Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, các hệ thống cơ khí đóng vai trò thiết yếu nhằm thay thế sức lao động thủ công, nâng cao năng suất và bảo đảm an toàn lao động. Các hệ thống dẫn động xích tải được ứng dụng rộng rãi trong thực tế công nghiệp như hệ thống băng chuyền, băng tải vận chuyển vật liệu, dây chuyền sản xuất, xe nâng và các phương tiện vận tải. Để vận hành các thiết bị này ổn định, chuyển động từ động cơ điện cần được truyền qua các cơ cấu giảm tốc và bộ truyền ngoài nhằm biến đổi vận tốc và mômen xoắn phù hợp với yêu cầu làm việc.

Đề tài "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" (Đề số 8, Phương án số 4) thuộc học phần Đồ án Hệ thống truyền động (mã học phần ME3145), được thực hiện tại Bộ môn Thiết kế máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được văn bản xác định cụ thể theo các nội dung sau:

  1. Tìm hiểu tổng quan về hệ thống truyền động máy và nguyên lý làm việc của hệ dẫn động xích tải.
  2. Xác định công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
  3. Tính toán thiết kế các bộ truyền: bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng một cấp trong hộp giảm tốc.
  4. Lập sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền và xác định giá trị lực ăn khớp, lực căng xích, lực khớp nối.
  5. Tính toán thiết kế trục, chọn và kiểm nghiệm then bằng theo độ bền dập và độ bền cắt.
  6. Tính toán, lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động, tải tĩnh; chọn và kiểm nghiệm nối trục đàn hồi.
  7. Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc (gang xám GX 15-32), xác định kích thước bu lông và các chi tiết phụ (nút thông hơi, cửa thăm, nút tháo dầu, que thăm dầu, vòng phớt, vòng chắn dầu, chốt định vị).
  8. Tra cứu và quy định dung sai, kiểu lắp ghép cho các mối lắp trong hệ thống.
  9. Hoàn thành hệ thống tài liệu thiết kế gồm: 01 thuyết minh tính toán kỹ thuật, 01 bản vẽ lắp hệ thống truyền động (khổ A0), 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ A0) và bản vẽ chi tiết cho từng sinh viên thực hiện.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống dẫn động xích tải cơ khí gồm động cơ điện, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp đồng trục, bộ truyền xích con lăn và bộ phận căng xích.
  • Phạm vi số liệu thiết kế: Lực vòng xích tải $F = 9000\text{ N}$; vận tốc xích tải $v = 0{,}5\text{ m/s}$; bước xích tải $p = 50\text{ mm}$; số răng đĩa xích tải $z = 10\text{ răng}$; góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền xích so với phương ngang $\beta = 30^\circ$; thời gian phục vụ $L = 7\text{ năm}$ (chế độ làm việc quay một chiều, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca, tương đương tổng thời gian làm việc $L_h = 33600\text{ giờ}$); chế độ tải trọng tĩnh không đổi.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án sử dụng khung lý thuyết giải tích kỹ thuật cơ khí tiêu chuẩn, kết hợp các phương pháp tính toán và tra cứu theo các tài liệu chuyên ngành:

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán: Lý thuyết tính toán động học và động lực học máy; lý thuyết độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$) và độ bền uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$) theo tiêu chuẩn ISO/TCVN trong thiết kế bánh răng; lý thuyết bền mỏi tiếp xúc và va đập bản lề xích; lý thuyết độ bền mỏi của trục chịu ứng suất uốn - xoắn kết hợp theo hệ số an toàn $s \ge [s]$; lý thuyết tính toán tuổi thọ danh định và khả năng tải động ($C$), tải tĩnh ($C_0$) của ổ lăn.
  • Phương pháp nghiên cứu: Phương pháp thiết kế kỹ thuật giải tích (tính toán tuần tự từng bước từ sơ bộ đến kiểm nghiệm chính xác), kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn cơ khí về vật liệu, kết cấu hình học, ổ lăn, dung sai lắp ghép và thiết bị tiêu chuẩn hóa.
  • Nguồn dữ liệu tham khảo: Số liệu và công thức tính toán được trích xuất từ các giáo trình kỹ thuật gồm "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí (Tập 1 & 2)" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (NXB Giáo Dục, 2003); "Cơ sở thiết kế máy" và "Bài tập Chi tiết máy" của Nguyễn Hữu Lộc (NXB ĐHQG TP.HCM); "Chi tiết máy (Tập 1 & 2)" của Nguyễn Trọng Hiệp (NXB Giáo Dục); "Vẽ kỹ thuật cơ khí" của Trần Hữu Quế (NXB Giáo Dục, 2001).

