Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật

Đồ án chuyên ngành thuộc bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, thực hiện bởi sinh viên Lê Nhật Anh (MSSV: 1811416), dưới sự hướng dẫn của giảng viên Thân Trọng Khánh Đạt (hoàn thành tháng 12 năm 2021). Đề tài mang mã số Đề số 2, Phương án 11: "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải".

Trong kỹ thuật cơ khí và công nghiệp sản xuất, hệ thống dẫn động xích tải đóng vai trò truyền chuyển động và mômen xoắn từ nguồn động lực (động cơ điện) đến cơ cấu chấp hành (băng xích tải) nhằm vận chuyển vật liệu hoặc sản phẩm liên tục. Nhiệm vụ của đồ án là tính toán động học, động lực học, kết cấu cơ khí chi tiết cho toàn bộ trạm dẫn động, bao gồm 5 bộ phận thành phần:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;
  2. Bộ truyền đai thang ngoài;
  3. Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng nghiêng theo sơ đồ khai triển;
  4. Khớp nối trục đàn hồi;
  5. Cơ cấu xích tải công tác.

Đặc tính làm việc của hệ thống: quay một chiều, làm việc với tải trọng va đập nhẹ, chế độ 2 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ. Hệ thống vận hành theo chu kỳ tải thay đổi gồm 3 giai đoạn:

  • Giai đoạn 1: $t_1 = 40\text{ giây}$, mômen $T_1 = T$;
  • Giai đoạn 2: $t_2 = 35\text{ giây}$, mômen $T_2 = 0,7T$;
  • Giai đoạn 3: $t_3 = 28\text{ giây}$, mômen $T_3 = 0,3T$.

Phạm vi tính toán và thông số đầu vào xác định theo phương án 11:

  • Lực vòng kéo xích tải: $F = 5000\text{ N}$;
  • Vận tốc di chuyển của xích tải: $v = 1,3\text{ m/s}$;
  • Số răng của đĩa xích dẫn: $z = 11\text{ răng}$;
  • Bước xích tải: $p = 110\text{ mm}$;
  • Thời gian phục vụ thiết kế: $L = 6\text{ năm}$, định mức $K = 250\text{ ngày/năm}$ (tương đương tổng thời gian vận hành $t_{lv} = 24000\text{ giờ}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chi tiết máy và sức bền vật liệu tiêu chuẩn trong ngành cơ khí chế tạo máy Việt Nam (chủ yếu dựa trên giáo trình Thiết kế chi tiết máy của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và Nguyễn Trọng Hiệp):

  • Khung lý thuyết động học và động lực học máy: Xác định công suất tương đương theo biểu đồ phụ tải biến thiên, tính toán phân phối tỷ số truyền tối ưu cho hệ thống dẫn động nhiều cấp.
  • Lý thuyết truyền động ma sát: Thiết kế bộ truyền đai thang theo chỉ tiêu độ bền mỏi và khả năng kéo, xác định ứng suất uốn cực đại, góc ôm và hiện tượng trượt đàn hồi.
  • Lý thuyết truyền động ăn khớp: Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn tiếp xúc mỏi mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) nhằm chống tróc rỗ bề mặt, và tiêu chuẩn ứng suất uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) nhằm chống gãy răng.
  • Lý thuyết trục và mối ghép: Tính toán trục dựa trên điều kiện mômen tương đương kết hợp uốn - xoắn; kiểm nghiệm độ bền mỏi dao động theo hệ số an toàn $s$; kiểm nghiệm mối ghép then bằng đầu tròn (tiêu chuẩn TC 2261-77) theo điều kiện bền dập và bền cắt.
  • Lý thuyết tiếp xúc ổ lăn: Lựa chọn ổ bi đỡ chặn dựa trên khả năng tải động $C_d$ ứng với tuổi thọ triệu vòng quay và kiểm nghiệm độ bền tĩnh chống biến dạng dẻo $Q_0 \le C_0$.
  • Công cụ hỗ trợ: Sử dụng phần mềm AutoCAD để xây dựng bản vẽ kết cấu chi tiết và lắp ráp hộp giảm tốc.

