Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư và cử nhân kỹ thuật ngành Cơ khí Chế tạo máy, đồ án Cơ sở thiết kế máy (hoặc Thiết kế hệ dẫn động cơ khí) đóng vai trò là một công trình tổng hợp kiến thức cốt lõi. Tài liệu này ghi lại toàn bộ quá trình tính toán và thiết kế kỹ thuật cho trạm dẫn động băng tải do sinh viên Dương Minh Tuấn (Lớp CĐTK17.3, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên) thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Trần Thế Văn.

Hệ thống truyền động cơ khí là bộ phận trung tâm của các thiết bị nâng chuyển và băng chuyền công nghiệp. Mục tiêu chính của đồ án là xác định các thông số động học, động lực học và kết cấu hình học của từng chi tiết máy trong hệ thống truyền động băng tải nhằm đảm bảo khả năng làm việc liên tục, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ ổn định mỏi trong suốt vòng đời thiết kế.

Nhiệm vụ và thông số kỹ thuật đầu vào được xác định cụ thể như sau:

  1. Lực kéo trên băng tải (lực vòng công tác): $F = 2500\text{ N}$.
  2. Vận tốc chuyển động của xích tải/băng tải: $v = 1,3\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang/băng tải: $D = 275\text{ mm}$.
  4. Thời gian phục vụ yêu cầu: $L = 20000\text{ giờ}$.
  5. Chế độ vận hành: 2 ca làm việc/ngày; đặc tính tải trọng nhẹ.
  6. Góc nghiêng của đường nối tâm các bộ truyền ngoài: $55^\circ$.
  7. Chế độ biến thiên tải trọng theo chu kỳ thời gian: $t_1 = 3\text{ s}$, $t_2 = 18000\text{ s}$, $t_3 = 10800\text{ s}$ (mô men mở máy tác động trong thời gian ngắn $t_1 = 3\text{ s}$ được xét riêng khi kiểm nghiệm quá tải).

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là toàn bộ trạm dẫn động cơ khí, bao gồm: động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc một cấp bánh răng côn răng thẳng, bộ truyền xích ngoài và hệ thống các trục mang chi tiết quay. Phạm vi nghiên cứu tập trung vào quy trình tính toán động học, thiết kế độ bền chi tiết máy và lựa chọn kết cấu theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Đồ án được xây dựng dựa trên cơ sở lý thuyết sức bền vật liệu, nguyên lý máy và chi tiết máy, áp dụng trực tiếp các phương pháp tính toán chuẩn từ tài liệu chuyên ngành "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt đồ án bao gồm:

  • Phương pháp tính toán giải tích động học và động lực học: Xác định công suất tương đương, hiệu suất toàn hệ thống, công suất cần thiết trên trục động cơ và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho từng cấp truyền động.
  • Phương pháp thiết kế theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Tính toán kích thước hình học sơ bộ, kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ theo tải trọng danh nghĩa và tải trọng quá tải cho bộ truyền bánh răng côn và bộ truyền xích.
  • Phương pháp giải tích phân bố tải trọng và cân bằng tĩnh/động trên trục: Xác định các lực tác dụng trong không gian (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$), xây dựng phương trình cân bằng mô men, vẽ biểu đồ nội lực ($M_x, M_y, T$) và tính toán đường kính trục theo điều kiện mỏi với hệ số an toàn $[s]$.
  • Phương pháp tra cứu và tiêu chuẩn hóa: Lựa chọn các thông số tiêu chuẩn như kiểu động cơ điện (dãy 4A), tiết diện đai thang (loại A), bước xích tiêu chuẩn ($p = 25,4\text{ mm}$), mô đun pháp bánh răng côn ($m_{te} = 2,5\text{ mm}$), ổ lăn và then bán nguyệt/then bằng theo tiêu chuẩn cơ khí.

