Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án thiết kế kỹ thuật "Hướng dẫn trình bày thuyết minh và bản vẽ hộp giảm tốc" do sinh viên Nguyễn Kiên Đức (MSSV: 2210795) thực hiện dưới sự hướng dẫn của GVHD Thân Trọng Khánh Đạt tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh (năm 2023). Đề tài tập trung vào việc tính toán, thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động cơ khí cho máy công tác (thùng trộn) sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục kết hợp bộ truyền xích ngoài.
Bối cảnh kỹ thuật và các thông số vận hành đầu vào của hệ thống được quy định như sau:
- Máy công tác: Thùng trộn với số vòng quay yêu cầu $n = 20\text{ vòng/phút}$.
- Công suất yêu cầu trên trục máy công tác: $P_{ct} = 7{,}9\text{ kW}$.
- Chế độ tải trọng: Tải trọng thay đổi theo 2 bậc với chu kỳ làm việc gồm giai đoạn $t_1 = 39\text{ giây}$ ($T_1 = T$) và $t_2 = 20\text{ giây}$ ($T_2 = 0{,}5T$).
- Thời gian phục vụ: $L = 7\text{ năm}$, hoạt động $K_{ng} = 272\text{ ngày/năm}$, mỗi ngày làm việc 3 ca (8 giờ/ca, tương đương chế độ vận hành liên tục), tổng thời gian làm việc danh định $L_h = 45.568\text{ giờ}$.
- Chiều quay: Hệ thống quay một chiều.
Nhiệm vụ thiết kế của đồ án gồm các mục tiêu cụ thể:
- Xác định công suất tương đương, tính toán hiệu suất chung và lựa chọn động cơ điện phù hợp.
- Phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục và bộ truyền xích ngoài; lập bảng đặc tính động học và mô-men xoắn trên từng trục.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền xích con lăn, kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc; kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
- Thiết kế kết cấu các trục truyền động, chọn then và kiểm nghiệm then, tính toán phản lực gối đỡ, biểu đồ mô-men uốn - xoắn và kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn.
- Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động, tải tĩnh và tuổi thọ của hệ thống ổ lăn trên các trục.
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, lựa chọn kết cấu các chi tiết phụ, phương pháp bôi trơn và dung sai lắp ghép kỹ thuật.
Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học, động lực học, độ bền chi tiết máy và thiết lập bản vẽ kết cấu cho cụm dẫn động cơ khí theo các tiêu chuẩn thiết kế máy hiện hành tại Việt Nam.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng các tiêu chuẩn và phương pháp giải tích kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy, dựa trên các tài liệu chuyên ngành về Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí và Thiết kế chi tiết máy.
Hệ thống lý thuyết và công thức tính toán sử dụng trong tài liệu bao gồm:
- Nguyên lý động học và năng lượng học máy: Xác định hiệu suất tổng thể của chuỗi truyền động nối tiếp thông qua tích hiệu suất các bộ phận cấu thành (khớp nối, ổ lăn, các cặp bánh răng và bộ truyền xích). Tính toán công suất tương đương cho chế độ tải trọng thay đổi bậc theo công thức căn bậc hai của bình phương mô-men có trọng số thời gian.
- Lý thuyết tiếp xúc Hertz và uốn răng: Tính toán độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F$) cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có xét đến hệ số trùng khớp ngang ($\varepsilon_\alpha$), trùng khớp dọc ($\varepsilon_\beta$), hệ số phân bố không đều tải trọng ($K_{H\beta}, K_{F\beta}$) và hệ số tải trọng động ($K_{Hv}, K_{Fv}$).
- Lý thuyết mỏi và tập trung ứng suất: Kiểm nghiệm trục chịu ứng suất uốn thay đổi chu kỳ đối xứng và ứng suất xoắn thay đổi chu kỳ mạch động, xác định hệ số an toàn mỏi tổng hợp $S_j$ có tính đến các hệ số tập trung ứng suất ($k_\sigma, k_\tau$), hệ số kích thước ($\varepsilon_\sigma, \varepsilon_\tau$), hệ số trạng thái bề mặt gia công ($k_x$) và hệ số tăng bền ($k_y$).
- Phương pháp xác định tải trọng quy ước ổ lăn: Tính toán tải trọng tương đương động ($Q$), tải trọng tĩnh ($Q_0$) và kiểm nghiệm tuổi thọ làm việc $L$ (triệu vòng) dựa trên khả năng tải động danh định ($C$) và tải tĩnh danh định ($C_0$) của ổ lăn đỡ chặn.
Nguồn số liệu tính toán được tra cứu từ các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật về động cơ điện không đồng bộ ba pha, bước xích tiêu chuẩn, kích thước then bằng, dung sai lắp ghép, kích thước nắp ổ, bu-lông và phụ kiện vỏ hộp đúc.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ điện
Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống truyền động: $$\eta_{ht} = \eta_{kn} \cdot \eta_x \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 = 0{,}99 \cdot 0{,}92 \cdot 0{,}97^2 \cdot 0{,}99^4 \approx 0{,}823$$ Trong đó: hiệu suất nối trục $\eta_{kn} = 0{,}99$; hiệu suất bộ truyền xích $\eta_x = 0{,}92$; hiệu suất một cặp bánh răng $\eta_{br} = 0{,}97$; hiệu suất một cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0{,}99$.
Công suất tương đương của tải trọng hai bậc: $$P_{td} = P_{ct} \sqrt{\frac{(1)^2 \cdot 39 + (0{,}5)^2 \cdot 20}{39 + 20}} = 7{,}9 \cdot \sqrt{\frac{44}{59}} = 6{,}822\text{ kW}$$ Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{dc} = \frac{P_{td}}{\eta_{ht}} = \frac{6{,}822}{0{,}823} = 8{,}287\text{ kW}$$
Tác giả khảo sát các dòng động cơ điện công suất định mức $11\text{ kW}$ với các dải số vòng quay khác nhau để chọn ra phương án tối ưu về tỷ số truyền:
| Loại động cơ | Số vòng quay $n_{dc}$ (vòng/phút) | $u_{ht} = \frac{n_{dc}}{n_{ct}}$ | $u_{hgt}$ chọn | Tỷ số truyền xích $u_x = \frac{u_{ht}}{u_{hgt}}$ |
|---|---|---|---|---|
| 160MA | 2935 | 146,75 | 16 | 9,171 |
| 160M | 1460 | 73,00 | 16 | 4,562 |
| 160L | 970 | 48,50 | 16 | 3,301 |
| 180L | 730 | 36,50 | 16 | 2,281 |
Động cơ được chọn là kiểu 180L với công suất định mức $11\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $730\text{ vòng/phút}$, mang lại tỷ số truyền bộ truyền xích hợp lý ($u_x = 2{,}281$).
Chương 2: Phân phối tỉ số truyền và xác định thông số động học
Tổng tỷ số truyền của hệ thống $u_{ht} = 36{,}5$. Với kết cấu hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, tỷ số truyền được phân chia đều cho hai cấp bánh răng: $$u_1 = u_2 = \sqrt{u_{hgt}} = \sqrt{16} = 4$$ Tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài: $u_x = 2{,}28$.
Dựa trên công suất yêu cầu và hiệu suất qua từng cụm chi tiết, bảng đặc tính động học và lực truyền động trên các trục được xác định như sau:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I (HGT) | Trục II (HGT) | Trục III (HGT) | Trục công tác |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 9,594 | 9,404 | 9,031 | 8,673 | 7,900 |
| Tỷ số truyền $u$ | — | 1,00 | 4,00 | 4,00 | 2,28 |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | 730,00 | 730,00 | 182,50 | 45,625 | 20,002 |
| Mô-men xoắn $T$ (Nmm) | 125.510,55 | 123.024,93 | 472.581,10 | 1.815.389,59 | 3.772.250,00 |
Chương 3: Thiết kế bộ truyền xích
- Thông số chọn: Bộ truyền xích con lăn 1 dãy làm việc ở vận tốc thấp, tải trọng êm. Số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 25$, số răng đĩa xích lớn $z_2 = u_x \cdot z_1 = 2{,}28 \cdot 25 = 57$ (thỏa mãn điều kiện $z_2 < z_{max} = 120$).
- Hệ số điều kiện sử dụng xích: $k = k_0 \cdot k_a \cdot k_{dc} \cdot k_{bt} \cdot k_d \cdot k_c = 1 \cdot 1 \cdot 1 \cdot 0{,}8 \cdot 1{,}2 \cdot 1{,}45 = 1{,}392$.
- Công suất tính toán: $P_t = P_3 \cdot k \cdot k_z \cdot k_n = 8{,}673 \cdot 1{,}392 \cdot 1 \cdot 1{,}095 = 13{,}219\text{ kW} < [P] = 14{,}7\text{ kW}$.
- Bước xích tiêu chuẩn: Chọn bước xích $p_c = 44{,}45\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục: Chọn sơ bộ $a = 30 p_c = 1333{,}5\text{ mm}$, số mắt xích tính được $x = 102$ mắt. Khoảng cách trục sau khi tính lại là $a = 1336\text{ mm}$, giảm bớt $\Delta a = 0{,}004a \approx 5{,}34\text{ mm}$ để tránh hiện tượng xích bị căng quá mức.
- Kiểm nghiệm độ bền: Hệ số an toàn tĩnh $s = \frac{Q}{k_d F_t + F_0 + F_v} > [s]$, bảo đảm an toàn.
- Kích thước đĩa xích: Đường kính vòng chia đĩa nhỏ $d_1 = 353{,}72\text{ mm}$, đĩa lớn $d_2 = 806{,}485\text{ mm}$. Vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45 tôi ram đạt ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 900\text{ MPa}$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 11.803{,}48\text{ N}$.
Chương 4: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
- Vật liệu chế tạo: Cả hai cấp sử dụng thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ rắn HB 245, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$; bánh bị động có độ rắn HB 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 cho phép $[\sigma_H] = 495{,}45\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh 1 là $[\sigma_{F1}] = 263{,}57\text{ MPa}$, bánh 2 là $[\sigma_{F2}] = 241{,}77\text{ MPa}$.
- Khoảng cách trục: Cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm được chọn đồng bộ khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$.
- Thông số hình học bánh răng:
| Thông số hình học | Ký hiệu và công thức | Giá trị tính toán |
|---|---|---|
| Khoảng cách trục | $a_w$ | 160 mm |
| Mô-đun pháp | $m_n$ | 2,5 mm |
| Tỷ số truyền | $u$ | 4,00 |
| Góc nghiêng răng | $\beta$ | $12{,}43^\circ$ |
| Số răng bánh nhỏ / bánh lớn | $z_1 / z_2$ | 25 răng / 100 răng |
| Hệ số dịch chỉnh | $x_1 / x_2$ | 0 / 0 |
| Đường kính vòng chia | $d_1 / d_2$ | 64 mm / 256 mm |
| Đường kính đỉnh răng | $d_{a1} / d_{a2}$ | 69 mm / 261 mm |
| Đường kính đáy răng | $d_{f1} / d_{f2}$ | 57,75 mm / 249,75 mm |
| Chiều rộng vành răng | $b_{w1} / b_{w2}$ | 55 mm / 50 mm |
- Kiểm nghiệm độ bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 470{,}68\text{ MPa} < [\sigma_H] = 495{,}45\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc $[\sigma_H]_{max} = 121{,}55\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$, bảo đảm an toàn tiếp xúc và uốn.
Chương 5: Thiết kế trục và chọn then
- Vật liệu trục: Thép C45 có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20\text{ MPa}$.
- Phân tích lực khớp nối và ăn khớp: Lực khớp nối tác dụng lên đầu trục I là $F_{kn} = 209\text{ N}$ (với mô-men tính toán của khớp nối vòng đàn hồi $T_t = 188{,}265\text{ Nm}$). Các thành phần lực ăn khớp bánh răng gồm lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, và lực dọc trục $F_a$ trên từng cấp được tổng hợp để lập phương trình cân bằng tĩnh học trên hai mặt phẳng thẳng đứng ($Oyz$) và nằm ngang ($Oxz$).
- Đường kính trục và kích thước then bằng:
| Trục | Tiết diện | Đường kính tính toán $d_{tt}$ (mm) | Đường kính chọn $d$ (mm) | Kích thước then $b \times h$ (mm) | Chiều sâu rãnh then trên trục $t_1$ (mm) |
|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | 10 (khớp nối) | 27,70 | 28 | $6 \times 6$ | 3,5 |
| 11 (ngõng trục) | 28,50 | 30 | — | — | |
| 12 (lắp ổ lăn) | 32,00 | 35 | $10 \times 8$ | 5,0 | |
| 13 (bánh răng) | — | 30 | — | — | |
| Trục II | 20 (ngõng trục) | — | 45 | — | — |
| 21 (bánh răng lớn) | — | 55 | $16 \times 10$ | 6,0 | |
| 22 (bánh răng nhỏ) | — | 55 | $16 \times 10$ | 6,0 | |
| 24 (ngõng trục) | — | 45 | — | — | |
| Trục III | 30 (ngõng trục) | — | 70 | — | — |
| 31 (bánh răng lớn) | 72,80 | 75 | $25 \times 14$ | 9,0 | |
| 32 (lắp ổ lăn) | 68,06 | 70 | — | — | |
| 33 (lắp đĩa xích) | 65,01 | 65 | $20 \times 10$ | 7,5 |
- Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều đạt $S_j \ge [s] = 1{,}5$.
Chương 6: Tính toán và chọn ổ lăn
Hệ thống ổ lăn được lựa chọn theo thời gian làm việc danh định $L_h = 45.568\text{ giờ}$:
- Trục I: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46211 ($C = 15{,}3\text{ kN}$, $C_0 = 10{,}2\text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$). Tải trọng động quy ước tính toán $C_t = 12{,}456\text{ kN} < 15{,}3\text{ kN}$, tuổi thọ và độ bền tĩnh thỏa mãn.
- Trục II: Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 207 ($C = 34{,}9\text{ kN}$, $C_0 = 32{,}1\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_t = 42\text{ kN} < 48{,}2\text{ kN}$, đáp ứng điều kiện làm việc.
- Trục III: Chọn ổ bi/đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 311 ($C = 56{,}02\text{ kN}$, $C_0 = 42{,}6\text{ kN}$). Khả năng tải động $C_t = 40{,}869\text{ kN} < 56{,}02\text{ kN}$, đảm bảo độ bền động và tĩnh.
Chương 7: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ
- Vật liệu vỏ hộp: Đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ngoài cong, mặt ghép nắp và thân tách rời đi qua tâm các trục truyền.
- Kích thước kết cấu cơ bản của vỏ hộp:
- Chiều dày thân hộp: $\delta = 0{,}03 a_w + 3 = 0{,}03 \cdot 160 + 3 = 7{,}8\text{ mm} \rightarrow$ chọn $\delta = 8\text{ mm}$.
- Chiều dày nắp hộp: $\delta_1 = 0{,}9 \delta \rightarrow$ chọn $\delta_1 = 8\text{ mm}$.
- Chiều dày gân tăng cứng: $e = 8\text{ mm}$; chiều cao gân $h = 40\text{ mm}$; độ dốc $2^\circ$.
- Đường kính bu-lông nền: $d_1 = 18\text{ mm}$ (M18).
- Đường kính bu-lông cạnh ổ: $d_2 = 16\text{ mm}$ (M16).
- Đường kính bu-lông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 12\text{ mm}$ (M12).
- Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 10\text{ mm}$ (M10); vít ghép nắp cửa thăm: $d_5 = 8\text{ mm}$ (M8).
- Chiều dày bích thân hộp $S_3 = 22\text{ mm}$, bích nắp hộp $S_4 = 22\text{ mm}$, mặt đế hộp $S_1 = 27\text{ mm}$.
- Khe hở giữa bánh răng và thành trong: $\Delta = 10\text{ mm}$.
- Bôi trơn và phụ kiện: Bôi trơn bộ truyền bánh răng bằng phương pháp ngâm dầu trong bể (vận tốc vòng bánh răng $v = 4{,}47\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$), sử dụng dầu công nghiệp AK-20 (độ nhớt $\ge 70\text{ cSt}$ tại $50^\circ\text{C}$). Bôi trơn ổ lăn bằng mỡ chuyên dụng kết hợp vòng chắn dầu. Các chi tiết phụ gồm cửa thăm $150 \times 100\text{ mm}$, nút thông hơi M27x2, nút tháo dầu M20x2, 2 chốt định vị côn $d = 8\text{ mm}$ và bu-lông vòng phục vụ nâng chuyển.
Thiết kế và triển khai
Hệ thống được thiết kế hoàn chỉnh về mặt cơ khí chính xác với các quy chuẩn dung sai và giải pháp lắp ghép cụ thể:
| Vị trí lắp ghép | Kiểu lắp tiêu chuẩn | Mục đích kỹ thuật |
|---|---|---|
| Vòng trong ổ lăn với trục | $\text{k6}$ | Lắp có độ dôi nhẹ để chống trượt tương đối khi vòng trong quay cùng trục |
| Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp | $\text{H7}$ hoặc $\text{J7}$ | Lắp trung gian cho phép dịch chuyển dọc trục khử giãn nở nhiệt |
| Bánh răng, đĩa xích, nửa khớp nối với trục | $\text{k6}$ kết hợp then bằng | Đảm bảo đồng tâm và truyền mô-men xoắn tin cậy qua mối ghép then |
| Mối ghép then với rãnh then trên trục / moay-ơ | $\text{P9/h9}$ và $\text{Js9/h9}$ | Đảm bảo then được định vị cứng vững trên trục và di động nhẹ ở moay-ơ |
| Chốt định vị vỏ hộp | Côn định vị $d=8\text{ mm}$ | Định vị chính xác tâm lỗ ổ giữa thân và nắp hộp trước khi gia công doa lỗ ổ |
Quy trình bôi trơn và bảo dưỡng được xác lập: Dầu bôi trơn ngâm cho bánh răng định kỳ xả cặn qua nút tháo dầu ở đáy nghiêng của hộp; áp suất tích tụ do nhiệt ma sát được giải tỏa qua nút thông hơi gắn trên nắp cửa thăm.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế hệ thống cơ khí động lực học cho thùng trộn:
- Xác định và lựa chọn chính xác tổ hợp động cơ 180L ($11\text{ kW}, 730\text{ vòng/phút}$) cùng bộ truyền ngoài xích 1 dãy ($p_c = 44{,}45\text{ mm}$) và hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục ($a_w = 160\text{ mm}, u_{hgt} = 16$).
- Kiểm nghiệm toàn diện tất cả các chỉ tiêu phá hủy bề mặt tiếp xúc, mỏi uốn chân răng, mỏi trục và độ bền ổ lăn; tất cả các hệ số an toàn thực tế đều vượt ngưỡng cho phép ($S_j \ge 1{,}5$, $\sigma_H \le [\sigma_H]$, $C_t \le C$).
- Lập hệ số kích thước chi tiết hóa cho toàn bộ kết cấu vỏ hộp đúc GX15 và quy chuẩn dung sai lắp ráp phục vụ chế tạo thực tế.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Đồ án giải quyết bài toán theo phương pháp giải tích truyền thống và tra bảng tiêu chuẩn; chưa thực hiện mô phỏng số kiểm chứng ứng suất tập trung bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên vỏ hộp và trục.
- Tính toán nhiệt ma sát của hộp giảm tốc được quy nạp qua việc chọn dầu nhớt AK-20 và phương pháp ngâm dầu, chưa xây dựng bảng cân bằng nhiệt chi tiết ở điều kiện làm việc liên tục 3 ca/ngày trong môi trường nhiệt độ cao.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật cho sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử và Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp. Phần thuyết minh cung cấp chuỗi tính toán mẫu rõ ràng từ việc phân phối tỉ số truyền, tính kiểm nghiệm răng nghiêng, dựng biểu đồ nội lực không gian $Oxz/Oyz$ đến việc chọn ổ lăn và định kích thước vỏ hộp đúc.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được lựa chọn trong đồ án là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ được chọn là loại 180L, động cơ điện không đồng bộ ba pha có công suất định mức $11\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $730\text{ vòng/phút}$, đáp ứng công suất yêu cầu $P_{dc} = 8{,}287\text{ kW}$ trên trục dẫn.
2. Thông số hình học cơ bản của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục là gì?
Hai cấp bánh răng đều là bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m_n = 2{,}5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 12{,}43^\circ$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 25$, số răng bánh lớn $z_2 = 100$, tỷ số truyền mỗi cấp $u = 4$.
3. Bộ truyền ngoài sử dụng kết cấu gì và có bước xích bao nhiêu?
Bộ truyền ngoài sử dụng xích con lăn 1 dãy với bước xích tiêu chuẩn $p_c = 44{,}45\text{ mm}$, số răng đĩa xích $z_1 = 25$ và $z_2 = 57$, khoảng cách trục sau khi điều chỉnh là $a = 1336\text{ mm}$, số mắt xích $x = 102$.
4. Ổ lăn trên các trục I, II, III được chọn thuộc cỡ nào?
Trục I sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 46211; Trục II sử dụng ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ ký hiệu 207; Trục III sử dụng ổ bi/đỡ chặn cỡ trung ký hiệu 311.
5. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và sử dụng loại dầu bôi trơn nào?
Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX15-32 với chiều dày thân $\delta = 8\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 8\text{ mm}$. Hộp giảm tốc được bôi trơn ngâm dầu bằng dầu công nghiệp AK-20 (độ nhớt $\ge 70\text{ cSt}$ ở $50^\circ\text{C}$).
Kết luận
Đồ án của tác giả Nguyễn Kiên Đức đã hoàn thành trọn vẹn việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí hai cấp đồng trục kết hợp bộ truyền xích cho máy trộn công suất $7{,}9\text{ kW}$. Các kết quả tính toán động lực học, độ bền mỏi và kết cấu vỏ hộp đều tuân thủ chặt chẽ tiêu chuẩn thiết kế máy cơ khí hiện hành. Đây là tài liệu thuyết minh kỹ thuật chi tiết, có giá trị ứng dụng cao cho việc nghiên cứu và thực hành thiết kế cơ khí.