Nội dung kỹ thuật chi tiết theo từng chương

Chương 1: Chọn động cơ điện phân phối tỷ số truyền

Tác giả xác định hiệu suất chung của hệ thống dựa trên hiệu suất thành phần: bộ truyền bánh răng trụ $\eta_{br1} = \eta_{br2} = 0,96$; khớp nối đàn hồi $\eta_{kn} = 0,99$; mỗi cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$; bộ truyền đai thang $\eta_d = 0,95$. Hiệu suất truyền động tổng cộng đạt $\eta = 0,83$.

Công suất trên trục xích tải: $$P_t = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{5000 \cdot 1,3}{1000} = 6,5\text{ kW}$$

Công suất tương đương chịu tải biến thiên theo thời gian: $$P = P_t \sqrt{\frac{T_1^2 t_1 + T_2^2 t_2 + T_3^2 t_3}{t_1 + t_2 + t_3}} = 4,95\text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P}{\eta} = \frac{4,95}{0,83} = 5,96\text{ kW}$$

Số vòng quay trên trục máy công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1,3}{11 \cdot 110} = 64,5\text{ vòng/phút}$$

Với tỷ số truyền sơ bộ chung $u_{ch} \approx 22$, số vòng quay đồng bộ sơ bộ khoảng $1419\text{ vòng/phút}$, tác giả chọn động cơ điện 3 pha có $P_{dc} = 7,728\text{ kW}$ và tốc độ quay danh định $n_{dc} = 1455\text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống là $u_{ch} = 22,558$. Phân phối tỷ số truyền: bộ truyền đai $u_d = 2,2$; hộp giảm tốc hai cấp khai triển có $u_{hgt} = 10,25$, trong đó cấp nhanh $u_1 = 3,84$ và cấp chậm $u_2 = 2,67$.

Bảng đặc tính động học và động lực học trên các trục:

Thông số Trục Động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT) Trục Công tác
Tỉ số truyền $u$ 2,2 3,84 2,67 1,0 1,0
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) 1455 661,364 172,23 64,5 64,5
Công suất $P$ (kW) 7,728 7,342 6,987 6,632 6,500
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 50723,3 106017,4 386923,9 981856,0 962403,1

Chương 2: Thiết kế các bộ truyền ngoài

Tác giả chọn bộ truyền đai thang thường tiết diện loại B. Đường kính bánh đai nhỏ được chọn sơ bộ $d_1 = 180\text{ mm}$, sau đó tính lại chính xác $d_1 = 185,5\text{ mm}$; bánh đai lớn lấy theo tiêu chuẩn $d_2 = 400\text{ mm}$ (với hệ số trượt tương đối $\xi = 0,02$). Vận tốc đai đạt $v_d = 14,134\text{ m/s}$, nằm trong giới hạn cho phép ($v_{max} = 30 \div 35\text{ m/s}$).

Khoảng cách trục chọn sơ bộ $a = 480\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn tính toán là $L = 1900\text{ mm}$. Tần số chạy đai qua bánh trong một giây là $i = 7,44\text{ s}^{-1} \le [i]_{max} = 10\text{ s}^{-1}$. Khoảng cách trục sau khi tính lại theo chiều dài đai chuẩn là $a = 478,1\text{ mm}$. Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 154,43^\circ \ge 150^\circ$, đảm bảo khả năng bám dính.

Với công suất cho phép $[P_0] = 4,397\text{ kW}$ cùng các hệ số hiệu chỉnh góc ôm $C_\alpha = 0,936$, hệ số chiều dài $C_l = 0,86$, hệ số tỷ số truyền $C_u = 1,13$, số đai tính toán là $z = 2,68$, tác giả quy chuẩn lấy số lượng đai $z = 3$. Chiều rộng vành bánh đai là $B = 63\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh nhỏ $d_{a1} = 193,93\text{ mm}$, đường kính đỉnh bánh lớn $d_{a2} = 408,4\text{ mm}$. Lực căng ban đầu trên một sợi đai là $F_0 = 225,409\text{ N}$ và tổng lực tác dụng lên trục I là $F_r = 1318,923\text{ N}$.