Thiết kế và triển khai hệ thống truyền động

Hệ thống dẫn động băng tải được bố trí theo chuỗi truyền động nối tiếp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp $\rightarrow$ Bộ truyền xích con lăn $\rightarrow$ Trục công tác của băng tải.

Động cơ điện (4A100S2Y3) 
Bộ truyền đai thang (Loại A, 1 sợi) 
Trục I (Trục chủ động hộp giảm tốc)
Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (Cặp z1=27, z2=80)
Trục II (Trục bị động hộp giảm tốc)
Bộ truyền xích con lăn (1 dãy, p = 25,4 mm, z1=23, z2=69)
Trục công tác băng tải (v = 1,3 m/s, F = 2500 N)

Kiến trúc truyền động này sử dụng bộ truyền đai ở cấp tốc độ cao nhằm giảm rung động và bảo vệ quá tải cho động cơ; hộp giảm tốc bánh răng côn đóng vai trò chuyển hướng truyền động vuông góc $90^\circ$ và giảm tốc độ; bộ truyền xích ở cấp tốc độ thấp giúp chịu tải trọng lớn và truyền chuyển động đến khoảng cách xa của trục tang băng tải.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần 1. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Tác giả xác định công suất làm việc trên trục tang băng tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2500 \cdot 1,3}{1000} = 3,25\text{ kW}$$ Xét biểu đồ tải trọng với thời gian làm việc ở các mức tải, công suất tương đương xác định được là $P_{td} = 2,970\text{ kW}$.

Hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động được tổng hợp từ các hiệu suất thành phần:

  • Hiệu suất bộ truyền đai để hở: $\eta_d = 0,96$
  • Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn che kín: $\eta_{br} = 0,97$
  • Hiệu suất bộ truyền xích để hở: $\eta_x = 0,93$
  • Hiệu suất 3 cặp ổ lăn che kín: $\eta_{ol}^3 = 0,995^3$ $$\eta = \eta_d \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^3 = 0,96 \cdot 0,97 \cdot 0,93 \cdot 0,995^3 \approx 0,853$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{2,970}{0,853} = 3,481\text{ kW}$$

Số vòng quay trên trục làm việc của băng tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,3}{3,14 \cdot 275} = 90,284\text{ vòng/phút}$$

Với tỷ số truyền sơ bộ lựa chọn ($u_d = 3,56$, $u_{br} = 3$, $u_x = 2,98 \implies u_{sb} = 31,826$), tốc độ đồng bộ sơ bộ của động cơ là $n_{sb} = n_{lv} \cdot u_{sb} = 2873,378\text{ vòng/phút}$. Căn cứ vào các điều kiện kỹ thuật ($P_{dc} \ge 3,481\text{ kW}$, $n_{dc} \approx n_{sb}$), tác giả chọn kiểu động cơ điện 4A100S2Y3 với các thông số:

  • Công suất định mức: $P = 4\text{ kW}$
  • Tốc độ quay định mức: $n = 2880\text{ vòng/phút}$
  • Hệ số công suất $\cos\varphi = 0,89$; Hiệu suất $\eta% = 86,5%$
  • Tỷ số mô men: $T_{max}/T_{dn} = 1,4$; $T_k/T_{dn} = 2,0$

Tỷ số truyền thực tế toàn hệ thống: $u_{ht} = \frac{2880}{90,284} = 31,899$. Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền: $u_d = 3,56$; $u_{br} = 3,0$; $u_x = 2,98$.

Thông số Trục Động cơ Trục I (Chủ động) Trục II (Bị động) Trục Làm việc
Tỷ số truyền ($u$) - $u_d = 3,56$ $u_{br} = 3,00$ $u_x = 2,98$
Công suất ($P$, kW) 3,481 3,209 - 2,969
Số vòng quay ($n$, vg/ph) 2880 808,989 269,662 90,490
Mô men xoắn ($T$, Nmm) 11542,89 39251,15 121897,41 313337,93

Phần 2. Tính toán bộ truyền đai

Bộ truyền đai đặt ở đầu vào hệ thống, nối giữa trục động cơ và trục I của hộp giảm tốc với công suất $P_1 = 3,481\text{ kW}$, tốc độ $n_1 = 2880\text{ vòng/phút}$, tỷ số truyền $u_d = 3,56$. Do $P_1 > 2\text{ kW}$, tác giả chọn đai thang loại A.

