Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống cơ khí và các trạm dẫn động công nghiệp, hộp giảm tốc đóng vai trò là cơ cấu truyền động trung gian biệt lập giữa động cơ điện và máy công tác. Thiết bị có chức năng giảm số vòng quay, điều chỉnh vận tốc góc và truyền tải công suất, đồng thời làm tăng mô-men xoắn đầu ra để đáp ứng yêu cầu làm việc thực tế của cơ cấu chấp hành. Đồ án môn học "PBL 1: Thiết kế và mô phỏng hệ thống dẫn động" tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế động lực học và kết cấu cho hệ thống dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi.

Lý do lựa chọn sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi xuất phát từ các yêu cầu cơ học đặc thù của hệ thống truyền động bánh răng:

  • Khắc phục sự phân bố tải trọng không đều trên các ổ trục và gối tựa thường gặp ở hộp giảm tốc khai triển thông thường.
  • Triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên các trục nhờ việc bố trí hai cặp bánh răng nghiêng đối xứng ở cấp nhanh.
  • Sử dụng tối đa khả năng tải của vật liệu chế tạo bánh răng ở cả cấp nhanh và cấp chậm, giúp kết cấu làm việc êm và truyền được công suất lớn.

Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được xác định thông qua hệ thống thông số kỹ thuật cho trước của băng tải:

  1. Lực kéo băng tải: $P = 2950\text{ N}$.
  2. Vận tốc làm việc của băng tải: $v = 0{,}95\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 320\text{ mm}$.
  4. Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, có rung động nhẹ.
  5. Thời gian phục vụ thiết kế: $T = 4{,}5\text{ năm}$ (chế độ làm việc 290 ngày/năm).
  6. Chiều quay: Hệ thống làm việc một chiều.

Đối tượng nghiên cứu là trạm dẫn động băng tải cơ khí gồm: động cơ điện không đồng bộ ba pha, bộ truyền đai thang ngoài hộp, hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ có cấp nhanh phân đôi, khớp nối trục vòng đàn hồi và hệ trục đỡ. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở các bước tính toán động học, tính chọn công suất động cơ, thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của các bộ truyền, phân tích lực tác dụng không gian, thiết kế kích thước các trục và tính chọn gối đỡ ổ lăn theo số liệu tải trọng cụ thể.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Nghiên cứu sử dụng hệ thống lý thuyết tính toán thiết kế máy và chi tiết máy truyền thống, dựa trên các tài liệu quy chuẩn kỹ thuật:

  • Tài liệu đối chiếu chính: Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp, 1999) để tra cứu hiệu suất truyền động, hệ số tải trọng, kích thước kết cấu và tiêu chuẩn động cơ điện.
  • Tiêu chuẩn vật liệu và cơ tính: Tra cứu ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép, ứng suất uốn mỏi cho phép của thép 45 và thép 35 thường hóa; tiêu chuẩn dầu nhờn công nghiệp bôi trơn bánh răng theo TOCT 1707-51.
  • Dãy kích thước tiêu chuẩn đường kính ngõng trục, ổ lăn và khớp nối trục chốt vòng đàn hồi.

Phương pháp nghiên cứu thực tế được triển khai theo các quy trình giải tích kỹ thuật:

  • Phương pháp phân tích động học và cân bằng năng lượng: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ từ công suất có ích trên băng tải thông qua tích hiệu suất của các cặp bộ truyền ($\eta_{chung} = \eta_d \cdot \eta_{br}^3 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_k$).
  • Phương pháp tính toán độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn: Tính toán khoảng cách trục $A$, mô-đun pháp $m_n$, số răng và góc nghiêng răng dựa trên ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép $[\sigma]_{tx}$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma]_u$; sau đó tiến hành kiểm nghiệm khả năng chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn theo giới hạn chảy của vật liệu.
  • Phương pháp giải tích tĩnh học không gian: Tách từng trục thành hệ thanh chịu lực không gian ba chiều dưới tác dụng của lực vòng ($P$), lực hướng tâm ($P_r$), lực dọc trục ($P_a$) từ các ăn khớp bánh răng, lực căng đai ($R_d$) và lực khớp nối ($F_{kn}$). Lập các phương trình cân bằng mô-men và hình chiếu lực trên hai mặt phẳng vuông góc $YOZ$ và $XOZ$ để tìm phản lực liên kết tại các gối đỡ ổ lăn, xây dựng biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn tương đương ($M_{tđ}$).
  • Nguồn dữ liệu: Toàn bộ số liệu tính toán được thiết lập từ bảng thông số đề bài kết hợp bảng tra cứu thực nghiệm kỹ thuật cơ khí.

