Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí tại Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội, đồ án môn học Chi tiết máy giữ vai trò là môn học cơ sở cốt lõi, kết nối các kiến thức lý thuyết về Cơ học ứng dụng, Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy và Vật liệu học với quy trình tính toán thiết kế máy thực tế. Hệ dẫn động băng tải là hệ thống cơ điện truyền động điển hình, được sử dụng phổ biến trong sản xuất công nghiệp và khai thác vật liệu nhằm vận chuyển hàng hóa, vật liệu rời một cách liên tục.
Văn bản đồ án môn học (Đề số: II.18, học kỳ 2021.1B, Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rô bốt – Viện Cơ khí / Trường Cơ khí) do sinh viên Mai Sỹ An (MSSV: 20195241 / 20195421) và Đỗ Quang Vũ (MSSV: 20195744) thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Trọng Du, giải quyết bài toán tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động băng tải cơ khí hoàn chỉnh từ trục động cơ điện đến trục công tác của tang dẫn.
Nhiệm vụ thiết kế của đồ án được phân định cụ thể theo các hạng mục kỹ thuật:
- Xác định công suất, chọn động cơ điện phù hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động.
- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang thường).
- Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
- Thiết kế trục, tính toán then, chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I (do sinh viên Mai Sỹ An thực hiện) và trục II (do sinh viên Đỗ Quang Vũ thực hiện).
- Lựa chọn khớp nối vòng đàn hồi nối giữa trục ra của hộp giảm tốc và trục tang dẫn.
- Tính toán kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc và các chi tiết phụ trợ.
- Hoàn thiện khối lượng thiết kế gồm 01 bản thuyết minh tính toán, 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và bộ bản vẽ chế tạo chi tiết các cụm trục.
Đối tượng và phạm vi thiết kế của đồ án được giới hạn bởi các thông số kỹ thuật cho trước:
- Lực kéo băng tải: $F = 3130 \text{ N}$
- Vận tốc di chuyển của băng tải: $v = 1,33 \text{ m/s}$
- Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 190 \text{ mm}$
- Thời hạn phục vụ danh định: $L_h = 18000 \text{ giờ}$
- Chế độ làm việc: 3 ca/ngày, làm việc một chiều, tải trọng có đặc tính va đập vừa
- Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài: $\alpha = 0^\circ$
- Hướng nghiêng của bánh răng chủ động: nghiêng phải.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng khung lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo các tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí Việt Nam:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học hệ dẫn động: Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ qua công thức hiệu suất cơ khí nối tiếp, xác định sơ bộ và chính xác số vòng quay, phân phối tỷ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu và kích thước nhỏ gọn của hộp giảm tốc.
- Phương pháp thiết kế bộ truyền đai ma sát: Tính toán theo điều kiện độ bền mỏi và khả năng chống trượt trơn, tra bảng kích thước tiết diện đai tiêu chuẩn, xác định khoảng cách trục, góc ôm, số dây đai và lực căng tác dụng lên trục.
- Phương pháp tính toán bộ truyền bánh răng: Tính toán theo tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc của bề mặt răng để xác định khoảng cách trục $a_w$, sau đó kiểm nghiệm lại độ bền uốn chân răng và độ bền tiếp xúc dưới tác dụng của tải trọng động và sự phân bố tải không đều trên chiều rộng vành răng.
- Phương pháp thiết kế trục và ổ lăn: Xác định sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn thuần túy, lập sơ đồ đặt lực không gian, phân tích phản lực liên kết tại các gối đỡ theo hai mặt phẳng thẳng đứng và nằm ngang, vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$, xác định mômen tương đương $M_{tđ}$ để tính đường kính tại từng tiết diện nguy hiểm; kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ($s \ge [s]$) và độ bền tĩnh; tính chọn ổ lăn theo chỉ tiêu khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$); kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt.
- Nguồn dữ liệu tra cứu: Hệ thống bảng biểu tra cứu cơ tính vật liệu, dung sai lắp ghép, hệ số tải trọng, kích thước tiêu chuẩn đai thang, môđun bánh răng, then bằng, ổ lăn và khớp nối đàn hồi từ tài liệu hướng dẫn thiết kế chi tiết máy tiêu chuẩn của Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
Chương 1 xác định các thông số động học và động lực học đầu vào cho toàn bộ hệ thống dẫn động:
- Công suất trên trục máy công tác (trục tang dẫn): $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3130 \cdot 1,33}{1000} = 4,16 \text{ kW}$.
