Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong xu thế tự động hóa công nghiệp và hiện đại hóa hệ thống logistics, kho hàng tự động đóng vai trò thiết yếu nhằm nâng cao năng suất xếp dỡ, tối ưu hóa không gian lưu trữ và giảm thiểu sức lao động của con người. Hệ thống kho hàng tự động yêu cầu các cơ cấu chấp hành phải vận hành chính xác, bền bỉ và liên tục dưới các chế độ tải trọng xác định. Đồ án môn học Thiết kế Cơ khí mã đề 2/H3 (Khoa Cơ khí – Cơ Điện tử, Trường Đại học Phenikaa) do sinh viên Trần Quang Huy thực hiện dưới sự hướng dẫn của PGS.TS Vũ Lê Huy tập trung giải quyết bài toán thiết kế trạm dẫn động cho cơ cấu nâng của kho hàng tự động.

Hệ thống kho hàng tổng thể gồm ba cụm chuyển động độc lập: cơ cấu nâng tịnh tiến dọc trục Z, xe con di chuyển tịnh tiến vào các dãy kho và hệ thống con lăn xếp dỡ kiện hàng. Mục tiêu kỹ thuật trung tâm của đồ án là tính toán và thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí cho cụm thang nâng, đảm bảo các yêu cầu về độ bền, độ tin cậy và hiệu quả kinh tế trong suốt vòng đời làm việc định trước.

Nhiệm vụ nghiên cứu được phân định qua các bước cụ thể:

  1. Phân tích nguyên lý làm việc và tính toán động học, động lực học của hệ thống nâng hạ để xác định công suất cản và công suất yêu cầu.
  2. Lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
  3. Tính toán, thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích con lăn).
  4. Thiết kế động học và độ bền bộ truyền trong hộp giảm tốc (cặp bánh răng côn răng thẳng).
  5. Tính toán thiết kế trục, then và kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục.
  6. Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh của các ổ lăn đỡ trục.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp, hệ thống bôi trơn, lựa chọn dung sai lắp ghép và lập dự toán giá thành chế tạo.

Phạm vi và thông số kỹ thuật ban đầu của đề tài được giới hạn như sau:

  • Thời hạn phục vụ của hệ thống: $l_h = 20.500$ giờ.
  • Chế độ làm việc: 3 ca/ngày, đặc tính tải trọng va đập nhẹ.
  • Khối lượng kiện hàng nâng: $G_h = 100$ kg.
  • Chiều cao nâng kho hàng: $H = 3.000$ mm.
  • Thông số hình học xe nâng: Chiều cao xe $h = 750$ mm; Chiều dài xe $L = 900$ mm; Vận tốc nâng $v_n = 48$ m/phút; Đường kính bánh răng dẫn động thanh răng $D = 190$ mm.
  • Thông số cụm xe di chuyển: Vận tốc di chuyển $v_h = 24$ m/phút; Chiều dài xe $L_1 = 750$ mm; Chiều dài phần đặt hàng $L_2 = 600$ mm; Vận tốc xếp dỡ $v_x = 10$ m/phút.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Nghiên cứu áp dụng các quy chuẩn tính toán thiết kế máy và hệ dẫn động cơ khí truyền thống, sử dụng hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam và các tiêu chuẩn quốc tế liên quan (như tiêu chuẩn ổ lăn GOST 333-71). Cơ sở lý thuyết tính toán dựa trên các nguyên lý cơ học lý thuyết, sức bền vật liệu, nguyên lý máy và giáo trình chi tiết máy.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp tĩnh học và động lực học giải tích: Mô hình hóa các trạng thái làm việc tĩnh và động của cơ cấu nâng (xét cả hai chiều chuyển động nâng lên và hạ xuống). Xác định phản lực tại các con lăn dẫn hướng tỳ vào ray, lực ma sát lăn ($f = 0,05$), và lực cản tổng hợp thông qua các hệ số tương quan khối lượng của xe nâng ($k_1 = 2,6$) và xe di chuyển ($k_2 = 1,5$) so với khối lượng kiện hàng.
  • Phương pháp tính độ bền tiếp xúc và độ bền uốn theo mỏi: Ứng dụng mô hình tính toán độ bền mỏi lâu dài của bề mặt răng và chân răng dựa trên số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở và tương đương ($N_{HO}, N_{FO}, N_{HE}, N_{FE}$).
  • Phương pháp tiêu chuẩn hóa: Tra cứu bảng biểu kỹ thuật tiêu chuẩn để lựa chọn công suất danh nghĩa động cơ điện, bước xích, kích thước then bằng, kích thước ổ đũa côn và kích thước kết cấu thân vỏ hộp giảm tốc.
  • Phương pháp phân tích kinh tế - kỹ thuật: Phân nhóm chi tiết gia công cơ khí (trục, bánh răng, vỏ hộp) và chi tiết thương mại (động cơ, ổ lăn, bulông, que thăm dầu, vòng phớt) nhằm dự toán giá thành sản phẩm hoàn chỉnh.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động

