Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án học phần PBL 1 (Project-Based Learning 1: Thiết kế hệ thống cơ khí) với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Trường Sinh (MSSV: 101210189, Lớp 21C1C, Nhóm 21.90B / Nhóm 8.1), dưới sự hướng dẫn của TS. Võ Trần Anh và ThS. Trần Ngọc Hải tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng (hoàn thành tháng 12 năm 2023). Đồ án đóng vai trò là dự án kỹ thuật nền tảng nhằm rèn luyện phương pháp giải quyết vấn đề kỹ thuật (problem solving) và kỹ năng tính toán thiết kế chi tiết máy trước khi thực hiện đồ án tốt nghiệp kỹ sư ngành Công nghệ Chế tạo Máy.

Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế có nhiệm vụ truyền chuyển động quay và mômen xoắn từ động cơ điện xoay chiều đến cơ cấu chấp hành là tang kéo cáp. Quá trình truyền động và biến đổi tốc độ được thực hiện thông qua hai cụm truyền động chính: bộ truyền đai dẹt ngoài và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn – trụ, kết nối với tang tải thông qua khớp nối trục đàn hồi.

Các thông số kỹ thuật đầu vào và điều kiện làm việc của hệ thống gồm:

  1. Vận tốc kéo cáp danh nghĩa: $V = 1,15\text{ m/s}$.
  2. Đường kính tang kéo: $D = 300\text{ mm}$.
  3. Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi theo chu kỳ, rung động nhẹ.
  4. Chế độ làm việc: Chế độ làm việc 2 chiều, thời gian hoạt động chiếm tỷ lệ $t_{lv}/t_{ck} = (15 + 10)/30 = 83,33% > 60%$ (chế độ dài hạn).
  5. Thời gian phục vụ định mức: $4,5\text{ năm}$; mỗi năm làm việc $310\text{ ngày}$, mỗi ngày làm việc $21\text{ giờ}$ (tổng thời gian làm việc tương đương $L_h = 24412,5\text{ giờ}$).

Phạm vi nghiên cứu tập trung vào toàn bộ chu trình tính toán động học, thiết kế hình học - động lực học các bộ truyền, tính toán kết cấu trục và then, lựa chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp đúc cùng hệ thống dung sai lắp ghép, và xây dựng bộ bản vẽ kỹ thuật trên phần mềm AutoCAD.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí và giáo trình chuyên ngành máy, chủ yếu dựa trên tài liệu "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của PGS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.

Hệ thống phương pháp kỹ thuật được triển khai bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và cân bằng công suất: Xác định hiệu suất tổng thể của hệ thống dựa trên hiệu suất từng bộ truyền và cặp ổ lăn; tính toán công suất đẳng trị theo tải trọng thay đổi; lựa chọn động cơ điện theo dãy công suất và số vòng quay tiêu chuẩn; phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc.
  • Phương pháp tính toán độ bền chi tiết máy:
    • Tính toán độ bền tiếp xúc ($[\sigma_H]$) và độ bền uốn ($[\sigma_F]$) của bộ truyền bánh răng theo số chu kỳ làm việc cơ sở và chu kỳ làm việc tương đương ($N_{HE}, N_{FE}$).
    • Tính toán độ bền đai theo ứng suất có ích cho phép $[\sigma_F]$ và kiểm tra điều kiện trượt, góc ôm đai $\alpha_1$.
    • Tính toán kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi (xác định hệ số an toàn $s$), độ bền tĩnh ($\sigma_{td}$) và kiểm tra ứng suất dập then $[\sigma_d]$.
  • Phương pháp chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Tính toán tải trọng quy ước $Q$, hệ số tải trọng động $C_{tt}$ dựa trên tuổi thọ triệu vòng quay và so sánh với khả năng tải động danh định $C$ của ổ đũa côn và ổ đũa trụ ngắn.
  • Phương pháp thiết kế kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép: Ứng dụng công thức giải tích thực nghiệm để định kích thước các phần tử vỏ gang đúc GX15-32; tra cứu hệ thống dung sai - lắp ghép theo tiêu chuẩn TCVN đối với mối ghép ổ lăn, bánh răng, then và mặt bích.
  • Phương pháp mô hình hóa hình học: Dựng hình học 2D các hình chiếu đứng, bằng, cạnh của hộp giảm tốc và chi tiết trên phần mềm AutoCAD khổ A0.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Thiết kế động học

Chương này tập trung phân tích phương án truyền động, chọn động cơ điện và xác lập bảng thông số động học cho toàn bộ các trục trong hệ thống:

  • Xác định công suất và chọn động cơ: Công suất làm việc trên trục tang $P_{lv} = 1,9895\text{ kW}$. Hiệu suất tổng của hệ thống $\eta_{HT} = \eta_d \cdot \eta_{brc} \cdot \eta_{brt} \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0,83$. Công suất cần thiết trên trục động cơ $P_{dc} = 2,397\text{ kW}$. Công suất tương đương khi xét tải trọng thay đổi là $P_{td} = 0,7975 M$ ứng với $P_{dc} \ge 1,912\text{ kW}$. Tác giả chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha mã hiệu 3K112S4 có công suất định mức $P_{dm} = 3,0\text{ kW}$ và tốc độ quay định mức $n_{dc} = 1425\text{ vg/ph}$.
  • Phân phối tỉ số truyền: Số vòng quay yêu cầu của trục tang $n_{lv} = 73,21\text{ vg/ph}$. Với tốc độ động cơ đã chọn, tổng tỉ số truyền hệ thống $u_{HT} = 20$, số vòng quay thực tế tại trục tang $n_{tang} = 71,25\text{ vg/ph}$ (chấp nhận sai lệch do đường kính tang tăng khi quấn cáp). Tỉ số truyền được phân bổ: bộ truyền đai dẹt $u_D = 2$, hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp $u_{HGT} = 10$. Trong đó, tỉ số truyền cấp nhanh (bánh răng côn) $u_1 = 3,6$ và tỉ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ) $u_2 = 25/9 \approx 2,78$.
  • Thông số động lực học trên các trục:
Thông số Trục Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Trục ra) Trục Tang
Công suất $P$ (kW) 3,000 2,850 2,624 2,467 2,467
Tốc độ quay $n$ (vg/ph) 1425,00 712,50 197,20 71,25 71,25
Tỉ số truyền $u$ - 2,00 3,60 2,78 1,00
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 20105,3 37983,0 127173,8 339204,4 334656,3

Chương 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Nội dung chương trình bày quá trình tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho 3 bộ truyền:

1. Bộ truyền đai dẹt ngoài:

  • Chọn loại đai vải cao su, bề dày $\delta = 4\text{ mm}$.
  • Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 315\text{ mm}$ (tỉ số truyền thực tế $u_t = 1,9886$, sai lệch $\Delta u = 0,57% < 3%$).
  • Khoảng cách trục $a = 720\text{ mm}$; chiều dài đai $l = 2500\text{ mm}$; số vòng chạy trong một giây $i = 4,76\text{ 1/s} < 5\text{ 1/s}$.
  • Góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 167,7^\circ > 150^\circ$; bề rộng đai $b = 50\text{ mm}$; bề rộng bánh đai $B = 63\text{ mm}$.
  • Lực căng ban đầu $F_0 = 360\text{ N}$; lực tác dụng lên trục $F_r = 715,86\text{ N}$.

2. Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (Cấp nhanh):

  • Vật liệu: Thép C45 tôi thường hóa (Bánh dẫn độ cứng 245 HB, bánh bị dẫn 230 HB). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481,8\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ $[\sigma_F]_1 = 174,4\text{ MPa}$, bánh lớn $[\sigma_F]_2 = 165,6\text{ MPa}$.
  • Chiều dài côn ngoài $R_e = 120,708\text{ mm}$; môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5\text{ mm}$; môđun trung bình $m_{tm} = 2,188\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_1 = 26$, $z_2 = 93$ ($u = 3,577$). Chiều rộng vành răng $b = 34\text{ mm}$.
  • Góc côn chia: $\delta_1 = 15^\circ 37' 9,81''$, $\delta_2 = 74^\circ 22' 50,19''$. Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,37$, $x_2 = -0,37$.
  • Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 65\text{ mm}$, $d_{e2} = 232,5\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng ngoài: $d_{ae1} = 71,59\text{ mm}$, $d_{ae2} = 233,35\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 456,64\text{ MPa} < [\sigma_H]$; Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 68,69\text{ MPa} < [\sigma_F]1$; Ứng suất quá tải $\sigma{Hmax} = 520,6\text{ MPa} < [\sigma_H]_{max} = 1260\text{ MPa}$.

3. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (Cấp chậm):

  • Khoảng cách trục $a_w = 150\text{ mm}$; môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_1 = 31$, $z_2 = 87$ ($u = 2,806$). Chiều rộng vành răng $b = 60\text{ mm}$.
  • Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = 0,29$, $x_2 = 0,764$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 77,5\text{ mm}$, $d_2 = 217,5\text{ mm}$; đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 83,68\text{ mm}$, $d_{a2} = 226,05\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 365,8\text{ MPa} < [\sigma_H]$; Ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 62,82\text{ MPa} < [\sigma_F]_1 = 178,24\text{ MPa}$; Thỏa mãn hoàn toàn độ bền quá tải.

Chương 3: Thiết kế trục và chọn gối đỡ

  • Vật liệu chế tạo trục: Thép C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$; bề mặt trục được thấm cacbon để tăng cứng.
  • Tính toán kết cấu và đường kính trục:
    • Trục I: Đường kính đoạn lắp bánh đai $d = 20\text{ mm}$, đoạn lắp ổ lăn $d = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn $d = 25\text{ mm}$.
    • Trục II: Đường kính đoạn ngõng trục lắp ổ lăn $d = 25\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng côn và bánh răng trụ $d = 32\text{ mm}$ (mối lắp ghép đường kính $36\text{ mm}$).
    • Trục III: Đường kính đoạn lắp ổ lăn $d = 45\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng trụ $d = 50\text{ mm}$, đoạn đầu trục lắp khớp nối đàn hồi $d = 40\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm trục:
    • Độ bền mỏi: Tất cả các tiết diện nguy hiểm đều có hệ số an toàn bền mỏi $s > [s] = 2,5 \div 3$ (Trục I tại vị trí bánh côn $s = 6,02$; Trục II tại bánh trụ $s = 3,75$, bánh côn $s = 3,48$; Trục III tại bánh trụ $s = 6,03$, khớp nối $s = 3,70$).
    • Độ bền tĩnh: Ứng suất tương đương cực đại trên các trục đều nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma_{td}] = 0,8 \sigma_{ch} = 272\text{ MPa}$ (Trục I đạt $29,14\text{ MPa}$, Trục II đạt $13,63\text{ MPa}$, Trục III đạt $13,77\text{ MPa}$).
    • Kiểm nghiệm then: Sử dụng then bằng đầu tròn theo TCVN, ứng suất dập tính toán $\sigma_d$ trên tất cả các then đều nhỏ hơn $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$.
  • Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:
    • Trục I và Trục II: Chọn ổ đũa côn đỡ chặn mã hiệu 7306 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 40\text{ kN}$). Tải động tính toán trục I đạt $18,8\text{ kN} < 40\text{ kN}$, trục II đạt $18,4\text{ kN} < 29,6\text{ kN}$.
    • Trục III: Do không có lực dọc trục, chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ mã hiệu 2209 ($d = 45\text{ mm}, D = 85\text{ mm}, B = 19\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 35,3\text{ kN}$). Tải động tính toán đạt $7,5\text{ kN} < 35,3\text{ kN}$.

