Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng" là đồ án môn học Thiết kế máy do sinh viên Nguyễn Đức Tín (lớp 08CDT2, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Đình Sơn vào tháng 4 năm 2012.

Trong kỹ thuật cơ khí và cơ điện tử, thiết kế máy đóng vai trò là học phần tổng hợp kiến thức từ các môn học nền tảng như Cơ lý thuyết, Truyền động cơ khí, Sức bền vật liệu và Vẽ kỹ thuật. Về mặt thực tiễn, máy nâng hàng là thiết bị quan trọng dùng để bốc xếp, nâng chuyển vật tư, chi tiết máy và thành phẩm tại các nhà xưởng sản xuất, kho bãi logistics và công trình xây dựng dân dụng - công nghiệp. Cơ cấu nâng hạ cần bảo đảm độ an toàn tải trọng, độ bền làm việc liên tục và tính kinh tế trong chế tạo cơ khí.

Văn bản xác định các mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể:

  1. Phân tích yêu cầu kỹ thuật, điều kiện làm việc và nguyên lý hoạt động của máy nâng tải trọng 2 tấn.
  2. So sánh và lựa chọn phương án thiết kế động học tổng thể, lập sơ đồ động học hệ thống dẫn động cơ cấu nâng.
  3. Thiết kế, tính toán chi tiết các bộ phận chính trong hệ dẫn động bao gồm động cơ điện, bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc, trục truyền động, tang quấn cáp, cáp nâng, phanh và các khớp nối.
  4. Lập hồ sơ bản vẽ kỹ thuật: bản vẽ sơ đồ động học của máy trên khổ giấy A1 (hoặc A2) và bản vẽ kết cấu hộp giảm tốc trên khổ giấy A0.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là hệ thống dẫn động cơ cấu nâng hạ dùng tời cáp của máy nâng hàng. Phạm vi nghiên cứu được giới hạn qua các thông số kỹ thuật đầu vào:

  • Tải trọng nâng danh nghĩa: $Q_0 = 2\text{ tấn}$ ($20000\text{ N}$, trong một số bước tính toán kiểm nghiệm tải động lực học lấy $25000\text{ N}$).
  • Chiều cao nâng hàng danh nghĩa: $H = 12\text{ m}$.
  • Vận tốc nâng tải: $v_n = 12,5\text{ m/phút}$.
  • Chế độ làm việc: thời gian phục vụ thiết kế $A = 10\text{ năm}$, hệ số sử dụng ngày $K_n = 0,67$, tương đương tổng thời gian hoạt động tính toán là 29.346 giờ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng các cơ sở lý thuyết, quy chuẩn và công thức tính toán thiết kế máy kinh điển trong ngành cơ khí:

  • Tiêu chuẩn cơ sở: Dẫn xuất từ tài liệu hướng dẫn thiết kế cơ khí và chi tiết máy (ký hiệu viện dẫn nguồn [1]), các bảng thông số kỹ thuật tiêu chuẩn về ổ lăn, dung sai lắp ghép và vật liệu kim loại.
  • Tiêu chuẩn vật liệu và chi tiết tiêu chuẩn: Thép 45 tôi cải thiện dùng cho trục và bánh răng; Gang xám GX 15-32 dùng đúc tang quấn cáp; Cáp thép tiêu chuẩn OCT 2688–69 quy cách K - P $6 \times 19 = 114$; Khớp nối vòng đàn hồi và khớp nối xích con lăn theo tiêu chuẩn chế tạo máy.