- Số vòng quay của trục máy công tác: $n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,33}{\pi \cdot 190} = 133,69 \text{ vg/ph} \approx 133,8 \text{ vg/ph}$.
- Động cơ điện được chọn có tốc độ quay đồng bộ $n_{đc} = 1445 \text{ vg/ph}$, công suất yêu cầu $P_{yc} = 4,65 \text{ kW}$.
- Tỷ số truyền chung của hệ thống: $u_c = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1445}{133,69} = 10,81$. Tỷ số truyền này được phân phối cho bộ truyền đai ngoài $u_đ = 3,0$ và bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc $u_{br} = 3,6$ (khớp nối $u_k = 1$).
Bảng phân phối động lực học trên các trục:
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I (Trục vào HGT) | Trục II (Trục ra HGT) | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền $u$ | - | $u_đ = 3,0$ | $u_{br} = 3,6$ | $u_k = 1,0$ |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1445 | 481,67 | 133,8 | 133,8 |
| Công suất $P$ (kW) | 4,65 | 4,37 | 4,20 | 4,16 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) | 30732 | 86643 | 299776 | 296921 |
Chương 2: Thiết kế các bộ truyền
Nội dung chương 2 tập trung tính toán chi tiết bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang:
- Lựa chọn loại đai: Đai thang thường tiết diện loại A có kích thước hình học $b_t = 11 \text{ mm}$, $b = 13 \text{ mm}$, $h = 8 \text{ mm}$, $y_0 = 2,8 \text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 81 \text{ mm}^2$.
- Đường kính bánh đai nhỏ chủ động: Chọn $d_1 = 140 \text{ mm}$, vận tốc đai $v_1 = 10,59 \text{ m/s} < v_{max} = 25 \text{ m/s}$.
- Đường kính bánh đai lớn bị động: Chọn $d_2 = 400 \text{ mm}$ theo dãy tiêu chuẩn, tỷ số truyền thực tế $u_{tt} = 2,915$ (độ trượt $\varepsilon \approx 0,02$).
- Khoảng cách trục sơ bộ $a_{sb} = 400 \text{ mm}$, chiều dài dây đai tính toán được chọn theo tiêu chuẩn $L = 1700 \text{ mm}$.
- Khoảng cách trục chính xác: $a = 400 \text{ mm}$.
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 137,89^\circ \ge 120^\circ$ (đạt yêu cầu truyền động).
- Lực tác dụng từ bộ truyền đai lên trục I: $F_d = 958,7 \text{ N}$.
Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Chương 3 trình bày toàn bộ quá trình tính toán hình học, động học và kiểm nghiệm sức bền cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc:
- Vật liệu chế tạo: Cả bánh chủ động (bánh 1) và bánh bị động (bánh 2) đều dùng thép 40X tôi cải thiện. Bánh 1 có độ rắn $HB_1 = 265$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 950 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 700 \text{ MPa}$. Bánh 2 có độ rắn $HB_2 = 250$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 850 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 550 \text{ MPa}$.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ: $[\sigma_H] = 531,83 \text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép: $[\sigma_{F1}] = 272,57 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 257,14 \text{ MPa}$.
- Xác định khoảng cách trục: $a_w = 125 \text{ mm}$; chọn môđun pháp tiêu chuẩn $m = 2 \text{ mm}$.
- Số răng: Bánh chủ động $Z_1 = 26$ răng, bánh bị động $Z_2 = 93$ răng. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,58$ (sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,56% < 4%$).
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ chia: $\beta = 17,8^\circ$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,9^\circ$; góc nghiêng trên hình trụ cơ sở $\beta_b = 19,32^\circ$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 43 \text{ mm}$.
- Đường kính lăn: $d_{w1} = 54,6 \text{ mm}$, $d_{w2} = 195,4 \text{ mm}$. Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 58,6 \text{ mm}$, $d_{a2} = 199,4 \text{ mm}$. Đường kính đáy răng: $d_{f1} = 49,6 \text{ mm}$, $d_{f2} = 190,4 \text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 529,48 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 531,83 \text{ MPa}$ (độ chênh lệch $0,44% < 10%$).
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} \le [\sigma_{F1}] = 273,66 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} \le [\sigma_{F2}] = 258,17 \text{ MPa}$.
- Các thành phần lực ăn khớp tác dụng lên các trục:
- Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 3181 \text{ N}$
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 1322 \text{ N}$
- Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 1195 \text{ N}$.
