Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và công nghiệp chế tạo, hệ thống truyền dẫn động đóng vai trò trung gian cốt lõi nhằm biến đổi cơ năng, điều chỉnh vận tốc góc và truyền momen xoắn từ nguồn động lực đến cơ cấu công tác. Đối với các thiết bị công nghiệp biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến có tải trọng và vận tốc thay đổi theo chu kỳ, việc thiết kế một hệ thống dẫn động có khả năng thay đổi tốc độ là yêu cầu kỹ thuật bắt buộc.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán tính toán và thiết kế kỹ thuật cho hệ dẫn động cơ khí có tốc độ thay đổi, dẫn động một cơ cấu chấp hành dạng sin. Các mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được quy định cụ thể theo các nội dung kỹ thuật sau:

  1. Tìm hiểu hệ thống dẫn động cơ khí có tốc độ thay đổi và đề xuất sơ đồ nguyên lý truyền động tối ưu.
  2. Tính toán động học và động lực học cơ cấu chấp hành (cơ cấu sin): xác định thông số hình học, thông số làm việc đầu vào, vận tốc, gia tốc, phân tích áp lực khớp động và momen cân bằng.
  3. Tính toán thiết kế hệ thống truyền dẫn cơ khí:
    • Chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn hệ thống.
    • Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai răng).
    • Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng trong hộp tốc độ 4 cấp.
    • Tính toán thiết kế trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi và tính toán chọn ổ lăn.
  4. Thiết kế vỏ hộp tốc độ, kết cấu các chi tiết phụ, xác định dung sai lắp ghép, phương pháp bôi trơn và bảo dưỡng hệ thống.
  5. Xây dựng tập bản vẽ kỹ thuật (bản vẽ lắp hộp tốc độ A0, bản vẽ lắp cơ cấu chấp hành, bản vẽ chi tiết A4) và mô phỏng chuyển động cơ cấu chấp hành.

Đối tượng và phạm vi thiết kế:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, bộ truyền đai răng, hộp tốc độ bánh răng 4 cấp ($Z = 2 \times 2$) và cơ cấu chấp hành sin.
  • Phạm vi thông số kỹ thuật (Phương án 3):
    • Lực cản kỹ thuật tác dụng lên con trượt: $F = 400\text{ N}$.
    • Số hành trình kép của con trượt: $n = 10\text{ htk/phút}$.
    • Hành trình làm việc của con trượt: $s = 350\text{ mm}$.
    • Thời gian phục vụ: $L = 10\text{ năm}$ (chế độ làm việc 1 chiều, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca, tổng thời gian làm việc $t_{\Sigma} = 36.000\text{ giờ}$, tải trọng không đổi).
    • Hệ số cấp tốc độ: $\varphi = 2$.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng các tiêu chuẩn tính toán kỹ thuật cơ khí truyền thống kết hợp với công cụ mô phỏng 3D hiện đại:

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán:

    • Lý thuyết động học và động lực học máy (xác định vận tốc, gia tốc, cân bằng tĩnh và áp lực khớp động trên cơ cấu phẳng).
    • Tiêu chuẩn tính toán sức bền chi tiết máy: tính toán độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$ của bộ truyền bánh răng theo tiêu chuẩn tính toán hệ dẫn động cơ khí; tính toán tải trọng động quy ước và tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay; kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục theo hệ số an toàn cho phép $[s]$.
    • Lý thuyết thiết kế hộp tốc độ máy cắt kim loại: xác định chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân với công thức kết cấu $Z = 2[1] \cdot 2[2]$ và lượng mở $\varphi = 2$.

  • Phương pháp nghiên cứu và công cụ thực hiện:

    • Phương pháp giải tích và đồ họa: Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học, vẽ họa đồ vận tốc, họa đồ gia tốc và biểu đồ momen xoắn, momen uốn trên các tiết diện trục.
    • Phương pháp tra cứu tiêu chuẩn: Sử dụng bảng số liệu kỹ thuật tiêu chuẩn về cơ tính vật liệu (Thép 45X tôi cải thiện), hệ số tải trọng, kích thước kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép từ các tài liệu tham khảo chuyên ngành (Trịnh Chất, Nguyễn Hữu Lộc, Nguyễn Ngọc Cẩn, Lại Khắc Liễm, Bùi Xuân Liêm).
    • Phương pháp mô hình hóa 3D: Ứng dụng phần mềm SolidWorks để dựng mô hình hình học của cơ cấu chấp hành, trích xuất chính xác khối lượng các khâu ($m_3 = 1540{,}35\text{ g}$, $m_1 = 798\text{ g}$) và mô phỏng kiểm nghiệm động học.

  • Nguồn dữ liệu: Bộ thông số đề bài phân công kỹ thuật, tài liệu tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và dữ liệu xuất từ mô hình mô phỏng CAD/SolidWorks.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống được thiết kế theo cấu trúc truyền động nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai răng $\rightarrow$ Hộp tốc độ 4 cấp bánh răng $\rightarrow$ Cơ cấu chấp hành sin.

Động cơ điện (4A80B6Y3) 
Bộ truyền đai răng (u_đ = 5,75, m = 4 mm)
Hộp tốc độ 4 cấp (Z = 2x2, Trục I -> Trục II -> Trục III)
Cơ cấu chấp hành sin (Con trượt khâu 3, s = 350 mm)

  1. Chọn động cơ điện và bộ truyền đai răng ngoài:

    • Chọn động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch kiểu 4A80B6Y3 có công suất định mức $P_{đc} = 1{,}1\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 920\text{ vg/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}81$, hiệu suất $\eta = 75%$.
    • Bộ truyền đai răng có môđun $m = 4\text{ mm}$, số răng bánh đai dẫn $z_1 = 16$, bánh đai bị dẫn $z_2 = 92$, tỷ số truyền $u_đ = 5{,}75$, số răng đai $z_đ = 125$, chiều dài đai $l_đ = 1570\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 400\text{ mm}$, lực vòng $F_t = 356{,}1\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 427{,}32\text{ N}$.

  2. Thiết kế các cặp bánh răng hộp tốc độ:

    • Vật liệu chế tạo bánh răng: Thép 45X tôi cải thiện; bánh nhỏ đạt độ rắn HB 230...280, bánh lớn đạt độ rắn HB 163...269; ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 433{,}636\text{ MPa}$.
    • Nhóm truyền động 1 (khoảng cách trục $a = 240\text{ mm}$, môđun $m = 4\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_2 = 24\text{ mm}, b_1 = 28\text{ mm}$):
      • Cặp $Z_1 - Z_1'$: tỷ số truyền $u_1 = 4$; số răng $z_1 = 24, z_1' = 96$; đường kính chia $d_1 = 96\text{ mm}, d_1' = 384\text{ mm}$; lực tiếp tuyến $F_t = 1067{,}17\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 388{,}42\text{ N}$.
      • Cặp $Z_2 - Z_2'$: tỷ số truyền $u_2 = 2$; số răng $z_2 = 40, z_2' = 80$; đường kính chia $d_2 = 160\text{ mm}, d_2' = 320\text{ mm}$; lực tiếp tuyến $F_t = 640{,}3\text{ N}$.
    • Nhóm truyền động 2 (khoảng cách trục $a = 360\text{ mm}$, môđun $m = 6\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_2 = 36\text{ mm}, b_1 = 40\text{ mm}$):
      • Cặp $Z_3 - Z_3'$: tỷ số truyền $u_3 = 4$; số răng $z_3 = 24, z_3' = 96$; đường kính chia $d_3 = 144\text{ mm}, d_3' = 576\text{ mm}$; lực tiếp tuyến $F_t = 2775{,}468\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 1010{,}19\text{ N}$.
      • Cặp $Z_4 - Z_4'$: tỷ số truyền $u_4 = 1$; số răng $z_4 = 60, z_4' = 60$; đường kính chia $d_4 = 360\text{ mm}, d_4' = 360\text{ mm}$; lực tiếp tuyến $F_t = 1110{,}187\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 404{,}07\text{ N}$.
    • Cấp chính xác chế tạo của toàn bộ các bộ truyền bánh răng là cấp 9.

  3. Thiết kế trục, gối đỡ ổ lăn và vỏ hộp:

    • Khảo sát phản lực và biểu đồ momen trên 3 trục theo 4 phương án phối hợp đường truyền ($u_1, u_3$; $u_1, u_4$; $u_2, u_3$; $u_2, u_4$) để xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $[s]$.
    • Chọn ổ lăn đỡ cho các gối trục dựa trên phản lực tổng hợp và thời hạn phục vụ $36.000\text{ giờ}$, kiểm nghiệm khả năng tải động $C_{tt}$.
    • Kết cấu vỏ hộp giảm tốc được thiết kế dạng đúc, trang bị đầy đủ gân tăng cứng, chốt định vị, que thăm dầu, cửa thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu và vòng chắn dầu; bôi trơn bánh răng bằng phương pháp ngâm dầu.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Tìm hiểu hệ thống dẫn động cơ khí có tốc độ thay đổi, đề xuất sơ đồ nguyên lý truyền động

Chương này tổng quan và so sánh các giải pháp động cơ điện (động cơ một chiều, xoay chiều một pha, xoay chiều ba pha đồng bộ và không đồng bộ) cùng các phương án bộ truyền ngoài (đai dẹt, đai thang, đai răng, xích, bánh răng). Văn bản phân tích ưu nhược điểm của từng cơ cấu và đưa ra quyết định kỹ thuật:

  • Chọn nguồn động lực là động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch do ưu điểm kết cấu đơn giản, vận hành tin cậy và đấu nối trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.
  • Chọn bộ truyền đai răng làm bộ truyền ngoài nhằm đảm bảo tỷ số truyền chính xác, giảm ồn, chịu tải và làm việc ổn định ở vận tốc lớn.
  • Phân tích cơ cấu chấp hành sin: cơ cấu khớp thấp tiếp xúc mặt, chịu tải và chịu mỏi tốt, dễ gia công chính xác nhưng đòi hỏi tính toán động lực học chặt chẽ.

Chương II: Tính toán cơ cấu chấp hành

Chương II tập trung giải bài toán động học và động lực học cơ cấu sin với hành trình $s = 350\text{ mm}$, vận tốc góc $\omega_{AB} = 8{,}377\text{ rad/s}$ ($l_{AB} = 175\text{ mm}$):

  • Vận tốc con trượt tính theo họa đồ: $v_C = v_B \cdot \cos 45^\circ = 1{,}036\text{ m/s}$.
  • Gia tốc con trượt: $a_C = a_B \cdot \cos 45^\circ = 12{,}68\text{ m/s}^2$.
  • Dữ liệu khối lượng từ SolidWorks: $m_3 = 1540{,}35\text{ g}$ (vật liệu thép hợp kim đúc), $m_1 = 798\text{ g}$.
  • Phân tích tĩnh định và lực quán tính: xác định các phản lực khớp động $R_{03} = 15{,}1\text{ N}$, $R_{23} = 386{,}63\text{ N}$, $R_{12} = -386{,}63\text{ N}$. Momen cân bằng trên khâu dẫn đạt $T_{cb} = 48.731\text{ N.mm}$.
  • Tính toán phản lực và xác định đường kính chốt bản lề A với hệ số an toàn $s = 2 \div 3$.

Chương III: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Chương III xác định công suất, vòng quay và phân bổ tỷ số truyền:

  • Momen tải làm việc: $T_{lv} = T_{cb} \cdot k = 48.731 \times 2 = 97.462\text{ N.mm}$ (hệ số chọn $k = 2$).
  • Công suất làm việc: $P_{lv} = 0{,}816\text{ kW}$. Hiệu suất chung hệ thống $\eta = 0{,}908$.
  • Công suất cần thiết: $P_{ct} = 0{,}898\text{ kW}$; số vòng quay cần thiết $n_{ct} = 800\text{ vg/phút}$.
  • Động cơ được chọn: kiểu 4A80B6Y3 ($1{,}1\text{ kW}$, $920\text{ vg/phút}$).
  • Xây dựng lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay theo công thức $Z = 2[1] \cdot 2[2]$ với các cấp tỷ số truyền: $u_1 = 4$, $u_2 = 2$, $u_3 = 4$, $u_4 = 1$. Đường truyền có tỷ số truyền cực đại là $u_{ht} = u_1 \cdot u_3 = 16$.
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III
Công suất $P$ (kW) 1,1 0,989 0,902 0,816
Tỷ số truyền $u$ - 5,75 (đai) 4 ($u_1$) 4 ($u_3$)
Vận tốc quay $n$ (vg/phút) 920 160 40 10
Momen xoắn $T$ (N.mm) 11.418,75 59.021 215.352 779.280

Chương IV: Tính toán thiết kế bộ truyền đai răng

Chương IV trình bày các bước tính toán chi tiết bộ truyền đai răng ngoài:

  • Xác định môđun đai răng tiêu chuẩn $m = 4\text{ mm}$, bước đai $p = 12{,}566\text{ mm}$.
  • Số răng bánh dẫn $z_1 = 16$ (đường kính chia $d_1 = 64\text{ mm}$), số răng bánh bị dẫn $z_2 = 92$ (đường kính chia $d_2 = 368\text{ mm}$).
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 400\text{ mm}$, xác định số răng đai $z_đ = 125$, chiều dài đai $l_đ = 1570\text{ mm}$.
  • Tính toán động lực học đai: vận tốc đai $v = 3{,}083\text{ m/s}$, lực vòng $F_t = 356{,}1\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 427{,}32\text{ N}$.
  • Kiểm tra số lần uốn của đai trong một giây $i = 2 < [i] = 10$, đảm bảo điều kiện bền mỏi.

Chương V: Bộ truyền bánh răng

Chương V tính toán hình học, động học và kiểm nghiệm sức bền cho 4 cặp bánh răng trụ răng thẳng thuộc 2 nhóm truyền động:

  • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 433{,}636\text{ MPa}$ dựa trên vật liệu Thép 45X tôi cải thiện và tổng số chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE} = 34{,}56 \times 10^7$ chu kỳ cho trục I; $8{,}64 \times 10^7$ chu kỳ cho trục II).
  • Nhóm sơ cấp: khoảng cách trục tiêu chuẩn $a = 240\text{ mm}$, môđun $m = 4\text{ mm}$. Cặp $Z_1 - Z_1'$ ($z_1=24, z_1'=96$) có ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 358{,}675\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 395{,}558\text{ MPa}$; cặp $Z_2 - Z_2'$ ($z_2=40, z_2'=80$).
  • Nhóm thứ cấp: khoảng cách trục tiêu chuẩn $a = 360\text{ mm}$, môđun $m = 6\text{ mm}$. Cặp $Z_3 - Z_3'$ ($z_3=24, z_3'=96$) có $\sigma_H = 333{,}797\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 360{,}495\text{ MPa}$; cặp $Z_4 - Z_4'$ ($z_4=60, z_4'=60$).
  • Tính toán kiểm nghiệm đầy đủ ứng suất uốn $\sigma_F$ tại chân răng cho tất cả các bánh răng, đều thỏa mãn điều kiện bền uốn cho phép.

Chương VI: Tính toán, thiết kế trục

Chương VI trình bày các bước chọn vật liệu, tính toán kích thước hình học và phân tích biểu đồ nội lực của 3 trục:

  • Lựa chọn vật liệu chế tạo trục và xác định sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn thuần túy.
  • Lập sơ đồ đặt lực và tính toán phản lực gối đỡ theo 4 phương án phối hợp tỷ số truyền ($u_1, u_3$; $u_1, u_4$; $u_2, u_3$; $u_2, u_4$).
  • Xác định biểu đồ momen uốn trong hai mặt phẳng đứng và ngang, xây dựng biểu đồ momen xoắn tương đương.
  • Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm của Trục I, Trục II và Trục III.

Chương VII: Tính toán thiết kế ổ lăn

Chương VII tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ - chặn trên các gối trục I, II, III:

  • Xác định phản lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên từng ổ lăn từ các phương án truyền động.
  • Tính toán tải trọng quy ước $Q$ dựa trên các hệ số tải trọng động $X, Y$, hệ số quay $V$, hệ số nhiệt độ $K_t$ và hệ số tải trọng động $K_d$.
  • Tính toán tuổi thọ ổ lăn theo triệu vòng quay $L$ và kiểm nghiệm khả năng tải động tính toán $C_{tt}$ so với khả năng tải động danh định $C$ của ổ tiêu chuẩn tra bảng.

Chương XIII: Thiết kế vỏ hộp tốc độ, các chi tiết phụ và dung sai lắp ghép

Chương cuối cùng xác định toàn bộ kết cấu hình học của thân hộp, nắp hộp và các chi tiết phụ trợ:

  • Tính toán chiều dày thành vỏ hộp, gân tăng cứng, kích thước mặt bích ghép nắp - thân và gối trục.
  • Bố trí và chọn kích thước tiêu chuẩn cho các chi tiết phụ: bulông nền, chốt định vị hình côn, que thăm dầu, cửa thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu và vòng chắn dầu.
  • Lập bảng tra dung sai và kiểu lắp ghép tiêu chuẩn cho mối ghép bánh răng lên trục, then bằng và ổ lăn lên trục/lỗ thân hộp.
  • Quy định chế độ bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng hộp tốc độ.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả thiết kế chính:

    • Hoàn thành đầy đủ hệ thống thông số tính toán động học và động lực học cho hệ dẫn động cơ khí 4 cấp tốc độ dẫn động cơ cấu sin với công suất tải $0{,}816\text{ kW}$, vận tốc con trượt $1{,}036\text{ m/s}$.
    • Xác định chính xác thông số bộ truyền ngoài đai răng ($m = 4\text{ mm}$, $z_1 = 16, z_2 = 92$, $a = 400\text{ mm}$) và 4 cặp bánh răng trụ răng thẳng ($a = 240\text{ mm}$ và $a = 360\text{ mm}$) đạt cấp chính xác 9, thỏa mãn mọi chỉ tiêu về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn trong suốt chu kỳ $36.000\text{ giờ}$.
    • Tính toán hoàn chỉnh kết cấu 3 trục truyền động, kiểm nghiệm độ bền mỏi và lựa chọn đồng bộ hệ thống ổ lăn, vỏ hộp đúc cùng các chi tiết định vị bôi trơn.

  • Giải pháp kỹ thuật đề xuất:

    • Đề xuất ứng dụng động cơ điện xoay chiều 3 pha 4A80B6Y3 kết hợp đai răng làm bộ truyền ngoài giúp tăng tính êm dịu, giảm tải trọng va đập và bảo vệ động cơ khi quá tải.
    • Phân phối tỷ số truyền theo chuỗi số nhân ($\varphi = 2$), đảm bảo khoảng cách trục đồng nhất theo từng nhóm truyền động sơ cấp và thứ cấp, tối ưu hóa kích thước vỏ hộp.

  • Đóng góp của đồ án:

    • Ứng dụng phần mềm mô hình hóa SolidWorks vào bài toán động lực học cơ cấu chấp hành, trích xuất chính xác khối lượng và tọa độ trọng tâm các khâu ($m_3 = 1540{,}35\text{ g}, m_1 = 798\text{ g}$), nâng cao độ chính xác của phản lực khớp động và momen cân bằng so với phương pháp tính toán giải tích ước lượng.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:

    • Tính toán thiết kế dựa trên giả thiết tải trọng tĩnh không đổi trong suốt chu kỳ làm việc 10 năm ($36.000\text{ giờ}$), chưa xét đến chế độ tải trọng thay đổi ngẫu nhiên hoặc tải va đập trong thực tế sản xuất.
    • Bỏ qua lực quán tính và khối lượng của khâu 2 ($m_2$) trong quá trình giải bài toán động lực học cơ cấu sin do giả định giá trị rất nhỏ so với khâu trượt 3.
    • Kích thước hình học của hộp tốc độ bánh răng phân cấp còn tương đối lớn do sử dụng khoảng cách trục $a = 360\text{ mm}$ ở nhóm thứ cấp.

  • Hướng nghiên cứu tiếp:

    • Mô phỏng và kiểm nghiệm hệ thống dưới các điều kiện tải trọng động biến thiên theo thời gian thực.
    • Tối ưu hóa kích thước và khối lượng vỏ hộp, khảo sát phương án bố trí không gian trục để thu nhỏ kích thước tổng thể.
    • Phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để kiểm nghiệm biến dạng nhiệt của vỏ hộp và dao động riêng của các trục khi vận hành ở tốc độ cao.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật trực tiếp cho:

  • Đối tượng: Sinh viên, giảng viên và kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế máy hoặc Khóa luận tốt nghiệp về hệ thống dẫn động cơ khí.
  • Nội dung giá trị:
    • Phương pháp phân phối tỷ số truyền và xây dựng lưới kết cấu/đồ thị số vòng quay cho hộp tốc độ nhiều cấp theo chuỗi số nhân.
    • Quy trình tính toán bộ truyền đai răng và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn Việt Nam.
    • Phương pháp kết hợp giữa mô phỏng CAD/SolidWorks và giải tích tĩnh học để giải quyết bài toán cơ cấu chấp hành dạng sin.

Câu hỏi thường gặp

  1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án có mã hiệu và thông số kỹ thuật như thế nào? Động cơ được chọn là loại xoay chiều 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch kiểu 4A80B6Y3, công suất $1{,}1\text{ kW}$, tốc độ quay $920\text{ vg/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0{,}81$ và hiệu suất $75%$.

  2. Bộ truyền ngoài của hệ thống sử dụng loại truyền động nào và thông số hình học chính là bao nhiêu? Hệ thống sử dụng bộ truyền đai răng có môđun $m = 4\text{ mm}$, tỷ số truyền $u_đ = 5{,}75$, số răng bánh đai nhỏ $z_1 = 16$, số răng bánh đai lớn $z_2 = 92$, số răng của dây đai $z_đ = 125$, chiều dài đai $l_đ = 1570\text{ mm}$ và khoảng cách trục $a = 400\text{ mm}$.

  3. Vật liệu chế tạo các bánh răng trong hộp tốc độ là gì và ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định là bao nhiêu? Bánh răng được chế tạo từ Thép 45X tôi cải thiện (độ rắn bánh nhỏ HB 230...280, bánh lớn HB 163...269). Giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép dùng để tính toán và kiểm nghiệm là $[\sigma_H] = 433{,}636\text{ MPa}$.

  4. Cơ cấu chấp hành trong đồ án là dạng cơ cấu gì và các thông số động học của con trượt đạt giá trị bao nhiêu? Cơ cấu chấp hành là cơ cấu sin với hành trình con trượt $s = 350\text{ mm}$ ($l_{AB} = 175\text{ mm}$), số hành trình kép $n = 10\text{ htk/phút}$. Vận tốc con trượt tính toán đạt $v_C = 1{,}036\text{ m/s}$, gia tốc con trượt đạt $a_C = 12{,}68\text{ m/s}^2$ và momen cân bằng trên khâu dẫn là $T_{cb} = 48.731\text{ N.mm}$.

  5. Các khoảng cách trục tiêu chuẩn của 2 nhóm truyền động trong hộp tốc độ được tính toán bằng bao nhiêu? Nhóm truyền động sơ cấp (cặp bánh răng $Z_1-Z_1'$ và $Z_2-Z_2'$) có khoảng cách trục $a = 240\text{ mm}$ với môđun $m = 4\text{ mm}$. Nhóm truyền động thứ cấp (cặp bánh răng $Z_3-Z_3'$ và $Z_4-Z_4'$) có khoảng cách trục $a = 360\text{ mm}$ với môđun $m = 6\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí có tốc độ thay đổi 4 cấp dẫn động cơ cấu sin theo đúng các yêu cầu kỹ thuật đề ra. Hệ thống kết hợp đồng bộ giữa động cơ 3 pha không đồng bộ 4A80B6Y3, bộ truyền đai răng ngoài và hộp tốc độ bánh răng 3 trục đạt chuẩn độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi. Việc ứng dụng phần mềm SolidWorks vào trích xuất khối lượng khâu và mô phỏng động lực học đã hoàn thiện cơ sở dữ liệu tính toán cho toàn bộ đồ án.