Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Báo cáo Bài tập lớn môn Chi tiết máy (học kỳ HK222, tháng 4 năm 2023) do sinh viên Nguyễn Thành Tài thực hiện dưới sự hướng dẫn của giảng viên Nguyễn Văn Thạnh tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh. Đề tài tập trung vào việc tính toán, thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí nhiều cấp, bao gồm bộ truyền ngoài (đai thang) và hệ thống truyền động kín trong hộp giảm tốc hai cấp (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng kết hợp bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng), cùng hệ thống trục, mối ghép then và ổ lăn đỡ trục.

Nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật được cụ thể hóa thông qua các mục tiêu sau:

  1. Xác định chế độ tải trọng và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống; tính toán các thông số động học (công suất, mô-men xoắn, số vòng quay) trên từng trục từ trục dẫn động ban đầu đến trục công tác cuối cùng.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang ngoài hộp giảm tốc, xác định thông số hình học, số lượng đai và kiểm tra ứng suất trong đai.
  3. Thiết kế hai cấp truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc: cấp nhanh sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng và cấp chậm sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.
  4. Thiết kế kết cấu các trục (trục 2, trục 3, trục 4), xác định phản lực gối đỡ, mô-men uốn và mô-men xoắn, định kích thước ngõng trục và thân trục; kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh và tính toán mối ghép then bằng.
  5. Lựa chọn và kiểm nghiệm khả năng làm việc của các ổ lăn đỡ trên các trục theo tải trọng động và thời gian làm việc yêu cầu.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí hoạt động một chiều dưới chế độ tải trọng tĩnh. Phạm vi tính toán quy định thời gian làm việc danh định của hệ thống là $5\text{ năm}$, mỗi năm hoạt động $300\text{ ngày}$, mỗi ngày làm việc $2\text{ ca}$, mỗi ca $8\text{ giờ}$ (tổng thời gian phục vụ $L_h = 24.000\text{ giờ}$).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Cơ sở lý thuyết và quy trình tính toán trong công trình dựa trên tài liệu chuyên khảo và giáo trình kỹ thuật chuẩn:

  • Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc, 2020, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh).
  • Bài tập Chi tiết máy (Nguyễn Hữu Lộc, 2020, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh).

Phương pháp thực hiện xuyên suốt là phương pháp giải tích thiết kế máy kết hợp tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí (TCVN và bảng tra sổ tay thiết kế):

  • Tính toán động học và động lực học: Cân bằng công suất qua hiệu suất cơ học của từng cụm truyền động ($\eta$), tính toán tỷ số truyền ($u$), vận tốc góc ($n$), mô-men xoắn ($T$).
  • Thiết kế chi tiết máy theo chỉ tiêu độ bền: Tính toán độ bền mỏi tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H]$ để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt làm việc; tính toán độ bền mỏi uốn $[\sigma_F]$ tại chân răng; tính toán kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s \ge [s]$ và kiểm nghiệm quá tải độ bền tĩnh $[\sigma]_{qd}$; tính toán then bằng theo ứng suất dập dập $[\sigma_d]$ và ứng suất cắt $[\tau_c]$.
  • Phương pháp chọn ổ lăn: Tính toán tải trọng quy ước $Q$, tải trọng động tính toán $C_t$, so sánh với khả năng tải động danh định $C$ của ổ theo tiêu chuẩn và xác định tuổi thọ làm việc $L_h$ (tính bằng giờ).

Vật liệu được lựa chọn cho bánh răng và các trục là thép kết cấu carbon chất lượng cao C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện nhằm đảm bảo độ cứng bề mặt và độ bền lõi phù hợp với điều kiện làm việc.