Chương III: Thiết kế bộ truyền kín

Hộp giảm tốc hai cấp sử dụng vật liệu bánh răng cho cả hai cấp là thép C40 (Thép 45) tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt: bánh nhỏ đạt 260 HB, bánh lớn đạt 250 HB. Cả hai bộ truyền đều dùng răng nghiêng với góc ăn khớp danh nghĩa $20^\circ$, chế tạo theo cấp chính xác 9.

  1. Bộ truyền cấp chậm: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 200\text{ mm}$, môđun pháp $m = 3\text{ mm}$. Số răng bánh dẫn $z_1 = 35$, bánh bị dẫn $z_2 = 94$ (tổng số răng $z_t = 129$), góc nghiêng răng $\beta = 14,65^\circ$. Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 109\text{ mm}$, $d_{w2} = 291\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 80\text{ mm}$. Lực ăn khớp: lực vòng $F_{t1} = 7099,52\text{ N}$, lực hướng tâm $F_{r1} = 2670,85\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 1855,8\text{ N}$. Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 378,93\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 440,82\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_F = 130,9\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 266,14\text{ MPa}$.

  2. Bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$. Số răng $z_1 = 21$, $z_2 = 81$ ($z_t = 102$), góc nghiêng răng $\beta = 17,66^\circ$. Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 66\text{ mm}$, $d_{w2} = 255\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 64\text{ mm}$. Lực ăn khớp: $F_{t1} = 3212,65\text{ N}$, $F_{r1} = 1227,14\text{ N}$, $F_{a1} = 1022,82\text{ N}$. Kiểm nghiệm bền tiếp xúc đạt $\sigma_H = 363,701\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 480,19\text{ MPa}$; ứng suất uốn đạt $\sigma_F = 68,958\text{ MPa} \le [\sigma_F] = 266,14\text{ MPa}$.

  3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Hệ thống dẫn động sử dụng phương pháp ngâm dầu bôi trơn. Tác giả kiểm tra mức dầu tính từ tâm trục phải cách tâm lớn hơn $2R/3$ của bánh răng lớn nhất và mức dầu tối thiểu phải cao hơn đỉnh dưới của bánh lớn là $10\text{ mm}$. Giá trị tính toán cho thấy mức ngập đạt $120,5\text{ mm} > 99\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Chương IV: Tính toán thiết kế trục và then

Vật liệu chế tạo cả 3 trục là thép C45 thường hóa có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, độ rắn $170 \div 217\text{ HB}$, ứng suất xoắn cho phép sơ bộ $[\tau] = 20\text{ MPa}$.

Đường kính sơ bộ xác định: trục I đạt $d_1 = 29,8\text{ mm}$ (chọn đầu trục $30\text{ mm}$); trục II đạt $d_2 = 45,9\text{ mm}$; trục III đạt $d_3 = 62,6\text{ mm}$. Sau khi xác định chiều rộng ổ lăn và bề rộng mayơ, khoảng cách giữa các gối đỡ được xác định đều là $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 280\text{ mm}$.

Dựa trên biểu đồ mômen uốn theo hai phương ngang ($M_x$) và đứng ($M_y$), tác giả tính mômen uốn tổng hợp và mômen tương đương $M_{td} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0,75T^2}$ để xác định đường kính tại các đoạn trục:

  • Trục I: ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_B = 30\text{ mm}$, đoạn lắp bánh đai $d_C = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_D = 34\text{ mm}$.
  • Trục II: ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_B = 30\text{ mm}$, các đoạn lắp hai bánh răng $d_C = d_D = 45\text{ mm}$.
  • Trục III: ngõng lắp ổ lăn $d_A = d_B = 65\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng lớn $d_C = 70\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d_D = 63\text{ mm}$.