Phương pháp nghiên cứu thực hiện qua các bước kỹ thuật:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp và so sánh phương án: Đánh giá định tính ưu - nhược điểm của các loại động cơ điện (xoay chiều và một chiều), các loại hộp giảm tốc (trục vít - bánh vít, bánh răng nón, bánh răng trụ theo sơ đồ khai triển, đồng trục, phân đôi), các kết cấu tang (tang đơn, tang kép) và dạng cáp tải (bện xuôi, bện chéo).
  • Phương pháp giải tích động lực học và độ bền chi tiết máy: Xác định công suất cản tĩnh, chọn động cơ theo điều kiện phát nóng và quá tải; phân phối tỷ số truyền; tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$ theo chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$); tính toán hình học bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng không dịch chỉnh ($x = 0$); kiểm nghiệm quá tải; phân tích phản lực liên kết trên trục theo phương ngang và đứng, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn và tính đường kính trục theo mômen tương đương ($M_{tđ}$).
  • Nguồn dữ liệu: Số liệu ban đầu từ đề cương đồ án kết hợp cùng hệ số thực nghiệm trong các bảng tra sổ tay thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động máy nâng hàng được triển khai theo cấu trúc cơ điện khép kín:

  • Động cơ điện xoay chiều 3 pha truyền mômen qua khớp nối trục vòng đàn hồi đến trục I của hộp giảm tốc.
  • Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển biến đổi mômen và tốc độ quay qua cấp nhanh và cấp chậm, truyền mômen ra trục III.
  • Khớp nối xích con lăn liên kết trục III của hộp giảm tốc với trục của tang kép.
  • Tang kép dẫn động hai nhánh cáp thép luồn qua hệ thống palăng ròng rọc (bội suất $a = 2$) để nâng hạ hàng hóa theo phương thẳng đứng.
  • Cơ cấu an toàn sử dụng phanh ép má điện từ thường đóng, đấu chung nguồn điện với động cơ để tự động đóng hãm khi ngắt điện.

Bảng tổng hợp đặc tính kỹ thuật chính của hệ thống thiết kế:

Hạng mục cụm thiết bị Thông số kỹ thuật / Quy cách thiết kế Giá trị / Tiêu chuẩn áp dụng
Động cơ điện Ký hiệu động cơ xoay chiều 3 pha 4A132S6Y3 (4A1326Y3)
Công suất định mức $5,5\text{ kW}$
Tốc độ quay danh nghĩa $960\text{ vòng/phút}$
Hệ số quá tải ($T_k / T_{dn}$) 2,2
Tỷ số truyền hệ thống Tốc độ quay của tang $30,7\text{ vòng/phút}$
Tỉ số truyền chung ($u_0$) 31,1 (tính toán ban đầu: 31,26)
Cấp nhanh ($u_1$) / Cấp chậm ($u_2$) 6,7 / 4,64
Tang quấn cáp Kiểu tang / Vật liệu chế tạo Tang kép / Gang xám GX 15-32
Đường kính tang danh nghĩa ($D_t$) $250\text{ mm}$
Chiều dày thành tang ($\delta$) $20\text{ mm}$ ($\delta = 0,08 D_t$)
Số vòng cáp làm việc / dự trữ 29,6 vòng / 2 vòng
Dây cáp nâng Tiêu chuẩn / Kiểu bện cáp OCT 2688–69 / Cáp bện xuôi
Quy cách cáp thép K - P $6 \times 19 = 114$
Giới hạn bền sợi thép ($\sigma_b$) $1600\text{ N/mm}^2$
Hệ số an toàn cho phép ($K$) 5
Khớp nối truyền động Khớp nối trục động cơ - hộp giảm tốc Khớp nối trục vòng đàn hồi ($M = 240\text{ N.m}$)
Khớp nối trục hộp giảm tốc - tang Khớp nối xích con lăn ($M_{dn} = 3000\text{ N.m}$)

Nội dung chính theo từng chương

Phần một: Nhiệm vụ thiết kế

Văn bản đưa ra các thông số đầu vào gồm tải trọng nâng 2 tấn, chiều cao nâng 12 m và vận tốc nâng 12,5 m/phút. Nội dung thuyết minh gồm 3 phần chính: phân tích yêu cầu kỹ thuật - điều kiện làm việc của máy; chọn phương án thiết kế - lập sơ đồ động học; thiết kế các bộ phận chính. Sản phẩm đồ án yêu cầu hoàn thiện bản vẽ sơ đồ động học A1 (hoặc A2) và bản vẽ kết cấu hộp giảm tốc khổ A0.

