Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, các hệ thống cơ khí truyền động đóng vai trò thay thế sức lao động thủ công, tối ưu hóa năng suất và bảo đảm an toàn vận hành trong các dây chuyền công nghiệp. Đồ án "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải" (Đề tài 10, Phương án số 13) được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Công Danh (MSSV: 2110897), dưới sự hướng dẫn của thầy Vũ Công Hòa, thuộc Khoa Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa, Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh trong học kỳ 1 năm học 2023–2024 (HK231).

Mục tiêu trọng tâm của đồ án là tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động cơ khí cho xích tải phục vụ vận chuyển vật liệu hoặc sản phẩm, bao gồm việc lựa chọn nguồn động lực, phân phối tỷ số truyền, tính toán kích thước động học, kiểm nghiệm độ bền các chi tiết máy theo các chỉ tiêu làm việc và thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc cùng dung sai lắp ghép.

Nhiệm vụ thiết kế được xác định dựa trên các thông số ban đầu của Đề số 10 – Phương án 13:

  1. Lực vòng trên xích tải: $F = 3800\text{ N}$
  2. Vận tốc vòng của xích tải: $v = 3,08\text{ m/s}$
  3. Số răng đĩa xích tải dẫn: $z = 9\text{ răng}$
  4. Bước xích tải: $p = 150\text{ mm}$
  5. Thời gian phục vụ định mức: $L = 5\text{ năm}$ (mỗi năm làm việc $K_{ng} = 281\text{ ngày}$, chế độ làm việc $1\text{ ca/ngày}$, tương đương 8 giờ/ca)
  6. Chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($122\text{ giây}$):
    • Giai đoạn 1: $T_1 = T$ trong thời gian $t_1 = 32\text{ giây}$
    • Giai đoạn 2: $T_2 = 0,6T$ trong thời gian $t_2 = 40\text{ giây}$
    • Giai đoạn 3: $T_3 = 0,3T$ trong thời gian $t_3 = 50\text{ giây}$

Phạm vi nghiên cứu tập trung vào hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh gồm: động cơ điện, khớp nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh và bộ truyền xích con lăn ngoài hộp dẫn động đến trục công tác của xích tải.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng tổng hợp nền tảng lý thuyết từ các môn học cơ sở và chuyên ngành Cơ khí chế tạo máy, bao gồm: Nguyên lý máy, Cơ học lý thuyết, Sức bền vật liệu, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí và Dung sai - Kỹ thuật đo.

Khung lý thuyết và tiêu chuẩn tính toán

  • Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tính toán tương đương theo chế độ tải trọng thay đổi bậc thang, tính toán hiệu suất truyền động chung của hệ thống nối tiếp, và xác định tỷ số truyền tối ưu cho từng cấp.
  • Tiêu chuẩn thiết kế bánh răng và bộ truyền xích: Áp dụng hệ thống tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam (TCVN 1065-71 đối với profin gốc thân khai của bánh răng) và tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tiêu chuẩn (Tài liệu [II] - Tập 1 và Tập 2).
  • Chỉ tiêu tính toán độ bền:
    • Thiết kế bộ truyền bánh răng kín theo độ bền tiếp xúc bề mặt răng nhằm tránh tróc rỗ mặt răng, sau đó kiểm nghiệm lại theo độ bền uốn chân răng và kiểm tra khả năng quá tải khi mở máy.
    • Tính toán bộ truyền xích ống con lăn theo độ bền mòn (giới hạn công suất cho phép), độ bền tĩnh (chống đứt xích dưới tải trọng kéo cực đại), và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc răng đĩa xích.
    • Thiết kế trục theo điều kiện độ bền mỏi (tính toán kết cấu trục dựa trên biểu đồ mô men xoắn và mô men uốn tổng, hệ số an toàn mỏi $s$) và kiểm nghiệm độ bền tĩnh.
    • Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động ($C$) và khả năng tải tĩnh ($C_0$).
    • Kiểm nghiệm mối ghép then phẳng theo ứng suất dập và ứng suất cắt.