Hệ thống dẫn động được tổ chức theo chuỗi động học: Động cơ điện xoay chiều $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích con lăn ngoài $\rightarrow$ Trục công tác liên kết với bộ truyền bánh răng – thanh răng để nâng hạ giá mang hàng.

Phân phối động học và chọn động cơ

Cân bằng lực cho thấy lực cản chuyển động khi hạ là $F_{ch} = 2.371,11$ N, công suất cản khi hạ là $P_{lvha} = 3,793$ kW. Khi nâng tải, công suất yêu cầu tại trục công tác lớn hơn, đạt $P_{lv} = 4,203$ kW. Với hiệu suất chung của hệ thống $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x = 0,99 \cdot 0,99^3 \cdot 0,96 \cdot 0,92 = 0,8484$, công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định là $P_{yc} = 4,9541$ kW. Số vòng quay trục công tác đạt $n_{lv} = 80,415$ vòng/phút.

Động cơ điện được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc ký hiệu 4A132S6Y3 với các thông số: công suất định mức $P_{dc} = 5,5$ kW; tốc độ quay định mức $n_{dc} = 960$ vòng/phút; đường kính trục $d_{dc} = 38$ mm; hệ số công suất $\cos\varphi = 0,8$; hiệu suất động cơ $85%$; tỷ số mômen mở máy $T_k / T_{dn} = 2,0$; tỷ số mômen cực đại $T_{max} / T_{dn} = 2,2$. Tỷ số truyền chung $u_t = 11,938$ được phân phối thành: tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn $u_{br} = 4,0$ và tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 2,9845$.

Thông số Động cơ Trục I (Trục vào hộp) Trục II (Trục ra hộp) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_k = 1,0$ $u_{br} = 4,0$ $u_x = 2,9845$
Công suất ($P$, kW) 4,953 4,855 4,614 4,203
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 960 960 240 80,415
Mômen xoắn ($T$, N.mm) 49.272,03 48.297,14 183.598,75 499.143,82

Thiết kế bộ truyền ngoài (xích con lăn)

Bộ truyền xích đặt nằm nghiêng dưới $40^\circ$, chịu tải va đập nhẹ. Số răng đĩa xích nhỏ chọn $z_1 = 23$, đĩa xích lớn chọn $z_2 = 69$ (tỷ số truyền thực tế $u = 3,0$, sai lệch $0,5%$). Bước xích tiêu chuẩn $p = 19,05$ mm. Khoảng cách trục tính toán được điều chỉnh giảm bớt $3$ mm để tránh căng xích quá mức, xác định là $a = 765$ mm ứng với số mắt xích $x = 128$ và chiều dài xích $l = 2.432,568$ mm.

Vận tốc xích đạt $v = 1,7526$ m/s; lực vòng truyền động $F_t = 1.316,33$ N; lực căng do lực ly tâm $F_v = 10,75$ N; lực căng do trọng lượng bản thân $F_0 = 105,065$ N. Bộ truyền sử dụng xích có tải trọng phá hỏng $Q = 72$ kN, đạt hệ số an toàn thực tế $s = 42,467$, vượt xa hệ số an toàn cho phép $[s] = 8,2$. Ứng suất tiếp xúc mặt răng đĩa xích tính toán là $\sigma_H = 383,34$ MPa, thỏa mãn điều kiện nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 600$ MPa đối với vật liệu Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 210. Lực tác dụng lên trục gồm lực nhánh căng $F_1 = 1.432,15$ N và lực nhánh chùng $F_2 = 115,82$ N.

Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Bộ truyền bánh răng trong hộp sử dụng vật liệu nhóm I (độ cứng HB $\le 350$) nhằm đảm bảo khả năng chạy mòn và dễ gia công cơ khí chính xác sau nhiệt luyện. Cả hai bánh đều làm từ Thép 45 thường hóa: bánh nhỏ có độ cứng HB 210, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 600$ MPa, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 340$ MPa; bánh lớn có độ cứng HB 200, $\sigma_{b2} = 600$ MPa, $\sigma_{ch2} = 340$ MPa.

Thông số hình học và động học Ký hiệu Giá trị tính toán Đơn vị
Số răng bánh dẫn / bánh bị dẫn $z_1 / z_2$ 24 / 96 răng
Góc côn chia bánh nhỏ / bánh lớn $\delta_1 / \delta_2$ 14,036 / 75,964 độ
Hệ số dịch chỉnh $x_1 / x_2$ 0,38 / -0,38 -
Chiều dài côn ngoài $R_e$ 148,43 mm
Chiều rộng vành răng $b$ 38,0 mm
Môđun vòng ngoài $m_{te}$ 3,0 mm
Môđun vòng trung bình $m_{tm}$ 2,625 mm
Đường kính vòng chia ngoài bánh nhỏ / lớn $d_{e1} / d_{e2}$ 72,0 / 288,0 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài bánh nhỏ / lớn $d_{ae1} / d_{ae2}$ 80,032 / 288,90 mm
Chiều cao răng ngoài $h_e$ 6,6 mm
Ứng suất uốn tính toán bánh nhỏ / bánh lớn $\sigma_{F1} / \sigma_{F2}$ 64,858 / 66,684 MPa
Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ / lớn $[\sigma_{F1}] / [\sigma_{F2}]$ 216,0 / 205,0 MPa
Lực vòng ăn khớp $F_{t1} = F_{t2}$ 1.533,24 N
Lực hướng tâm bánh nhỏ / Lực dọc trục bánh lớn $F_{r1} = F_{a2}$ 541,48 N
Lực dọc trục bánh nhỏ / Lực hướng tâm bánh lớn $F_{a1} = F_{r2}$ 135,01 N

Các giá trị ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_{F1}, \sigma_{F2}$ đều thấp hơn nhiều so với giá trị giới hạn cho phép, đảm bảo bộ truyền làm việc an toàn trong $20.500$ giờ phục vụ.

Kết cấu trục, gối đỡ và vỏ hộp

Hệ thống trục được chế tạo từ Thép 45, chịu tải trọng uốn và xoắn đồng thời. Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn và bộ truyền xích được phân tích về các mặt phẳng đứng và ngang để dựng biểu đồ mômen, từ đó xác định đường kính tại các tiết diện lắp ghép và chọn kích thước then bằng.

Gối đỡ trục I và trục II sử dụng ổ đũa côn một dãy theo tiêu chuẩn GOST 333-71 (cỡ trung rộng cho trục I và cỡ nhẹ cho trục II) để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục phát sinh từ góc côn ăn khớp. Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng; vỏ hộp đúc có nắp quan sát, nút thông hơi, nút tháo dầu đáy hộp và que thăm dầu phục vụ vận hành, bảo dưỡng.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Giới thiệu

Chương này tổng quan về hệ thống dẫn động trạm kho hàng tự động, mô tả nguyên lý biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến dọc trục Z thông qua cơ cấu bánh răng – thanh răng và hệ thống ray dẫn hướng có con lăn tỳ. Tác giả xác lập toàn bộ các thông số kỹ thuật đầu vào, hệ thống ràng buộc thiết kế về khả năng làm việc, độ an toàn, yêu cầu tiêu chuẩn hóa công nghiệp, tác động môi trường và đạo đức nghề nghiệp kỹ sư.