Phần hai: Phân tích chọn phương án

Tác giả phân loại máy nâng theo nguồn dẫn động (động cơ điện và thủy lực) và theo cơ cấu truyền động (truyền động đai, truyền động xích). Về động cơ, văn bản so sánh giữa động cơ xoay chiều và động cơ một chiều; động cơ xoay chiều được lựa chọn nhờ độ bền cao, tính kinh tế và mức độ thông dụng, dù dải điều chỉnh tốc độ hẹp hơn.

Về hộp giảm tốc, tác giả phân tích ba chủng loại:

  • Bánh răng trụ: dùng cho các trục song song, thông dụng nhất là loại hai cấp. Sơ đồ khai triển được chọn do kết cấu đơn giản, tiết kiệm vật liệu chế tạo so với sơ đồ phân đôi và đồng trục.
  • Bánh răng nón: dùng cho các trục giao nhau nhưng quy trình chế tạo răng phức tạp.
  • Bánh vít - trục vít: truyền mômen giữa các trục chéo nhau, tỷ số truyền lớn nhưng chế tạo ren phức tạp và hiệu suất thấp.

Về các bộ phận khác:

  • Tang: Tang kép được chọn thay vì tang đơn vì tang kép giúp dây cáp cuộn một lớp không bị lắc tải, tải trọng nâng hạ chuẩn xác theo phương thẳng đứng.
  • Cáp: Chọn cáp bện xuôi vì có độ bền mỏi cao hơn cáp bện chéo trong cơ cấu nâng có một đầu cáp cố định chống tở xoắn.
  • Khớp nối và phanh: Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi cho trục vào hộp giảm tốc (khả năng giảm chấn khi quay nhanh) và khớp nối xích con lăn cho trục ra (chịu mômen xoắn lớn, kinh tế). Phanh sử dụng loại má phanh điện từ thường đóng.

Tác giả so sánh 3 phương án sơ đồ động học và quyết định chọn Phương án I (Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển kết hợp khớp nối đàn hồi và khớp xích) vì đáp ứng tính kinh tế, quy trình công nghệ chế tạo răng thẳng thuận tiện, lắp ráp và bảo dưỡng dễ dàng.

Phần ba: Chọn tang, khớp nối, động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Chương này thực hiện toàn bộ các phép tính động lực học ban đầu:

  • Cáp nâng và tang: Lực kéo đứt yêu cầu của cáp $S_đ = 34721\text{ N}$ với hệ số an toàn $K = 5$. Cáp chọn loại OCT 2688–69 có $\sigma_b = 1600\text{ N/mm}^2$. Tang có đường kính $D_t = 250\text{ mm}$, chiều dài tổng thể tính theo công thức $L' = L'_0 + 2L_1 + 2L_2 + L_3$, số vòng cáp quấn trên một nhánh là 29,6 vòng. Tang làm bằng gang xám GX 15-32 thỏa mãn điều kiện bền chịu nén.
  • Khớp nối: Khớp nối vòng đàn hồi thỏa mãn điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d] = 2\dots4\text{ MPa}$ và bền uốn của chốt $\sigma_u = 18\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 60\dots75\text{ MPa}$. Khớp nối xích con lăn được kiểm tra tải trọng phá hỏng và lực vòng, đạt hệ số an toàn $S \ge [S]$.
  • Động cơ điện và phân phối tỷ số truyền: Công suất tĩnh khi nâng vật kết hợp hiệu suất khớp nối ($\eta = 0,99$), hiệu suất cấp nhanh ($\eta = 0,96$) và cấp chậm ($\eta = 0,98$) cho công suất cần thiết trên trục động cơ $N_{ct} = 4,776\text{ kW}$. Động cơ được chọn là 4A132S6Y3 ($5,5\text{ kW}$, $n = 960\text{ vòng/phút}$). Tỷ số truyền chung $u_0 = 31,1$ được phân bổ cho cấp nhanh ($u_1 = 6,7$) và cấp chậm ($u_2 = 4,64$).

Bảng phân phối động học và mômen trên các trục:

Thông số động học Trục I (Trục vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Trục ra)
Số vòng quay ($n$, vòng/phút) 960 143,88 30,7
Tỉ số truyền cấp ($u$) 6,7 (tính toán sơ bộ: 6,42) 4,64 —
Công suất trên trục ($kW$) 5,09 4,89 4,69
Mômen xoắn ($T$, $N.mm$) 48.645 309.935 1.366.936

Phần bốn: Tính toán truyền động bánh răng

Tác giả tính toán chi tiết hai cặp bánh răng trụ răng thẳng:

  • Vật liệu: Cả hai cấp đều sử dụng Thép 45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ rắn $\text{HB}1 = 245$, giới hạn bền $\sigma{b1} = 750\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$. Bánh lớn có độ rắn $\text{HB}2 = 230$, $\sigma{b2} = 730\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 430\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền cấp nhanh:
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481,81\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 201,6\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 189,1\text{ MPa}$.
    • Khoảng cách trục tính toán $a_w = 196,5\text{ mm}$, mô đun pháp $m = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_1 = 17$, $Z_2 = 114$, góc ăn khớp $\alpha_w = 20^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$.
    • Chiều rộng vành răng $b_w = 45\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_1 = 51\text{ mm}$, $d_2 = 342\text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 381\text{ MPa} < [\sigma_H]$; kiểm nghiệm uốn và kiểm nghiệm quá tải ($K_{qt} = 2,2$) đều nằm trong phạm vi cho phép.
  • Bộ truyền cấp chậm:
    • Khoảng cách trục tính toán $a_w = 271,5\text{ mm}$, mô đun $m = 3\text{ mm}$.
    • Số răng: $Z_3 = 32$, $Z_4 = 149$, góc ăn khớp $\alpha_w = 20^\circ$, hệ số dịch chỉnh $x = 0$.
    • Chiều rộng vành răng $b_w = 71\text{ mm}$, đường kính vòng chia $d_3 = 96\text{ mm}$, $d_4 = 447\text{ mm}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 439\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495,45\text{ MPa}$; kiểm nghiệm uốn và quá tải đạt yêu cầu độ bền.

Phần năm: Tính trục và tang

Tác giả thiết kế trục và ổ lăn:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện có $\text{HB} = 241\dots285$, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 880\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 20\text{ MPa}$.
  • Xác định đường kính sơ bộ và ổ lăn: Trục I có $d_1 = 25\text{ mm}$ (ổ lăn rộng $b_{01} = 17\text{ mm}$); Trục II có $d_2 = 45\text{ mm}$ ($b_{02} = 25\text{ mm}$); Trục III có $d_3 = 75\text{ mm}$ ($b_{03} = 37\text{ mm}$).
  • Xác định khoảng cách định vị chi tiết quay: Khoảng cách mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong vỏ hộp $k_1 = 10\text{ mm}$, từ cạnh ổ đến thành trong $k_2 = 10\text{ mm}$, từ chi tiết quay đến nắp ổ $k_3 = 15\text{ mm}$, chiều cao nắp ổ $h_n = 20\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và biểu đồ mômen:
    • Trục I: Lực vòng ăn khớp $F_{t1}$, lực hướng tâm $F_{r1}$. Giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học thu được các phản lực liên kết: $F_{yB} = 198\text{ N}, F_{yD} = 496\text{ N}, F_{xB} = 346\text{ N}, F_{xD} = 1423\text{ N}$. Mômen uốn cực đại $M_x = 33604\text{ N.mm}$, $M_y = 96408\text{ N.mm}$, mômen xoắn $T = 48645\text{ N.mm}$. Đường kính tính toán tại tiết diện B lắp ổ lăn $d_B \ge 19,7\text{ mm}$, tại tiết diện C lắp bánh răng $d_C \ge 27\text{ mm}$.
    • Trục II: Chịu tác động đồng thời của hai cặp lực ăn khớp từ cấp nhanh ($F_{t11}, F_{r11}$) và cấp chậm ($F_{t2}, F_{r2}$). Giải hệ cân bằng xác định các phản lực: $F_{yB} = 317\text{ N}, F_{yD} = 1330\text{ N}, F_{xB} = 4705\text{ N}, F_{xD} = 3664\text{ N}$. Biểu đồ mômen xác định mômen uốn tổng hợp lớn nhất để kiểm tra đường kính ngỗng trục trung gian.

