Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một nội dung kỹ thuật trọng tâm trong chương trình đào tạo kỹ sư thuộc các ngành Cơ khí, Cơ kỹ thuật và Cơ điện tử. Đồ án môn học Chi tiết máy (mã học phần ME3232, học kỳ 20212, mã đề II.27) tại Trường Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội do nhóm sinh viên Nguyễn Đắc Thịnh và Lý Trường Giang thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Trọng Du tập trung vào nhiệm vụ thiết kế trạm dẫn động băng tải công nghiệp. Vấn đề kỹ thuật đặt ra là chuyển đổi công suất cơ học và mômen xoắn từ động cơ điện xoay chiều đến trục tang dẫn của băng tải thông qua một hệ thống giảm tốc cơ khí hai cấp nối tiếp (gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng), đảm bảo hệ thống làm việc êm, bền vững dưới tải trọng xác định trong suốt thời gian phục vụ quy chuẩn.

Mục tiêu và các nhiệm vụ kỹ thuật được giao trong văn bản gồm các chỉ số cụ thể:

  1. Lực kéo băng tải: $F = 2095\text{ N}$.
  2. Vận tốc dịch chuyển của băng tải: $v = 1,77\text{ m/s}$.
  3. Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 190\text{ mm}$.
  4. Thời hạn phục vụ danh nghĩa: $L_h = 13000\text{ giờ}$.
  5. Chế độ làm việc: 2 ca/ngày, đặc tính tải trọng làm việc êm.
  6. Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài (bộ truyền đai): $\alpha = 30^\circ$.
  7. Chiều nghiêng của bánh răng chủ động trong hộp giảm tốc: Nghiêng trái.
  8. Yêu cầu sản phẩm thiết kế: 01 bản thuyết minh tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh; 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0; 01 bộ bản vẽ chế tạo chi tiết các cụm trục 1 và trục 2 (khổ A3 hoặc A4).

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống dẫn động cơ khí cho băng tải. Phạm vi nghiên cứu giới hạn ở quá trình tính toán động học, động lực học, độ bền mỏi, độ bền tĩnh, lựa chọn kết cấu chi tiết máy và xác định dung sai lắp ghép cho hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp bộ truyền đai thang loại A.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án vận dụng các khung lý thuyết, công thức chuẩn mực và tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí chế tạo máy Việt Nam:

  • Giáo trình tham khảo chính: "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển; hệ thống tài liệu tra cứu động cơ điện 3 pha Việt Hung (HEM).
  • Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng: Tiêu chuẩn góc prôfin gốc răng tiêu chuẩn $\alpha = 20^\circ$ theo TCVN 1065-71; tiêu chuẩn then bằng theo bảng tra tiêu chuẩn TCVN; các tiêu chuẩn về cấp chính xác chế tạo bánh răng và ổ lăn công nghiệp.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật được triển khai qua các bước:

  • Phương pháp phân tích động học và truyền động cơ khí: Xác định công suất cần thiết, tính toán hiệu suất toàn hệ thống, lựa chọn tốc độ đồng bộ và phân phối tỷ số truyền giữa các bộ truyền ngoài và bộ truyền trong.
  • Phương pháp tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Ứng dụng lý thuyết sức bền mỏi mút răng để xác định khoảng cách trục, môđun, số răng, góc nghiêng của cặp bánh răng trụ răng nghiêng; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Phương pháp phân tích nội lực không gian và sức bền trục: Thiết lập sơ đồ đặt lực ba chiều ($F_t, F_r, F_a, F_d$), dựng biểu đồ mômen uốn ($M_x, M_y$) và mômen xoắn ($T$), tính mômen tương đương $M_{tđ}$ để xác định đường kính các đoạn trục; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s \ge [s]$ và kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải mở máy.
  • Phương pháp lựa chọn và tính toán khả năng tải của ổ lăn: Đánh giá tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm để chọn kiểu ổ bi đỡ-chặn, kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d \le C$ và tải tĩnh $Q_t \le C_0$ theo triệu vòng quay.
  • Nguồn dữ liệu sử dụng: Tập số liệu thực nghiệm từ đề bài II.27 kết hợp các bảng tra cứu hệ số tải trọng, hệ số tuổi thọ, hệ số kích thước và tính chất cơ lý của vật liệu thép 45 tôi cải thiện.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật hệ thống

Hệ thống dẫn động được bố trí theo dây chuyền liên động: Động cơ điện 3 pha $\to$ Khớp nối trục/Bánh đai nhỏ $\to$ Dây đai thang $\to$ Bánh đai lớn gắn trên Trục I $\to$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng $\to$ Trục II $\to$ Nối trục đàn hồi $\to$ Trục tang dẫn băng tải.