Nguồn dữ liệu

Dữ liệu đầu vào lấy trực tiếp từ bảng thông số đề bài Phương án số 13, kết hợp tra cứu các thông số định mức của động cơ điện không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc (dãy 4A), bảng hệ số tải trọng động, trị số ứng suất cho phép của thép 45 tôi cải thiện, và thông số kích thước tiêu chuẩn của các chi tiết máy theo sổ tay thiết kế cơ khí.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền

Tác giả tiến hành tính toán hiệu suất chung của hệ thống truyền động gồm khớp nối, 2 cặp bánh răng ăn khớp, bộ truyền xích và 5 cặp ổ lăn đỡ trục: $$\eta = \eta_{kn} \times \eta_{br}^2 \times \eta_x \times \eta_{ol}^5 = 0,98 \times 0,97^2 \times 0,96 \times 0,99^5 = 0,8418$$

Công suất làm việc trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F_t \times v}{1000} = \frac{3800 \times 3,08}{1000} = 11,704\text{ kW}$$

Công suất tương đương xét theo biểu đồ tải trọng bậc thang: $$P_{td} = P_{lv} \times \sqrt{\frac{1^2 \times 32 + 0,6^2 \times 40 + 0,3^2 \times 50}{32 + 40 + 50}} = 7,5599\text{ kW}$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{7,5599}{0,8418} = 8,9806\text{ kW}$$

Số vòng quay của trục công tác xích tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \times v}{z \times p} = \frac{60000 \times 3,08}{9 \times 150} = 136,8889\text{ vòng/phút}$$

Với tỷ số truyền sơ bộ $u_{ht} = u_x \times u_{hgt} = 2 \times 10 = 20$, số vòng quay sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = 2737,78\text{ vòng/phút}$. Tác giả chọn động cơ điện 4A160S2Y3 với các thông số định mức: công suất $P_{đc} = 15\text{ kW}$, vận tốc quay $n_{đc} = 2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất $\eta% = 88%$, tỷ số mô men $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, $T_k/T_{dn} = 1,4$.

Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống: $$u_{ht} = \frac{2930}{136,8889} = 21,40$$

Phân phối tỷ số truyền: chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 10$ (gồm cấp nhanh $u_1 = 3,58$ và cấp chậm $u_2 = 2,79$), dẫn đến tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 2,14$. Sai số tỷ số truyền hệ thống đạt mức $\Delta u = 0,14% \le 4%$.

Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) 1 1 3,58 2,79 2,14
Công suất ($P$ - kW) 14,0525 13,6337 12,9575 12,3148 11,7040
Số vòng quay ($n$ - vòng/phút) 2930 2930 818,4358 293,3462 137,0777
Mô men xoắn ($T$ - Nmm) 45802,52 44437,49 151195,88 400913,12 815400,32

Phần 2: Tính thiết kế bộ truyền xích

Bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc được thiết kế nối từ Trục III đến trục bộ phận công tác với các thông số:

  • Loại xích: Xích ống con lăn 1 dãy.
  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $z_1 = 23\text{ răng}$, đĩa lớn $z_2 = 65\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực $u_t = 2,83$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 1,4% < 4%$).
  • Công suất tính toán của bộ truyền xích: $P_t = P_{III} \times k \times k_z \times k_n = 12,3148 \times 1,95 \times 1,0870 \times 0,6818 = 17,7971\text{ kW}$.
  • Tra bảng chọn bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện bền mòn $P_t < [P] = 19,3\text{ kW}$.
  • Số mắt xích chọn: $x = 126\text{ mắt}$.
  • Khoảng cách trục thực tế sau khi giảm để tránh căng xích: $a = 1467\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia đĩa xích: $d_1 = 233,17\text{ mm}$, $d_2 = 657,35\text{ mm}$; đường kính vòng đáy đĩa nhỏ $d_{f1} = 213,925\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn tĩnh: Tải trọng phá hỏng của xích $Q = 88,5\text{ kN}$, khối lượng $1\text{ m}$ xích $q = 3,8\text{ kg}$, lực căng do trọng lượng $F_0 = 54,58\text{ N}$, lực căng li tâm $F_v = 36,05\text{ N}$. Hệ số an toàn thực tế đạt $s = 19,03 \ge [s] = 8,2$.
  • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên răng đĩa xích $\sigma_H = 599,53\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$ (sử dụng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210).
  • Lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục: $F_r = 1,15 \times F_t = 4370\text{ N}$.