Kiểm nghiệm then bằng đầu tròn (tiêu chuẩn TC 2261-77): Ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 100\text{ N/mm}^2$, ứng suất cắt $[\tau_c] = 30\text{ N/mm}^2$. Tất cả các tiết diện then lắp trên trục I, II, III đều thỏa mãn điều kiện bền (ví dụ tại đoạn trục III lắp bánh răng: $\sigma_d = 97,4\text{ N/mm}^2$, $\tau_c = 21,9\text{ N/mm}^2$).

Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn tổng hợp: $$s = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} \ge [s] = 1,5$$ Kết quả tại các tiết diện nguy hiểm:

  • Trục I: tiết diện C có $s = 1,63$; tiết diện D có $s = 1,50$ (đạt tiêu chuẩn).
  • Trục II: tiết diện C có $s = 1,38$; tiết diện D có $s = 1,23$.
  • Trục III: tiết diện C có $s = 2,90$; tiết diện D có $s = 2,41$ (đạt độ an toàn mỏi cao).

Chương V: Chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi

Hệ thống chịu cả lực hướng tâm $F_r$ và lực dọc trục $F_a$ sinh ra từ bộ truyền bánh răng nghiêng, do đó tác giả lựa chọn ổ bi đỡ chặn cho toàn bộ 3 trục với góc tiếp xúc danh nghĩa $\alpha = 12^\circ$. Tiêu chuẩn kiểm nghiệm dựa trên tuổi thọ thiết kế $L_h = 24000\text{ giờ}$:

Vị trí trục Mã hiệu ổ lăn Kích thước $(d \times D \times B)$ Khả năng tải động $C$ Tải trọng động tương đương $C_d$ Khả năng tải tĩnh $C_0$ Tải trọng tĩnh quy ước $Q_0$ Kết luận kiểm nghiệm
Trục I 7206 $30 \times 72 \times 19\text{ mm}$ $25,6\text{ kN}$ $18,6\text{ kN}$ $18,17\text{ kN}$ $1,80\text{ kN}$ Đạt chỉ tiêu động và tĩnh
Trục II 463106 $30 \times 72 \times 19\text{ mm}$ $25,6\text{ kN}$ $24,5\text{ kN}$ $18,17\text{ kN}$ $3,21\text{ kN}$ Đạt chỉ tiêu động và tĩnh
Trục III 46213 $65 \times 120 \times 23\text{ mm}$ $54,4\text{ kN}$ $22,0\text{ kN}$ $46,80\text{ kN}$ $4,28\text{ kN}$ Đạt chỉ tiêu động và tĩnh

Tốc độ quay tới hạn của cả 3 loại ổ đều đạt mức $4950 \div 9900\text{ vòng/phút}$, vượt xa vận tốc làm việc thực tế của các trục ($64,5 \div 661,36\text{ vòng/phút}$).

Tính toán nối trục đàn hồi: Nối trục đàn hồi lắp ở đầu ra trục III chịu mômen xoắn danh nghĩa $T = 962,4\text{ Nm}$. Thông số chọn theo bảng tiêu chuẩn: đường kính ngoài khớp $D = 210\text{ mm}$, đường kính vòng chia tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$, số chốt cao su $Z = 8$, đường kính chốt $d_c = 24\text{ mm}$, ren M12.

  • Ứng suất dập của vòng cao su: $\sigma_d = 2,14\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 2 \div 4\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn của chốt: $\sigma_u = 52\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 60 \div 80\text{ MPa}$. Cả vòng cao su và chốt đàn hồi đều đạt độ bền theo tải trọng tính toán với hệ số chế độ làm việc $k = 1,5$.

