Bối cảnh và nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật
Trong công nghiệp sản xuất và chế tạo máy, các hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò thiết yếu trong việc truyền chuyển động và công suất từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành (bộ phận máy công tác). Để đảm bảo hệ thống vận hành ổn định, tin cậy với hiệu suất tối ưu và giá thành chế tạo hợp lý, quá trình tính toán và thiết kế kết cấu chi tiết máy phải tuân thủ nghiêm ngặt các quy chuẩn kỹ thuật cơ khí.
Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" (Mã đề: A1, Học kỳ: 20201) được thực hiện tại Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rô bốt, Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, dưới sự hướng dẫn của thầy Nguyễn Hải Sơn. Đồ án do nhóm sinh viên Trần Hồng Phương (MSSV: 20187389) và Trần Tiến Anh (MSSV: 20187358) thuộc lớp chuyên ngành ME-GU17A phối hợp thực hiện với sự phân chia đồng đều 50% khối lượng công việc cho mỗi thành viên.
Thông số đầu vào của bài toán thiết kế
Dữ liệu ban đầu phục vụ bài toán thiết kế hệ dẫn động bao gồm các thông số kỹ thuật vận hành của xích tải:
- Lực kéo xích tải ($F$): $2730\text{ N}$
- Vận tốc di chuyển của xích tải ($v$): $1{,}22\text{ m/s}$
- Số răng của đĩa xích tải công tác ($z$): $21\text{ răng}$
- Bước xích tải ($p$): $38\text{ mm}$
- Thời hạn làm việc danh định ($L_h$): $12000\text{ giờ}$
Mục tiêu và nhiệm vụ kỹ thuật
Đồ án giải quyết 4 nhiệm vụ cốt lõi:
- Tính toán động học hệ dẫn động: Xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn và phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống.
- Thiết kế các bộ truyền cơ khí: Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài (bộ truyền xích tải) và bộ truyền trong (hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp răng thẳng), kết hợp phần mềm mô hình hóa 3D Autodesk Inventor.
- Thiết kế trục, then và chọn ổ lăn: Tính toán phản lực gối đỡ, lập biểu đồ mô men, tính chọn đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh cho trục, chọn và kiểm nghiệm then, chọn và tính toán tuổi thọ ổ bi đỡ theo khả năng tải động và tải tĩnh.
- Thiết kế kết cấu và lập bản vẽ: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32, các chi tiết phụ (nắp ổ, cửa thăm, que thăm dầu, vòng móc, chốt định vị), xây dựng bản vẽ lắp ráp và bản vẽ chế tạo chi tiết thuộc cụm trục.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế
Cơ sở lý thuyết và tiêu chuẩn áp dụng
Đồ án áp dụng hệ thống giáo trình, tài liệu tra cứu chuyên ngành thiết kế máy và các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành:
- Giáo trình và sổ tay Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
- Sổ tay tra cứu thông số động cơ điện của Nhà máy Cơ điện Hà Nội (HEM).
- Tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996 áp dụng cho việc tính toán độ bền tiếp xúc ($S_H$) và độ bền uốn ($S_F$) của bộ truyền bánh răng trụ.
- Tiêu chuẩn phân loại xích con lăn theo ISO (xích dãy đơn dạng B).
Phương pháp nghiên cứu và tính toán kỹ thuật
Nhóm tác giả đã kết hợp phương pháp giải tích truyền thống và công cụ thiết kế hỗ trợ máy tính (CAD/CAE):
- Phương pháp tính toán giải tích: Sử dụng các công thức kinh nghiệm và phương trình sức bền vật liệu để xác định sơ bộ kích thước, tính toán phân phối công suất, mô men xoắn, vẽ biểu đồ nội lực uốn - xoắn và kiểm nghiệm an toàn theo ứng suất dập, ứng suất cắt, hệ số an toàn mỏi tổng hợp.
- Phương pháp tra cứu bảng biểu: Nội suy và tra cứu các hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, kích thước định mức tiêu chuẩn của khớp nối đàn hồi, then bằng và ổ lăn.
- Phương pháp mô hình hóa và kiểm toán trên phần mềm CAD (Autodesk Inventor): Sử dụng các module Design Accelerator (Chain Generator, Spur Gears Generator) để tính toán chính xác hình học, kiểm tra va đập ăn khớp và xuất mô hình 3D thực thể cho bộ truyền bánh răng trụ và xích tải.