Phần 3: Tính thiết kế bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

  • Thông số ban đầu: Công suất trục vào $P_I = 13,6337\text{ kW}$, tỷ số truyền $u_1 = 3,58$, vận tốc quay $n_I = 2930\text{ vòng/phút}$, mô men xoắn $T_I = 44437,49\text{ Nmm}$, tổng thời gian làm việc $L_h = 11240\text{ giờ}$.
  • Vật liệu: Bánh dẫn chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng $250\text{ HB}$ ($\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, $\sigma_b = 850\text{ MPa}$); Bánh bị dẫn chọn thép 45 tôi cải thiện độ cứng $235\text{ HB}$.
  • Ứng suất cho phép:
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép: $[\sigma_{H1}] = 466,36\text{ MPa}$, $[\sigma_{H2}] = 441,82\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc tính toán chung $[\sigma_H] = 454,26\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 241,71\text{ MPa}$.
  • Kích thước và thông số hình học:
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_\omega = 160\text{ mm}$.
    • Môđun pháp diện tiêu chuẩn: $m = 3\text{ mm}$.
    • Góc nghiêng của răng: $\beta = 34,41^\circ$.
    • Số răng: Bánh nhỏ $z_1 = 19\text{ răng}$, bánh lớn $z_2 = 69\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực $u_1^* = 3,63$, sai lệch $1,3%$).
    • Đường kính vòng chia: $d_1 = 69,1\text{ mm}$, $d_2 = 250,9\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng lăn: $d_{\omega 1} = 69,87\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng đỉnh: $d_{a1} = 75,1\text{ mm}$, $d_{a2} = 256,9\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: bánh lớn $b_2 = 64\text{ mm}$, bánh nhỏ $b_1 = 59\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền mỏi và quá tải:
    • Ứng suất tiếp xúc làm việc: $\sigma_H = 261,55\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 570,8\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc).
    • Ứng suất uốn làm việc: bánh chủ động $\sigma_{F1} = 32,53\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$; bánh bị động $\sigma_{F2} = 30,82\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241,71\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{Hmax} = 261,55\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 1624\text{ MPa}$; $\sigma{Fmax} = 32,53\text{ MPa} \le [\sigma_F]_{max} = 464\text{ MPa}$.

Bộ truyền bánh răng cấp chậm

  • Thông số ban đầu: Công suất $P_{II} = 12,9575\text{ kW}$, tỷ số truyền $u_2 = 2,79$, vận tốc quay $n_{II} = 818,4358\text{ vòng/phút}$, mô men xoắn $T_{II} = 151195,88\text{ Nmm}$, $T_{III} = 400913,19\text{ Nmm}$.
  • Vật liệu và ứng suất cơ sở: Bánh nhỏ cấp chậm (bánh số 5) có độ cứng $250\text{ HB}$, bánh lớn (bánh số 6) có độ cứng $235\text{ HB}$. Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương $N_{HE5} = 1,9 \times 10^8\text{ chu kỳ}$, $N_{HE6} = 0,68 \times 10^8\text{ chu kỳ}$, đều lớn hơn chu kỳ cơ sở $N_{HO}$, do đó hệ số tuổi thọ $K_{HL5} = K_{HL6} = 1$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh dẫn cấp chậm đạt $[\sigma_{H5}] = 466,36\text{ MPa}$.