Thông số động học Động cơ điện Trục I (Trục vào) Trục II (Trục ra) Trục công tác (Tang dẫn)
Tỷ số truyền ($u$) $u_đ = 2,50$ $u_{br} = 3,25$ $u_k = 1,00$ $u_c = 8,12$ (Tổng)
Tốc độ quay ($n$, vg/ph) 1445,00 578,00 177,85 177,85
Công suất ($P$, kW) 4,16 3,91 3,75 3,71
Mômen xoắn ($T$, N.mm) 27493 64603 201364 199216

Các thông số thiết kế chính của hệ thống bao gồm:

  • Động cơ điện: Động cơ 3 pha Việt Hung kiểu 3K132S4, công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$, tốc độ quay $n_{đc} = 1445\text{ vg/ph}$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T_{dn} = 2,0$, tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$, khối lượng động cơ 62 kg, đường kính trục $d_{đc} = 32\text{ mm}$.
  • Bộ truyền ngoài (Đai thang thường loại A): Đường kính bánh nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 450\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2000\text{ mm}$, số đai $Z = 2$, khoảng cách trục thực tế $a_{tl} = 486,47\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 148,36^\circ$, lực căng ban đầu $F_0 = 149\text{ N}$, lực tác dụng lên trục $F_r = 573\text{ N}$.
  • Bộ truyền bánh răng trong hộp (Bánh răng trụ răng nghiêng): Vật liệu thép 45 tôi cải thiện ($HB_1 = 210, HB_2 = 195$), khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 27, Z_2 = 87$, tỷ số truyền thực $u_t = 3,22$, góc nghiêng răng $\beta = 18,19^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp tại vùng tiếp xúc: Lực vòng $F_t = 2271,95\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 916,08\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 746,54\text{ N}$.
  • Kết cấu cụm trục I: Đường kính các đoạn trục chọn lần lượt là $d_{10} = d_{11} = 25\text{ mm}$ (ngõng trục lắp ổ lăn), $d_{12} = 24\text{ mm}$ (đoạn lắp bánh đai), $d_{13} = 26\text{ mm}$ (đoạn lắp bánh răng). Ổ lăn sử dụng ổ bi đỡ-chặn một dãy ký hiệu 46305 với góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$.

Nội dung chính theo từng phần

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

Phần này trình bày các bước tính toán công suất trên trục làm việc $P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2095 \times 1,77}{1000} = 3,71\text{ kW}$. Dựa trên hiệu suất của từng cụm truyền động ($\eta_{ol} = 0,99, \eta_k = 0,99, \eta_đ = 0,95, \eta_{br} = 0,97$), nhóm tác giả xác định hiệu suất chung $\eta_c = 0,894$ và công suất yêu cầu trên trục động cơ $P_{yc} = 4,15\text{ kW}$. Số vòng quay sơ bộ của tang dẫn đạt $n_{lv} = 177,92\text{ vg/ph}$, dẫn đến tốc độ đồng bộ sơ bộ của động cơ vào khoảng $1423,36\text{ vg/ph}$. Từ đó, động cơ điện xoay chiều 3 pha Việt Hung kiểu 3K132S4 ($5,5\text{ kW}, 1445\text{ vg/ph}$) được chọn lựa. Tỷ số truyền chung của hệ thống $u_c = 8,12$ được phân phối thành $u_đ = 2,5$ cho bộ truyền đai ngoài và $u_{br} = 3,25$ cho hộp giảm tốc bánh răng. Bảng thông số động học trên toàn bộ các trục (công suất, số vòng quay, mômen xoắn) được lập đầy đủ để phục vụ cho các phần tính toán tiếp theo.