Chương VI: Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, kết cấu tách đôi tại mặt phẳng chứa tâm các trục để thuận tiện lắp ráp. Các kích thước kết cấu vỏ hộp và chi tiết định vị, lắp ghép được tính toán theo khoảng cách trục $a_w$:

  • Chiều dày thành thân hộp: $e_1 = 0,025a + 3 \approx 9\text{ mm}$; chiều dày thành nắp hộp: $e_2 = 0,02a + 3 \approx 9\text{ mm}$; gân tăng cứng dày $e_3 = 9\text{ mm}$.
  • Chiều dày mặt bích ghép nắp và thân: $e_4 = 14\text{ mm}$; chiều dày mặt đế hộp: $e_5 = 23\text{ mm}$.
  • Kích thước hệ thống bulông: Bulông nền kích thước M20; bulông cạnh gối đỡ ổ kích thước M14; bulông ghép bích nắp và thân M12; vít ghép nắp ổ M10; vít bắt nắp cửa thăm M8; bulông vòng vận chuyển vỏ hộp M12.
  • Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp: $10\text{ mm}$; khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: $35\text{ mm}$.
  • Các chi tiết phụ trợ trên vỏ hộp: Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$ (dùng 4 vít M8) có gắn nút thông hơi ren M27x2; nút tháo dầu ren M20 bố trí ở đáy nghiêng của vỏ hộp kèm vòng đệm kín; hai chốt định vị hình côn đường kính $d = 5\text{ mm}$ đảm bảo vị trí tương đối chính xác giữa nắp và thân sau khi gia công mặt bích.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh từ thông số tải trọng ngoài đến kết cấu chi tiết cơ khí bên trong:

  1. Chuẩn hóa động học và tỷ số truyền: Giải quyết bài toán phân phối tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài đai thang ($u_d = 2,2$) và hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc ($u_1 = 3,84; u_2 = 2,67$), giúp kích thước hộp giảm tốc nhỏ gọn và đảm bảo điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho cả hai cặp bánh răng mà không cần bơm dầu áp lực.
  2. Kiểm chứng độ bền chính xác theo số liệu thực tế: Toàn bộ các cặp truyền động bánh răng đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc và mỏi uốn với hệ số dự trữ an toàn cao (ứng suất tiếp xúc thực tế của cấp chậm $\sigma_H = 378,93\text{ MPa}$ so với giới hạn $440,82\text{ MPa}$; cấp nhanh $\sigma_H = 363,701\text{ MPa}$ so với giới hạn $480,19\text{ MPa}$).
  3. Lập bảng thông số kết cấu định hình cho sản xuất: Toàn bộ thông số hình học trục, kích thước then bằng tiêu chuẩn, mã hiệu ổ bi đỡ chặn (7206, 463106, 46213) và kích thước vỏ đúc cùng các chi tiết phụ trợ đều được tra cứu và chuẩn hóa theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành, tạo điều kiện thuận lợi cho việc lập quy trình công nghệ gia công cơ khí và chế tạo thực tế.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

  1. Hạn chế kỹ thuật trong văn bản:
  • Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi uốn - xoắn tổng hợp trên trục II tại hai tiết diện C ($s = 1,38$) và tiết diện D ($s = 1,23$) chưa đạt ngưỡng hệ số an toàn khuyến nghị thông thường $[s] = 1,5 \div 2,5$. Tuy nhiên, tác giả không đưa ra biện pháp điều chỉnh lại đường kính đoạn trục II hoặc thay đổi vật liệu để nâng cao hệ số này.
  • Văn bản thiếu nội dung chi tiết của Chương VII (Chọn dung sai lắp ghép bánh răng, then, ổ lăn) dù đã được liệt kê trong mục lục.
  • Đồ án chưa thực hiện tính toán nhiệt độ truyền động của hộp giảm tốc trong điều kiện làm việc liên tục 2 ca/ngày ở môi trường nhiệt độ thực tế.
  1. Phạm vi ứng dụng: Hệ thống dẫn động được thiết kế chuyên biệt cho cơ cấu xích tải vận chuyển liên tục với tải trọng va đập nhẹ, vận tốc $1,3\text{ m/s}$ và lực kéo danh định $5000\text{ N}$. Thiết kế này thích hợp lắp đặt trong các dây chuyền cấp phôi tự động, trạm trung chuyển hàng hóa đóng bao, hoặc các xưởng tuyển khoáng, chế biến nông sản công nghiệp.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo cao đối với:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí.
  • Sinh viên và kỹ sư cần quy trình mẫu về trình tự tính toán: phân phối tỷ số truyền, lập bảng cân bằng công suất - mômen, phân tích lực ăn khớp không gian của bánh răng nghiêng và phương pháp cân bằng lực gối đỡ trục trên không gian 3 chiều.
  • Cán bộ kỹ thuật cần nguồn dữ liệu mẫu về các kích thước hình học tiêu chuẩn của vỏ hộp đúc, bu lông liên kết, chốt định vị và kết cấu cửa thăm, nút thông hơi theo các tài liệu thiết kế cơ khí kinh điển.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án chọn sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ khai triển thay vì sơ đồ đồng trục?

Sơ đồ khai triển cho phép bố trí các cặp bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp độc lập, kết cấu vỏ hộp đơn giản, dễ gia công và lắp ráp. Mặc dù sơ đồ khai triển làm cho tải trọng phân bố không đều dọc theo chiều rộng vành răng (do trục bị biến dạng uốn), tác giả đã bù đắp nhược điểm này bằng cách tính toán hệ số tập trung tải trọng $K_\beta$ và kiểm nghiệm độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng theo tiêu chuẩn.

2. Bộ truyền đai thang ngoài giải quyết vấn đề gì trong hệ truyền động này?

Bộ truyền đai được bố trí ngay sau động cơ điện nhằm thực hiện việc giảm vận tốc sơ bộ từ $1455\text{ vòng/phút}$ xuống $661,364\text{ vòng/phút}$ ($u_d = 2,2$). Nhờ tính đàn hồi của dây đai thang loại B, bộ truyền đóng vai trò giảm chấn, triệt tiêu một phần dao động tải trọng va đập nhẹ từ cơ cấu xích tải truyền ngược về và bảo vệ động cơ khi có sự cố quá tải đột ngột nhờ hiện tượng trượt đai.

3. Căn cứ nào để tác giả chọn toàn bộ ổ đỡ trên ba trục là ổ bi đỡ chặn?

Do cả cấp nhanh và cấp chậm đều sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng (với góc nghiêng lần lượt là $17,66^\circ$ và $14,65^\circ$), quá trình ăn khớp sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 1022,82\text{ N}$ ở cấp nhanh và $1855,8\text{ N}$ ở cấp chậm). Ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc danh nghĩa $\alpha = 12^\circ$ là kết cấu tối ưu vừa tiếp nhận tải trọng hướng tâm lớn vừa khống chế dịch chuyển dọc trục theo cả hai hướng.

4. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được kiểm nghiệm như thế nào?

Để đảm bảo bánh răng cấp chậm và cấp nhanh đều được bôi trơn nhúng dầu mà không gây tổn hao công suất do khuấy dầu quá mức, mức dầu tối thiểu phải cao hơn đỉnh dưới của bánh lớn nhất $10\text{ mm}$ và không vượt quá $2/3$ bán kính bánh răng lớn nhất tính từ tâm trục. Kết quả kiểm tra đạt giá trị $120,5\text{ mm} > 99\text{ mm}$, xác nhận hệ thống ngâm dầu hoạt động an toàn mà không cần bổ sung bánh bơm dầu chuyên dụng.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" của sinh viên Lê Nhật Anh là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí mẫu mực, chuẩn xác về mặt phương pháp luận và trình tự tính toán giải tích. Toàn bộ thông số từ lựa chọn công suất động cơ, động học các cấp truyền, ứng suất bánh răng cho đến kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ trợ đều được giải quyết logic và bám sát các tiêu chuẩn kỹ thuật chi tiết máy. Đây là tài liệu tham khảo giàu tính thực tiễn cho sinh viên cơ khí trong việc rèn luyện kỹ năng tính toán và thiết kế hệ thống truyền động công nghiệp.