Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí tại Đại học Bách khoa Hà Nội, học phần Đồ án môn học Chi tiết máy đóng vai trò tổng hợp và hệ thống hóa kiến thức từ các môn học cơ sở cốt lõi như Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Lắp ghép, Chế tạo phôi, và Đồ họa kỹ thuật. Môn học Chi tiết máy tập trung nghiên cứu phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, giúp người học nắm vững cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp xác định thông số hình học, động học, độ bền nhằm vận dụng trực tiếp vào quá trình thiết kế máy hoàn chỉnh.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động cơ khí bằng ăn khớp trực tiếp có tỷ số truyền không đổi, đảm nhiệm chức năng giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn từ động cơ truyền đến trục máy công tác. Thiết bị này được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực công nghiệp như cơ khí chế tạo, hóa chất, luyện kim, công nghiệp đóng tàu và các hệ thống vận chuyển liên tục.

Đề tài "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" (Mã đề: X5, Học kỳ: 20222) do Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rô bốt, Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội giao cho nhóm sinh viên Đỗ Tiến Dũng (MSSV: 20205601, Lớp CK09-K65) và Nguyễn Mạnh Dũng (MSSV: 20184801, Lớp CK06-K63) dưới sự hướng dẫn của giảng viên Phạm Hồng Phúc. Nhiệm vụ trọng tâm là thiết kế một hệ dẫn động xích tải hoàn chỉnh sử dụng hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ và bộ truyền ngoài bằng xích.

Các thông số ban đầu của đề tài bao gồm:

  1. Lực kéo xích tải: $F = 3850\text{ N}$
  2. Vận tốc xích tải: $v = 1,29\text{ m/s}$
  3. Số răng đĩa xích tải: $z = 8\text{ răng}$
  4. Bước xích tải: $p = 99\text{ mm}$
  5. Thời hạn phục vụ của hệ thống: $L_h = 11500\text{ giờ}$
  6. Chế độ làm việc: $2\text{ ca/ngày}$, tải trọng có đặc tính va đập nặng
  7. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: $\alpha = 45^\circ$

Phạm vi nghiên cứu và thiết kế bao gồm toàn bộ quá trình tính toán từ khâu động học hệ thống, lựa chọn động cơ điện, tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài (xích ống con lăn), bộ truyền trong (bánh răng trụ), thiết kế trục và then, kiểm nghiệm ổ lăn, cho đến việc xác định kết cấu vỏ hộp, giải pháp bôi trơn và chỉ định dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng các nguyên lý và mô hình tính toán cơ học truyền động theo giáo trình và tài liệu tiêu chuẩn ngành Cơ khí chế tạo máy:

  • Lý thuyết động học và động lực học máy: Sử dụng phương pháp cân bằng công suất và mômen, xác định tỷ số truyền tối ưu cho từng cấp truyền động nhằm đảm bảo hệ thống làm việc với hiệu suất cao nhất.
  • Tiêu chuẩn tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Tính toán bộ truyền bánh răng dựa trên trạng thái ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn cho phép $[\sigma_F]$, có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số tập trung tải trọng trên chiều rộng vành răng và hệ số tuổi thọ của vật liệu.
  • Lý thuyết mỏi và bền tĩnh cơ khí: Tính toán thiết kế trục theo phương pháp mômen uốn và xoắn tương đương, sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s_j$ tại các tiết diện nguy hiểm dựa trên giới hạn mỏi đối xứng $(\sigma_{-1}, \tau_{-1})$, hệ số tập trung ứng suất do hình dạng (rãnh then, bề mặt lắp có độ dôi), và kiểm tra độ bền tĩnh theo giới hạn chảy $\sigma_{ch}$ khi chịu quá tải đột ngột lúc mở máy.
  • Phương pháp tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật: Toàn bộ kích thước tiêu chuẩn của động cơ điện, xích con lăn, bánh răng, then bằng, ổ lăn và dung sai lắp ghép được tra cứu từ các bảng tiêu chuẩn kỹ thuật thiết kế máy hiện hành.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính động học, chọn động cơ điện

Nội dung chương 1 xác định công suất làm việc trên trục máy công tác, hiệu suất chung của hệ thống, từ đó lựa chọn loại động cơ điện thích hợp và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.

  1. Công suất trên trục máy công tác: $$P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3850 \cdot 1,29}{1000} = 4,97\text{ kW}$$

  2. Hiệu suất chung của hệ thống: Hệ thống gồm 1 cặp bánh răng ($\eta_{br} = 0,97$), 1 bộ truyền xích ($\eta_x = 0,93$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), và 1 khớp nối trục ($\eta_k = 0,99$). Hiệu suất chung được tính là: $$\eta_c = \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_k = 0,99^3 \cdot 0,97 \cdot 0,93 \cdot 0,99 = 0,87$$

  3. Công suất yêu cầu và chọn động cơ: Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{ct}}{\eta_c} = \frac{4,97}{0,87} = 5,71\text{ kW}$$ Số vòng quay trên trục máy công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1,29}{8 \cdot 99} = 97,72\text{ vg/ph}$$ Tốc độ quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} \approx 1465,8\text{ vg/ph}$. Nhóm tác giả lựa chọn động cơ điện có số vòng quay đồng bộ $n_{đb} = 1500\text{ vg/ph}$, tốc độ quay định mức $n_{đc} = 1455\text{ vg/ph}$ và công suất định mức $P_{đc} > 5,71\text{ kW}$.

  4. Phân phối tỷ số truyền:

    • Tỷ số truyền chung: $u_c = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{1455}{97,72} = 14,89$
    • Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trong hộp: $u_{br} = 5$
    • Tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài hộp: $u_x = \frac{u_c}{u_{br}} = \frac{14,89}{5} = 2,98$
Thông số Trục động cơ Trục I (Chủ động) Trục II (Bị động) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_{đc-I} = 1$ $u_{I-II} = 5$ $u_{II-lv} = 2,98$
Số vòng quay ($n$, vg/ph) $1455$ $1455$ $291$ $97,65$
Công suất ($P$, kW) $5,71$ $5,62$ $5,40$ $4,97$
Mômen xoắn ($T$, Nmm) $37609$ $36887$ $177216$ -

Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài

Chương 2 thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền xích ống con lăn đặt nghiêng góc $45^\circ$, nối từ trục II của hộp giảm tốc tới trục đĩa xích tải.

  • Lựa chọn loại xích và số răng đĩa xích: Sử dụng loại xích ống con lăn một dãy. Số răng đĩa xích nhỏ chọn $Z_1 = 25$, suy ra số răng đĩa xích lớn $Z_2 = u_x \cdot Z_1 = 2,98 \cdot 25 = 74,5$, lấy $Z_2 = 75$ răng.
  • Xác định bước xích: Dựa trên công suất tính toán $P_t$ và các hệ số điều kiện sử dụng ($k_0 = 1$; $k_a = 1$; $k_{đc} = 1$; $k_{bt} = 1,3$ do môi trường có bụi; $k_đ = 1,8$ do va đập nặng; $k_c = 1,25$ với chế độ 2 ca làm việc $\Rightarrow k = 2,93$), bước xích tiêu chuẩn được xác định là $p = 25,4\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục và số mắt xích: Chọn sơ bộ khoảng cách trục $a \approx 40p$, tính ra số mắt xích $x = 132$ (lấy số chẵn). Khoảng cách trục sau khi tính toán chính xác là $a = 1018,34\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Tải trọng phá hỏng của xích: $Q = 56,7\text{ kN}$; khối lượng 1 mét xích $q = 2,6\text{ kg}$.
    • Lực vòng: $F_t = 1753,25\text{ N}$; lực căng do lực ly tâm $F_v = 24,66\text{ N}$; lực căng do trọng lượng bản thân xích $F_0 = 103,90\text{ N}$.
    • Hệ số an toàn thực tế $s \ge [s] = 8,2$, đảm bảo an toàn về độ bền kéo.
    • Ứng suất tiếp xúc răng đĩa xích: $\sigma_{HI} = 585,03\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 800\text{ MPa}$ (đĩa xích chế tạo bằng Thép C45 tôi và ram đạt độ cứng 45 HRC).
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1,05 \cdot F_t = 1840,91\text{ N}$.
Thông số hình học bộ truyền xích Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Loại xích - Xích ống con lăn 1 dãy -
Vật liệu đĩa xích / xích - Thép C45 tôi, ram (45 HRC) -
Bước xích $p$ $25,4$ mm
Số mắt xích $x$ $132$ mắt
Khoảng cách trục $a$ $1018,34$ mm
Đường kính vòng chia đĩa nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ $202,66 / 606,56$ mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa nhỏ / lớn $d_{a1} / d_{a2}$ $213,76 / 618,73$ mm
Bán kính đáy răng $r$ $8,03$ mm
Đường kính chân răng đĩa nhỏ / lớn $d_{f1} / d_{f2}$ $186,60 / 590,50$ mm
Lực tác dụng lên trục $F_r$ $1840,91$ N

Chương 3: Tính toán thiết kế bộ truyền trong

Chương 3 trình bày các bước thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp.

  • Vật liệu và cơ tính: Cả bánh nhỏ và bánh lớn đều sử dụng Thép C45 tôi cải thiện. Độ rắn mặt răng bánh nhỏ $HB_1 = 245$, bánh lớn $HB_2 = 230$.
  • Ứng suất cho phép:
    • Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ $[\sigma_H] = 481,82\text{ MPa}$; sau khi hiệu chỉnh với các hệ số $Z_v = 0,97$, $Z_R = 0,95$, $K_{xH} = 1$ đạt $[\sigma_H] = 444\text{ MPa}$.
    • Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 236,57\text{ MPa}$.
  • Thông số ăn khớp cơ bản:
    • Khoảng cách trục: $a_w = 145\text{ mm}$
    • Mô đun pháp: $m = 2\text{ mm}$
    • Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$ (bánh răng thẳng)
    • Số răng: Bánh nhỏ $Z_1 = 24\text{ răng}$, bánh lớn $Z_2 = 120\text{ răng}$ ($u_t = 5$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0%$)
    • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,09$; $x_2 = 0,423$
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = 44\text{ mm}$
  • Kiểm nghiệm độ bền:
    • Độ bền tiếp xúc: $\sigma_{Ht} \le [\sigma_H] = 444\text{ MPa}$ (thỏa mãn).
    • Độ bền uốn và kiểm nghiệm quá tải khi khởi động ($K_{qt} = 2,2$) đều đạt tiêu chuẩn an toàn.
  • Lực tác dụng khi ăn khớp:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 1526,46\text{ N}$
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 603,44\text{ N}$
    • Lực dọc trục: $F_a = 0\text{ N}$ (do $\beta = 0^\circ$)

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

  1. Khớp nối trục đàn hồi:

    • Lựa chọn khớp nối vòng cao su đàn hồi để nối trục động cơ với trục I hộp giảm tốc.
    • Mômen tính toán: $T_t = k \cdot T_{đc} = 1,7 \cdot 37609 = 63935,3\text{ Nmm}$.
    • Khớp nối tiêu chuẩn có mômen danh nghĩa lớn nhất $T_{kn} = 250\text{ Nm}$, đường kính vòng tâm chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, số chốt $Z = 6$, đường kính chốt $d_c = 14\text{ mm}$, chiều dài đoạn chìa chốt $l_1 = 34\text{ mm}$, chiều dài phần tử cao su $l_3 = 28\text{ mm}$.
    • Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: $F_{kn} = 143,27\text{ N}$.
    • Kết quả kiểm nghiệm ứng suất dập $\sigma_d$ và ứng suất uốn của chốt $\sigma_u$ đều nằm trong giới hạn cho phép.

  2. Thiết kế trục I và trục II:

    • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 thường hóa, có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
    • Đường kính sơ bộ: Trục I lấy $d_{sb1} = 25\text{ mm}$, Trục II lấy $d_{sb2} = 40\text{ mm}$.
    • Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực được tính toán dựa trên chiều dài may-ơ bánh răng ($l_{m23} = 48\text{ mm}$), may-ơ nửa khớp nối ($l_{m12} = 45\text{ mm}$), may-ơ đĩa xích ($l_{m22} = 57\text{ mm}$) và các khe hở vỏ hộp ($k_1 = 10\text{ mm}, k_2 = 9\text{ mm}, k_3 = 16\text{ mm}, h_n = 17\text{ mm}$).
    • Phân tích phản lực gối đỡ và biểu đồ mômen uốn tổng $M_j = \sqrt{M_{xj}^2 + M_{yj}^2}$, mômen tương đương $M_{tđj} = \sqrt{M_j^2 + 0,75 T_j^2}$.

  3. Kích thước các đoạn trục I và kiểm nghiệm:

    • Tiết diện lắp bánh răng: $d_{br} = d_{13} = 30\text{ mm}$ (dùng then bằng tiêu chuẩn, kiểm nghiệm dập và cắt đều thỏa mãn).
    • Tiết diện lắp ổ lăn: $d_{ol} = d_{10} = 25\text{ mm}$.
    • Tiết diện lắp khớp nối: $d_{kn} = d_{12} = 22\text{ mm}$ (dùng then bằng $l = 40\text{ mm}$).
    • Kiểm nghiệm mỏi trục I: Tại tiết diện rãnh then bánh răng, hệ số an toàn mỏi $s_j = 5,66 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
    • Kiểm nghiệm tĩnh trục I: Ứng suất tương đương $\sigma_{tđ} = 24,80\text{ MPa} \le [\sigma] = 272\text{ MPa}$.

Chương 5: Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Dựa vào trị số phản lực hướng tâm tại các gối đỡ trục I và trục II, nhóm tác giả tính chọn loại ổ lăn đỡ một dãy phù hợp. Chương này thực hiện kiểm nghiệm khả năng tải động ($C$) và khả năng tải tĩnh ($C_0$) của ổ lăn nhằm đảm bảo tuổi thọ phục vụ danh định $L_h = 11500\text{ giờ}$ theo yêu cầu kỹ thuật đề bài.

Chương 6: Lựa chọn kết cấu

Chương 6 xác định hình dáng hình học và kích thước các phần tử vỏ hộp giảm tốc:

  • Tính toán chiều dày thân hộp, nắp hộp, gân tăng cứng, gờ và vị trí bố trí các bu lông nắp ổ, bu lông ghép bích vỏ hộp và bu lông nền.
  • Bố trí chốt định vị hình côn nhằm đảm bảo độ đồng tâm của tâm lỗ ổ khi tháo lắp sửa chữa.
  • Thiết kế mắt thăm dầu (kiểm tra mức dầu bôi trơn), nút thông hơi trên nắp hộp và nút tháo dầu dưới đáy thân hộp.
  • Xác định kết cấu đúc/gia công của bánh răng lớn và kết cấu trục liền bánh răng nhỏ.

Chương 7: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai

  • Dung sai lắp ghép: Chỉ định kiểu lắp có độ dôi đối với vòng trong ổ lăn lên ngỗng trục (kiểu $k6$), kiểu lắp trung gian có then đối với bánh răng và đĩa xích lên trục, kiểu lắp lỏng đối với vòng ngoài ổ lăn vào thân hộp.
  • Bôi trơn: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc (ngập chiều cao răng bánh lớn) và bôi trơn định kỳ bằng mỡ/dầu chuyên dụng cho bộ truyền xích ngoài.
  • Tổng hợp bảng tra dung sai và kích thước giới hạn phục vụ gia công chế tạo chi tiết và lắp ráp.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống dẫn động xích tải được tổ chức theo cấu trúc module truyền dẫn nối tiếp, bố trí trên một khung bệ chung:

Động cơ điện (n = 1455 vg/ph)
Cụm bộ phận Thông số kết cấu chính Vật liệu / Quy cách
Động cơ điện $P_{đc} > 5,71\text{ kW}$, $n = 1455\text{ vg/ph}$ Động cơ điện không đồng bộ 3 pha tiêu chuẩn
Khớp nối $T_{kn} = 250\text{ Nm}$, $Z = 6\text{ chốt}$, $D_0 = 105\text{ mm}$ Thép, vòng cao su đàn hồi
Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng, $a_w = 145\text{ mm}$, $u = 5$ Vỏ hộp đúc bằng gang, bánh răng Thép C45
Bộ truyền ngoài Xích ống con lăn 1 dãy, $p = 25,4\text{ mm}$, $a = 1018,34\text{ mm}$ Đĩa xích và xích Thép C45 tôi/ram (45 HRC)
Hệ thống trục Trục bậc, $d_{I} = 22 \div 30\text{ mm}$, $d_{II} = 40\text{ mm}$ Thép 45 thường hóa
Bộ phận công tác Xích tải $z = 8$, $p = 99\text{ mm}$, $v = 1,29\text{ m/s}$, $F = 3850\text{ N}$ Cơ cấu kéo tải công nghiệp

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã giải quyết toàn diện các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật đặt ra:

  1. Xác lập hệ thống thông số động học chính xác: Phân phối tỷ số truyền hợp lý giữa bộ truyền trong hộp ($u_{br} = 5$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2,98$), đạt tỷ số truyền tổng $u_c = 14,89$, đáp ứng đúng yêu cầu vận tốc xích tải $v = 1,29\text{ m/s}$.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài và trong: Xác định cụ thể các thông số hình học của đĩa xích ($Z_1=25, Z_2=75, p=25,4\text{ mm}$) và cặp bánh răng trụ ($Z_1=24, Z_2=120, m=2\text{ mm}, a_w=145\text{ mm}, b_w=44\text{ mm}$). Cả hai bộ truyền đều thỏa mãn đầy đủ các điều kiện bền tiếp xúc, bền uốn và khả năng chịu tải va đập.
  3. Đảm bảo an toàn kết cấu trục và then: Tính toán đường kính trục tối ưu tại các tiết diện lắp ghép ($d_{12}=22\text{ mm}, d_{10}=25\text{ mm}, d_{13}=30\text{ mm}$). Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s_j = 5,66 \ge [s]$) và độ bền tĩnh ($\sigma_{tđ} = 24,80\text{ MPa} \le 272\text{ MPa}$) đều đạt hệ số an toàn cao.
  4. Hồ sơ thiết kế đồng bộ: Cung cấp đầy đủ cơ sở tính toán ổ lăn, kích thước kết cấu vỏ hộp, giải pháp chốt định vị, kiểm tra mức dầu và hệ thống bảng dung sai lắp ghép kỹ thuật chuẩn hóa.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán trong đồ án được thực hiện bằng phương pháp giải tích truyền thống theo các công thức và bảng tra thực nghiệm trong sổ tay thiết kế máy; chưa áp dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích trường ứng suất – biến dạng 3D của trục, bánh răng và vỏ hộp.
  • Hướng phát triển:
    • Xây dựng mô hình 3D hoàn chỉnh của hộp giảm tốc và hệ dẫn động trên các phần mềm CAD chuyên dụng (như SolidWorks, Autodesk Inventor).
    • Phân tích động lực học và mô phỏng tối ưu hóa hình học vỏ hộp nhằm giảm khối lượng kim loại mà vẫn đảm bảo độ cứng vững.
    • Phân tích nhiệt và dao động cưỡng bức của hệ dẫn động trong điều kiện làm việc liên tục dài hạn.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo kỹ thuật cho sinh viên thuộc các chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy, và Kỹ thuật Ô tô trong quá trình thực hiện Đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tài liệu cung cấp trình tự logic, phương pháp phân phối tỷ số truyền, quy trình tính toán kiểm nghiệm bền chi tiết máy và cách thức tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn một cách có hệ thống.

Câu hỏi thường gặp

  1. Tại sao bộ truyền bánh răng trụ trong đồ án chọn góc nghiêng $\beta = 0^\circ$ (bánh răng thẳng)?
    Do đề bài yêu cầu thiết kế hộp giảm tốc một cấp có khoảng cách trục vừa phải ($a_w = 145\text{ mm}$), tỷ số truyền $u = 5$, việc sử dụng bánh răng thẳng giúp loại bỏ hoàn toàn lực dọc trục ($F_a = 0$), từ đó đơn giản hóa kết cấu gối đỡ ổ lăn và giảm tải trọng phụ dọc trục lên các đoạn trục.

  2. Công suất động cơ điện được lựa chọn dựa trên những thành phần tổn hao nào?
    Công suất động cơ được tính từ công suất máy công tác $P_{ct} = 4,97\text{ kW}$ chia cho hiệu suất chung $\eta_c = 0,87$. Hiệu suất này bao gồm tổn thất qua 1 cặp bánh răng ($\eta_{br} = 0,97$), 1 bộ truyền xích ($\eta_x = 0,93$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0,99$), và 1 khớp nối đàn hồi ($\eta_k = 0,99$), dẫn đến công suất yêu cầu là $P_{yc} = 5,71\text{ kW}$.

  3. Hệ số an toàn mỏi của trục I được kiểm nghiệm như thế nào?
    Trục I được kiểm tra tại các tiết diện nguy hiểm (tiết diện lắp then bánh răng, lắp then khớp nối và lắp ổ lăn). Tại vị trí rãnh then bánh răng ($d_{13} = 30\text{ mm}$), hệ số an toàn mỏi tính toán đạt $s_j = 5,66$, lớn hơn khoảng cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$, chứng minh trục có độ an toàn mỏi cao khi làm việc lâu dài ($11500\text{ giờ}$).

  4. Vật liệu và chế độ nhiệt luyện của bộ truyền bánh răng và xích được quy định ra sao?
    Cả đĩa xích, xích và bánh răng đều được chế tạo từ Thép C45. Đĩa xích được tôi và ram đạt độ cứng 45 HRC để chịu mòn và tiếp xúc va đập tốt ($[\sigma_H] = 800\text{ MPa}$), trong khi bánh răng được tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng $HB_1 = 245$ (bánh nhỏ) và $HB_2 = 230$ (bánh lớn).

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" (Mã đề X5) của nhóm sinh viên Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội đã hoàn thành toàn bộ các nội dung tính toán thiết kế động lực học, kết cấu và dung sai cho hệ thống dẫn động cơ khí. Toàn bộ các bộ truyền xích, bánh răng trụ, trục truyền động và ổ lăn đều được kiểm nghiệm đạt các tiêu chuẩn bền tiếp xúc, bền uốn, bền mỏi và bền tĩnh theo quy chuẩn kỹ thuật. Kết quả tính toán cung cấp thông số đầu vào rõ ràng phục vụ cho các giai đoạn lập bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo chi tiết máy.