Kết quả và đóng góp

Văn bản ghi nhận các kết quả kỹ thuật cụ thể:

  • Xác lập được bộ thông số thiết kế hoàn chỉnh cho hệ thống tời nâng 2 tấn, bảo đảm khả năng nâng hạ an toàn với vận tốc $12,5\text{ m/phút}$ và chiều cao nâng $12\text{ m}$.
  • Lựa chọn động cơ điện 4A132S6Y3 công suất định mức $5,5\text{ kW}$ đáp ứng đủ công suất làm việc tĩnh ($4,776\text{ kW}$) và khả năng chịu tải đỉnh lúc mở máy với hệ số quá tải 2,2.
  • Hoàn thành tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền quá tải của hai cặp bánh răng trụ răng thẳng hộp giảm tốc hai cấp khai triển với khoảng cách trục $a_{w1} = 196,5\text{ mm}$ và $a_{w2} = 271,5\text{ mm}$.
  • Xác định kết cấu tang quấn cáp bằng gang xám GX 15-32 đường kính $250\text{ mm}$ cuộn cáp kép OCT 2688–69 bảo đảm an toàn chống vặn xoắn.
  • Xác định biểu đồ nội lực và kích thước tiết diện nguy hiểm trên các trục I và II, bảo đảm độ cứng vững và độ bền mỏi.

Đóng góp của đồ án:

  • Tác giả tự nêu việc hoàn thiện đồ án giúp sinh viên nắm vững phương pháp tính toán chi tiết máy theo các chỉ tiêu khả năng làm việc (độ bền mỏi tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chịu quá tải).
  • Chuẩn hóa quy trình lựa chọn kết cấu vỏ máy, tra cứu dung sai lắp ghép, chọn cấp chính xác chế tạo cơ khí và phương pháp thể hiện bản vẽ kỹ thuật theo đúng tiêu chuẩn công nghiệp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản đồ án nêu rõ hạn chế: kiến thức về thiết kế máy của sinh viên còn hạn chế nên nội dung và cách trình bày đồ án không tránh khỏi thiếu sót; cần thêm sự chỉ dẫn của giảng viên bộ môn để hoàn thiện.

Dựa trên nội dung kỹ thuật thể hiện trong văn bản, đồ án có các giới hạn nghiên cứu:

  • Tính toán nhiệt truyền động: Văn bản chưa trình bày nội dung tính toán cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục.
  • Kết cấu vỏ hộp và bôi trơn: Chưa ghi nhận các tính toán định lượng về dung tích dầu bôi trơn, phương pháp bôi trơn ngâm dầu hay vung té, cũng như chiều dày các phần tử gân tăng cứng của vỏ hộp.
  • Kiểm nghiệm trục III: Tài liệu trích xuất mới dừng lại ở việc lập phương trình cân bằng và tính toán chi tiết cho Trục I và Trục II, chưa thể hiện đầy đủ bảng tính nội lực của Trục III mang tang quấn cáp.