Nội dung chính theo từng phần thiết kế

Phần I: Lập bảng thông số động học và động lực học hệ thống

Hệ thống dẫn động gồm 4 trục làm việc liên động. Các thông số hiệu suất thành phần được xác định:

  • Hiệu suất bộ truyền đai: $\eta_d = 0,95$
  • Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn: $\eta_c = 0,94$
  • Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: $\eta_{tr} = 0,95$

Tỷ số truyền phân phối trên các bộ truyền:

  • Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài: $u_{12} = 2$
  • Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng côn: $u_{23} = 2,5$
  • Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ: $u_{34} = 2$

Thông số động học và lực trên các trục được tổng hợp tại bảng dưới đây:

Thông số động lực học Trục 1 (Dẫn) Trục 2 (Trung gian 1) Trục 3 (Trung gian 2) Trục 4 (Trục ra)
Công suất $P$ (kW) $2,00$ $1,90$ $1,79$ $1,70$
Số vòng quay $n$ (vg/ph) $1000$ $500$ $200$ $100$
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) $19.100$ $36.290$ $85.473$ $162.350$

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Bộ truyền đai đặt ở đầu vào hệ thống nhận công suất $P_1 = 2\text{ kW}$, vận hành với số vòng quay bánh dẫn $n_1 = 1000\text{ vg/ph}$ và tỷ số truyền $u = 2$.

  • Lựa chọn loại đai: Dựa trên tương quan giữa công suất và số vòng quay, tác giả lựa chọn tiết diện đai thang loại A có các thông số hình học: $b_p = 11\text{ mm}$, $b_0 = 13\text{ mm}$, $h = 8\text{ mm}$, $y_0 = 2,8\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81\text{ mm}^2$.
  • Đường kính bánh đai: Đường kính nhỏ tiêu chuẩn $d_1 = 112\text{ mm}$; hệ số trượt tương đối $\xi = 0,01$; đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn $d_2 = 224\text{ mm}$ ($u_{thuc} = 2,02$, sai lệch $1%$).
  • Khoảng cách trục và chiều dài đai: Khoảng cách trục sơ bộ chọn $a = 301,3\text{ mm}$ (thỏa mãn điều kiện $192,8\text{ mm} \le a \le 672\text{ mm}$). Chiều dài đai tính toán chọn theo tiêu chuẩn $L = 1120\text{ mm}$.
  • Động học và góc ôm: Vận tốc đai đạt $v = 5,86\text{ m/s}$; tần số uốn của đai $i = 5,23\text{ s}^{-1} < [i] = 10\text{ s}^{-1}$; góc ôm bánh dẫn $\alpha_1 = 158,8^\circ$ ($2,77\text{ rad}$); góc ôm bánh bị dẫn $\alpha_2 = 201,2^\circ$ ($3,51\text{ rad}$).
  • Số lượng dây đai và tải trọng: Với công suất danh định cho phép $[P_0] = 1,2\text{ kW}$ cùng các hệ số hiệu chỉnh ($C_\alpha = 0,947$, $C_v = 1,033$, $C_u = 1,12$, $C_z = 1$, $C_r = 0,85$, $C_L = 0,93$), số đai tính ra $z = 1,92 \Rightarrow$ chọn $z = 2\text{ đai}$. Chiều rộng bánh đai $B = 35\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng và ứng suất: Lực căng ban đầu của bộ đai $F_0 = 243\text{ N}$; lực vòng có ích $F_t = 341,3\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 477,64\text{ N}$; ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai $\sigma_{\max} = 7,595\text{ MPa}$.

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng đặt ở cấp nhanh của hộp giảm tốc truyền mô-men xoắn $T_2 = 36.290\text{ N.mm}$, tỷ số truyền $u_{23} = 2,5$, số vòng quay $n_2 = 500\text{ vg/ph}$.

  • Vật liệu và cơ tính: Cả hai bánh đều làm bằng thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ có độ cứng $HB_1 = 265$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 950\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 700\text{ MPa}$. Bánh lớn có $HB_2 = 250$, $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 580\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán $[\sigma_H] = 466,36\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh dẫn $[\sigma_{F1}] = 272,57\text{ MPa}$, bánh bị dẫn $[\sigma_{F2}] = 257,14\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Hệ số chiều rộng vành răng $\psi_{be} = 0,285$. Số răng bánh dẫn chọn $z_1 = 32$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 80$ (tỷ số truyền thực $u = 2,5$, sai lệch $0%$). Mô-đun vòng chia ngoài $m_e = 3\text{ mm}$; mô-đun vòng trung bình $m_m = 2,57\text{ mm}$. Chiều dài côn ngoài $R_e = 129,24\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b = 36,84\text{ mm}$. Góc mặt côn chia $\delta_1 = 21,8^\circ$, $\delta_2 = 68,2^\circ$. Đường kính vòng chia ngoài $d_{e1} = 96\text{ mm}$, $d_{e2} = 240\text{ mm}$; đường kính vòng chia trung bình $d_{m1} = 82,32\text{ mm}$, $d_{m2} = 205,8\text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp và kiểm nghiệm bền:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 881,68\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm bánh dẫn: $F_{r1} = 297,96\text{ N}$.
    • Lực dọc trục bánh dẫn: $F_{a1} = 119,17\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: $\sigma_H = 316,64\text{ MPa} < [\sigma_H] = 466,36\text{ MPa}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 50,66\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 272,57\text{ MPa}$. Cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền.

Phần IV: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Cấp chậm sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng truyền công suất $P_3 = 1,79\text{ kW}$, mô-men xoắn $T_3 = 85.473\text{ N.mm}$, $n_3 = 200\text{ vg/ph}$, tỷ số truyền $u_{34} = 2$.

  • Vật liệu và ứng suất cho phép: Thép C45 tôi cải thiện; bánh nhỏ có $HB_3 = 260$, bánh lớn có $HB_4 = 220$. Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán $[\sigma_H] = 417,27\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F3}] = 267,43\text{ MPa}$, $[\sigma_{F4}] = 226,29\text{ MPa}$.
  • Kích thước hình học: Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 125\text{ mm}$; mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$. Số răng bánh dẫn $z_3 = 40$, số răng bánh bị dẫn $z_4 = 80$. Góc nghiêng răng $\beta = 16,26^\circ$. Đường kính vòng chia $d_{w3} = 83,33\text{ mm}$, $d_{w4} = 166,67\text{ mm}$; đường kính vòng đỉnh $d_{a3} = 87,33\text{ mm}$, $d_{a4} = 170,67\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn $b_4 = 50\text{ mm}$, bánh dẫn $b_3 = 55\text{ mm}$. Vận tốc vòng $v = 0,87\text{ m/s}$.
  • Lực tác dụng và kiểm nghiệm:
    • Lực vòng: $F_{t3} = F_{t4} = 1025,68\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r3} = F_{r4} = 388,87\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a3} = F_{a4} = 299,15\text{ N}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền uốn: Ứng suất uốn tại bánh 3 là $\sigma_{F3} = 15,35\text{ MPa} < [\sigma_{F3}]$; tại bánh 4 là $\sigma_{F4} = 16,26\text{ MPa} < [\sigma_{F4}]$.

Phần V: Tính toán thiết kế trục và mối ghép then trên các trục 2, 3, 4

Vật liệu các trục chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 736\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 490\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 353\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 216\text{ MPa}$.

Sơ đồ phân bổ kích thước và kết cấu các trục:
- Trục 2: Lắp bánh đai (D), 2 ổ lăn (B, C), bánh răng côn dẫn (A).
- Trục 3: Lắp ổ lăn (A, D), bánh răng côn bị dẫn (B), bánh răng trụ dẫn (C).
- Trục 4: Lắp bánh răng trụ bị dẫn (C), 2 ổ lăn (B, D), nối trục đàn hồi (A).