Thiết kế và triển khai hệ thống dẫn động cơ khí
Hệ dẫn động cơ khí được cấu thành từ các cụm cụ thể: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp (Trục I và Trục II) $\rightarrow$ Bộ truyền xích ngoài $\rightarrow$ Trục xích tải công tác.
+----------------+ +-------------------+ +-------------------------------------------+ +--------------------+ +--------------------+
| Động cơ điện | ---> | Khớp nối đàn hồi | ---> | Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng | ---> | Bộ truyền xích | ---> | Trục xích tải |
| (3K132M6) | | | | (Trục I -> Bánh răng 1 -> BR 2 -> Trục II)| | (Xích 12B-1-88) | | (Máy công tác) |
+----------------+ +-------------------+ +-------------------------------------------+ +--------------------+ +--------------------+
Kiến trúc các bộ truyền và công nghệ sử dụng
- Khớp nối: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi nối giữa trục động cơ điện và trục vào (Trục I) của hộp giảm tốc nhằm giảm tải trọng động và bù trừ độ lệch tâm nhỏ.
- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Cấp truyền bên trong hộp giảm tốc, truyền mô men giữa Trục I ($n_I = 945\text{ vg/ph}$) và Trục II ($n_{II} = 236{,}25\text{ vg/ph}$) với tỷ số truyền $u_{\text{br}} = 4$.
- Bộ truyền xích con lăn: Cấp truyền ngoài hộp giảm tốc, truyền chuyển động từ Trục II sang trục làm việc của máy công tác với tỷ số truyền $u_x = 2{,}58$.
- Hệ thống đỡ và định vị (Trục và Ổ lăn): Mỗi trục được đỡ bằng 2 ổ bi đỡ dãy đơn đặt đối xứng; định vị dọc trục bằng then bằng và gờ vai trục.
Nội dung chi tiết theo các phần tính toán
Phần 1: Tính toán động học và chọn động cơ điện
Dựa trên dữ liệu công tác, công suất làm việc trên trục máy công tác được xác định: $$P_{\text{lv}} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{2730 \cdot 1{,}22}{1000} = 3{,}33\text{ kW}$$
Tốc độ quay của trục máy công tác: $$n_{\text{lv}} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1{,}22}{21 \cdot 38} \approx 91{,}5\text{ vg/ph}$$
Hiệu suất chung toàn hệ thống được tính tích lũy qua các cụm chi tiết: $$\eta = \eta_{\text{kn}} \cdot \eta_{\text{ol}}^2 \cdot \eta_{\text{br}} \cdot \eta_x = 1{,}0 \cdot (0{,}9925)^2 \cdot 0{,}97 \cdot 0{,}96 \approx 0{,}917$$
Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{\text{yc}} = \frac{P_{\text{lv}}}{\eta} = \frac{3{,}33}{0{,}917} \approx 3{,}63\text{ kW}$$
Tỷ số truyền sơ bộ $u_{\text{sb}} = u_x \cdot u_{\text{br}} = 2{,}5 \cdot 4 = 10{,}0$, suy ra tốc độ quay sơ bộ $n_{\text{sb}} = n_{\text{lv}} \cdot u_{\text{sb}} = 91{,}5 \cdot 10 = 915\text{ vg/ph} \approx 1029{,}3\text{ vg/ph}$ (theo tính toán quy đổi đồng bộ).
Đối chiếu bảng thông số động cơ HEM, nhóm tác giả lựa chọn động cơ 3K132M6 với các thông số:
- Công suất danh nghĩa ($P_{\text{đc}}$): $4{,}0\text{ kW}$
- Tốc độ quay thực tế ($n_{\text{đc}}$): $945\text{ vg/ph}$
- Tỷ số mô men: $M_{\text{max}}/M_{\text{đm}} = 2{,}2$; $M_{\text{kđ}}/M_{\text{đm}} = 2{,}0$
- Đường kính trục động cơ: $32\text{ mm}$; Khối lượng: $69\text{ kg}$
Tỷ số truyền thực tế toàn hệ: $u_c = \frac{n_{\text{đc}}}{n_{\text{lv}}} = \frac{945}{91{,}5} \approx 10{,}33$. Phân phối: $u_{\text{br}} = 4 \implies u_x = \frac{10{,}33}{4} \approx 2{,}58$.
