộ truyền đai, 1 cặp bánh răng và 3 cặp ổ lăn, hiệu suất chung có thể đạt khoảng 0,885. Từ đó, công suất động cơ yêu cầu là Pyc ≈ 1,93 / 0,885 ≈ 2,18 kW.
2.2. Cách chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền hợp lý
Sau khi xác định công suất yêu cầu, bước tiếp theo là chọn động cơ cho băng tải. Cần tính số vòng quay trên trục công tác (n_ct) theo công thức n_ct = (60000 * v) / (π * D). Với v=0,85m/s và D=180mm, n_ct ≈ 90,23 vg/ph. Tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống (u_sb) được chọn dựa trên loại động cơ (thường là động cơ không đồng bộ 4 cực có n ≈ 1500 vg/ph hoặc 6 cực có n ≈ 1000 vg/ph). Tỷ số truyền này được phân phối cho các bộ phận: u_hệ_thống = u_đai * u_hộp_giảm_tốc. Dựa trên kinh nghiệm thiết kế, tỷ số truyền của bộ truyền đai thường được chọn trong khoảng 2-4, và hộp giảm tốc 1 cấp là 3-5. Ví dụ, chọn động cơ có n_đc = 950 vg/ph, tỷ số truyền chung là u_c = 950 / 90,23 ≈ 10,53. Ta có thể phân phối u_hộp_giảm_tốc = 4 và u_đai = u_c / 4 ≈ 2,63. Việc phân phối này ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước và giá thành của hộp giảm tốc băng tải.
2.3. Bảng tổng hợp thông số moment xoắn và số vòng quay
Sau khi hoàn tất tính toán động học, việc lập bảng tổng kết các thông số là cực kỳ cần thiết để tiện tra cứu cho các phần sau. Bảng này trình bày rõ ràng các giá trị công suất (P), số vòng quay (n), và moment xoắn (T) trên các trục chính: trục động cơ, trục I (trục vào hộp giảm tốc), trục II (trục ra hộp giảm tốc), và trục công tác. Mô-men xoắn trên mỗi trục được tính bằng công thức T = 9,55 * 10^6 * (P / n), với P tính bằng kW và T tính bằng N.mm. Ví dụ, trên trục I, với P1 ≈ 2,05 kW và n1 ≈ 361 vg/ph, thì T1 ≈ 54198 N.mm. Trên trục II, với P2 ≈ 1,97 kW và n2 ≈ 90,3 vg/ph, thì T2 ≈ 208344 N.mm. Bảng thông số này là kết quả đầu ra quan trọng của phần tính toán động học và là dữ liệu đầu vào không thể thiếu cho việc tính toán thiết kế trục và các bộ truyền.
III. Phương Pháp Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Đai và Bánh Răng
Sau khi xác định các thông số động học, giai đoạn tiếp theo của đồ án chi tiết máy là thiết kế chi tiết các bộ truyền. Đây là phần cốt lõi, biến các con số về công suất và tốc độ thành các chi tiết cơ khí có hình dạng, kích thước và vật liệu cụ thể. Quá trình này bao gồm hai phần chính: tính toán bộ truyền đai (bộ truyền ngoài) và thiết kế bộ truyền bánh răng (bộ truyền trong hộp giảm tốc băng tải). Đối với bộ truyền đai, các bước bao gồm chọn loại đai, xác định đường kính bánh đai, tính toán khoảng cách trục và số đai cần thiết để truyền đủ công suất. Đối với bộ truyền bánh răng, quy trình phức tạp hơn, bắt đầu từ việc chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính toán sơ bộ khoảng cách trục, và sau đó xác định các thông số ăn khớp chính xác như mô-đun, số răng, góc nghiêng. Mỗi bước tính toán đều phải đi kèm với việc kiểm nghiệm độ bền, đảm bảo các chi tiết hoạt động an toàn và bền bỉ trong suốt thời gian phục vụ yêu cầu. Đây là phần thể hiện rõ nhất kỹ năng của người kỹ sư trong việc áp dụng các tiêu chuẩn và công thức thiết kế.