1. Trục 2

  • Đường kính trục: Đường kính sơ bộ theo xoắn $d_{sb} = 21\text{ mm}$. Kích thước tính toán tại các tiết diện: vị trí A và D có then $d_A = d_D = 18\text{ mm}$; ngõng trục lắp ổ lăn $d_B = d_C = 25\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện A và D là $s = 4,69 > [s] = 1,5$; tại tiết diện B là $s_B = 5,0 > 1,5$; tại tiết diện C là $s_C = 6,28 > 1,5$.
  • Kiểm nghiệm tĩnh: Ứng suất tương đương $\sigma_{tq} = 33,46\text{ MPa} < [\sigma]_{qd} = 392\text{ MPa}$.
  • Mối ghép then tại A và D: Kích thước then $b \times h = 6 \times 6\text{ mm}$, chiều sâu rãnh then trên trục $t_1 = 3,5\text{ mm}$, chiều dài then $l = 25\text{ mm}$. Ứng suất dập $\sigma_d = 67,2\text{ MPa} < [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$; ứng suất cắt $\tau_c = 21,5\text{ MPa} < [\tau_c] = 60\text{ MPa}$.

2. Trục 3

  • Đường kính trục: Đường kính sơ bộ $d_{sb} = 34\text{ mm}$. Tiết diện thân trục lắp bánh răng $d_B = d_C = 26\text{ mm}$; ngõng trục lắp ổ lăn $d_A = d_D = 25\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện B và C đạt $s = 3,33 > [s] = 1,5$.
  • Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_{tq} = 55,21\text{ MPa} < [\sigma]_{qd} = 392\text{ MPa}$.
  • Mối ghép then tại B và C: Kích thước then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, $t_1 = 4\text{ mm}$, $l = 32\text{ mm}$. Ứng suất dập $\sigma_d = 62,26\text{ MPa} < [\sigma_d]$; ứng suất cắt $\tau_c = 25,68\text{ MPa} < [\tau_c]$.

3. Trục 4

  • Đặc tính nối trục: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi với hệ số chế độ làm việc $k = 1,5$; mô-men danh nghĩa $T_{nt} = 243.525\text{ N.mm}$; đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 130\text{ mm}$; lực hướng tâm do nối trục tác dụng lên trục $F_{kn} = 624,4\text{ N}$.
  • Đường kính trục: Vị trí lắp nối trục A chọn $d_A = 30\text{ mm}$; ngõng lắp ổ $d_B = d_D = 30\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng trụ $d_C = 32\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn mỏi tại C đạt $s = 4,87 > 1,5$; tại B đạt $s = 4,81 > 1,5$.
  • Kiểm nghiệm tĩnh: $\sigma_{tq} = 58,75\text{ MPa} < [\sigma]_{qd} = 392\text{ MPa}$.
  • Mối ghép then:
    • Tại A: Then $8 \times 7\text{ mm}$, $l = 40\text{ mm}$, $\sigma_d = 82\text{ MPa} < [\sigma_d]$.
    • Tại C: Then $10 \times 8\text{ mm}$, $l = 45\text{ mm}$, $\sigma_d = 68,33\text{ MPa} < [\sigma_d]$; $\tau_c = 22,55\text{ MPa} < [\tau_c]$.

Phần VI: Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho hệ thống trục

Tất cả các ổ lăn được kiểm tra theo điều kiện quay một chiều, tải trọng quy ước $Q$ có tính đến hệ số tải trọng động $K_d = 1,1$ và hệ số nhiệt độ $K_t = 1,0$ ($t < 100^\circ\text{C}$). Thời gian làm việc yêu cầu $L_h = 24.000\text{ giờ}$.

Thông số chọn và kiểm nghiệm ổ lăn Trục 2 Trục 3 Trục 4
Loại ổ lăn được chọn Ổ bi đỡ một dãy cỡ trung Ổ bi đỡ một dãy cỡ trung Ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ vừa
Ký hiệu ổ lăn tiêu chuẩn 305 305 106
Kích thước ổ ($d \times D \times B$, mm) $25 \times 62 \times 17$ $25 \times 62 \times 17$ $30 \times 55 \times 13$
Khả năng tải động danh định $C$ (kN) $17,6$ $17,6$ $10,4$
Khả năng tải tĩnh danh định $C_0$ (kN) $11,6$ $11,6$ $7,02$
Lực hướng tâm lớn nhất $F_r$ (N) $1686,05$ (tại B) $1042,87$ (tại A) $1002,87$ (tại D)
Lực dọc trục tính toán $F_a$ (N) $119,17$ $1,19$ $299,15$
Tải trọng động quy ước $Q$ (N) $1854,65$ $1147,15$ $1226,54$
Tải trọng động tính toán $C_t$ (N) $16.622,92$ $7.575,00$ $6.428,88$
Điều kiện tải động ($C_t < C$) Thỏa mãn ($16,62\text{ kN} < 17,6\text{ kN}$) Thỏa mãn ($7,58\text{ kN} < 17,6\text{ kN}$) Thỏa mãn ($6,43\text{ kN} < 10,4\text{ kN}$)
Tuổi thọ tính toán thực tế $L_h$ (giờ) $28.485,96$ $300.951,23$ $101.602,32$
Yêu cầu tuổi thọ ($L_h \ge 24.000\text{ h}$) Thỏa mãn ($28.485,96 > 24.000$) Thỏa mãn ($300.951,23 > 24.000$) Thỏa mãn ($101.602,32 > 24.000$)

Kết quả và đóng góp

Công trình đã giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh từ khâu lập bảng thông số đến chi tiết từng cụm máy:

  1. Thiết lập chuỗi thông số đồng bộ: Xác lập đầy đủ các thông số động lực học phân cấp trên 4 trục ($P_1 = 2\text{ kW}$ giảm về $P_4 = 1,7\text{ kW}$; mô-men xoắn tăng từ $19.100\text{ N.mm}$ lên $162.350\text{ N.mm}$; tốc độ quay giảm từ $1000\text{ vg/ph}$ xuống $100\text{ vg/ph}$).
  2. Chuẩn hóa thông số theo bảng tra TCVN: Toàn bộ kích thước hình học đai thang loại A ($d_1 = 112\text{ mm}, d_2 = 224\text{ mm}, L = 1120\text{ mm}, z = 2$), bánh răng côn ($m_e = 3\text{ mm}, z_1 = 32, z_2 = 80$), bánh răng trụ nghiêng ($m = 2\text{ mm}, a_w = 125\text{ mm}, z_3 = 40, z_4 = 80$), then bằng tiêu chuẩn và các loại ổ lăn (ổ 305 cho trục 2, 3 và ổ 106 cho trục 4) đều được chuẩn hóa chính xác theo các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành.
  3. Đảm bảo toàn diện các chỉ tiêu bền: Các kết quả kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn, hệ số an toàn mỏi của trục ($s_{\min} = 3,33 > 1,5$), kiểm nghiệm quá tải tĩnh và ứng suất dập/cắt của then đều nằm trong giới hạn bền cho phép; tuổi thọ ổ lăn trên cả ba trục đều vượt mức yêu cầu thiết kế ($24.000\text{ giờ}$).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Bài toán tính toán được thực hiện dưới giả định tải trọng tĩnh không đổi và quay một chiều, chưa xét đến hiện tượng dao động xoắn hoặc tải trọng va đập động trong quá trình khởi động/dừng máy; chưa thực hiện tính toán kiểm nghiệm nhiệt truyền dẫn của vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn làm mát.
  • Hướng mở rộng: Bổ sung tính toán động lực học phi tuyến, phân tích phần tử hữu hạn (FEA) để tối ưu hóa trường ứng suất trên thân trục và vỏ hộp; thiết kế chi tiết kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc và kiểm tra cân bằng nhiệt cho toàn bộ hệ thống.