Thiết kế và thông số kỹ thuật của hệ thống

Hệ thống dẫn động cơ khí được cấu trúc thành chuỗi truyền động nối tiếp: Động cơ điện $\to$ Bộ truyền ngoài đai thang $\to$ Trục I (trục vào hộp giảm tốc) $\to$ Cấp nhanh phân đôi bánh răng nghiêng $\to$ Trục II (trục trung gian) $\to$ Cấp chậm bánh răng trụ $\to$ Trục III (trục ra) $\to$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\to$ Tang băng tải.

Hệ thống thông số kỹ thuật cốt lõi được tác giả tính toán và chuẩn hóa qua các bảng số liệu sau:

Thông số động học và động lực học Giá trị thiết kế Đơn vị
Công suất yêu cầu trên băng tải ($N_t$) 2,8025 kW
Hiệu suất chung toàn hệ thống ($\eta$) 0,8457 -
Công suất cần thiết của động cơ ($N_{ct}$) 3,3136 kW
Kiểu động cơ điện được chọn AO2-41-4 -
Công suất định mức động cơ ($N_{đc}$) 4,0 kW
Tốc độ quay định mức động cơ ($n_{đc}$) 1450 vòng/phút
Tỷ số truyền chung hệ thống ($i$) 25,5737 -
Tỷ số truyền bộ truyền đai ($i_d$) 5,0000 -
Tỷ số truyền cấp nhanh phân đôi ($i_n$) 2,4774 -
Tỷ số truyền cấp chậm ($i_c$) 2,0645 -
Thông số hình học các bộ truyền Bộ truyền đai thang Cấp nhanh (nghiêng phân đôi) Cấp chậm (trụ)
Loại truyền động / Tiết diện Đai thang loại A ($13 \times 8\text{ mm}$) Bánh răng trụ răng nghiêng Bánh răng trụ
Vật liệu bánh nhỏ / bánh lớn Gang / Thép Thép 45 / Thép 35 thường hóa Thép 45 / Thép 35 thường hóa
Khoảng cách trục ($A$) $748\text{ mm}$ $160\text{ mm}$ $198\text{ mm}$ (danh nghĩa $202{,}5\text{ mm}$)
Mô-đun pháp ($m_n$) - $2\text{ mm}$ $3\text{ mm}$
Góc nghiêng răng ($\beta$) - $11^\circ 6'$ $0^\circ$
Số răng ($Z_1 / Z_2$) - $45 / 112$ $44 / 91$
Chiều rộng vành răng ($b$) Chiều rộng đai: $68\text{ mm}$ $64\text{ mm}$ $80\text{ mm}$
Số đai / Số cặp ăn khớp $Z = 4\text{ đai}$ 2 cặp phân đôi đối xứng 1 cặp

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Giới thiệu chung về đầu đề đồ án, các loại hộp giảm tốc

Chương này khảo sát phân loại các dạng hộp giảm tốc cơ khí: hộp giảm tốc bánh răng nón một cấp ($i < 3$ hoặc $i \le 5$); hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp và ba cấp (gồm sơ đồ đồng trục, sơ đồ khai triển, sơ đồ phân đôi); hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ; hộp giảm tốc trục vít và bánh răng - trục vít; hộp giảm tốc bánh răng hành tinh. Tác giả phân tích cấu tạo, nguyên lý làm việc và so sánh ưu nhược điểm kỹ thuật của sơ đồ phân đôi cấp nhanh và phân đôi cấp chậm:

  • Ưu điểm của sơ đồ phân đôi cấp nhanh: Bộ truyền làm việc êm; tận dụng tối đa khả năng tải của vật liệu; truyền được công suất lớn; lực dọc trục sinh ra từ các bánh răng nghiêng được triệt tiêu hoàn toàn nhờ bố trí đối xứng; các gối trục chịu tải đồng đều; kết cấu bôi trơn tương đối thuận lợi.
  • Nhược điểm: Chiều rộng của vỏ hộp tăng lên đáng kể; kết cấu gối đỡ ổ phức tạp hơn; khối lượng gia công chế tạo chi tiết tăng.

Chương 2: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Nội dung chương trình bày các bước tính toán phụ tải và xác định tỷ số truyền:

  • Công suất kéo băng tải: $N_t = \frac{P \cdot v}{1000} = \frac{2950 \cdot 0{,}95}{1000} \approx 2{,}8025\text{ kW}$.
  • Hiệu suất tổng: Tra bảng hiệu suất các chi tiết gồm 3 cặp bánh răng trụ kín ($\eta_{br} = 0{,}97$), 1 bộ truyền đai dẹt/thang ($\eta_d = 0{,}955$), 4 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0{,}9925$) và 1 khớp nối ($\eta_k = 1$), xác định $\eta = 0{,}8457$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $N_{ct} = \frac{2{,}8025}{0{,}8457} \approx 3{,}3136\text{ kW}$.
  • Chọn động cơ: Đối chiếu bảng động cơ không đồng bộ ba pha AO2, chọn động cơ AO2-41-4 có công suất $4{,}0\text{ kW}$, vận tốc quay $1450\text{ vg/ph}$, hiệu suất $86{,}0%$, tỷ số mô-men mở máy $\frac{M_m}{M_{đm}} = 1{,}5$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung $i = \frac{1450}{56{,}7} \approx 25{,}5737$. Chọn tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài $i_d = 5$, tỷ số truyền hộp giảm tốc $i_h = 5{,}1147$. Áp dụng điều kiện ngâm dầu bôi trơn $i_n = 1{,}2 \cdot i_c$, tính toán ra tỷ số truyền cấp nhanh $i_n = 2{,}4774$ và cấp chậm $i_c = 2{,}0645$.

Chương 3: Thiết kế các bộ truyền (bộ truyền ngoài, bộ truyền trong)

Tác giả hoàn thiện thiết kế kỹ thuật cho ba bộ truyền và hệ thống bôi trơn:

  • Bộ truyền đai thang: Chọn tiết diện đai loại A ($13 \times 8\text{ mm}$, $F = 81\text{ mm}^2$). Đường kính bánh dẫn $D_1 = 150\text{ mm}$, bánh bị dẫn $D_2 = 735\text{ mm}$. Khoảng cách trục chính xác $A = 748\text{ mm}$ ứng với chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 3000\text{ mm}$. Số đai yêu cầu $Z = 4$. Lực tác dụng lên trục đai $R_d = 1079\text{ N}$.
  • Bộ truyền cấp nhanh (phân đôi): Bánh nhỏ làm bằng thép 45 thường hóa ($HB = 200$), bánh lớn làm bằng thép 35 thường hóa ($HB = 170$). Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán $[\sigma]{tx2} = 442\text{ N/mm}^2$. Khoảng cách trục $A = 160\text{ mm}$. Cấp chính xác chế tạo là 9. Mô-đun pháp $m_n = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 45$, $Z_2 = 112$, góc nghiêng $\beta = 11^\circ 6'$. Chiều rộng vành răng $b = 64\text{ mm}$. Lực vòng $P_1 = 2722{,}45\text{ N}$, lực hướng tâm $P{r1} = 1010\text{ N}$, lực dọc trục $F_{a1} = 534\text{ N}$. Các kiểm nghiệm ứng suất uốn và quá tải đột ngột đều thỏa mãn điều kiện bền.
  • Bộ truyền cấp chậm: Bánh nhỏ thép 45, bánh lớn thép 35. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]{tx2} = 442\text{ N/mm}^2$. Khoảng cách trục tính toán $A = 198\text{ mm}$, mô-đun $m_n = 3\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 44$, $Z_2 = 91$. Chiều rộng răng $b = 80\text{ mm}$. Lực vòng $P_3 = 4377\text{ N}$, lực hướng tâm $P{r3} = 1593\text{ N}$.
  • Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Mức dầu bôi trơn ngâm bánh răng có chiều cao thấp nhất $h_1 \approx 107\text{ mm}$ (dựa trên bánh lớn cấp nhanh $D_{e2} = 232{,}28\text{ mm}$) và mức dầu cao nhất $h_3 \approx 93\text{ mm}$ (dựa trên bánh lớn cấp chậm $D_{e4} = 279\text{ mm}$). Độ chênh lệch mức dầu $h_1 - h_3 = 14\text{ mm}$, nằm trong phạm vi cho phép $10 \div 15\text{ mm}$. Dầu bôi trơn được chọn là dầu công nghiệp tiêu chuẩn TOCT 1707-51 (độ nhớt 12 cho cấp nhanh, độ nhớt 20 cho cấp chậm).

Chương 4: Thiết kế trục và tính then

Chương này thực hiện tính toán sức bền và kết cấu trục cho ba trục của hộp giảm tốc:

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 không nhiệt luyện ($\sigma_b = 600\text{ N/mm}^2$, $\sigma_{ch} = 300\text{ N/mm}^2$, độ cứng $HB = 190$).
  • Tính sơ bộ đường kính trục: Theo ứng suất xoắn cho phép $[\tau_x] = 25\text{ N/mm}^2$, xác định đường kính sơ bộ Trục I là $d_1 = 30\text{ mm}$, Trục II là $d_2 = 40\text{ mm}$, Trục III là $d_3 = 50\text{ mm}$.
  • Xác định khoảng cách các gối đỡ và vị trí lắp ghép: Dựa vào chiều rộng bánh răng, ổ lăn và khe hở kết cấu trong vỏ hộp, tác giả xác định khoảng cách giữa hai gối đỡ trục là $l_{11} = l_{21} = l_{31} = 279\text{ mm}$. Vị trí ăn khớp phân đôi đặt tại các toạ độ cách gốc $63\text{ mm}$ và $216\text{ mm}$. Đoạn trục công-xôn lắp bánh đai có chiều dài $l_{12} = 83{,}5\text{ mm}$; đoạn trục lắp khớp nối có chiều dài $l_{33} = 362{,}5\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và xác định phản lực liên kết gối đỡ:
    • Trục I: $F_{ly11} = 1332{,}93\text{ N}$, $F_{ly10} = 391{,}93\text{ N}$, $F_{lx11} = 2722{,}45\text{ N}$, $F_{lx10} = 2722{,}45\text{ N}$.
    • Trục II: $F_{ly21} = -213{,}5\text{ N}$, $F_{ly20} = -213{,}5\text{ N}$, $F_{lx21} = 4911{,}5\text{ N}$, $F_{lx20} = 4911{,}4\text{ N}$.
    • Trục III: $F_{ly31} = 796{,}5\text{ N}$, $F_{ly30} = 796{,}5\text{ N}$, $F_{lx31} = -680{,}32\text{ N}$, $F_{lx30} = 2849{,}32\text{ N}$.
  • Tính toán mô-men tương đương và đường kính ngõng trục: Căn cứ vào biểu đồ mô-men $M_j = \sqrt{M_{xj}^2 + M_{yj}^2}$ và mô-men tương đương $M_{tđj} = \sqrt{M_j^2 + 0{,}75 T_j^2}$, tác giả tính toán và tiêu chuẩn hóa đường kính trục I (đoạn lắp bánh đai $d_{12} = 20\text{ mm}$, đoạn ngõng ngàm lắp ổ lăn $d_{10} = d_{11} = 30\text{ mm}$).