Chương 4: Thiết kế vỏ hộp và dung sai lắp ghép

  • Cấu tạo vỏ hộp đúc: Vật liệu gang xám GX15-32. Khoảng cách trục $a = 150\text{ mm}$. Chiều dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 7\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$, chiều cao gân $h = 35\text{ mm}$.
  • Hệ thống liên kết ren: Bulông nền $4 \times \text{M}20$; Bulông cạnh gối trục $\text{M}16$; Bulông ghép bích nắp và thân $\text{M}14$; Vít ghép nắp ổ $\text{M}10$; Vít nắp cửa thăm $\text{M}8$.
  • Chi tiết phụ trợ: Bulông vòng M10 (khối lượng hộp ước tính $50 \div 60\text{ kg}$); Chốt định vị hình côn $6 \times 1 \times 50\text{ mm}$; Cửa thăm kích thước $100 \times 75\text{ mm}$; Nút thông hơi M27x2; Nút tháo dầu M16; Mắt chỉ dầu kính $\varnothing 20\text{ mm}$.
  • Bôi trơn và làm kín: Bôi trơn bánh răng bằng phương pháp ngâm dầu công nghiệp AK10 (chiều sâu ngâm dầu từ $32,74\text{ mm}$ đến $38,9\text{ mm}$); Bôi trơn ổ lăn bằng mỡ chuyên dụng LGMT3.
  • Hệ thống dung sai lắp ghép: Áp dụng hệ thống lỗ cơ bản:
Vị trí lắp ghép Kích thước danh nghĩa Kiểu lắp tiêu chuẩn Sai lệch trên / dưới trục $es/ei$ ($\mu$m) Sai lệch trên / dưới lỗ $ES/EI$ ($\mu$m) Độ dôi lớn nhất ($\mu$m) Độ hở lớn nhất ($\mu$m)
Vòng ngoài ổ lăn Trục I, II $\varnothing 72$ $\text{H7/js6}$ $+19\ /\ -19$ $+30\ /\ 0$ $-19$ $+49$
Vòng ngoài ổ lăn Trục III $\varnothing 85$ $\text{H7/js6}$ $+22\ /\ -22$ $+35\ /\ 0$ $-19$ $+57$
Vòng trong ổ lăn Trục I, II $\varnothing 30$ $\text{H7/k6}$ $+15\ /\ +2$ $+21\ /\ 0$ $+15$ $+19$
Vòng trong ổ lăn Trục III $\varnothing 45$ $\text{H7/k6}$ $+18\ /\ +2$ $+25\ /\ 0$ $+18$ $+23$
Bánh răng côn dẫn (Trục I) $\varnothing 25$ $\text{H7/k6}$ $+15\ /\ +2$ $+21\ /\ 0$ $+15$ $+19$
Bánh răng trụ bị dẫn (Trục III) $\varnothing 50$ $\text{H7/k6}$ $+18\ /\ +2$ $+25\ /\ 0$ $+18$ $+23$
Mặt bích nắp và thân hộp - $\text{H7/p6}$ - - - -
Rãnh then trên trục / bạc - $\text{P9 / Js9}$ - - - -

Triển khai bản vẽ kỹ thuật trên AutoCAD

Theo kế hoạch tiến độ từ tuần 14 đến tuần 23, tác giả thực hiện vẽ chi tiết và lắp ráp trên phần mềm AutoCAD:

  1. Vẽ các hình chiếu bằng, hình chiếu đứng và hình chiếu cạnh của cụm hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ.
  2. Vẽ kết cấu hình chiếu bằng và hình chiếu cạnh của khớp nối trục đàn hồi.
  3. Ghi đầy đủ dung sai lắp ghép, kích thước bao, khoảng cách trục, bảng kê chi tiết và khung tên tiêu chuẩn trên bản vẽ khổ A0.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành toàn diện nhiệm vụ tính toán thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cơ cấu kéo cáp với các kết quả cụ thể:

  • Xác lập hệ thống thông số kỹ thuật chuẩn hóa: Toàn bộ chuỗi truyền động được tính toán đồng bộ, giảm tốc độ quay từ $1425\text{ vg/ph}$ xuống $71,25\text{ vg/ph}$ (tổng tỉ số truyền $u=20$) và nâng mômen xoắn từ $20,11\text{ Nm}$ tại động cơ lên $334,66\text{ Nm}$ tại tang kéo.
  • Tính toán kiểm nghiệm đầy đủ các chỉ tiêu độ bền:
    • Hệ số an toàn bền mỏi của các trục dao động từ $3,48$ đến $6,03$, vượt yêu cầu an toàn tối thiểu $[s] = 2,5 \div 3,0$.
    • Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bộ truyền bánh răng côn ($\sigma_H = 456,64\text{ MPa} \le 481,8\text{ MPa}$, $\sigma_F = 68,69\text{ MPa} \le 174,4\text{ MPa}$) và bánh răng trụ ($\sigma_H = 365,8\text{ MPa} \le 481,8\text{ MPa}$, $\sigma_F = 62,82\text{ MPa} \le 178,24\text{ MPa}$) đều nằm trong ngưỡng an toàn cho phép của thép C45 thường hóa.
    • Tuổi thọ của các cụm ổ lăn đạt $24412,5\text{ giờ}$ làm việc liên tục trong 4,5 năm.
  • Đóng góp về mặt giải pháp kỹ thuật: Tác giả đã xử lý bài toán kích thước và bôi trơn trong hộp giảm tốc côn – trụ bằng cách phân chia tỉ số truyền hợp lý giữa cấp nhanh ($u_1 = 3,6$) và cấp chậm ($u_2 = 2,78$), đồng thời thiết kế cơ cấu cốc lót bằng gang GX15-32 dày $6\text{ mm}$ tại trục I nhằm tạo thuận lợi cho việc căn chỉnh khe hở ăn khớp của cặp bánh răng côn.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên nội dung và phạm vi trình bày trong thuyết minh, đồ án có một số điểm giới hạn:

  • Cả hai bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều sử dụng dạng răng thẳng; việc này tuy đơn giản hóa việc chế tạo nhưng làm giảm độ êm dịu và khả năng chịu tải so với phương án bánh răng côn răng cong/nghiêng và bánh răng trụ răng nghiêng khi làm việc ở dải vận tốc cao.
  • Thiết kế dừng lại ở tính toán giải tích lý thuyết và biểu diễn bản vẽ 2D trên AutoCAD; chưa tiến hành mô hình hóa không gian 3D, phân tích ứng suất bằng phần tử hữu hạn (FEA) đối với vỏ hộp hoặc trục.
  • Dữ liệu tải trọng thay đổi mới được tính toán qua các hệ số phân bố tương đương danh định mà chưa có số liệu thực nghiệm đo đạc tải động thực tế từ mô hình vật lý.

Hướng mở rộng đề xuất gồm việc nghiên cứu chuyển đổi sang bộ truyền răng nghiêng để nâng cao hiệu suất truyền động và ứng dụng các công cụ CAD/CAE 3D để tối ưu hóa kết cấu vỏ hộp giảm khối lượng gang đúc.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án này là nguồn tham khảo kỹ thuật trực tiếp cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ điện tử, Công nghệ Chế tạo Máy: Sử dụng làm tài liệu tham khảo chi tiết cho các học phần Đồ án Chi tiết máy, Đồ án PBL Thiết kế hệ thống cơ khí và Đồ án tốt nghiệp kỹ sư cơ khí.
  • Nội dung tham khảo giá trị cao:
    • Bảng tổng hợp trình tự phân phối tỉ số truyền và lập bảng động học nhiều cấp.
    • Quy trình chi tiết tính toán hình học có dịch chỉnh góc cho bộ truyền bánh răng côn và bánh răng trụ.
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi cho trục chịu tải trọng thay đổi và bảng tra cứu dung sai lắp ghép chi tiết cho hộp giảm tốc đúc.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động có thông số kỹ thuật ra sao?
Động cơ được chọn là động cơ điện xoay chiều 3 pha mã hiệu 3K112S4, công suất định mức $3,0\text{ kW}$, tốc độ quay định mức $1425\text{ vg/ph}$. Công suất này lớn hơn công suất yêu cầu ($P_{dc} = 2,397\text{ kW}$) khoảng 1,5 lần nhằm đảm bảo hệ thống không bị quá tải khi hoạt động với chế độ dài hạn và tải trọng thay đổi.

2. Tỉ số truyền tổng của hệ thống được phân phối như thế nào?
Tổng tỉ số truyền của toàn hệ thống là $u_{HT} = 20$, được chia thành: bộ truyền đai dẹt bên ngoài có tỉ số truyền $u_D = 2$; hộp giảm tốc hai cấp côn – trụ có tỉ số truyền $u_{HGT} = 10$ (trong đó cấp nhanh bánh răng côn có $u_1 = 3,6$ và cấp chậm bánh răng trụ có $u_2 = 25/9 \approx 2,78$).

3. Kích thước cơ bản và vật liệu của hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc là gì?
Cả hai cặp bánh răng đều chế tạo từ thép C45 thường hóa. Cặp bánh răng côn cấp nhanh có môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5\text{ mm}$, số răng $z_1 = 26, z_2 = 93$, chiều rộng vành răng $b = 34\text{ mm}$, chiều dài côn ngoài $R_e = 120,708\text{ mm}$. Cặp bánh răng trụ cấp chậm có môđun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 150\text{ mm}$, số răng $z_1 = 31, z_2 = 87$, chiều rộng vành răng $b = 60\text{ mm}$.

4. Vì sao trục I và II sử dụng ổ đũa côn trong khi trục III lại dùng ổ đũa trụ ngắn?
Trục I và trục II chịu lực dọc trục sinh ra từ sự ăn khớp của cặp bánh răng côn ($F_{a1} = 130,89\text{ N}, F_{a2} = 446,32\text{ N}$) nên bắt buộc dùng ổ đũa côn đỡ chặn (mã hiệu 7306) để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục III chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng và nối với trục đàn hồi nên không có lực dọc trục ($F_a = 0$), do đó sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ (mã hiệu 2209) để tối ưu hóa khả năng chịu tải hướng tâm.

5. Hộp giảm tốc được bôi trơn và quy định dung sai lắp ghép ổ lăn như thế nào?
Hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu bằng dầu công nghiệp AK10 với mức dầu ngâm từ $32,74\text{ mm}$ đến $38,9\text{ mm}$ tại bánh răng côn lớn; các bộ phận ổ lăn bôi trơn định kỳ bằng mỡ LGMT3. Dung sai lắp ghép ổ lăn tuân theo hệ thống lỗ cơ bản: vòng ngoài lắp với vỏ hộp theo kiểu lắp lỏng/trung gian $\text{H7/js6}$, vòng trong lắp với trục theo kiểu lắp dôi $\text{H7/k6}$.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Nguyễn Trường Sinh là công trình tính toán thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, thực hiện đầy đủ các bước từ xác định động học, tính toán độ bền chi tiết máy đến bố trí kết cấu hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp. Các kết quả tính toán động lực học, độ bền mỏi và tuổi thọ ổ lăn đều đáp ứng chính xác các yêu cầu kỹ thuật đề ra cho hệ thống kéo cáp tải trọng $1,15\text{ m/s}$. Toàn bộ quy trình tính toán và dữ liệu bản vẽ AutoCAD khổ A0 là tài liệu tham khảo có giá trị học thuật và ứng dụng thực tiễn cao cho sinh viên ngành chế tạo máy.