3.1. Hướng dẫn chi tiết các bước tính toán bộ truyền đai
Quy trình tính toán bộ truyền đai bắt đầu bằng việc chọn loại đai dựa trên công suất truyền và số vòng quay. Với công suất P ≈ 2,2 kW và n ≈ 950 vg/ph, đai thang thường tiết diện A là một lựa chọn phổ biến. Tiếp theo, đường kính bánh đai nhỏ (d1) được chọn theo tiêu chuẩn, ví dụ d1=140mm. Đường kính bánh đai lớn (d2) được tính sơ bộ dựa trên tỷ số truyền và có hiệu chỉnh theo hệ số trượt (ε ≈ 0,02). Khoảng cách trục (a) và chiều dài đai (L) được tính toán để đảm bảo góc ôm trên bánh đai nhỏ (α1) lớn hơn 120 độ. Cuối cùng, số đai (Z) được xác định dựa trên công suất cho phép của một sợi đai, có xét đến các hệ số điều chỉnh như hệ số góc ôm, hệ số chiều dài, hệ số tải trọng. Các thông số này đảm bảo bộ truyền hoạt động êm, không trơn trượt và có độ bền mong muốn.
3.2. Quy trình thiết kế hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng
Trái tim của hộp giảm tốc băng tải là bộ truyền bánh răng. Việc thiết kế hộp giảm tốc bắt đầu bằng việc chọn vật liệu. Thép 45 tôi cải thiện thường được dùng cho bánh răng nhỏ (chủ động) và bánh răng lớn (bị động) để đảm bảo độ cứng và khả năng chịu mài mòn. Sau khi chọn vật liệu, ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được xác định, có kể đến các hệ số an toàn và tuổi thọ. Dựa trên mô-men xoắn trên trục vào (T1) và ứng suất cho phép, khoảng cách trục sơ bộ (aw) được tính toán. Từ đó, mô-đun pháp (m) được chọn theo tiêu chuẩn (m = (0,01 ÷ 0,02)aw). Các thông số hình học còn lại như số răng (Z1, Z2), góc nghiêng (β), và các đường kính vòng chia, vòng lăn được xác định để đảm bảo tỷ số truyền chính xác và ăn khớp đúng kỹ thuật. Đây là một quy trình lặp, đòi hỏi sự cân nhắc giữa các yếu tố để tối ưu hóa thiết kế.
3.3. Kiểm nghiệm độ bền cho bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Sau khi xác định các thông số hình học, bộ truyền bánh răng phải được kiểm nghiệm về độ bền. Đây là bước bắt buộc trong mọi đồ án cơ khí để đảm bảo an toàn. Có hai điều kiện bền chính cần kiểm tra: độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc nhằm chống lại hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng do ứng suất tiếp xúc lặp lại. Ứng suất tiếp xúc tính toán (σH) phải nhỏ hơn ứng suất cho phép ([σH]). Kiểm nghiệm độ bền uốn nhằm chống gãy răng tại chân răng. Ứng suất uốn tính toán (σF) tại chân răng của cả bánh chủ động và bị động đều phải nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép tương ứng ([σF]). Các tính toán này có xét đến nhiều hệ số phức tạp như hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng, và hệ số hình dạng răng. Nếu một trong các điều kiện không thỏa mãn, người thiết kế phải quay lại các bước trước để điều chỉnh vật liệu hoặc thông số hình học.
IV. Cách Tính Toán Thiết Kế Trục và Chọn Ổ Lăn Chính Xác
Trục và ổ lăn là những chi tiết máy cơ bản nhưng đóng vai trò cực kỳ quan trọng trong việc đỡ các bộ phận quay và truyền tải moment xoắn. Giai đoạn tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn là một phần không thể thiếu trong đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải. Quá trình này bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên mô-men xoắn thuần túy để có kích thước ban đầu. Sau đó, một sơ đồ lực chi tiết được thiết lập, thể hiện tất cả các lực tác dụng lên trục từ bánh răng, bánh đai và khớp nối. Dựa trên sơ đồ này, phản lực tại các gối đỡ (vị trí ổ lăn) được tính toán và biểu đồ mô-men uốn, mô-men xoắn được dựng lên. Từ các biểu đồ này, đường kính tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán chính xác và kiểm nghiệm lại theo độ bền mỏi. Cuối cùng, dựa trên đường kính trục tại vị trí lắp và các lực tác dụng, ổ lăn phù hợp được lựa chọn và kiểm nghiệm về khả năng tải động và tải tĩnh để đảm bảo tuổi thọ làm việc. Đây là một quy trình tính toán chi tiết, đòi hỏi sự cẩn thận và chính xác cao.