| Đại lượng / Thông số | Động cơ điện | Trục I (Vào HGT) | Trục II (Ra HGT) | Trục Công tác |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | $1{,}00$ | $u_{\text{kn}} = 1{,}00$ | $u_{\text{br}} = 4{,}00$ | $u_x = 2{,}58$ |
| Số vòng quay ($n$, vg/ph) | $945{,}00$ | $945{,}00$ | $236{,}25$ | $91{,}48$ |
| Công suất ($P$, kW) | $3{,}63$ | $3{,}60$ | $3{,}47$ | $3{,}33$ |
| Mô men xoắn ($T$, N.mm) | $36674{,}60$ | $36380{,}95$ | $140268{,}80$ | $347716{,}40$ |
Phần 2: Thiết kế các bộ truyền cơ khí
1. Bộ truyền xích tải (bộ truyền ngoài)
- Thông số chọn: Xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn ISO loại B (mã số Inventor 12B-1-88), bước xích $p = 19{,}05\text{ mm}$.
- Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn $z_1 = 29 - 2u = 23\text{ răng}$; đĩa bị dẫn $z_2 = u \cdot z_1 = 2{,}58 \cdot 23 = 59\text{ răng}$.
- Số mắt xích: $x_c = 124\text{ mắt}$.
- Kích thước hình học: Đường kính vòng chia đĩa dẫn $d_1 = 139{,}902\text{ mm}$, đĩa bị dẫn $d_2 = 357{,}934\text{ mm}$.
- Khoảng cách trục chính xác: $a = 433{,}863\text{ mm}$.
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 2011{,}829\text{ N}$.
2. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (trong hộp giảm tốc)
Thiết kế theo tiêu chuẩn ISO 6336:1996 với các hệ số an toàn tiếp xúc $S_H \in [1{,}10; 1{,}15]$ và uốn $S_F \ge 1{,}75$.
| Thông số hình học và lực | Ký hiệu | Bánh dẫn (BR 1) | Bánh bị dẫn (BR 2) |
|---|---|---|---|
| Số răng | $z$ | $19$ | $76$ |
| Mô đun pháp (mm) | $m_n$ | $4$ | $4$ |
| Góc nghiêng răng (độ) | $\beta$ | $0^\circ$ | $0^\circ$ |
| Hệ số dịch chỉnh | $x$ | $0$ | $0$ |
| Khoảng cách trục (mm) | $a_w$ | \multicolumn{2}{c | }{$190$} |
| Đường kính vòng lăn (mm) | $d_w$ | $76$ | $304$ |
| Đường kính đỉnh răng (mm) | $d_a$ | $84$ | $312$ |
| Đường kính đáy răng (mm) | $d_f$ | $66$ | $294$ |
| Chiều rộng vành răng (mm) | $b$ | $67$ | $62$ |
| Lực vòng ăn khớp (N) | $F_t$ | $957{,}323$ | $957{,}323$ |
| Lực hướng tâm (N) | $F_r$ | $348{,}437$ | $348{,}437$ |
Phần 3: Thiết kế trục, then và chọn ổ lăn
1. Tính chọn khớp nối và vật liệu trục
- Khớp nối: Sử dụng nối trục vòng đàn hồi với mô men tính toán $T_t = k \cdot T_I = 1{,}5 \cdot 36380{,}95\text{ N.mm} = 54{,}571\text{ N.m}$. Chọn kích thước định mức danh định theo $T = 63\text{ N.m}$, đường kính lỗ trục $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 100\text{ mm}$.
- Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$ (Trục I) và $\sigma_b = 500\text{ MPa}$ (Trục II), ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
2. Kích thước và kết quả kiểm nghiệm trục
Đường kính sơ bộ xác định qua mô men xoắn thuần túy, sau đó được kiểm nghiệm chính xác tại các tiết diện nguy hiểm theo mô men tương đương $M_{\text{tđ}} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0{,}75 \cdot T^2}$, hệ số an toàn mỏi $s_j \ge [s] = (1{,}5 \div 2{,}5)$ và độ bền tĩnh $\sigma_{\text{tđ}} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.
| Cụm trục | Tiết diện | Đường kính thiết kế ($d$, mm) | Mối ghép then ($b \times h \times t_1$) | Hệ số an toàn mỏi ($s_j$) | Ứng suất tĩnh $\sigma_{\text{tđ}}$ (MPa) | Trạng thái thỏa mãn |
|---|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | Lắp khớp nối | $26$ | Then bằng tiêu chuẩn | $18{,}05$ | $< 272$ | Đạt |
| Ngõng lắp ổ lăn | $30$ | Không then | $12{,}87$ | $< 272$ | Đạt | |
| Lắp bánh răng | $35$ | $10 \times 8 \times 5\text{ mm}$ | $12{,}48$ | $12{,}79$ | Đạt | |
| Trục II | Lắp bánh xích | $38$ | Then bằng tiêu chuẩn | $18{,}19$ | $< 272$ | Đạt |
| Ngõng lắp ổ lăn | $40$ | Không then | $5{,}93$ | $< 272$ | Đạt | |
| Lắp bánh răng | $45$ | $14 \times 9 \times 5{,}5\text{ mm}$ | $9{,}48$ | $14{,}38$ | Đạt |
3. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn
Theo sơ đồ đặt lực răng thẳng (không xuất hiện lực dọc trục $F_a$), hệ thống sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cho cả hai trục với tuổi thọ yêu cầu $L_h = 12000\text{ giờ}$ ($L = 680{,}4\text{ triệu vòng}$ trên Trục I):
| Trục | Mã hiệu ổ | $d$ (mm) | $D$ (mm) | $B$ (mm) | $r$ (mm) | $C$ danh định (kN) | $C_0$ tĩnh (kN) | $C_d$ tính toán (kN) | $Q_t$ tĩnh (kN) | Kết luận |
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
| Trục I | 206 | $30$ | $62$ | $16$ | $1{,}5$ | $15{,}3$ | $10{,}2$ | $3{,}90$ | $0{,}367$ | Đạt bền động & tĩnh |
| Trục II | 208 | $40$ | $80$ | $18$ | $2{,}0$ | $25{,}6$ | $18{,}1$ | Tải nhỏ hơn $C$ | Tải nhỏ hơn $C_0$ | Đạt bền động & tĩnh |
Phần 4: Thiết kế kết cấu vỏ hộp và các chi tiết phụ
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò nâng đỡ trục, tiếp nhận tải trọng, bao kín và chứa dầu bôi trơn. Thân và nắp hộp được chế tạo bằng phương pháp đúc bằng vật liệu gang xám GX15-32, mặt phẳng ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục.
| Tên phần tử kết cấu | Công thức xác định | Giá trị tính toán | Giá trị chọn chế tạo |
|---|---|---|---|
| Chiều dày thân hộp ($\delta$) | $\delta = 0{,}03a_w + 3$ ($a_w = 190\text{ mm}$) | $8{,}1\text{ mm}$ | $9\text{ mm}$ |
| Chiều dày nắp hộp ($\delta_1$) | $\delta_1 = 0{,}9\delta$ | $8{,}1\text{ mm}$ | $9\text{ mm}$ |
| Chiều dày gân tăng cứng ($e$) | $e = (0{,}8 \div 1{,}0)\delta$ | $7{,}2 \div 9\text{ mm}$ | $8\text{ mm}$ |
| Đường kính bu lông nền ($d_1$) | $d_1 > 0{,}04a_w + 10$ | $17{,}6\text{ mm}$ | $18\text{ mm}$ |
| Đường kính bu lông cạnh ổ ($d_2$) | $d_2 = (0{,}7 \div 0{,}8)d_1$ | $12{,}6 \div 14{,}4\text{ mm}$ | $14\text{ mm}$ (M14) |
| Đường kính bu lông nắp ổ ($d_4$) | Trục I ($d_4 = \text{M6}$); Trục II ($d_4 = \text{M8}$) | - | M6 (4 chiếc), M8 (6 chiếc) |
| Vòng móc nâng hộp | Chiều dày $S = (2 \div 3)\delta$ | $16 \div 24\text{ mm}$ | $20\text{ mm}$ |
| Chốt định vị | Dạng chốt côn định vị chính xác thân - nắp | Côn $c = 1\text{ mm}$ | $d = 6\text{ mm}$, $l = 40\text{ mm}$ |
| Cửa thăm đỉnh hộp | Tra kích thước bảng quy chuẩn | $70 \times 55\text{ mm}$ | Vít bắt M8x25 (4 chiếc) |
Kết cấu bánh răng bị dẫn (BR 2) trên Trục II được thiết kế dạng đĩa khoét lỗ giảm trọng lượng với đường kính ngoài moay ơ $D = 75\text{ mm}$, chiều dài moay ơ $l = 60\text{ mm}$, chiều dày vành răng $\delta_{\text{vành}} = 10\text{ mm}$, đường kính trong vành răng $D_v = 274\text{ mm}$, đường kính tâm lỗ $D_0 = 174\text{ mm}$ và đường kính lỗ giảm trọng $d_0 = 15\text{ mm}$.