Chương 5, Chương 6 và Chương 7: Gối đỡ, khớp nối và vỏ hộp

Phần mục lục văn bản liệt kê các chương tiếp theo gồm:

  • Chương 5: Thiết kế gối đỡ trục, xác định kiểu lắp ổ lăn dựa trên phản lực gối trục đã tính.
  • Chương 6: Khớp nối, sử dụng nối trục vòng đàn hồi có đường kính tâm chốt $D_t = 130\text{ mm}$, lực hướng tâm tác dụng lên trục được xác định là $F_{kn} = \frac{2 T_3}{D_t} = 2208\text{ N}$.
  • Chương 7: Tính toán kích thước vỏ hộp đúc và các chi tiết phụ như nắp ổ, que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu và bu-lông liên kết.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu mang lại các kết quả kỹ thuật định lượng cụ thể:

  • Xác lập hoàn chỉnh bộ thông số động lực học cho hệ thống dẫn động băng tải công suất $2{,}8\text{ kW}$, chọn thành công động cơ điện AO2-41-4 công suất $4{,}0\text{ kW}$ hoạt động với hệ số an toàn điện phù hợp.
  • Tính toán chi tiết kích thước hình học của bộ truyền đai thang và hai cấp bộ truyền bánh răng; toàn bộ các giá trị ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn kiểm nghiệm đều nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu thép 45 và thép 35.
  • Chứng minh tính khả thi của phương án bôi trơn ngâm dầu chung cho cả hai cấp bánh răng trong cùng một khoang vỏ hộp với mức chênh lệch dầu đạt $14\text{ mm}$.
  • Xây dựng hoàn chỉnh sơ đồ đặt lực không gian, phương trình cân bằng phản lực liên kết và biểu đồ mô-men uốn - xoắn tương đương cho ba trục dẫn động.

Đóng góp kỹ thuật của đồ án thể hiện ở việc cụ thể hóa phương pháp giải bài toán tĩnh học cho sơ đồ phân đôi cấp nhanh đối xứng, triệt tiêu lực dọc trục của cặp bánh răng nghiêng tác dụng lên gối tựa, giúp giảm tải trọng cục bộ lên ổ bi đỡ và tối ưu hóa phân bố ứng suất trên các đoạn trục.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế kỹ thuật được tác giả chỉ ra trong nội dung đồ án:

  • Hộp giảm tốc cấp nhanh phân đôi đòi hỏi chiều rộng vỏ hộp lớn hơn so với hộp khai triển cùng công suất.
  • Kết cấu các gối đỡ ổ lăn phức tạp hơn và số lượng chi tiết cơ khí cần gia công (bánh răng, then, gối ổ) tăng lên, làm tăng chi phí chế tạo.
  • Phần thuyết minh trong tài liệu trích xuất mới hoàn thiện tính toán chi tiết đến hết Trục I của Chương 4; số liệu kiểm nghiệm then, chọn mã hiệu ổ lăn cụ thể của Chương 5 và kết cấu vỏ hộp chi tiết của Chương 7 chưa được trình bày đầy đủ.

Hướng phát triển tiếp theo:

  • Hoàn thiện tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục II và III theo hệ số an toàn uốn - xoắn kết hợp ($s \ge [s]$).
  • Tính chọn mã hiệu ổ lăn tiêu chuẩn và tính tuổi thọ danh định của ổ lăn theo khả năng tải động ($C$) và tải trọng động quy ước.
  • Xây dựng mô hình 3D hoàn chỉnh của vỏ hộp và tiến hành mô phỏng ứng suất vỏ hộp bằng phương pháp phần tử hữu hạn.