4.1. Xác định sơ bộ đường kính và lực tác dụng lên trục
Trước khi đi vào tính toán chi tiết, việc xác định đường kính sơ bộ là cần thiết để định hình kết cấu trục. Đường kính này có thể được tính nhanh bằng công thức d ≥ ³√(T / (0.2 * [τ])), trong đó T là moment xoắn trên trục và [τ] là ứng suất xoắn cho phép của vật liệu (ví dụ thép 45 có [τ] ≈ 15-30 MPa). Sau khi có đường kính sơ bộ, bước tiếp theo là xác định các lực tác dụng lên trục. Đối với trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng, các lực bao gồm lực vòng (Ft), lực hướng tâm (Fr) và lực dọc trục (Fa). Đối với trục lắp bánh đai, lực tác dụng là lực căng đai (Fd). Các lực này được phân tích thành các thành phần theo hai phương vuông góc (ví dụ, mặt phẳng xz và yz) để tiện cho việc tính toán sau này. Việc xác định chính xác giá trị và điểm đặt của các lực này là tiền đề cho việc dựng biểu đồ mô-men.
4.2. Tính toán thiết kế trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi
Quá trình tính toán thiết kế trục chi tiết dựa trên việc phân tích ứng suất. Sau khi xác định phản lực tại gối đỡ, biểu đồ mô-men uốn (Mx, My) được vẽ cho từng mặt phẳng. Mô-men uốn tổng hợp tại một tiết diện bất kỳ được tính bằng M = √(Mx² + My²). Mô-men tương đương, kết hợp cả ảnh hưởng của uốn và xoắn, được xác định theo M_tđ = √(M² + 0.75T²). Đường kính trục tại các tiết diện được tính toán lại dựa trên mô-men tương đương này. Quan trọng nhất là bước kiểm nghiệm độ bền mỏi. Do trục chịu ứng suất thay đổi khi quay, nó phải được kiểm tra theo điều kiện bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm (nơi có rãnh then, vai trục, hoặc lắp ghép có độ dôi). Hệ số an toàn bền mỏi tính toán (s) phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép ([s] ≈ 1.5 - 2.5) để đảm bảo trục không bị phá hủy do mỏi.
4.3. Hướng dẫn chọn ổ lăn và kiểm tra khả năng tải động
Việc chọn ổ lăn phụ thuộc vào đường kính ngõng trục và lực tác dụng lên ổ. Lực tác dụng bao gồm lực hướng tâm (tổng hợp từ các phản lực) và lực dọc trục. Dựa vào tỷ lệ giữa lực dọc trục và lực hướng tâm, ta có thể chọn loại ổ phù hợp. Ví dụ, nếu có cả lực dọc trục và hướng tâm đáng kể, ổ bi đỡ chặn là một lựa chọn tốt. Sau khi chọn được mã hiệu ổ lăn từ catalog với đường kính trong phù hợp, cần tiến hành kiểm nghiệm. Kiểm nghiệm quan trọng nhất là khả năng tải động. Tải trọng động quy ước (Q) được tính toán, có xét đến các hệ số X, Y. Tuổi thọ của ổ lăn (L) tính bằng triệu vòng quay được xác định. Khả năng tải động yêu cầu (Cd) được tính bằng Cd = Q * ³√L. Giá trị Cd này phải nhỏ hơn khả năng tải động C của ổ đã chọn trong catalog. Ngoài ra, cần kiểm tra khả năng tải tĩnh để phòng biến dạng dư khi ổ đứng yên chịu tải nặng.