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1 - Tìm hiểu hệ thống truyền động máy

Chương này phân tích tổng quan cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống truyền lực từ động cơ điện qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, truyền đến đĩa xích chủ động, dây xích và đĩa xích bị dẫn nối với trục công tác của xích tải. Tác giả phân loại các dạng xích công nghiệp (xích kéo, xích tải, xích truyền động) và lựa chọn giải pháp dẫn động thông qua hộp giảm tốc để giảm tốc độ quay từ động cơ xuống tốc độ công tác thấp nhưng mômen xoắn lớn. Văn bản xác định tiêu chí chọn động cơ dựa trên công suất yêu cầu và số vòng quay đồng bộ, đồng thời đặt nguyên tắc phân phối tỷ số truyền căn cứ vào khả năng chịu tải tiếp xúc đồng đều của bánh răng và điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp.

Phần 2 - Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền

Tác giả tính toán các thông số động lực học tổng thể:

  • Hiệu suất chung của hệ thống: $\eta = \eta_{nt} \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{br} \cdot \eta_x = 0{,}99 \cdot 0{,}99 \cdot 0{,}98 \cdot 0{,}95 \approx 0{,}894$.
  • Công suất làm việc trên trục xích tải: $P_{lv} = (F \cdot v) / 1000 = (9000 \cdot 0{,}5) / 1000 = 4{,}5\text{ kW}$.
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = P_{lv} / \eta = 4{,}5 / 0{,}894 = 5{,}032\text{ kW}$.
  • Số vòng quay của đĩa xích tải: $n_{lv} = (60000 \cdot v) / (z \cdot p) = (60000 \cdot 0{,}5) / (10 \cdot 50) = 60\text{ vòng/phút}$.
  • Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Chọn tỷ số truyền sơ bộ $u_{sb} = u_{hgt} \cdot u_x = 5 \cdot 5 = 25$, suy ra $n_{sb} = 25 \cdot 60 = 1500\text{ vòng/phút}$.
  • Động cơ được chọn: Động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ 4A112M4Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 5{,}5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung thực tế $u_t = 1425 / 60 = 23{,}75$; chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc $u_{hgt} = 5$, suy ra tỷ số truyền bộ truyền xích ngoài $u_x = 23{,}75 / 5 = 4{,}75$.
  • Lập bảng đặc tính phân phối công suất ($P$), số vòng quay ($n$) và mômen xoắn ($T$) trên từng trục:
    • Trục động cơ: $P = 5{,}032\text{ kW}$; $n = 1425\text{ v/ph}$; $T = 33723\text{ N.mm}$.
    • Trục I (trục vào hộp giảm tốc): $P_1 = 4{,}932\text{ kW}$; $n_1 = 1425\text{ v/ph}$; $T_1 = 33053{,}053\text{ N.mm}$.
    • Trục II (trục ra hộp giảm tốc): $P_2 = 4{,}785\text{ kW}$; $n_2 = 285\text{ v/ph}$; $T_2 = 160339{,}474\text{ N.mm}$.
    • Trục III (trục xích tải công tác): $P_3 = 4{,}5\text{ kW}$; $n_3 = 60\text{ v/ph}$; $T_3 = 716197\text{ N.mm}$.

Phần 3 - Tính toán thiết kế các chi tiết máy

Chương này chiếm khối lượng tính toán lớn nhất của đồ án, gồm 7 nội dung kỹ thuật chi tiết:

  1. Thiết kế bộ truyền động xích: Chọn loại xích ống con lăn 1 dãy. Số răng đĩa xích nhỏ $z_1 = 19$, đĩa xích lớn $z_2 = 90$ ($z_2 < z_{max} = 120$). Hệ số sử dụng $K = 1{,}12$. Bước xích tiêu chuẩn $p_c = 25{,}4\text{ mm}$ với đường kính chốt $d_0 = 7{,}95\text{ mm}$, chiều dài ống $b_0 = 22{,}61\text{ mm}$. Vận tốc xích $v = 2{,}29\text{ m/s}$. Khoảng cách trục chọn sơ bộ $a = 1016\text{ mm}$, số mắt xích $X = 138$, khoảng cách trục sau khi điều chỉnh giảm độ võng $a = 1018\text{ mm}$. Hệ số an toàn kiểm nghiệm $s = 26{,}0 > [s] = 8{,}2$. Lực tác dụng lên trục $F_r = 2402{,}95\text{ N}$.
  2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện; bánh nhỏ có độ rắn $HB_1 = 245\text{ HB}$, bánh lớn $HB_2 = 230\text{ HB}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 481{,}82\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 252\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236{,}29\text{ MPa}$. Khoảng cách trục thiết kế $a_w = 160\text{ mm}$, môđun pháp $m_n = 2{,}5\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10{,}14^\circ$, số răng bánh dẫn $z_1 = 21$, bánh bị dẫn $z_2 = 105$. Chiều rộng vành răng $b_{w1} = 69\text{ mm}, b_{w2} = 64\text{ mm}$. Kết quả kiểm nghiệm: ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 285{,}72\text{ MPa} < [\sigma_H] = 461{,}23\text{ MPa}$; ứng suất uốn chân răng $\sigma_{F1} = 35{,}45\text{ MPa} < 260\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 31{,}91\text{ MPa} < 250\text{ MPa}$.
  3. Thiết kế trục và then: Chọn thép C45 thường hóa có $[\tau] = 30\text{ MPa}, [\sigma] = 63\text{ MPa}$. Tính toán phân tích lực ăn khớp ($F_t = 1239{,}57\text{ N}, F_r = 465{,}56\text{ N}, F_a = 221{,}66\text{ N}$), lực nối trục đàn hồi và lực xích $F_r$. Xác định biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen tương đương $M_{td}$. Đường kính trục I tại các đoạn là $25\text{ mm}, 30\text{ mm}, 36\text{ mm}$; trục II là $32\text{ mm}, 40\text{ mm}, 45\text{ mm}$. Kiểm nghiệm mỏi toàn bộ các tiết diện nguy hiểm đều đạt hệ số an toàn $s > [s] = 3$; kiểm nghiệm bền tĩnh đạt yêu cầu ($\sigma_{td} \le 272\text{ MPa}$). Chọn then bằng theo TCVN ($8\times 7\text{ mm}, 10\times 8\text{ mm}, 14\times 9\text{ mm}$) và kiểm nghiệm độ bền dập ($\sigma_d \le 150\text{ MPa}$), độ bền cắt ($\tau_c \le 60\text{ MPa}$).
  4. Tính toán chọn ổ lăn và nối trục:
    • Trục I: Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ 206 ($d=30\text{ mm}, D=62\text{ mm}, B=16\text{ mm}, C=15{,}3\text{ kN}, C_0=10{,}2\text{ kN}$), tuổi thọ đạt $30413{,}4\text{ giờ}$.
    • Trục II: Ổ bi đỡ cỡ nhẹ 208 không thỏa mãn khả năng tải động ($C_d = 33{,}9\text{ kN} > C=25{,}6\text{ kN}$), tác giả chuyển sang chọn ổ bi đỡ cỡ nặng 408 ($d=40\text{ mm}, D=110\text{ mm}, B=27\text{ mm}, C=50{,}3\text{ kN}, C_0=37\text{ kN}$), tuổi thọ đạt $113696\text{ giờ}$.
    • Nối trục: Chọn khớp nối trục đàn hồi theo mômen xoắn $T = 63\text{ N.m}$, kiểm nghiệm bền dập vòng cao su ($\sigma_d = 1{,}8\text{ MPa} < [\sigma_d] = 2\div 4\text{ MPa}$) và bền uốn chốt nối ($\sigma_u = 33{,}8\text{ MPa} < [\sigma_u] = 60\div 80\text{ MPa}$).
  5. Kết cấu các chi tiết hệ thống truyền động: Thiết kế kết cấu bánh răng phôi rèn có đĩa nan hoa, chiều dày vành răng $\delta = 10\text{ mm}$, đường kính mayơ $D = 80{,}4\text{ mm}$, chiều dài mayơ $l = 64\text{ mm}$, đường kính lỗ giảm trọng lượng $d_0 = 16\text{ mm}$. Thiết kế biên dạng đĩa xích theo tiêu chuẩn hình học xích ống con lăn.
  6. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ: Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX 15-32; chiều dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp $\delta_1 = 8{,}1\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $8\text{ mm}$, cao $45\text{ mm}$. Hệ thống bu lông: 4 bu lông nền M18x42, 6 bu lông cạnh ổ M14x34, 4 bu lông ghép nắp-thân M12x30, vít nắp ổ M6/M10, vít cửa thăm M8. Chi tiết phụ gồm nút thông hơi ren M27x2, nút tháo dầu ren trụ M20x2, que thăm dầu, vòng móc, chốt định vị hình côn $\phi 6\times 46\text{ mm}$, vòng phớt và vòng chắn dầu.
  7. Dung sai và lắp ghép: Thiết lập bảng quy chuẩn sai lệch giới hạn và độ dôi/độ hở cho toàn bộ các mối ghép trong hệ thống (lắp bánh răng trên trục $H7/k6$, ổ lăn với trục $k6$, ổ lăn với vỏ $H7/h6$, then trên trục $P9/h9$, then trên moay-ơ $Js9/h9$, nắp ổ với thân $H7/e8$ hoặc $H7/h6$, chốt định vị $P7/h6$).

Thiết kế và triển khai

Hệ thống truyền động xích tải được thiết kế cơ khí hoàn chỉnh theo sơ đồ động học: Động cơ $\to$ Nối trục đàn hồi $\to$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $\to$ Bộ truyền xích con lăn $\to$ Trục đĩa xích tải công tác.

Hạng mục thiết kế Thông số kỹ thuật xác lập Kiểm nghiệm độ bền / Tiêu chuẩn
Động cơ điện Model 4A112M4Y3, $P = 5{,}5\text{ kW}$, $n = 1425\text{ v/ph}$ Thỏa mãn $P_{dc} \ge 5{,}032\text{ kW}$, $n_{dc} \approx 1500\text{ v/ph}$
Bộ truyền xích ngoài Xích con lăn 1 dãy, bước xích $p_c = 25{,}4\text{ mm}$, $z_1 = 19, z_2 = 90$, $a = 1018\text{ mm}$ Hệ số an toàn $s = 26{,}0 > [s] = 8{,}2$; số mắt xích $X = 138$
Bộ truyền bánh răng Bánh răng trụ răng nghiêng, Thép 45 tôi cải thiện, $a_w = 160\text{ mm}, m_n = 2{,}5\text{ mm}, \beta = 10{,}14^\circ, z_1 = 21, z_2 = 105$ $\sigma_H = 285{,}72\text{ MPa} < 461{,}23\text{ MPa}$; $\sigma_{F1} = 35{,}45\text{ MPa} < 260\text{ MPa}$
Trục I (Trục vào) Thép C45 thường hóa, $d_{1A} = 25\text{ mm}, d_{1B} = 30\text{ mm}, d_{1C} = 36\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s_{min} = 18{,}03 > 3$; $\sigma_{td} = 13{,}25\text{ MPa} < 272\text{ MPa}$
Trục II (Trục ra) Thép C45 thường hóa, $d_{2A} = 32\text{ mm}, d_{2B} = 40\text{ mm}, d_{2C} = 45\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s_{min} = 7{,}35 > 3$; $\sigma_{td} = 29{,}2\text{ MPa} < 272\text{ MPa}$
Ổ lăn Trục I Ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ 206 ($d=30, D=62, B=16\text{ mm}$) Tải động tính toán $C_t = 12{,}36\text{ kN} < C = 15{,}3\text{ kN}$; Tuổi thọ $30413{,}4\text{ h}$
Ổ lăn Trục II Ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 408 ($d=40, D=110, B=27\text{ mm}$) Tải động tính toán $C_t = 33{,}9\text{ kN} < C = 50{,}3\text{ kN}$; Tuổi thọ $113696\text{ h}$
Khớp nối trục Khớp nối trục vòng đàn hồi, $T = 63\text{ N.m}$ Độ bền dập vòng cao su $\sigma_d = 1{,}8\text{ MPa} < 4\text{ MPa}$; Bền uốn chốt $\sigma_u = 33{,}8\text{ MPa} < 80\text{ MPa}$
Vỏ hộp giảm tốc Đúc bằng gang xám GX 15-32, thân $\delta = 9\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 8{,}1\text{ mm}$ Mặt ghép nắp-thân đi qua tâm trục, đáy nghiêng $2^\circ$ về lỗ tháo dầu

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả kỹ thuật định lượng: Đồ án hoàn thiện tập hồ sơ tính toán thiết kế chi tiết cho một hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh đạt độ tin cậy vận hành trong 7 năm ($33600\text{ giờ}$). Toàn bộ thông số hình học, động học, động lực học và kết cấu của từng chi tiết máy (bánh răng, đĩa xích, then, trục, gối đỡ ổ lăn, bulông, vỏ hộp) được giải và kiểm nghiệm thỏa mãn tuyệt đối các điều kiện bền mỏi, bền tĩnh, bền dập và ổn định nhiệt.
  • Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất:
    • Trong tính toán ổ lăn trục II, khi phát hiện ổ bi cỡ nhẹ 208 không đạt khả năng tải động ($C_d = 33{,}9\text{ kN} > C = 25{,}6\text{ kN}$), tác giả đã kịp thời chuyển đổi sang ổ bi đỡ cỡ nặng 408 có tải động định mức $C = 50{,}3\text{ kN}$, nâng tuổi thọ làm việc của gối đỡ lên $113696\text{ giờ}$.
    • Đáy hộp giảm tốc được thiết kế góc nghiêng $2^\circ$ dốc về phía lỗ tháo dầu để đảm bảo xả sạch cặn dầu bôi trơn và mạt kim loại trong quá trình bảo dưỡng.
  • Đóng góp thực tiễn: Cung cấp tài liệu thuyết minh mẫu mực với quy trình tính toán liên hoàn, chặt chẽ, kết hợp chính xác giữa lý thuyết Chi tiết máy và các tiêu chuẩn chế tạo cơ khí thực tế tại Việt Nam.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế của đồ án:
    • Tính toán dựa trên giả định tải trọng tĩnh không thay đổi theo thời gian; chưa khảo sát các chế độ tải trọng thay đổi ngẫu nhiên hoặc va đập mạnh trong thực tế vận hành dây chuyền sản xuất.
    • Phương pháp bôi trơn bộ truyền xích ngoài hộp giảm tốc sử dụng phương pháp nhỏ giọt thủ công, đòi hỏi chế độ bảo dưỡng thường xuyên.
    • Chưa thực hiện mô phỏng số động lực học hoặc phân tích phần tử hữu hạn (FEA) đối với kết cấu vỏ hộp và trường ứng suất trên thân trục.
  • Hướng mở rộng tiếp theo:
    • Nghiên cứu tính toán độ bền mỏi và tuổi thọ chi tiết máy dưới phổ tải trọng biến thiên theo chu kỳ thực tế của hệ thống xích tải công nghiệp.
    • Ứng dụng phần mềm CAD/CAE 3D chuyên dụng để tối ưu hóa hình học gân tăng cứng vỏ hộp giảm tốc và mô phỏng truyền nhiệt ngâm dầu.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp và giá trị cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Cơ khí, Cơ điện tử, Kỹ thuật Chế tạo máy khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Hệ thống truyền động (ME3145) hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Kỹ sư thiết kế máy cơ sở: Cung cấp phương pháp luận chuẩn xác về chuỗi bước tính toán động học, phân tích lực tác dụng ba chiều trong không gian trên trục, lập biểu đồ mômen uốn - xoắn và tra cứu bảng dung sai lắp ghép cơ khí hoàn chỉnh.

Câu hỏi thường gặp

  1. Tại sao tác giả phải thay đổi ổ lăn trên trục II từ ký hiệu 208 sang ký hiệu 408?
    Khi tính toán kiểm nghiệm tải trọng động trên ổ đỡ trục II (chịu lực hướng tâm $F_{rB} = 4030{,}14\text{ N}$ do lực ăn khớp bánh răng và lực căng xích), khả năng tải động tính toán $C_d = 33{,}9\text{ kN}$ đã vượt quá khả năng tải động cho phép của ổ bi cỡ nhẹ 208 ($C = 25{,}6\text{ kN}$). Do đó, tác giả bắt buộc phải chọn lại ổ bi đỡ cỡ nặng 408 có $C = 50{,}3\text{ kN}$ để đảm bảo điều kiện làm việc an toàn.

  2. Tỷ số truyền chung của hệ thống được phân phối cụ thể như thế nào?
    Tỷ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động là $u_t = 23{,}75$ (vận tốc động cơ $1425\text{ v/ph}$ giảm xuống vận tốc trục đĩa xích tải $60\text{ v/ph}$). Tỷ số truyền này được phân phối gồm $u_{hgt} = 5$ cho hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp và $u_x = 4{,}75$ cho bộ truyền xích con lăn ngoài hộp.

  3. Vật liệu và nhiệt luyện được lựa chọn cho cặp bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc là gì?
    Cặp bánh răng được chế tạo từ vật liệu thép 45 tôi cải thiện. Bánh chủ động có độ rắn trung bình $HB_1 = 245\text{ HB}$ ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$), bánh bị dẫn có độ rắn trung bình $HB_2 = 230\text{ HB}$ ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$), đảm bảo độ chênh lệch độ rắn $HB_1 \ge HB_2 + (10\div 15)\text{ HB}$.

  4. Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng vật liệu gì và chiều dày các thành phần là bao nhiêu?
    Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX 15-32. Chiều dày thân hộp được tính toán là $\delta = 9\text{ mm}$, chiều dày nắp hộp $\delta_1 = 8{,}1\text{ mm}$, chiều dày gân tăng cứng $e = 8\text{ mm}$ với chiều cao gân $h = 45\text{ mm}$.

  5. Hệ số an toàn mỏi của các trục trong hộp giảm tốc đạt giá trị bao nhiêu?
    Tất cả các tiết diện nguy hiểm trên cả hai trục đều có hệ số an toàn mỏi $s$ lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 3$. Cụ thể, trên trục I giá trị nhỏ nhất là $s = 18{,}03$ (tại tiết diện C lắp bánh răng); trên trục II giá trị nhỏ nhất là $s = 7{,}35$ (tại tiết diện B lắp ổ lăn).

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống truyền động xích tải" (ME3145) đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu hoàn chỉnh cho hệ dẫn động xích tải công nghiệp công suất $4{,}5\text{ kW}$. Toàn bộ các bộ phận truyền động gồm bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng nghiêng, hệ trục, ổ lăn, khớp nối và vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám đều được kiểm nghiệm đạt chuẩn về độ bền mỏi, bền tĩnh và tuổi thọ phục vụ 7 năm. Công trình thể hiện phương pháp luận thiết kế cơ khí chặt chẽ, số liệu tính toán chính xác và là tài liệu tham khảo kỹ thuật hữu ích cho sinh viên và kỹ sư ngành Cơ khí - Cơ điện tử.