Giá trị tham khảo

Bản thuyết minh đồ án là tài liệu tham khảo thực nghiệm kỹ thuật hữu ích cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hoặc học phần Project-Based Learning (PBL).
  • Người làm đồ án tốt nghiệp cần mẫu biểu tính toán cụ thể về phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu và phương pháp giải hệ lực không gian trên trục của hộp giảm tốc có cấp phân đôi.

Câu hỏi thường gặp

Đề tài căn cứ vào điều kiện nào để lựa chọn động cơ điện AO2-41-4?

Tác giả căn cứ vào công suất cần thiết trên trục động cơ ($N_{ct} = 3{,}3136\text{ kW}$) và số vòng quay yêu cầu của trục tang băng tải ($n_t = 56{,}7\text{ vg/ph}$). Trong bảng tra cứu động cơ không đồng bộ ba pha AO2, động cơ AO2-41-4 đáp ứng điều kiện công suất định mức $N_{đc} = 4{,}0\text{ kW} > N_{ct}$, vận tốc đồng bộ $1450\text{ vg/ph}$ tạo ra tỷ số truyền chung hợp lý ($i = 25{,}5737$), đồng thời có hệ số mô-men khởi động $\frac{M_m}{M_{đm}} = 1{,}5$ thỏa mãn điều kiện mở máy khi tải rung động nhẹ.

Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh mang lại lợi thế gì cho sơ đồ phân đôi?

Cặp bánh răng cấp nhanh được chia thành hai nhánh răng nghiêng đối xứng. Kết cấu này giúp bộ truyền vận hành êm hơn bánh răng thẳng, truyền được tải trọng lớn hơn và triệt tiêu toàn bộ lực dọc trục ($F_{a1} = 534\text{ N}$) tác dụng lên thân trục và các gối tựa ổ lăn, giúp phản lực tại các ổ trục phân bố đồng đều.

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hai cấp bánh răng trong hộp được giải quyết ra sao?

Tác giả khống chế tỷ số truyền cấp nhanh theo công thức $i_n = (1{,}2 \div 1{,}3) i_c$ để đường kính vòng đỉnh của bánh lớn cấp nhanh ($D_{e2} = 232{,}28\text{ mm}$) và cấp chậm ($D_{e4} = 279\text{ mm}$) không chênh lệch quá nhiều. Mức dầu thấp nhất cần đạt $107\text{ mm}$ (ngập chiều cao răng cấp nhanh ít nhất $9\text{ mm}$) và mức dầu cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính bánh lớn cấp chậm ($93\text{ mm}$). Khoảng chênh lệch mức dầu là $14\text{ mm}$, thỏa mãn điều kiện ngâm dầu chung ($10 \div 15\text{ mm}$).

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục III được xác định bằng công thức nào và trị số là bao nhiêu?

Lực khớp nối tác dụng lên trục III được xác định theo công thức $F_{kn} = \frac{2 T_3}{D_t}$, trong đó $T_3$ là mô-men xoắn trên trục III và $D_t = 130\text{ mm}$ là đường kính vòng tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra theo bảng 10a). Trị số lực tính toán được là $F_{kn} = 2208\text{ N}$, đặt tại vị trí công-xôn cách gối đỡ một khoảng $83{,}5\text{ mm}$ (tổng toạ độ $362{,}5\text{ mm}$).

Kết luận

Bản thuyết minh đồ án "PBL 1: Thiết kế và mô phỏng hệ thống dẫn động" đã hoàn thành việc tính toán động học và động lực học cho hệ thống dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Tác giả đã xác định chính xác các thông số động cơ điện, tỷ số truyền, kích thước hình học và độ bền mỏi của các bộ truyền đai thang và bánh răng trụ. Đồng thời, công trình giải quyết trọn vẹn bài toán cơ học kết cấu trục và lập biểu đồ mô-men không gian trên trục I, tạo cơ sở kỹ thuật vững chắc cho việc thiết kế gối đỡ và chế tạo vỏ hộp giảm tốc.