Phần 2: Thiết kế các bộ truyền

Phần 2 tập trung tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho hai bộ truyền:

  1. Bộ truyền đai thang: Sử dụng đai loại A, vận tốc đai đạt $v = 13,62\text{ m/s} \le 25\text{ m/s}$. Bánh đai tiêu chuẩn được chọn với $d_1 = 180\text{ mm}$ và $d_2 = 450\text{ mm}$, cho tỷ số truyền thực $u_t = 2,53$ (sai lệch $1,2%$). Số lượng dây đai tính toán là $Z = 2$ sợi. Chiều rộng bánh đai xác định $B = 32\text{ mm}$.
  2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Lựa chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện cho cả hai bánh. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ xác định $[\sigma_H]{sb} = 431,82\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma{F1}] = 216\text{ MPa}$, bánh lớn $[\sigma_{F2}] = 200,57\text{ MPa}$. Khoảng cách trục tính toán $a_w = 119,53\text{ mm}$ được quy chuẩn thành $a_w = 120\text{ mm}$ với môđun $m = 2\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 27$ và $Z_2 = 87$. Kiểm nghiệm tiếp xúc cho kết quả ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_{Ht} = 417,19\text{ MPa} \le [\sigma_H]{cx} = 431,82\text{ MPa}$ (độ chênh lệch an toàn đạt $3,39% < 10%$). Kiểm nghiệm uốn cho $\sigma{F1} = 76,84\text{ MPa} \le 222,48\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 72,80\text{ MPa} \le 206,59\text{ MPa}$. Kiểm nghiệm quá tải với hệ số $K_{qt} = 2,2$ đều thỏa mãn các ngưỡng bền cực hạn.

Phần 3: Thiết kế trục, chọn ổ lăn và các chi tiết máy khác

Phần 3 thực hiện phân tích lực và thiết kế chi tiết trục I (do sinh viên Nguyễn Đắc Thịnh phụ trách) và định hướng trục II:

  • Sơ đồ đặt lực và tính khoảng cách: Xác định các khoảng cách kết cấu $l_{11} = 113\text{ mm}$ (khoảng cách hai gối đỡ), $l_{12} = 59,5\text{ mm}$ (khoảng côngxôn bánh đai), $l_{13} = 56,5\text{ mm}$ (khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng). Phản lực tại các gối đỡ tính được: $F_{x10} = 1573,33\text{ N}, F_{y10} = 1403,42\text{ N}, F_{x11} = 985,12\text{ N}, F_{y11} = 8,89\text{ N}$.
  • Đường kính trục: Đường kính sơ bộ xác định $d_{sb1} = 30\text{ mm}$. Sau khi tính mômen tương đương $M_{tđ}$, đường kính các tiết diện được chuẩn hóa thành $d_{10} = d_{11} = 25\text{ mm}, d_{12} = 24\text{ mm}, d_{13} = 26\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng kích thước mặt cắt $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, chiều dài then bánh răng $l = 38\text{ mm}$ và then bánh đai $l = 35\text{ mm}$, kiểm nghiệm độ bền dập và cắt đều thỏa mãn giới hạn cho phép ($[\sigma_d] = 60\text{ MPa}, [\tau_c] = 150\text{ MPa}$).
  • Kiểm nghiệm mỏi và tĩnh: Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện lắp ổ $1-0$ đạt $s = 4,78$ và tại tiết diện bánh răng $1-3$ đạt $s = 2,87$, đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5$. Ứng suất tương đương kiểm nghiệm tĩnh tại tiết diện nguy hiểm nhất đạt $\sigma_{tđ} = 41,35\text{ MPa} \le [\sigma_{ch}] = 450\text{ MPa}$.
  • Lựa chọn ổ lăn: Do tồn tại lực dọc trục $F_a = 746,54\text{ N}$, nhóm chọn ổ bi đỡ-chặn một dãy ký hiệu 46305 (kích thước $d \times D \times B = 25 \times 62 \times 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 21,1\text{ kN}$, tải tĩnh $C_0 = 12,9\text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$). Khả năng tải động quy ước tính toán $C_{d10} = 16166,22\text{ N} < C = 21100\text{ N}$, thỏa mãn tuổi thọ 13000 giờ làm việc ($L = 450,84\text{ triệu vòng}$). Tải trọng tĩnh $Q_{t0} = 746,81\text{ N} \le C_0$.

Phần 4: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

Nội dung phần này bao gồm việc xác định kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, chọn mặt ghép nắp hộp và thân hộp đi qua tâm các trục nhằm thuận tiện cho việc gia công và lắp ráp ổ lăn. Các kích thước cơ bản như chiều dày thành thân hộp, thành nắp hộp, gân tăng cứng, đường kính các bu lông liên kết (bu lông nền, bu lông ghép nắp và thân, bu lông nắp ổ) được xác định theo công thức kinh nghiệm dựa trên khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$. Ngoài ra, phần này quy định kết cấu chốt định vị côn, kết cấu que thăm dầu, nút thông hơi trên nắp hộp và nút tháo dầu dưới đáy thân hộp.

Phần 5: Dung sai và lắp ghép, bôi trơn

Trình bày phương án bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp với mức ngâm ngập chiều cao răng của bánh lớn, bôi trơn mỡ hoặc bôi trơn dẫn dầu cho các cụm ổ lăn đỡ-chặn. Các mối ghép then chọn theo hệ thống lỗ cơ bản với kiểu lắp then trên trục và moay-ơ; vòng trong ổ lăn lắp trên trục theo chế độ lắp chặt có độ dôi (kiểu lắp k6), vòng ngoài lắp vào vỏ hộp theo mối ghép trung gian hoặc lỏng nhẹ nhằm đảm bảo khả năng tháo lắp và định vị chính xác gối trục.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn các yêu cầu kỹ thuật đề ra cho trạm dẫn động băng tải mã đề II.27:

  • Hoàn thành chuỗi tính toán động học và động lực học logic, lựa chọn thành công động cơ 3 pha 3K132S4 ($5,5\text{ kW}$) và phân phối tỷ số truyền hợp lý ($u_c = 8,12; u_đ = 2,5; u_{br} = 3,25$).
  • Xác định đầy đủ kích thước hình học của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ($a_w = 120\text{ mm}, m = 2\text{ mm}, Z_1 = 27, Z_2 = 87, \beta = 18,19^\circ$) và bộ truyền đai thang ($d_1 = 180\text{ mm}, d_2 = 450\text{ mm}, Z = 2, L = 2000\text{ mm}$).
  • Kết quả kiểm nghiệm sức bền đạt độ tin cậy cao: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_{Ht} = 417,19\text{ MPa}$ thấp hơn ứng suất cho phép $[\sigma_H]{cx} = 431,82\text{ MPa}$ một lượng $3,39%$; ứng suất uốn $\sigma{F1} = 76,84\text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 72,80\text{ MPa}$ nằm sâu dưới ngưỡng cho phép ($222,48\text{ MPa}$ và $206,59\text{ MPa}$); hệ số an toàn mỏi trục I tại tiết diện nguy hiểm đạt $s = 2,87 > [s] = 1,5$; ổ bi đỡ-chặn 46305 đảm bảo khả năng tải động với $C_d = 16,17\text{ kN} < 21,1\text{ kN}$.
  • Đóng góp về mặt giải pháp: Đưa ra phương án chọn góc nghiêng răng $\beta = 18,19^\circ$ kết hợp ổ bi đỡ-chặn góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$, giải quyết triệt để bài toán lực dọc trục $F_a = 746,54\text{ N}$ trong không gian hộp giảm tốc một cấp có kích thước nhỏ gọn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản thuyết minh phản ánh các hạn chế đặc thù của đồ án môn học kỹ thuật:

  • Phạm vi tính toán trong thuyết minh tập trung phân tích chi tiết vào cụm trục I (người thực hiện #1), trong khi các nội dung tính toán chi tiết cụm trục II và khớp nối đàn hồi (người thực hiện #2) được phân bổ theo nhiệm vụ song song và chỉ thể hiện phần khung mục lục trong phần thuyết minh được trích đoạn.
  • Phương pháp tính toán chủ yếu dựa trên các công thức bán thực nghiệm và bảng tra tĩnh trong giáo trình truyền thống, chưa tích hợp các công cụ mô phỏng động lực học nhiều vật thể hoặc phân tích ứng suất - biến dạng bằng phần tử hữu hạn (FEA).
  • Thuyết minh chưa bao gồm phần tính toán cân bằng nhiệt cho hộp giảm tốc khi vận hành liên tục 2 ca/ngày trong điều kiện thời tiết nóng ẩm.