Hướng phát triển tiếp nối:

  • Bổ sung tính toán kiểm nghiệm then, then hoa và tuổi thọ danh định của các ổ lăn trên các trục theo hệ số khả năng làm việc động ($C$).
  • Hoàn thiện tính toán nhiệt độ dầu và thiết kế chi tiết kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc trên bản vẽ kỹ thuật A0.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu học tập hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy, Cơ sở hạ tầng hoặc Thiết bị nâng chuyển đang thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Thiết kế máy hoặc đồ án tốt nghiệp chuyên ngành tời nâng - cầu trục.
  • Kỹ sư cơ khí mới vào nghề cần tài liệu mẫu về trình tự tính toán động học và động lực học một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh từ động cơ đến cơ cấu chấp hành.

Các phần có giá trị tham khảo nổi bật trong văn bản:

  • Bảng tính phân phối tỷ số truyền và tính toán lực ăn khớp trên các trục hộp giảm tốc hai cấp khai triển.
  • Trình tự kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn mỏi cơ sở.
  • Phương pháp lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực liên kết trên trục truyền trong không gian hai mặt phẳng thẳng đứng và nằm ngang.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lại lựa chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển thay vì sơ đồ phân đôi hay đồng trục?
Sơ đồ khai triển có cấu tạo cơ khí đơn giản nhất, dễ gia công, lắp ráp và bảo dưỡng, đồng thời tiết kiệm vật liệu chế tạo hơn so với sơ đồ phân đôi và đồng trục, phù hợp với năng lực công nghệ và tính kinh tế của cơ cấu nâng hàng nhà xưởng.

2. Động cơ điện được chọn cho hệ thống nâng là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ được chọn là loại động cơ xoay chiều 3 pha số hiệu 4A132S6Y3 (trong văn bản viết 4A1326Y3), công suất định mức $5,5\text{ kW}$, vận tốc quay danh nghĩa $960\text{ vòng/phút}$, hệ số quá tải $T_k / T_{dn} = 2,2$.

3. Bội suất palăng và đường kính tang được chọn trong đồ án là bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng bộ truyền palăng có bội suất $a = 2$, số nhánh dây quấn lên tang là $m = 2$. Tang cuốn cáp là tang kép có đường kính danh nghĩa $D_t = 250\text{ mm}$, bề dày thành tang bằng gang xám GX 15-32 là $\delta = 20\text{ mm}$.

4. Cặp bánh răng cấp nhanh của hộp giảm tốc có những thông số hình học then chốt nào?
Cặp bánh răng cấp nhanh có khoảng cách trục $a_w = 196,5\text{ mm}$, mô đun $m = 3\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 17$, số răng bánh lớn $Z_2 = 114$, chiều rộng vành răng $b_w = 45\text{ mm}$, không dịch chỉnh ($x = 0$) và góc ăn khớp chuẩn $\alpha_w = 20^\circ$.

5. Vật liệu sử dụng để chế tạo các trục và cặp bánh răng trong hệ thống là gì?
Cả các trục truyền động và cặp bánh răng trong hộp giảm tốc đều sử dụng vật liệu là Thép 45 tôi cải thiện (độ rắn bánh răng nhỏ đạt $\text{HB}_1 = 245$, bánh lớn đạt $\text{HB}_2 = 230$, trục có giới hạn bền $\sigma_b = 850\text{ MPa}$).

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng" của tác giả Nguyễn Đức Tín đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế cơ khí cho cơ cấu nâng hàng tải trọng 2 tấn theo đúng quy chuẩn kỹ thuật. Bản thuyết minh cung cấp chuỗi tính toán từ việc phân tích lựa chọn phương án sơ đồ động học, tính chọn động cơ, tang cáp, khớp nối đến kiểm nghiệm độ bền bộ truyền bánh răng và trục truyền động. Công trình là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và thực tiễn cao cho sinh viên ngành Cơ khí và Cơ điện tử khi thực hiện các đồ án thiết kế hệ dẫn động máy nâng chuyển.