Chương 4: Tính trục, chọn ổ lăn đối với trục
Chương 4 thực hiện thiết kế chi tiết toàn bộ các cụm trục và chi tiết liên kết:
- Khớp nối: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối trục II với trục tang dẫn. Mômen xoắn tính toán cho phép của khớp nối $T_{kn} = 500 \text{ Nm} \ge T_{II} = 299,776 \text{ Nm}$, đường kính trục nối cho phép $d_{kn} = 40 \text{ mm}$, số chốt $Z = 8$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 130 \text{ mm}$, chiều dài đoạn công xôn của chốt $l_1 = 34 \text{ mm}$, chiều dài phần tử đàn hồi $l_3 = 28 \text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 14 \text{ mm}$. Lực tác dụng lên trục từ khớp nối $F_{kn} = 922,39 \text{ N}$.
- Thiết kế Trục I:
- Vật liệu: Thép 40X tôi cải thiện ($\sigma_b = 850 \text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 700 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30 \text{ MPa}$).
- Đường kính các đoạn trục: Đoạn lắp ổ lăn $d_1 = d_2 = 35 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_3 = 36 \text{ mm}$; đoạn lắp bánh đai $d_4 = 32 \text{ mm}$; đường kính vai trục $d_v = 42 \text{ mm}$.
- Then: Vị trí lắp bánh răng chọn then bằng kích thước $b = 12 \text{ mm}, h = 11 \text{ mm}, t_1 = 5,5 \text{ mm}, l_t = 45 \text{ mm}$; vị trí lắp bánh đai chọn then bằng $b = 10 \text{ mm}, h = 9 \text{ mm}, t_1 = 5,5 \text{ mm}, l_t = 56 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm then đạt độ bền dập ($\sigma_d \le 50 \text{ MPa}$) và độ bền cắt ($\tau_c \le 50 \text{ MPa}$).
- Kiểm nghiệm mỏi trục I: Hệ số an toàn tại tiết diện lắp ổ lăn $s_j = 7,52$; tại bánh đai $s_j = 5,74$; tại bánh răng $s_j = 5,98$ (đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$).
- Ổ lăn trục I: Do có lực dọc trục $F_a = 1195 \text{ N}$ kết hợp lực hướng tâm ($F_{r1} = 2543,73 \text{ N}, F_{r2} = 1617,72 \text{ N}$), tác giả chọn 2 ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng ký hiệu 7507 ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, T = 24,25 \text{ mm}, C = 50,2 \text{ kN}, C_0 = 40,3 \text{ kN}, \alpha = 13^\circ$). Kiểm nghiệm tải động đạt $C_d = 41585,02 \text{ N} < C = 50200 \text{ N}$; tải tĩnh đạt $Q_t = 2646,11 \text{ N} < C_0 = 40300 \text{ N}$.
- Thiết kế Trục II:
- Khoảng cách đặt lực: $l_{21} = 109 \text{ mm}, l_{22} = 54,5 \text{ mm}, l_{2c} = 81,5 \text{ mm}$.
- Khảo sát hai trường hợp bố trí lực khớp nối $F_{kn}$: Trường hợp 1 ($F_{kn}$ ngược chiều $F_{t2}$) và Trường hợp 2 ($F_{kn}$ cùng chiều $F_{t2}$). Mômen tương đương nguy hiểm nhất xảy ra ở Trường hợp 1 tại vị trí lắp bánh răng với $M_{tđ6} = 310628,43 \text{ Nmm}$.
- Đường kính các đoạn trục II: Vị trí lắp bánh răng $d_6 = 40 \text{ mm}$; vị trí lắp ổ lăn $d_5 = d_7 = 35 \text{ mm}$; vị trí lắp khớp nối $d_8 = 34 \text{ mm}$; đường kính vai trục $d_v = 42 \text{ mm}$.
- Then trục II: Vị trí lắp bánh răng dùng then bằng chiều dài $l_t = 51 \text{ mm}$; vị trí lắp khớp nối dùng then bằng $b = 10 \text{ mm}, h = 8 \text{ mm}, t_1 = 5,5 \text{ mm}, t_2 = 3,3 \text{ mm}, l_t = 72 \text{ mm}$. Các mối ghép then đều thỏa mãn độ bền dập và độ bền cắt ($[\sigma_d] = 100 \text{ MPa}, [\tau_c] = 50 \text{ MPa}$).
- Kiểm nghiệm mỏi trục II: Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn $s_j = 15,52 \ge [s]$; tại vị trí lắp bánh răng $s_j$ đạt yêu cầu bền mỏi.
Chương 5: Tính thiết kế kết cấu
Chương 5 hoàn thiện các thông số hình học kết cấu của vỏ hộp và các phụ tùng:
- Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, phân đôi theo mặt phẳng đi qua đường tâm các trục để thuận tiện lắp ráp.
- Xác định chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, gờ đặt bulông, khoảng cách giữa các bulông nắp ghép, bulông nền và vít cấy nắp ổ.
- Thiết kế các chi tiết phụ trợ: Cửa thăm (nắp quan sát) trên đỉnh nắp hộp để kiểm tra và châm dầu; nút thông hơi để cân bằng áp suất bên trong vỏ hộp; que thăm dầu để kiểm tra mức dầu bôi trơn; nút tháo dầu dưới đáy thân hộp nghiêng để xả cặn; vòng phớt và nắp ổ để chắn bụi và chống rò rỉ dầu bôi trơn.
Thiết kế và thông số kỹ thuật hệ thống
Bảng tổng hợp thông số hình học và cơ tính của các bộ phận cơ khí chính:
| Cụm bộ phận | Thông số kỹ thuật chính | Giá trị định lượng | Đơn vị |
|---|---|---|---|
| Bộ truyền đai ngoài | Tiết diện đai | Đai thang loại A | - |
| Đường kính bánh đai nhỏ $d_1$ | 140 | mm | |
| Đường kính bánh đai lớn $d_2$ | 400 | mm | |
| Chiều dài đai tiêu chuẩn $L$ | 1700 | mm | |
| Khoảng cách trục $a$ | 400 | mm | |
| Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1$ | 137,89 | độ | |
| Lực tác dụng lên trục $F_d$ | 958,7 | N | |
| Bộ truyền bánh răng | Khoảng cách trục $a_w$ | 125 | mm |
| Môđun pháp $m$ | 2 | mm | |
| Số răng bánh dẫn $Z_1$ / bánh bị dẫn $Z_2$ | 26 / 93 | răng | |
| Góc nghiêng của răng $\beta$ | 17,8 | độ | |
| Chiều rộng vành răng $b_w$ | 43 | mm | |
| Đường kính vòng lăn $d_{w1} / d_{w2}$ | 54,6 / 195,4 | mm | |
| Lực vòng $F_t$ / Lực hướng tâm $F_r$ / Lực dọc trục $F_a$ | 3181 / 1322 / 1195 | N | |
| Cụm Trục I | Đường kính đoạn lắp ổ lăn $d_1 = d_2$ | 35 | mm |
| Đường kính đoạn lắp bánh răng $d_3$ | 36 | mm | |
| Đường kính đoạn lắp bánh đai $d_4$ | 32 | mm | |
| Ký hiệu ổ lăn | Ổ đũa côn 7507 | - | |
| Cụm Trục II | Đường kính đoạn lắp ổ lăn $d_5 = d_7$ | 35 | mm |
| Đường kính đoạn lắp bánh răng $d_6$ | 40 | mm | |
| Đường kính đoạn lắp khớp nối $d_8$ | 34 | mm | |
| Ký hiệu khớp nối | Vòng đàn hồi ($T_{kn}=500 \text{ Nm}$) | - |
Kết quả và đóng góp
Văn bản đồ án đã hoàn thành các mục tiêu kỹ thuật được giao với các kết quả cụ thể:
- Xác lập chuỗi tính toán liên tục, logic từ thông số tải trọng băng tải ($F = 3130 \text{ N}$, $v = 1,33 \text{ m/s}$) đến việc lựa chọn động cơ ($P_{yc} = 4,65 \text{ kW}$, $n = 1445 \text{ vg/ph}$) và phân phối tỷ số truyền ($u_c = 10,81 = 3,0 \times 3,6$).
- Xác định đầy đủ kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 529,48 \text{ MPa} \le 531,83 \text{ MPa}$) và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng vật liệu thép 40X tôi cải thiện.
- Tính toán chi tiết kết cấu của 2 trục, vẽ biểu đồ mômen uốn - xoắn không gian, kiểm nghiệm thành công hệ số an toàn mỏi tại mọi tiết diện nguy hiểm ($s_j > [s]$), chọn chính xác kích thước then bằng và ổ đũa côn 7507 chịu lực tổng hợp hướng tâm - dọc trục.
- Khảo sát sự thay đổi của phản lực gối đỡ và mômen tương đương trên trục II theo 2 chiều đặt lực khớp nối ($F_{kn}$ cùng chiều và ngược chiều lực vòng $F_{t2}$), đảm bảo chọn đúng trường hợp nguy hiểm nhất trong thiết kế thực tế.
- Đóng góp chính của đồ án là cung cấp tài liệu thuyết minh thiết kế hoàn chỉnh, đáp ứng đúng quy trình tính toán thiết kế máy chuẩn mực của Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội cho đề tài hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp dẫn động băng tải.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án gắn liền với phạm vi của một đồ án môn học chi tiết máy:
- Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên giải tích bán thực nghiệm và bảng tra cứu tiêu chuẩn tĩnh, chưa tiến hành mô phỏng số 3D (phân tích ứng suất tập trung bằng phương pháp phần tử hữu hạn FEA trên trục và vỏ hộp).
- Chưa khảo sát ảnh hưởng của dao động xoắn, dao động uốn và sự biến đổi nhiệt độ của dầu bôi trơn trong vỏ hộp khi hệ thống làm việc liên tục 3 ca trong 18000 giờ.
- Hướng mở rộng: Ứng dụng các phần mềm CAD/CAE (như Autodesk Inventor, SolidWorks, ANSYS) để mô hình hóa hình học 3D, mô phỏng động lực học ăn khớp răng và tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp giảm tốc.
Giá trị tham khảo
Tài liệu đồ án này có giá trị tham khảo chuyên môn trực tiếp cho:
- Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp có nội dung liên quan đến trạm dẫn động.
- Nguồn tham khảo hữu ích về phương pháp lập bảng phân phối động lực học, quy trình kiểm nghiệm mỏi trục theo chu kỳ đối xứng, phương pháp chọn và tính toán ổ đũa côn chịu lực dọc trục, và cách trình bày bản thuyết minh kỹ thuật cơ khí.
Câu hỏi thường gặp
1. Thông số tải trọng và thời gian làm việc danh định của hệ dẫn động băng tải này là bao nhiêu? Hệ thống được thiết kế theo lực kéo băng tải $F = 3130 \text{ N}$, vận tốc di chuyển $v = 1,33 \text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 190 \text{ mm}$, làm việc 3 ca/ngày với đặc tính va đập vừa và tổng thời hạn phục vụ $L_h = 18000 \text{ giờ}$.
2. Hộp giảm tốc sử dụng loại truyền động nào và có tỷ số truyền là bao nhiêu? Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp với tỷ số truyền danh nghĩa $u_{br} = 3,6$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,58$, sai lệch $\Delta u = 0,56%$).
3. Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc có thông số môđun, số răng và góc nghiêng như thế nào? Cặp bánh răng sử dụng môđun pháp $m = 2 \text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 125 \text{ mm}$, số răng bánh chủ động $Z_1 = 26$ răng, số răng bánh bị động $Z_2 = 93$ răng, góc nghiêng của răng $\beta = 17,8^\circ$ (bánh chủ động nghiêng phải), góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20,9^\circ$.
4. Ổ lăn trên trục I được lựa chọn là loại ổ nào và có ký hiệu ra sao? Trục I sử dụng 2 ổ bi đũa côn cỡ nhẹ rộng ký hiệu 7507 ($d = 35 \text{ mm}, D = 72 \text{ mm}, T = 24,25 \text{ mm}$, khả năng tải động $C = 50,2 \text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13^\circ$) để chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục $F_a = 1195 \text{ N}$.
5. Vì sao khi tính toán trục II tác giả phải khảo sát 2 trường hợp đặt lực khớp nối? Do chiều quay và góc ăn khớp của lực khớp nối $F_{kn}$ có thể cùng chiều hoặc ngược chiều với lực vòng $F_{t2}$ của bánh răng, tác giả đã khảo sát cả hai trường hợp để tìm ra biểu đồ mômen uốn nguy hiểm nhất ($M_{tđ6} = 310628,43 \text{ Nmm}$ ở trường hợp ngược chiều), đảm bảo an toàn tuyệt đối cho trục khi làm việc thực tế.
Kết luận
Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ dẫn động băng tải" (Đề số II.18) của nhóm tác giả sinh viên Mai Sỹ An và Đỗ Quang Vũ là một công trình thiết kế kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn xác theo phương pháp luận truyền thống của Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Toàn bộ các bước chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế bộ truyền đai thang, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, tính toán kết cấu trục I, trục II, then, ổ lăn và vỏ hộp đều được trình bày rõ ràng kèm hệ thống số liệu kiểm nghiệm đầy đủ. Tài liệu cung cấp cơ sở dữ liệu và quy trình mẫu có giá trị học thuật cao cho sinh viên ngành kỹ thuật cơ khí trong việc giải quyết bài toán thiết kế trạm dẫn động công nghiệp.