Chương 2: Tính toán động học hệ dẫn động

Tập trung phân tích trạng thái cân bằng lực của giá nâng ở hai chiều làm việc: khi nâng kiện hàng $100$ kg và khi hạ giá nâng. Chương này giải bài toán phân bố phản lực tại các điểm tỳ ray ($N_1 = N_2 = 1.278,9$ N) và lực ma sát lăn ($F_{ms} = 63,945$ N), xác định công suất tính toán cực đại $P_{lv} = 4,203$ kW. Trên cơ sở đó, tác giả tính toán hiệu suất tổng $\eta = 0,8484$, chọn động cơ điện ba pha 4A132S6Y3 ($5,5$ kW, $960$ vòng/phút), phân chia tỷ số truyền $u_t = 11,938$ cho hộp giảm tốc ($u_{br} = 4$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2,9845$), lập bảng phân phối công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên tất cả các trục.

Chương 3: Tính thiết kế bộ truyền ngoài (xích)

Trình bày quy trình chọn loại xích con lăn một dãy nhằm tối ưu độ bền mỏi và giảm thiểu ma sát trượt. Tác giả tính chọn số răng $z_1 = 23$, $z_2 = 69$, bước xích $p = 19,05$ mm, khoảng cách trục thực tế $a = 765$ mm với số mắt xích $x = 128$. Toàn bộ các chỉ tiêu về hệ số an toàn tĩnh/mỏi ($s = 42,467 > [s] = 8,2$) và ứng suất tiếp xúc đĩa xích ($\sigma_H = 383,34$ MPa $< [\sigma_H] = 600$ MPa với vật liệu Thép 45 tôi cải thiện) đều được kiểm nghiệm đạt yêu cầu. Chương kết thúc bằng việc tính lực căng tác dụng lên trục dẫn động.

Chương 4: Thiết kế bộ truyền trong hộp bánh răng côn răng thẳng

Phân tích tính toán chi tiết cặp bánh răng nón răng thẳng với tỷ số truyền $u = 4$. Nội dung gồm việc lựa chọn vật liệu Thép 45 thường hóa (HB 210/HB 200), xác định ứng suất uốn và tiếp xúc cho phép theo tải trọng và thời gian phục vụ $20.500$ giờ, tính toán chiều dài côn ngoài $R_e = 148,43$ mm, môđun vòng ngoài $m_{te} = 3$ mm, môđun trung bình $m_{tm} = 2,625$ mm và hệ số dịch chỉnh góc $x_1 = 0,38$, $x_2 = -0,38$. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn chân răng chứng minh hệ thống hoàn toàn thỏa mãn tải trọng làm việc. Tác giả đồng thời chọn khớp nối trục vòng đàn hồi trên trục vào và kiểm nghiệm độ bền chốt đàn hồi.

Chương 5: Tính toán và thiết kế phần trục

Xác định sơ đồ chịu lực không gian trên hai trục của hộp giảm tốc. Từ các thành phần lực ăn khớp ($F_t, F_r, F_a$) và lực căng xích, tác giả tính toán phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn theo hai phương ngang/đứng và mômen xoắn. Từ đó, xác định đường kính ngõng trục, thân trục, chọn quy cách then bằng theo tiêu chuẩn, và tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi và độ bền tĩnh tại các tiết diện nguy hiểm.

Chương 6: Tính chọn ổ lăn

Đưa ra căn cứ lựa chọn cụm ổ đỡ cho trục I và trục II. Do đặc thù bộ truyền bánh răng côn phát sinh lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 135,01$ N, $F_{a2} = 541,48$ N), tác giả lựa chọn ổ đũa côn đỡ chặn theo tiêu chuẩn GOST 333-71. Chương này tính toán tải trọng quy ước, kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc của ổ theo khả năng tải động $C$ và kiểm tra khả năng tải tĩnh $C_0$, đảm bảo ổ không bị biến dạng dẻo hay tróc rỗ tế vi trong suốt chu kỳ $20.500$ giờ.

Chương 7: Tính kết cấu và giá thành hộp

Xác định kết cấu cơ khí chi tiết của vỏ hộp giảm tốc đúc, bao gồm chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, kích thước mặt bích, bulông nền và vị trí gối đỡ ổ. Đưa ra giải pháp bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng côn và mỡ bôi trơn cho ổ lăn, quy định kiểu lắp ghép dung sai cho các bề mặt tiếp xúc (trục - vòng trong ổ lăn, vỏ hộp - vòng ngoài ổ lăn, trục - mayơ bánh răng). Cuối chương là bảng dự toán chi phí bóc tách vật tư chế tạo và chi phí mua linh kiện chuẩn thương mại.

Chương 8: Kết luận và kiến nghị

Tổng kết toàn bộ các kết quả tính toán cơ học và thiết kế hình học đã đạt được so với yêu cầu đề bài môn học. Khẳng định tính đúng đắn của phương án dẫn động đã lựa chọn và nêu một số khuyến nghị kỹ thuật trong quy trình chế tạo, lắp ráp và kiểm tra chạy thử trạm dẫn động.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án hoàn thành trọn vẹn bộ hồ sơ tính toán thiết kế cơ khí cho hệ dẫn động nâng hạ kho hàng tự động với các kết quả cụ thể:

  • Xác lập được quy trình tính toán động lực học cân bằng lực chi tiết cho cơ cấu nâng ray dẫn hướng, chỉ ra công suất cản lớn nhất xuất hiện ở trạng thái nâng hàng ($P_{lv} = 4,203$ kW).
  • Thiết kế tối ưu hóa hệ thống dẫn động kết hợp: Động cơ điện 4A132S6Y3 ($5,5$ kW) liên kết qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng côn tỷ số truyền $u = 4$ và bộ truyền xích con lăn ngoài $u_x = 2,9845$, đạt tổng tỷ số truyền $11,938$.
  • Cung cấp toàn bộ thông số chế tạo hình học chi tiết của cặp bánh răng côn răng thẳng dịch chỉnh ($z_1 = 24, z_2 = 96, R_e = 148,43$ mm, bề rộng vành răng $b = 38$ mm) và đĩa xích con lăn ($z_1 = 23, z_2 = 69, p = 19,05$ mm), đảm bảo tiêu chuẩn hóa công nghiệp và độ bền mỏi trên $20.500$ giờ làm việc.
  • Hoàn thiện kết cấu hệ trục, gối đỡ ổ đũa côn chịu lực hỗn hợp và kích thước thân vỏ hộp giảm tốc kèm dung sai lắp ghép kỹ thuật.
  • Lập dự toán chi phí chi tiết, phân định rõ giá thành gia công cơ khí các chi tiết chế tạo đơn chiếc và giá thành mua sắm các cụm linh kiện tiêu chuẩn thương mại.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế chính của đồ án xuất phát từ phạm vi môn học Thiết kế Cơ khí:

  • Thiết kế mới tập trung vào phần cơ khí truyền động của cơ cấu nâng, chưa tích hợp sâu hệ thống điều khiển tự động (cảm biến hành trình, biến tần điều khiển vận tốc nâng/hạ, mạch PLC điều khiển vị trí).
  • Quá trình tính toán động lực học cơ cấu nâng chấp nhận giả thiết bỏ qua lực tỳ của con lăn phụ (con lăn C) vào thanh dẫn hướng dựa trên xu hướng tách ngàm của hệ thống.
  • Các kết quả kích thước, ứng suất và dự toán giá thành dừng lại ở mức độ tính toán lý thuyết và thiết kế trên bản vẽ (2D/3D), chưa trải qua quá trình gia công thực nghiệm và đo kiểm tải trọng thực tế trên mô hình vật lý.

Hướng phát triển tiếp theo được xác định là mở rộng bài toán sang tính toán cơ cấu tịnh tiến của xe con và dàn con lăn xếp hàng, đồng thời tích hợp hệ thống điều khiển vị trí vòng kín phục vụ tự động hóa đồng bộ trạm kho.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là tài liệu tham khảo trực tiếp cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ Điện tử, Kỹ thuật Cơ khí và Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế Cơ khí hoặc phần tính toán cơ cấu nâng của Đồ án tốt nghiệp.

Những phần có giá trị ứng dụng cao gồm:

  • Phương pháp phân tích lực và lập phương trình cân bằng công suất cho cơ cấu nâng hạ kiểu thanh dẫn hướng – ray tỳ con lăn trong thiết bị nâng chuyển.
  • Trình tự mẫu trong việc tính toán động học, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có dịch chỉnh và bộ truyền xích con lăn chịu tải trọng va đập.
  • Bảng dung sai lắp ghép và phương pháp lập dự toán giá thành kết hợp giữa chi tiết tự gia công và linh kiện thương mại trong chế tạo máy.

Câu hỏi thường gặp

Hệ thống nâng sử dụng loại động cơ điện nào và vì sao lựa chọn loại động cơ này?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc ký hiệu 4A132S6Y3, công suất định mức $5,5$ kW, tốc độ quay định mức $960$ vòng/phút. Động cơ này được chọn do đáp ứng công suất yêu cầu tính toán ($P_{yc} = 4,9541$ kW), có tốc độ quay đồng bộ ($1.000$ vòng/phút) phù hợp với tốc độ tính sơ bộ ($964,98$ vòng/phút), đồng thời đảm bảo khả năng quá tải khi khởi động ($T_k / T_{dn} = 2,0$).

Tại sao bộ truyền trong hộp giảm tốc lại sử dụng bánh răng côn răng thẳng?
Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng được sử dụng để đổi phương truyền mômen một góc $90^\circ$ từ trục nằm ngang của động cơ sang trục dẫn động cho cụm xích nâng, đồng thời thực hiện giảm tốc với tỷ số truyền $u = 4$. Việc chọn góc răng thẳng và vật liệu Thép 45 thường hóa (độ cứng HB $\le 350$) giúp đơn giản hóa quy trình gia công cắt răng chính xác sau nhiệt luyện và đảm bảo khả năng chạy mòn êm trong quá trình vận hành.

Bộ truyền xích con lăn ngoài hộp được kiểm nghiệm độ bền dựa trên những chỉ tiêu nào?
Bộ truyền xích bước $p = 19,05$ mm được kiểm nghiệm theo hai chỉ tiêu chính: kiểm nghiệm độ bền mỏi dựa trên tải trọng phá hỏng ($Q = 72$ kN), đạt hệ số an toàn thực tế $s = 42,467$ so với mức cho phép $[s] = 8,2$; và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của mặt răng đĩa xích với ứng suất tính toán $\sigma_H = 383,34$ MPa, thỏa mãn điều kiện nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 600$ MPa của Thép 45 tôi cải thiện.

Lực dọc trục trong hộp giảm tốc phát sinh từ đâu và được triệt tiêu bằng cơ cấu gối đỡ nào?
Lực dọc trục phát sinh từ góc nghiêng biên dạng côn của cặp bánh răng ăn khớp ($F_{a1} = 135,01$ N trên trục I và $F_{a2} = 541,48$ N trên trục II). Để tiếp nhận các lực dọc trục này kết hợp với lực hướng tâm, tác giả đã bố trí gối đỡ trục sử dụng các ổ đũa côn đỡ chặn một dãy (theo tiêu chuẩn GOST 333-71), giúp cố định vị trí trục và đảm bảo độ cứng vững cho sự ăn khớp của bánh răng côn.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế Cơ khí của sinh viên Trần Quang Huy đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế trạm dẫn động cơ cấu nâng hạ cho kho hàng tự động có tải trọng $100$ kg. Bằng việc phối hợp hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng ($u=4$) và bộ truyền xích con lăn ngoài ($u \approx 3$), hệ thống đảm bảo truyền công suất $4,203$ kW an toàn và chính xác trong thời hạn phục vụ $20.500$ giờ. Công trình cung cấp tài liệu kỹ thuật đầy đủ từ nguyên lý động học, tính toán cơ học chi tiết máy đến kết cấu bản vẽ và dự toán giá thành chế tạo.