Các bước tính toán và kiểm nghiệm:

  • Đường kính bánh đai: Bánh chủ động tiêu chuẩn $d_1 = 160\text{ mm}$, vận tốc đai $v = \frac{\pi \cdot 160 \cdot 2880}{60000} = 24,115\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$. Đường kính bánh bị động tính theo hệ số trượt $\varepsilon = 0,02$ được chọn tiêu chuẩn $d_2 = 560\text{ mm}$, sai lệch tỷ số truyền thực tế $\Delta u = 0,309% \le 4%$.
  • Chiều dài đai và khoảng cách trục: Chiều dài đai tiêu chuẩn chọn $l = 2500\text{ mm}$. Tần số va đập $i = \frac{v}{l} = \frac{24,115}{2,5} = 9,646\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$. Khoảng cách trục sau khi tính toán lại đạt $a = 654\text{ mm}$.
  • Góc ôm và số đai: Góc ôm trên bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 145^\circ \ge 120^\circ$ (đảm bảo điều kiện bám ma sát). Số lượng đai tính toán $z = 1$ sợi.
  • Kích thước bánh đai và lực tác dụng: Chiều rộng bánh đai $B = 20\text{ mm}$; đường kính ngoài $d_{a1} = 166,6\text{ mm}$, $d_{a2} = 566,6\text{ mm}$. Lực căng ban đầu $F_0 = 195,683\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 373,252\text{ N}$.

Phần 3. Tính toán bộ truyền xích

Bộ truyền xích nhận công suất từ trục II của hộp giảm tốc ($P_{II} = 3,209\text{ kW}$, $n_{II} = 269,662\text{ vg/ph}$) truyền đến trục công tác với $u_x = 2,98$. Tác giả chọn xích con lăn một dãy chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng $170-210\text{ HB}$ nhằm tối ưu chi phí và chống mài mòn.

Kết quả tính toán thông số xích:

  • Số răng đĩa xích: Chọn số răng đĩa nhỏ $z_1 = 23$ răng; số răng đĩa lớn $z_2 = u_x \cdot z_1 = 68,54 \rightarrow$ chọn $z_2 = 69$ răng (tỷ số truyền thực tế $u_{tt} = 3,0$, sai lệch $\Delta u = 0,67%$).
  • Bước xích và số mắt xích: Tính theo độ bền mòn với công suất tính toán $P_t = 15,748\text{ kW}$, chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 25,4\text{ mm}$ ($p < p_{max} = 50,8\text{ mm}$). Số mắt xích chẵn $x = 128$ mắt xích; khoảng cách trục điều chỉnh $a = 1021\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Hệ số an toàn về độ bền va đập và quá tải: $s = 43,88 \ge [s]$.
    • Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: $\sigma_{H1} < [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$ và $\sigma_{H2} < [\sigma_H] = 600\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học đĩa xích: Đường kính vòng chia $d_1 = 186,536\text{ mm}$, $d_2 = 558,062\text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 1283,302\text{ N}$.

Phần 4. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Hộp giảm tốc sử dụng cặp bánh răng côn răng thẳng một cấp. Cả hai bánh răng được chế tạo từ Thép 45 tôi cải thiện (vật liệu nhóm I, độ cứng $\le 350\text{ HB}$):

  • Bánh nhỏ (bánh 1): Độ rắn chọn $HB_1 = 240$; giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$; giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$.
  • Bánh lớn (bánh 2): Độ rắn chọn $HB_2 = 230$; giới hạn bền $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$; giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]_1 = 500\text{ MPa}$, $[\sigma_H]_2 = 482\text{ MPa}$; ứng suất tiếp xúc tính toán trung bình $[\sigma_H] = 491\text{ MPa}$.

Kết quả xác định thông số ăn khớp và kiểm nghiệm bền:

  • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 105,5\text{ mm}$.
  • Chiều rộng vành răng: $b = 32\text{ mm}$.
  • Mô đun vòng ngoài tiêu chuẩn: $m_{te} = 2,5\text{ mm}$; mô đun vòng trung bình: $m_{tm} = 2,125\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_1 = 27$ răng, $z_2 = 80$ răng; tỷ số truyền thực tế $u_m = 2,96 \approx 3$.
  • Góc côn chia: $\delta_1 = 18^\circ 38' 58''$; $\delta_2 = 71^\circ 22' 2''$.
  • Hệ số dịch chỉnh chiều cao: $x_1 = +0,31$; $x_2 = -0,31$.
  • Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 67,5\text{ mm}$; $d_{e2} = 200\text{ mm}$.
  • Đường kính đỉnh răng ngoài: $d_{ae1} = 73,7\text{ mm}$; $d_{ae2} = 201,1\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 446,45\text{ MPa} < [\sigma_H] = 491\text{ MPa}$ (thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc).
  • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 82,38\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$; $\sigma_{F2} = 76,51\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (thỏa mãn điều kiện bền uốn).
  • Lực tác dụng khi ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = F_{t2} = 1368,35\text{ N}$; Lực dọc trục $F_{a1} = F_{r2} = 153,90\text{ N}$; Lực hướng tâm $F_{r1} = F_{a2} = 473,66\text{ N}$.

Phần 5. Tính toán thiết kế trục

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, độ cứng $200\text{ HB}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 30\text{ MPa}$.

Quá trình tính toán kết cấu và kiểm nghiệm trục:

  1. Xác định đường kính sơ bộ:
    • Trục I: $d_{I,sb} = 25\text{ mm}$ (với mô men xoắn $T_I = 39251,15\text{ Nmm}$).
    • Trục II: $d_{II,sb} = 35\text{ mm}$ (với mô men xoắn $T_{II} = 121897,41\text{ Nmm}$).
  2. Xác định khoảng cách gối đỡ và phân tích lực không gian:
    • Trục I: Khoảng cách các điểm đặt lực và gối đỡ gồm $l_{11} = 70\text{ mm}$, khoảng chìa $l_{12} = -66\text{ mm}$, $l_{13} = 106\text{ mm}$. Các lực tác dụng gồm lực từ bánh đai nghiêng $55^\circ$ ($F_{dx} = 305,75\text{ N}, F_{dy} = 214,08\text{ N}$) và lực từ bánh răng côn ($F_{t1} = 1368,35\text{ N}, F_{r1} = 473,66\text{ N}, F_{a1} = 153,90\text{ N}$). Phản lực gối tựa được tính toán tại các gối B và C.
    • Trục II: Khoảng cách các gối đỡ $l_{21} = 174\text{ mm}, l_{22} = 48\text{ mm}, l_{23} = 85\text{ mm}$. Lực xích ngoài nghiêng $55^\circ$ ($F_{dx} = 736,07\text{ N}$) kết hợp lực ăn khớp bánh răng côn sinh ra các phản lực gối đỡ: $X_B = 825\text{ N}, Y_B = 766\text{ N}, X_D = 1142\text{ N}, Y_D = 123\text{ N}$.
  3. Xác định đường kính chính xác và kiểm nghiệm bền mỏi:
    • Dựa trên mô men tương đương $M_{td} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0,75 \cdot T^2}$ tại từng tiết diện:
      • Trục I chọn: $d_A = 20\text{ mm}$ (lắp đai), $d_C = 25\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_D = 20\text{ mm}$ (lắp bánh răng).
      • Trục II chọn: $d_A = 22\text{ mm}$ (lắp đĩa xích), $d_B = 25\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_C = 30\text{ mm}$ (lắp bánh răng côn).
    • Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm (có rãnh then, tập trung ứng suất): Tại mặt cắt C của trục I, hệ số an toàn đạt $S_C = 3,7 > [s] = 2,5$, đảm bảo an toàn tuyệt đối về mỏi trong suốt $20000\text{ giờ}$ làm việc.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Bảng tổng hợp thông số thiết kế của hệ dẫn động

Hạng mục / Cụm chi tiết Thông số kỹ thuật chính Giá trị nghiệm thu
Động cơ điện Kiểu động cơ / Công suất / Tốc độ 4A100S2Y3 / $4\text{ kW}$ / $2880\text{ vg/ph}$
Bộ truyền đai ngoài Loại đai / Số đai / Khoảng cách trục Đai thang loại A / $z = 1$ / $a = 654\text{ mm}$
Đường kính đai nhỏ / Đường kính đai lớn $d_1 = 160\text{ mm}$ / $d_2 = 560\text{ mm}$
Lực căng ban đầu / Lực tác dụng lên trục $F_0 = 195,683\text{ N}$ / $F_r = 373,252\text{ N}$
Hộp giảm tốc bánh răng côn Vật liệu chế tạo bánh dẫn / bị dẫn Thép 45 tôi cải thiện ($240\text{ HB}$ / $230\text{ HB}$)
Mô đun vòng ngoài / Chiều rộng vành răng $m_{te} = 2,5\text{ mm}$ / $b = 32\text{ mm}$
Số răng bánh 1 / Số răng bánh 2 $z_1 = 27$ / $z_2 = 80$ ($u_m = 2,96$)
Ứng suất tiếp xúc thực tế / Cho phép $\sigma_H = 446,45\text{ MPa} \le 491\text{ MPa}$
Ứng suất uốn bánh dẫn / bánh bị dẫn $\sigma_{F1} = 82,38\text{ MPa}$ / $\sigma_{F2} = 76,51\text{ MPa}$
Bộ truyền xích ngoài Loại xích / Bước xích / Số mắt xích Xích con lăn 1 dãy / $p = 25,4\text{ mm}$ / $x = 128$
Số răng đĩa 1 / Số răng đĩa 2 $z_1 = 23$ / $z_2 = 69$ ($u_x = 3,0$)
Hệ số an toàn va đập / Lực lên trục $s = 43,88 \ge [s]$ / $F_r = 1283,302\text{ N}$
Kết cấu trục Đường kính Trục I (Đai / Ổ / Bánh răng) $d_A = 20\text{ mm}$ / $d_C = 25\text{ mm}$ / $d_D = 20\text{ mm}$
Đường kính Trục II (Xích / Ổ / Bánh răng) $d_A = 22\text{ mm}$ / $d_B = 25\text{ mm}$ / $d_C = 30\text{ mm}$
Hệ số an toàn mỏi tiết diện nguy hiểm $S_C = 3,7 > [s] = 2,5$

Đóng góp kỹ thuật

  • Cung cấp chuỗi tính toán chi tiết, có tính logic cao, kết nối liên tục từ thông số công tác đầu ra của băng tải ngược về trục động cơ điện.
  • Xử lý chính xác bài toán phối hợp ba dạng truyền động cơ bản (đai, bánh răng côn, xích), đảm bảo cân đối tỷ số truyền và hạn chế tối đa kích thước hướng kính của hộp giảm tốc.
  • Kiểm nghiệm toàn diện các chỉ tiêu cơ bản trong thiết kế máy: độ bền tiếp xúc mặt răng, độ bền uốn chân răng, khả năng chịu quá tải khi mở máy, độ bền va đập xích và độ bền mỏi nhiều chu kỳ của trục.

Hạn chế và phạm vi nghiên cứu

  • Phạm vi nội dung: Tài liệu tập trung chủ yếu vào phần thuyết minh tính toán động học, động lực học và thiết kế độ bền chi tiết máy; chưa phản ánh chi tiết phần thiết kế vỏ hộp giảm tốc, tính chọn dung sai lắp ghép và quy trình công nghệ gia công cơ khí các chi tiết.
  • Giả định tính toán: Các tính toán độ bền mỏi trục được thực hiện trên cơ sở giả định tải trọng tĩnh tương đương quy đổi từ biểu đồ tải trọng bậc, chưa khảo sát dao động xoắn hay mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) đối với ứng suất cục bộ tại các vị trí tập trung ứng suất phức tạp.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp và chuẩn mực dành cho:

  1. Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
  2. Giảng viên và cán bộ hướng dẫn đồ án làm tài liệu mẫu về trình tự tính toán, cách tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn và lập bảng số liệu kỹ thuật.
  3. Kỹ sư thiết kế máy móc công nghiệp tham khảo các bước tính toán công suất, phân phối tỷ số truyền và kiểm nghiệm độ bền cho hệ thống băng tải tải trọng nhẹ và trung bình.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động này là loại nào và có công suất bao nhiêu?
Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A100S2Y3 với công suất định mức $P = 4\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $n = 2880\text{ vòng/phút}$, đáp ứng yêu cầu công suất cần thiết tính toán $P_{ct} = 3,481\text{ kW}$.

2. Tỷ số truyền toàn hệ thống được phân phối cụ thể cho các bộ truyền như thế nào?
Tổng tỷ số truyền của hệ thống là $u_{ht} = 31,899$, được phân phối lần lượt cho: bộ truyền đai ngoài $u_d = 3,56$, bộ truyền bánh răng côn trong hộp giảm tốc $u_{br} = 3,0$ và bộ truyền xích ngoài $u_x = 2,98$.

3. Bánh răng côn răng thẳng trong hộp giảm tốc được thiết kế với mô đun và số răng bằng bao nhiêu?
Bộ truyền bánh răng côn có mô đun vòng ngoài tiêu chuẩn $m_{te} = 2,5\text{ mm}$ (mô đun vòng trung bình $m_{tm} = 2,125\text{ mm}$), số răng bánh dẫn $z_1 = 27$ răng, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 80$ răng, góc côn chia tương ứng là $\delta_1 = 18^\circ 38' 58''$ và $\delta_2 = 71^\circ 22' 2''$.

4. Bộ truyền xích ngoài sử dụng loại xích nào và có đạt điều kiện an toàn va đập không?
Bộ truyền sử dụng xích con lăn một dãy với bước xích tiêu chuẩn $p = 25,4\text{ mm}$, số mắt xích $x = 128$. Hệ số an toàn về va đập tính toán đạt $s = 43,88$, vượt xa hệ số an toàn cho phép $[s]$, đảm bảo xích không bị đứt hoặc hỏng do va đập.

5. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi trên trục của hộp giảm tốc đạt giá trị bao nhiêu?
Tại mặt cắt nguy hiểm C trên Trục I (nơi lắp ổ lăn và chịu mô men tương đương lớn), hệ số an toàn mỏi tính toán đạt $S_C = 3,7$, lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$, chứng minh trục hoàn toàn đủ độ bền mỏi trong thời gian làm việc $20000\text{ giờ}$.

Kết luận

Đồ án Cơ sở thiết kế máy của tác giả Dương Minh Tuấn đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế cho trạm dẫn động băng tải công suất $4\text{ kW}$. Các thông số động học, kích thước hình học của bộ truyền đai thang, bộ truyền xích con lăn, cặp bánh răng côn răng thẳng và hệ thống trục đều được xác định chính xác theo tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Toàn bộ kết quả tính toán đều thỏa mãn các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và bền mỏi, tạo tiền đề vững chắc cho việc thiết kế kết cấu chi tiết và gia công chế tạo thực tế.