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Kết quả kỹ thuật đạt được
- Chuẩn hóa thông số động lực học: Lựa chọn thành công động cơ điện tiêu chuẩn $4{,}0\text{ kW}$ ($945\text{ vg/ph}$) đáp ứng công suất tải $3{,}33\text{ kW}$ trên xích tải, phân bổ tỷ số truyền hợp lý giữa hộp giảm tốc bánh răng ($u=4$) và bộ truyền xích ($u=2{,}58$).
- Kích thước bộ truyền gọn nhẹ: Xác định khoảng cách trục hộp giảm tốc $a_w = 190\text{ mm}$, mô đun $m_n = 4\text{ mm}$, số răng 19 và 76; bộ truyền xích 12B-1-88 với khoảng cách trục $433{,}86\text{ mm}$.
- Đảm bảo an toàn cơ học vượt bậc: Tất cả các vị trí nguy hiểm trên hai trục đều có hệ số an toàn mỏi dao động từ $5{,}93$ đến $18{,}19$ (vượt xa mức tối thiểu $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$); ứng suất tĩnh lớn nhất tại tiết diện lắp bánh răng chỉ đạt $14{,}38\text{ MPa}$ so với giới hạn chảy cho phép $272\text{ MPa}$.
- Độ tin cậy của gối đỡ: Các ổ lăn 206 và 208 thỏa mãn hoàn toàn thời hạn làm việc danh định $12000\text{ giờ}$ dưới chế độ tải va đập nhẹ.
Đóng góp thực tiễn của đồ án
- Đưa ra quy trình tính toán hoàn chỉnh kết hợp giữa lý thuyết kinh điển và phần mềm thiết kế cơ khí 3D hiện đại (Autodesk Inventor), cho phép trực quan hóa không gian ăn khớp, kiểm tra va chạm hình học và kiểm tra kích thước lắp ráp trước khi chế tạo.
- Hoàn thiện bộ tài liệu kỹ thuật gồm thuyết minh tính toán chi tiết, bảng tổng hợp dung sai lắp ghép và kết cấu vỏ hộp đúc tiêu chuẩn.
Hạn chế và phạm vi hoàn thiện
Theo phạm vi thực hiện và ghi nhận của nhóm tác giả trong đồ án:
- Phạm vi tính toán nhiệt: Đồ án tập trung vào tính toán động học, sức bền tiếp xúc, độ bền uốn và kết cấu tĩnh, chưa mở rộng bài toán kiểm nghiệm cân bằng nhiệt chi tiết cho dầu bôi trơn trong vỏ hộp giảm tốc khi làm việc liên tục ở môi trường nhiệt độ cao.
- Loại bánh răng: Hệ thống lựa chọn bánh răng trụ răng thẳng giúp triệt tiêu lực dọc trục ($F_a = 0$), đơn giản hóa việc chọn ổ bi đỡ; tuy nhiên, độ êm và khả năng chịu tải trọng va đập lớn sẽ hạn chế hơn so với phương án bánh răng trụ răng nghiêng.
- Tối ưu hóa hình học: Các hệ số an toàn mỏi trên trục tương đối cao ($s > 5$), cho thấy kết cấu có thể tiếp tục được tối ưu hóa về mặt đường kính ngõng trục nhằm giảm khối lượng kim loại gia công.