Hướng phát triển tiếp theo của đề tài:

  • Mở rộng hoàn thiện toàn bộ bản vẽ chi tiết gia công trục II và mô hình lắp ghép 3D tổng thể trạm dẫn động.
  • Tiến hành phân tích độ võng trục, góc xoay tại gối đỡ bằng phương pháp số để đánh giá độ êm khớp nối và tuổi thọ ổ lăn dưới tải trọng biến thiên.
  • Nghiên cứu tối ưu hóa trọng lượng vỏ hộp và bánh răng thông qua các thuật toán thiết kế cơ khí hiện đại.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là nguồn tư liệu học thuật và kỹ thuật giá trị dành cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Ô tô, 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 đại học có liên quan đến trạm dẫn động băng tải, xích tải.
  • Các kỹ sư thiết kế máy cơ sở tham khảo quy trình mẫu từ khâu phân tích thông số đầu vào, lập sơ đồ đặt lực ba chiều, tính toán kiểm nghiệm mỏi mút răng, kiểm nghiệm then, chọn ổ bi đỡ-chặn cho đến tra cứu dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn kỹ thuật Việt Nam.
  • Các phần đáng tham khảo sâu: Mục tính toán kiểm nghiệm bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng nghiêng (Phần 2) và phương pháp xác định phản lực gối đỡ kết hợp kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trục theo biểu đồ mômen không gian (Phần 3).

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động băng tải mã đề II.27 là loại nào và có các thông số kỹ thuật chính là gì?
Động cơ được chọn là động cơ điện xoay chiều 3 pha Việt Hung (HEM) kiểu 3K132S4, có công suất định mức $P_{đc} = 5,5\text{ kW}$ (đáp ứng công suất yêu cầu $P_{yc} = 4,15\text{ kW}$), số vòng quay định mức $n_{đc} = 1445\text{ vg/ph}$, khối lượng $62\text{ kg}$, đường kính đầu trục $d_{đc} = 32\text{ mm}$, tỷ số mômen mở máy $T_{mm}/T_{dn} = 2,0$ và tỷ số mômen cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.

2. Tỷ số truyền chung và các thông số ăn khớp của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc được xác định như thế nào?
Tỷ số truyền chung toàn hệ thống là $u_c = 8,12$, được phân phối cho bộ truyền đai ngoài $u_đ = 2,5$ và bộ truyền bánh răng trong hộp $u_{br} = 3,25$. Bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục $a_w = 120\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 27$, số răng bánh lớn $Z_2 = 87$ (tỷ số truyền thực $u_t = 3,22$), góc nghiêng răng $\beta = 18,19^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 48\text{ mm}$.

3. Tại sao trên trục I lại sử dụng ổ bi đỡ-chặn thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do bộ truyền bánh răng trong hộp sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng (góc nghiêng $\beta = 18,19^\circ$), trong quá trình ăn khớp sinh ra lực dọc trục đáng kể $F_a = 746,54\text{ N}$. Tỷ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm $\frac{F_a}{\min(F_{r10}, F_{r11})} = \frac{746,54}{985,16} = 0,76$ nằm trong khoảng $[0,7; 1,0]$, đòi hỏi phải sử dụng ổ bi đỡ-chặn một dãy ký hiệu 46305 với góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$ để triệt tiêu đồng thời tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi và bền tĩnh trên trục I đạt các giá trị cụ thể nào?
Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại tiết diện ngõng trục lắp ổ $1-0$ đạt $s = 4,78$ và tại tiết diện lắp bánh răng $1-3$ đạt $s = 2,87$, đều thỏa mãn điều kiện an toàn $[s] = 1,5$. Về độ bền tĩnh, ứng suất tương đương lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc mở máy đạt $\sigma_{tđ} = 41,35\text{ MPa}$, nhỏ hơn nhiều so với giới hạn chảy của thép 45 tôi cải thiện ($[\sigma_{ch}] = 450\text{ MPa}$).

5. Bộ truyền ngoài sử dụng loại đai nào, số lượng đai và khoảng cách trục là bao nhiêu?
Bộ truyền ngoài sử dụng đai thang thường loại A, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 450\text{ mm}$, số lượng đai tính toán $Z = 2$ sợi, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2000\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 148,36^\circ \ge 120^\circ$ và khoảng cách trục chính xác sau khi căn chỉnh là $a_{tl} = 486,47\text{ mm}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy mã đề II.27 đã hoàn thành xuất sắc việc tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp với kết cấu gồm bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng. Toàn bộ các thông số động học, kích thước hình học, sức bền tiếp xúc, sức bền uốn, độ bền mỏi trục và khả năng tải của ổ lăn đều được tính toán chuẩn xác và thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Bản thuyết minh cung cấp tài liệu kỹ thuật có tính hệ thống cao, làm cơ sở vững chắc cho việc thiết kế chế tạo và gia công thực tế trong ngành kỹ thuật cơ khí.