Giá trị tham khảo

Báo cáo là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ thống truyền động.
  • Kỹ sư thiết kế máy cơ sở trong việc tra cứu trình tự tính toán giải tích, các công thức kiểm nghiệm bền và quy trình tra bảng chọn ổ lăn, then bằng, đai thang và bánh răng tiêu chuẩn.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao bộ truyền đai thang ngoài được chọn là đai loại A với số lượng 2 dây?

Dựa vào công suất truyền $P_1 = 2\text{ kW}$ và số vòng quay trục dẫn $n_1 = 1000\text{ vg/ph}$, tra đồ thị quan hệ hình 4.22 cho thấy tiết diện đai phù hợp là loại A ($b_p = 11\text{ mm}, h = 8\text{ mm}, A = 81\text{ mm}^2$). Khi tính toán khả năng tải với công suất cho phép $[P_0] = 1,2\text{ kW}$ và tích các hệ số điều kiện làm việc ($C_\alpha, C_v, C_u, C_r, C_L$), số đai tính toán là $z = 1,92$, do đó số lượng đai được làm tròn lên thành $z = 2\text{ đai}$.

2. Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện nào được sử dụng cho các cặp bánh răng và trục?

Cả hai cặp bánh răng (bánh răng côn và bánh răng trụ) cùng hệ thống trục 2, 3, 4 đều sử dụng thép carbon kết cấu chất lượng cao nhãn hiệu C45 với phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện. Độ cứng bề mặt được phân bố hợp lý: bánh nhỏ có độ cứng cao hơn bánh lớn ($HB_1 = 265 > HB_2 = 250$ ở cấp nhanh; $HB_3 = 260 > HB_4 = 220$ ở cấp chậm) nhằm cân bằng độ bền tiếp xúc và chống mòn đều cho cả hai bánh răng ăn khớp.

3. Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất trên các trục là bao nhiêu và nằm ở vị trí nào?

Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất của toàn bộ hệ trục là $s = 3,33$, xuất hiện tại các tiết diện B và C trên Trục 3 (nơi lắp bánh răng côn bị dẫn và bánh răng trụ dẫn, chịu tác động đồng thời của mô-men uốn $M = 59.970\text{ N.mm}$ và mô-men xoắn $T_3 = 85.473\text{ N.mm}$). Giá trị $s = 3,33$ vẫn lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5$, đảm bảo an toàn mỏi lâu dài cho trục.

4. Căn cứ nào để lựa chọn ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 305 cho trục 2 và 3, và ký hiệu 106 cho trục 4?

Việc chọn loại ổ bi đỡ một dãy dựa trên tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm ($k_p = F_a / F_r < 0,3$). Trục 2 và Trục 3 có đường kính ngõng trục $d = 25\text{ mm}$, tải trọng động quy ước yêu cầu khả năng tải danh định cao nên chọn ổ bi đỡ cỡ trung 305 ($C = 17,6\text{ kN}$, tuổi thọ đạt $28.485\text{ h}$ và $300.951\text{ h}$). Trục 4 có đường kính ngõng trục $d = 30\text{ mm}$, lực tác dụng nhỏ hơn so với kích thước trục nên chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ/nhẹ vừa 106 ($C = 10,4\text{ kN}$, tuổi thọ đạt $101.602\text{ h}$), vừa tiết kiệm vật liệu vừa thỏa mãn tuổi thọ danh định $24.000\text{ giờ}$.

Kết luận

Báo cáo bài tập lớn Chi tiết máy của sinh viên Nguyễn Thành Tài đã hoàn thành việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí nhiều cấp gồm bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng côn - bánh răng trụ nghiêng hai cấp cùng hệ thống trục, then và ổ lăn. Toàn bộ các thông số động học, kích thước hình học và độ bền mỏi, độ bền tĩnh đều được kiểm nghiệm đạt yêu cầu kỹ thuật theo các tiêu chuẩn thiết kế máy hiện hành. Công trình thể hiện quy trình tính toán kỹ thuật rõ ràng, chuẩn xác và là tài liệu mẫu hữu ích cho công tác đào tạo và tham khảo kỹ thuật cơ khí.