Phần 4 đến Phần 7: Thiết kế trục, ổ lăn, vỏ hộp và dung sai

Phần Nội dung thiết kế chính theo tài liệu
Phần 4: Tính thiết kế trục và then Phân tích sơ đồ lực không gian tác dụng từ các bộ truyền lên ba trục (Trục I, Trục II, Trục III). Chọn vật liệu trục bằng thép 45 tôi cải thiện. Xác định sơ bộ đường kính trục, tính toán khoảng cách giữa các gối đỡ và mayơ lắp ghép chi tiết quay. Lập phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mô men uốn $M_x, M_y$, mô men uốn tổng $M_u$ và mô men xoắn $T$. Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, chọn then bằng theo TCVN, tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then, kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ($s \ge [s]$) và độ bền tĩnh khi quá tải.
Phần 5: Thiết kế ổ lăn và chọn khớp nối Xác định lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên các ổ lăn tại điểm tựa $A, B$ trên các Trục I, Trục II và Trục III. Tính toán tải trọng quy ước $Q$ và khả năng tải động tính toán $C_t$ dựa trên tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay. Chọn mã hiệu ổ bi đỡ - chặn hoặc ổ đũa côn phù hợp, kiểm nghiệm lại khả năng tải tĩnh $C_0$. Lựa chọn kích thước khớp nối trục đàn hồi nối trục động cơ với Trục I theo mô men xoắn tính toán.
Phần 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và chi tiết phụ Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám với các kích thước kết cấu chuẩn: chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính bulông nền, bulông nắp và thân, bulông gối trục. Thiết kế kết cấu các chi tiết phụ phục vụ bôi trơn và bảo dưỡng: nút thông hơi, que thăm dầu, nút tháo dầu, vòng chắn dầu tại các cụm gối đỡ, chốt định vị nắp và thân hộp. Xác định phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng và bôi trơn mỡ cho ổ lăn.
Phần 7: Dung sai lắp ghép Xác định cấp chính xác gia công cho bộ truyền bánh răng và trục (cấp chính xác 8 hoặc 9). Chọn kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho các mối ghép quan trọng trong hộp giảm tốc: mối ghép vòng trong ổ lăn với trục (lắp chặt), vòng ngoài ổ lăn với thân hộp (lắp trung gian), mối ghép bánh răng lên trục (lắp có độ dôi), mối ghép then với rãnh trục và rãnh mayơ. Lập bảng tổng hợp các trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán chính

Đồ án đã xây dựng hoàn chỉnh chuỗi tính toán kỹ thuật cho toàn bộ hệ thống dẫn động xích tải với độ tin cậy và độ an toàn cao:

  • Động lực học: Xác định chính xác công suất làm việc $P_{lv} = 11,704\text{ kW}$ và công suất tương đương $P_{td} = 7,5599\text{ kW}$ phù hợp chế độ tải biến thiên $122\text{ giây}$, từ đó lựa chọn động cơ 4A160S2Y3 ($15\text{ kW}$, $2930\text{ vòng/phút}$) đảm bảo không bị non tải hay quá nhiệt.
  • Động học: Phân phối tỷ số truyền hợp lý qua 3 cấp giảm tốc ($u_1 = 3,58$; $u_2 = 2,79$; $u_x = 2,14$), sai số vận tốc toàn hệ thống chỉ $0,14%$, thấp hơn nhiều so với ngưỡng quy chuẩn cho phép ($4%$).
  • Bộ truyền xích: Chọn xích con lăn 1 dãy bước $p = 31,75\text{ mm}$ với $126\text{ mắt xích}$, đảm bảo tuổi thọ làm việc và chống mài mòn bản lề ($P_t = 17,80\text{ kW} < [P] = 19,3\text{ kW}$), hệ số an toàn kéo đứt $s = 19,03$.
  • Bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Khoảng cách trục $a_\omega = 160\text{ mm}$, môđun $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 34,41^\circ$, $z_1 = 19, z_2 = 69$. Mọi ứng suất tiếp xúc ($\sigma_H = 261,55\text{ MPa}$) và ứng suất uốn ($\sigma_{F1} = 32,53\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 30,82\text{ MPa}$) đều nằm trong phạm vi cho phép của thép 45 tôi cải thiện.

Đóng góp thực tiễn của đồ án

Tài liệu cung cấp đầy đủ các bước tính toán thiết kế cơ khí mẫu, từ việc tính toán động học sơ bộ, kiểm nghiệm bền chi tiết máy, đến việc xác lập bản vẽ kết cấu hộp giảm tốc hai cấp kèm bảng thông số dung sai lắp ghép. Kết quả thiết kế bảo đảm khả năng gia công thực tế trên các thiết bị cắt gọt kim loại phổ dụng và sử dụng vật liệu thép 45 tiêu chuẩn.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

  • Hạn chế: Theo lời tự thuật của tác giả trong Lời nói đầu, do đây là lần đầu tiên làm quen với khối lượng tính toán thiết kế cơ khí lớn, đồ án tập trung vào phương pháp giải tích truyền thống theo sổ tay tra cứu, chưa tích hợp các phương pháp mô phỏng số phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc phân bố nhiệt bên trong vỏ hộp giảm tốc.
  • Phạm vi ứng dụng: Hệ thống dẫn động được thiết kế riêng biệt cho điều kiện làm việc 1 ca/ngày, thời gian phục vụ 5 năm với môi trường có bụi và tải trọng va đập nhẹ. Khi áp dụng cho các dây chuyền xích tải chịu tải trọng va đập nặng hoặc làm việc liên tục 3 ca, cần tính toán lại các hệ số tải trọng động ($k_đ$) và hệ số tuổi thọ ($K_{HL}, K_{FL}$).

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  1. Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy: Dùng làm bài mẫu tham khảo toàn diện cho học phần Đồ án Thiết kế máy / Đồ án Chi tiết máy về dạng đề hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh kết hợp bộ truyền xích ngoài.
  2. Kỹ sư cơ khí thiết kế: Tham khảo các bước kiểm nghiệm động học, tra cứu hệ số tải trọng và tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi cho hệ truyền động xích tải công nghiệp.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện nào được lựa chọn trong đồ án và các thông số định mức chính là gì?

Đồ án lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha mã hiệu 4A160S2Y3 với công suất định mức $15\text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ định mức $2930\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,91$, hiệu suất định mức $88%$, tỷ số mô men mở máy $T_k/T_{dn} = 1,4$ và tỷ số mô men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.

2. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống được phân chia như thế nào?

Tỷ số truyền tổng thể của hệ thống là $u_{ht} = 21,40$. Hệ thống phân chia thành hai cụm chính:

  • Hộp giảm tốc bánh răng hai cấp có tỷ số truyền $u_{hgt} = 10$, gồm cấp nhanh $u_1 = 3,58$ và cấp chậm $u_2 = 2,79$.
  • Bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc có tỷ số truyền $u_x = 2,14$ (sau khi chọn số răng đĩa xích $z_1 = 23, z_2 = 65$, tỷ số truyền thực tế là $u_t = 2,83$).

3. Bộ truyền xích ngoài sử dụng loại xích gì và có kích thước bước xích bao nhiêu?

Bộ truyền ngoài sử dụng xích ống con lăn 1 dãy tiêu chuẩn, bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, số mắt xích $x = 126\text{ mắt}$, khoảng cách trục lắp đặt sau khi hiệu chỉnh độ võng là $a = 1467\text{ mm}$.

4. Cặp bánh răng trụ cấp nhanh được lựa chọn vật liệu gì và có các thông số hình học cơ bản nào?

Cặp bánh răng cấp nhanh được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện (bánh nhỏ đạt độ cứng $250\text{ HB}$, bánh lớn đạt độ cứng $235\text{ HB}$). Các thông số hình học chính gồm: môđun pháp $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_\omega = 160\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 34,41^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 19\text{ răng}$, số răng bánh lớn $z_2 = 69\text{ răng}$, đường kính chia $d_1 = 69,1\text{ mm}$, $d_2 = 250,9\text{ mm}$, chiều rộng vành răng bánh lớn $b_2 = 64\text{ mm}$ và bánh nhỏ $b_1 = 59\text{ mm}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bánh răng cấp nhanh có thỏa mãn điều kiện bền không?

Có, toàn bộ giá trị ứng suất làm việc đều nhỏ hơn giá trị cho phép:

  • Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 261,55\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 570,8\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn bánh dẫn $\sigma_{F1} = 32,53\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257,14\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn bánh bị dẫn $\sigma_{F2} = 30,82\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 241,71\text{ MPa}$.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải" của sinh viên Nguyễn Công Danh đã hoàn thành đầy đủ các nhiệm vụ kỹ thuật của Đề tài số 10 (Phương án 13). Hệ thống được tính toán bài bản từ khâu xác định công suất tương đương, chọn động cơ điện 4A160S2Y3, tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo đầy đủ các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu tải tĩnh. Các kết quả tính toán động học và động lực học có độ chính xác cao, sai số tỷ số truyền thấp ($0,14%$), tạo nền tảng vững chắc cho việc thiết kế kết cấu trục, chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và quy định dung sai chế tạo.