V. Top Lưu Ý Về Kết Cấu Hộp Giảm Tốc và Bản Vẽ Kỹ Thuật
Hoàn thành các bước tính toán chỉ là một phần của đồ án chi tiết máy. Việc chuyển đổi các con số thành một sản phẩm cơ khí hoàn chỉnh đòi hỏi sự quan tâm đến thiết kế kết cấu và trình bày kỹ thuật. Phần này tập trung vào các khía cạnh thực tế của việc thiết kế hộp giảm tốc, bao gồm thiết kế vỏ hộp, các chi tiết phụ, vấn đề bôi trơn, và dung sai lắp ghép. Một thiết kế tốt không chỉ bền mà còn phải dễ chế tạo, lắp ráp, bảo dưỡng và có chi phí hợp lý. Vỏ hộp giảm tốc phải đủ cứng vững để không bị biến dạng dưới tác dụng của tải trọng, đồng thời phải đảm bảo các vị trí tương đối của trục, bánh răng. Các chi tiết như nắp ổ, que thăm dầu, nút thông hơi, bu lông cũng cần được thiết kế theo tiêu chuẩn. Cuối cùng, tất cả các tính toán và thiết kế phải được thể hiện rõ ràng qua bản thuyết minh đồ án chi tiết máy và bộ bản vẽ CAD hộp giảm tốc, là thước đo cuối cùng đánh giá chất lượng của đồ án.
5.1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy phụ trợ
Vỏ hộp giảm tốc thường được chế tạo bằng phương pháp đúc từ gang xám (ví dụ GX15-32) do khả năng chịu nén tốt và dễ đúc. Khi thiết kế hộp giảm tốc, chiều dày thân và nắp hộp (δ) được tính toán sơ bộ dựa vào khoảng cách trục (a), ví dụ δ = 0.03a + 3 (mm). Các gân tăng cứng được bố trí tại các vị trí chịu lực lớn như lỗ lắp ổ lăn để tăng độ cứng vững cho vỏ hộp. Ngoài ra, các chi tiết phụ không thể bỏ qua: bu lông nền để cố định hộp giảm tốc; bu lông ghép nắp và thân; que thăm dầu để kiểm tra mức dầu; nút thông hơi để cân bằng áp suất; và nút tháo dầu để thay dầu định kỳ. Thiết kế các chi tiết này phải tuân theo các kích thước tiêu chuẩn để đảm bảo tính lắp lẫn và tiện dụng.
5.2. Các tiêu chuẩn về dung sai lắp ghép và bôi trơn hệ thống
Dung sai lắp ghép quyết định đến tính chất làm việc của các mối ghép. Ví dụ, mối ghép giữa vòng trong ổ lăn và trục thường là lắp ghép có độ dôi (lắp trung gian) để tránh xoay tương đối, trong khi mối ghép giữa vòng ngoài ổ lăn và lỗ trên vỏ hộp thường là lắp có độ hở. Việc lựa chọn dung sai phù hợp là rất quan trọng và phải dựa trên tiêu chuẩn. Bôi trơn là yếu tố sống còn để giảm ma sát, mài mòn và tản nhiệt cho các chi tiết. Đối với hộp giảm tốc băng tải làm việc với vận tốc vòng không quá cao, phương pháp bôi trơn ngâm dầu là phổ biến. Bánh răng lớn nhất sẽ được ngâm trong dầu, và khi quay nó sẽ té dầu lên bôi trơn cho các bánh răng và ổ lăn khác. Mức dầu phải được kiểm soát hợp lý để đảm bảo bôi trơn đủ mà không gây tổn thất công suất lớn.
5.3. Yêu cầu cho bản vẽ CAD hộp giảm tốc và thuyết minh đồ án
Sản phẩm cuối cùng của một đồ án cơ khí là bộ hồ sơ kỹ thuật. Thuyết minh đồ án chi tiết máy phải trình bày đầy đủ, logic các bước tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm, kèm theo các bảng biểu và hình ảnh minh họa. Nó là tài liệu chứng minh cơ sở khoa học cho các quyết định thiết kế. Song song với đó, bộ bản vẽ kỹ thuật là ngôn ngữ của người kỹ sư. Một bộ bản vẽ CAD hộp giảm tốc tiêu chuẩn bao gồm: bản vẽ lắp chung của hộp giảm tốc, thể hiện vị trí tương đối và danh mục các chi tiết; và các bản vẽ chi tiết của các bộ phận cần gia công như trục, bánh răng, vỏ hộp. Các bản vẽ này phải tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn về trình bày, ghi kích thước, dung sai và yêu cầu kỹ thuật. Đây là tài liệu quan trọng nhất để chế tạo và lắp ráp sản phẩm.