Giá trị tham khảo học thuật và ứng dụng thực tiễn
Tài liệu đồ án là nguồn tham khảo trực tiếp và có giá trị cao đối với:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Chế tạo máy: Làm tài liệu mẫu phục vụ học phần Đồ án Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành máy xây dựng - xếp dỡ.
- Kỹ sư thiết kế cơ cấu dẫn động công nghiệp: Tham khảo quy trình lựa chọn động cơ, tính toán phối hợp giữa bộ truyền bánh răng trong hộp và bộ truyền xích ngoài, tra cứu kích thước kết cấu vỏ hộp gang đúc GX15-32.
- Phần đáng tham khảo nhất: Quy trình tính toán kiểm nghiệm trục theo ứng suất tương đương, kiểm tra hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện rãnh then và phương pháp tra bảng kích thước chi tiết vỏ hộp giảm tốc đúc.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động xích tải là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ được chọn là 3K132M6 của Nhà máy Cơ điện Hà Nội (HEM) với công suất danh nghĩa $4{,}0\text{ kW}$, tốc độ quay $945\text{ vg/ph}$, đường kính trục $32\text{ mm}$, khối lượng $69\text{ kg}$, tỷ số mô men $M_{\text{max}}/M_{\text{đm}} = 2{,}2$ và $M_{\text{kđ}}/M_{\text{đm}} = 2{,}0$, đáp ứng công suất yêu cầu $3{,}63\text{ kW}$.
2. Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc sử dụng các thông số cơ bản nào?
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có khoảng cách trục $a_w = 190\text{ mm}$, mô đun pháp $m_n = 4\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $z_1 = 19$, số răng bánh lớn $z_2 = 76$, tỷ số truyền thực tế $u = 4{,}00$, chiều rộng vành răng lần lượt là $67\text{ mm}$ và $62\text{ mm}$, được thiết kế theo tiêu chuẩn ISO 6336:1996.
3. Bộ truyền ngoài là loại bộ truyền gì và thông số xích được xác định như thế nào?
Bộ truyền ngoài là bộ truyền xích con lăn 1 dãy tiêu chuẩn ISO loại B (mã hiệu Inventor 12B-1-88), bước xích $p = 19{,}05\text{ mm}$, số răng đĩa dẫn $z_1 = 23$, số răng đĩa bị dẫn $z_2 = 59$, số mắt xích $x_c = 124$, khoảng cách trục $a = 433{,}863\text{ mm}$ và tỷ số truyền $u_x = 2{,}58$.
4. Loại ổ lăn nào được sử dụng cho Trục I và Trục II, khả năng chịu tải có thỏa mãn không?
Cả hai trục đều sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy: Trục I sử dụng ổ 206 ($d=30\text{ mm}, D=62\text{ mm}, C=15{,}3\text{ kN}$), Trục II sử dụng ổ 208 ($d=40\text{ mm}, D=80\text{ mm}, C=25{,}6\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải trọng động quy ước $C_d$ và tải trọng tĩnh $Q_t$ đều nhỏ hơn khả năng tải danh định của ổ, đảm bảo tuổi thọ $12000\text{ giờ}$ làm việc.
5. Vật liệu đúc vỏ hộp giảm tốc và chiều dày thân hộp được quy định bao nhiêu?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32 với mặt phân cách thân - nắp đi qua tâm trục. Chiều dày thành thân hộp tính toán là $\delta = 8{,}1\text{ mm}$ và được chọn chế tạo là $9\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$.
Kết luận
Bản thuyết minh đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" đã thực hiện đầy đủ, chuẩn xác các bước tính toán động học, sức bền và kết cấu cơ khí theo quy trình kỹ thuật tiêu chuẩn. Toàn bộ các bộ truyền bánh răng, bộ truyền xích, then, trục và ổ lăn đều thỏa mãn điều kiện bền uốn, bền tiếp xúc, độ bền mỏi và độ bền tĩnh trong suốt thời hạn vận hành 12000 giờ. Việc ứng dụng công cụ CAD Autodesk Inventor song song với phương pháp giải tích đã đảm bảo tính khả thi cao về mặt chế tạo, lắp ráp và ứng dụng thực tế cho hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp.