Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án môn học "Cơ sở thiết kế máy" với đề tài "Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc: Bánh răng trụ hai cấp" được thực hiện bởi sinh viên Quách Công Minh (lớp D16CKOTO2, ngành Công nghệ kỹ thuật cơ khí, Khoa Cơ khí và Động lực, Trường Đại học Điện Lực) dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Hùng Mạnh vào tháng 3 năm 2024.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động cơ khí trung gian quan trọng trong hệ thống dẫn động băng tải, xích tải hoặc máy công tác, có chức năng giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đồ án được xây dựng dựa trên yêu cầu thiết kế hệ thống dẫn động xích tải thuộc Phương án số 29 với các điều kiện và chỉ tiêu kỹ thuật xác định:
- Lực kéo trên xích tải: $P = 420\text{ KG}$
- Vận tốc xích tải: $v = 0{,}45\text{ m/s}$
- Bước xích tải: $t = 65\text{ mm}$
- Số răng đĩa xích tải: $z = 8$
- Chiều cao tâm đĩa xích: $600\text{ mm}$
- Thời hạn phục vụ: 5 năm
- Sai số vận tốc cho phép: $\le 5%$
- Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, tải trọng tĩnh, va đập nhẹ; làm việc 2 ca/ngày, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 290 ngày (tổng thời gian phục vụ tương đương 11.600 giờ).
Mục tiêu nghiên cứu và nhiệm vụ thiết kế của đồ án bao gồm:
- Tính toán động học toàn hệ thống dẫn động, xác định công suất cần thiết và chọn quy cách động cơ điện phù hợp; phân phối tỷ số truyền cho các cấp truyền động.
- Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích con lăn) và các bộ truyền trong hộp (cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm).
- Thiết kế kết cấu các trục truyền động (trục I, II, III), tính toán then và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh, độ bền dập và cắt.
- Tính toán lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ trục theo khả năng tải động và tải tĩnh.
- Tính chọn khớp nối trục đàn hồi và kiểm tra độ bền chốt, vòng đàn hồi.
- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, bố trí các chi tiết phụ và tra cứu dung sai lắp ghép kỹ thuật.
Phạm vi nghiên cứu tập trung vào hệ thống dẫn động cơ khí gồm động cơ điện, khớp nối, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp dạng khai triển và bộ truyền xích dẫn đến trục máy công tác.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Đồ án áp dụng phương pháp tính toán thiết kế máy truyền thống trong kỹ thuật cơ khí, dựa trên các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam và các tài liệu chuyên ngành:
- Giáo trình và sổ tay thiết kế: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển; Thiết kế chi tiết máy và Chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm; Dung sai và lắp ghép của Ninh Đức Tốn.
- Tiêu chuẩn hình học: Góc profin gốc bánh răng $\alpha = 20^\circ$ theo TCVN 1065–71.
Phương pháp nghiên cứu và tính toán cụ thể:
- Phương pháp tính toán động học và động lực học: Xác định tổn thất công suất qua từng cụm chi tiết (hiệu suất ổ lăn, cặp bánh răng, khớp nối, bộ truyền xích) để tính công suất cần thiết trên trục động cơ, xác định số vòng quay sơ bộ và chọn mã hiệu động cơ trong bảng tiêu chuẩn động cơ điện không đồng bộ ba pha.
- Phương pháp tính toán độ bền mỏi và độ bền tĩnh: Áp dụng lý thuyết tiếp xúc Hertz để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc mặt răng ($\sigma_H \le [\sigma_H]$), phương pháp ứng suất uốn chân răng ($\sigma_F \le [\sigma_F]$), kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn cực đại.
- Phương pháp sức bền vật liệu: Xây dựng sơ đồ đặt lực trong không gian, phân tích thành các mặt phẳng tọa độ $YOZ$ và $XOZ$, lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn, tính mômen tương đương và đường kính trục, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm theo chỉ tiêu $S \ge [S]$.
- Phương pháp tra bảng và giải tích: Tra bảng tiêu chuẩn công nghiệp đối với ổ lăn, khớp nối vòng đàn hồi, then bằng, kích thước vỏ hộp đúc và dung sai sai lệch giới hạn.
Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật
Hệ thống dẫn động cơ khí được thiết kế với cấu trúc tổng thể dạng khai triển: Động cơ điện $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Trục vào (Trục I) $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) $\rightarrow$ Trục trung gian (Trục II) $\rightarrow$ Cặp bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm) $\rightarrow$ Trục ra (Trục III) $\rightarrow$ Bộ truyền xích dẫn động đĩa xích tải.
Các thông số kỹ thuật cốt lõi được lựa chọn qua tính toán:
- Động cơ điện: Chọn kiểu động cơ 4A100L6Y công suất định mức $2{,}2\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $1000\text{ v/ph}$, tốc độ quay định mức $n_{dc} = 950\text{ v/ph}$, hiệu suất $\eta = 81%$.
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp: Tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc $u_h = 18{,}29$, phân phối cho cấp nhanh răng nghiêng $u_n = 3{,}75$ và cấp chậm răng thẳng $u_c = 4{,}88$.
- Vật liệu chế tạo:
- Bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn bánh nhỏ $HB_1 = 245$, độ rắn bánh lớn $HB_2 = 230$.
- Trục: Thép C45 tôi thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$.
- Vỏ hộp: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối chia làm hai nửa (thân hộp và nắp hộp) liên kết bằng bulông.
Nội dung chính theo từng chương
Phần 1: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Phần này xác định các thông số năng lượng và động học cơ bản:
- Hiệu suất chung của hệ thống: $\eta = \eta_k \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{br}^2 = 1 \cdot 0{,}99^3 \cdot 0{,}97^2 \approx 0{,}9129$.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{1{,}38}{0{,}9129} = 1{,}512\text{ kW}$.
- Động cơ được chọn: Động cơ 4A100L6Y ($P = 2{,}2\text{ kW}$, $n = 950\text{ v/ph}$).
- Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = u_h = 18{,}29$; tỷ số truyền cấp nhanh $u_n = 3{,}75$; tỷ số truyền cấp chậm $u_c = 4{,}88$.
- Bảng thông số động học trên các trục:
| Thông số |
Trục Động cơ |
Trục I |
Trục II |
Trục III |
| Công suất $P$ (kW) |
$2{,}2$ |
$2{,}2$ |
$2{,}11$ |
$2{,}03$ |
| Tỉ số truyền $u$ |
— |
$1$ |
$3{,}75$ |
$4{,}88$ |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) |
$950$ |
$950$ |
$255{,}38$ |
$52{,}33$ |
Chương 2: Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Bộ truyền xích đặt ở đầu ra của hệ thống dẫn động được tính toán với các thông số:
- Điều kiện làm việc: Xích con lăn 3 dãy, bước xích $p = 25{,}4\text{ mm}$, tải trọng va đập nhẹ ($k_d = 1{,}35$), làm việc 2 ca ($k_c = 1{,}25$), môi trường có bụi ($k_{bt} = 1{,}3$).
- Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $z_1 = 25$, đĩa lớn $z_2 = 76$.
- Khoảng cách trục: $a = 992\text{ mm}$, sau khi điều chỉnh giảm $\Delta a = 3\text{ mm}$ để tránh căng xích quá mức, chọn $a = 989\text{ mm}$.
- Số mắt xích: $x = 132$ mắt.
- Kiểm nghiệm độ bền xích: Hệ số an toàn tĩnh $s = 27{,}6 > [s] = 8{,}2$.
- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: $F_r = 5820\text{ N}$.
- Thông số hình học đĩa xích:
| Thông số hình học đĩa xích |
Bánh dẫn ($z_1=25$) |
Bánh bị dẫn ($z_2=76$) |
| Đường kính vòng chia $d$ (mm) |
$202{,}66$ |
$614{,}64$ |
| Đường kính vòng đỉnh $d_a$ (mm) |
$213{,}76$ |
$626{,}62$ |
| Đường kính vòng đáy $d_f$ (mm) |
$198{,}50$ |
$611{,}36$ |
| Bán kính đáy rãnh $r$ (mm) |
$7{,}63$ |
$7{,}63$ |
| Vận tốc xích $v$ (m/s) |
$1{,}545$ |
$1{,}545$ |
Chương III: Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng
Chương này tính toán chi tiết kích thước hình học và kiểm nghiệm độ bền cho hai cặp bánh răng:
- Bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):
- Khoảng cách trục: $a_{w1} = 125\text{ mm}$; Môđun pháp: $m = 1{,}5\text{ mm}$.
- Tỷ số truyền: $u = 7{,}2$; Góc nghiêng răng: $\beta = 18{,}897^\circ$.
- Số răng: $z_1 = 20$, $z_2 = 144$; Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = x_2 = 0$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 39\text{ mm}$.
- Đường kính chia / đỉnh / đáy bánh 1: $d_1 = 31{,}7\text{ mm}$; $d_{a1} = 34{,}7\text{ mm}$; $d_{f1} = 27{,}95\text{ mm}$.
- Đường kính chia / đỉnh / đáy bánh 2: $d_2 = 228\text{ mm}$; $d_{a2} = 231\text{ mm}$; $d_{f2} = 224{,}55\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H \le [\sigma_H] = 481{,}8\text{ MPa}$; kiểm nghiệm uốn: $\sigma_F \le [\sigma_F] = 236{,}5\text{ MPa}$; kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc và uốn đạt yêu cầu.
- Bộ truyền cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):
- Khoảng cách trục: $a_{w2} = 160\text{ mm}$; Môđun pháp: $m = 2\text{ mm}$.
- Tỷ số truyền: $u = 3{,}58$; Góc nghiêng răng: $\beta = 0^\circ$.
- Số răng: $z_1 = 39$, $z_2 = 140$; Hệ số dịch chỉnh: $x_1 = x_2 = 0$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 72\text{ mm}$.
- Đường kính chia / đỉnh / đáy bánh 1: $d_1 = 78\text{ mm}$; $d_{a1} = 82\text{ mm}$; $d_{f1} = 73\text{ mm}$.
- Đường kính chia / đỉnh / đáy bánh 2: $d_2 = 280\text{ mm}$; $d_{a2} = 284\text{ mm}$; $d_{f2} = 275\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn đều thỏa mãn các điều kiện bền cho phép.
Chương IV: Thiết kế trục và then
Quy trình thiết kế trục bao gồm xác định đường kính sơ bộ, xác định khoảng cách gối đỡ, phân tích lực, tính mômen uốn xoắn tương đương và kiểm nghiệm độ bền mỏi:
- Đường kính sơ bộ: Trục I lấy $d_1 = 20\text{ mm}$, Trục II lấy $d_2 = 35\text{ mm}$, Trục III lấy $d_3 = 50\text{ mm}$.
- Kích thước các đoạn trục tiêu chuẩn:
| Vị trí trục |
Vị trí 0 (Lắp ổ) |
Vị trí 1 (Lắp ổ) |
Vị trí 2 (Lắp bánh răng) |
Vị trí 3 (Lắp ngoài) |
| Trục I |
$17\text{ mm}$ |
$17\text{ mm}$ |
$24\text{ mm}$ |
$15\text{ mm}$ (khớp nối) |
| Trục II |
$30\text{ mm}$ |
$30\text{ mm}$ |
$34\text{ mm}$ (BR nghiêng) |
$38\text{ mm}$ (BR thẳng) |
| Trục III |
$50\text{ mm}$ |
$50\text{ mm}$ |
$48\text{ mm}$ (đĩa xích) |
$52\text{ mm}$ (BR thẳng) |
- Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm $S_j = \frac{S_{\sigma j} S_{\tau j}}{\sqrt{S_{\sigma j}^2 + S_{\tau j}^2}}$ đều nằm trong khoảng $1{,}8 \dots 3{,}8$, lớn hơn giá trị cho phép $[S] = 1{,}5 \dots 2{,}5$.
- Kiểm nghiệm then bằng: Chiều rộng $\times$ chiều cao then ($b \times h$) tại các vị trí: $5\times 5$, $8\times 7$, $10\times 8$, $16\times 10\text{ mm}$. Ứng suất dập tính toán $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 30\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn làm việc.
Chương V: Tính toán chọn ổ lăn
Tính chọn ổ lăn dựa trên tải trọng hướng tâm, lực dọc trục và tuổi thọ yêu cầu $L_h = 11.600\text{ giờ}$:
- Trục I (Trục vào): Do có lực dọc trục $F_{a1} = 459{,}21\text{ N}$ từ bánh răng nghiêng và tải trọng nhỏ, chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ 7203 ($d = 17\text{ mm}$, $D = 40\text{ mm}$, $C = 13{,}8\text{ kN}$, $C_0 = 9{,}3\text{ kN}$, góc tiếp xúc $\alpha = 11{,}8^\circ$). Kết quả kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d < C$ và tải tĩnh đạt yêu cầu.
- Trục II (Trục trung gian): Chịu lực hướng tâm lớn $F_{r0} = 3101{,}5\text{ N}$ và lực dọc trục $F_{a2} = 459{,}21\text{ N}$, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 306 ($d = 30\text{ mm}$, $D = 72\text{ mm}$, $C = 22\text{ kN}$, $C_0 = 15{,}1\text{ kN}$). Tải trọng tĩnh tính toán $Q_t = 1{,}72\text{ kN} < C_0$.
- Trục III (Trục ra): Chịu lực hướng tâm từ bánh răng thẳng và đĩa xích ($F_{r0} = 5407{,}5\text{ N}$), không có lực dọc trục ($F_a = 0$), chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 410 ($d = 50\text{ mm}$, $D = 130\text{ mm}$, $C = 68{,}5\text{ kN}$, $C_0 = 53\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước $Q = 6{,}489\text{ kN}$, khả năng tải động tính toán thỏa mãn $C_d < C = 68{,}5\text{ kN}$.
Chương VI: Tính chọn khớp nối
Hệ thống sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục I:
- Kích thước tra cứu: Đường kính ngoài khớp nối $D_0 = 63\text{ mm}$, số chốt $z = 4$, đường kính chốt $d_c = 10\text{ mm}$, chiều dài đoạn làm việc của chốt $l_3 = 15\text{ mm}$, chiều dài vòng đàn hồi $l_0 = 42\text{ mm}$.
- Hệ số chế độ làm việc: $k = 1{,}5$.
- Kiểm nghiệm ứng suất dập vòng đàn hồi: $\sigma_d < [\sigma_d] = 2 \dots 4\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn chốt: $\sigma_u < [\sigma_u] = 60 \dots 80\text{ MPa}$.
Chương VII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ
Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 có các thông số kích thước cấu tạo:
- Chiều dày thành thân hộp: $\delta = 9\text{ mm}$; chiều dày thành nắp hộp: $\delta_1 = 8\text{ mm}$.
- Gân tăng cứng: Chiều dày $e = 9\text{ mm}$, chiều cao $h < 58\text{ mm}$, độ dốc $2^\circ$.
- Bulông liên kết:
- Bulông nền: $d_1 = 20\text{ mm}$, số lượng $Z = 6$.
- Bulông cạnh ổ: $d_2 = 16\text{ mm}$.
- Bulông ghép bích nắp và thân: $d_3 = 14\text{ mm}$.
- Vít ghép nắp ổ: $d_4 = 10\text{ mm}$ (Trục I dùng M6, Trục II dùng M8, Trục III dùng M10).
- Vít ghép nắp cửa quan sát: $d_5 = 8\text{ mm}$.
- Khe hở lắp ráp: Giữa bánh răng với thành trong hộp $\Delta = 11\text{ mm}$; giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp $\Delta_1 = 40\text{ mm}$; giữa các mặt bên bánh răng $\Delta_2 = 12\text{ mm}$.
- Các bộ phận phụ: Bulông vòng ren M8, chốt định vị côn $d = 8\text{ mm}$ ($l = 36\text{ mm}$), cửa thăm, nút thông hơi kích thước ren M27, que thăm dầu và vòng chắn dầu.
Phần Dung sai và lắp ghép
Đồ án quy định các chế độ lắp ghép tiêu chuẩn nhằm đảm bảo tính lắp lẫn và yêu cầu vận hành:
- Lắp bánh răng lên trục: Chịu tải trung bình, va đập nhẹ, chọn mối ghép trung gian theo hệ thống lỗ $H7/k6$ (các vị trí $21H7/k6$, $28H7/k6$, $30H7/k6$, $34H7/k6$).
- Lắp ổ lăn: Vòng trong quay lắp trên trục theo hệ thống lỗ chọn mối ghép dôi $k6$ ($17k6$, $20k6$, $30k6$); vòng ngoài không quay lắp vào vỏ hộp theo hệ thống trục chọn mối ghép $H7$.
- Lắp then: Chiều rộng then lắp trên rãnh trục theo mối ghép $P9$, lắp trên rãnh moay-ơ theo mối ghép $D10$.
- Các chi tiết định vị khác: Vòng chắn dầu lắp kiểu $H7/js6$; bạc chặn trên trục tuỳ động lắp kiểu hở $H8/h7$.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành toàn diện các nhiệm vụ thiết kế kỹ thuật của hệ thống truyền động cơ khí:
- Xác lập được bộ thông số động lực học chi tiết cho toàn bộ 3 trục truyền động từ động cơ $2{,}2\text{ kW}$ đến cơ cấu chấp hành xích tải.
- Hoàn thiện bản tính kết cấu hình học và kiểm nghiệm độ bền mỏi, uốn, tiếp xúc cho hai cặp bánh răng ($a_{w1} = 125\text{ mm}$, $a_{w2} = 160\text{ mm}$), bộ truyền xích ($p = 25{,}4\text{ mm}$, $132$ mắt), và ba trục truyền động ($d_1 = 17\dots 24\text{ mm}$, $d_2 = 30\dots 38\text{ mm}$, $d_3 = 48\dots 52\text{ mm}$).
- Đưa ra giải pháp lựa chọn ổ lăn thích ứng chính xác với từng đặc tính lực: Sử dụng ổ đũa côn cho trục có lực dọc trục và ổ bi đỡ đơn cho các trục chỉ chịu lực hướng tâm thuần túy hoặc lực dọc trục không đáng kể.
- Bảng tổng hợp dung sai lắp ghép và kích thước vỏ hộp cung cấp cơ sở dữ liệu hoàn chỉnh phục vụ dựng bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo chi tiết.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Bản tính dựa trên điều kiện tải trọng tĩnh và hệ số tải trọng giả định theo sổ tay tra cứu truyền thống; chưa khảo sát ứng xử động lực học khi hệ thống chịu dao động va đập ngẫu nhiên trong điều kiện thực tế.
- Chưa tích hợp tính toán mô phỏng kiểm nghiệm ứng suất và biến dạng kết cấu trục/vỏ hộp bằng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM).
- Hướng mở rộng là ứng dụng các phần mềm CAD/CAE chuyên dụng (như SolidWorks, Autodesk Inventor) để mô hình hóa không gian 3D, tối ưu hóa kích thước vỏ hộp và mô phỏng bôi trơn thủy động trong hộp giảm tốc.
Giá trị tham khảo
Tài liệu là nguồn tham khảo kỹ thuật chi tiết dành cho:
- Sinh viên các ngành Công nghệ kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật cơ điện tử, Kỹ thuật ô tô thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy hoặc Cơ sở thiết kế máy.
- Kỹ sư thiết kế cơ khí quan tâm đến quy trình giải tích chuẩn mực trong tính toán truyền động bánh răng, trục, ổ lăn và khớp nối công nghiệp.
- Các phần đáng tham khảo nhất: Trình tự kiểm nghiệm bền mỏi trục theo hệ số an toàn uốn-xoắn kết hợp và bảng thông số dung sai lắp ghép thực tế.
Câu hỏi thường gặp
1. Đồ án lựa chọn loại động cơ điện nào và vì sao?
Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha kiểu 4A100L6Y có công suất định mức $2{,}2\text{ kW}$ và tốc độ quay $950\text{ v/ph}$. Động cơ này thỏa mãn công suất cần thiết trên trục động cơ qua tính toán ($P_{ct} = 1{,}512\text{ kW}$) và phù hợp với tốc độ quay sơ bộ của hệ thống.
2. Tỷ số truyền và khoảng cách trục của hai cấp bánh răng trong hộp giảm tốc là bao nhiêu?
- Cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng): Tỷ số truyền $u_n = 3{,}75$ (thực tế bánh răng tính toán $u = 7{,}2$), khoảng cách trục $a_{w1} = 125\text{ mm}$, môđun $m = 1{,}5\text{ mm}$.
- Cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng): Tỷ số truyền $u_c = 4{,}88$ (thực tế $u = 3{,}58$), khoảng cách trục $a_{w2} = 160\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$.
3. Tại sao trục I sử dụng ổ đũa côn trong khi trục II và III sử dụng ổ bi đỡ một dãy?
Trục I lắp bánh răng nghiêng phát sinh lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 459{,}21\text{ N}$) và tỷ số $F_a / F_r = 0{,}82 > 0{,}3$ nên sử dụng ổ đũa côn một dãy (mã 7203) để tiếp nhận lực hỗn hợp. Trục II có lực dọc trục nhỏ so với lực hướng tâm, còn trục III lắp bánh răng thẳng và đĩa xích không có lực dọc trục ($F_a = 0$), do đó chỉ cần dùng ổ bi đỡ một dãy (mã 306 cho trục II và mã 410 cho trục III) để tối ưu khả năng tải và chi phí.
4. Vỏ hộp giảm tốc sử dụng vật liệu gì và liên kết bằng bao nhiêu bulông nền?
Vỏ hộp giảm tốc được đúc bằng gang xám GX15-32, có chiều dày thân hộp $9\text{ mm}$, nắp hộp $8\text{ mm}$, và được cố định xuống bệ máy bằng 6 bulông nền đường kính $d_1 = 20\text{ mm}$.
5. Mối ghép then trên các đoạn trục được kiểm nghiệm theo những chỉ tiêu bền nào?
Các mối ghép then bằng được kiểm nghiệm theo hai chỉ tiêu độ bền: Độ bền dập ($\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$) và độ bền cắt ($\tau_c \le [\tau_c] = 30\text{ MPa}$), tất cả các tiết diện đều đạt yêu cầu an toàn dưới tác dụng của mômen xoắn danh định.
Kết luận
Đồ án môn học "Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc: Bánh răng trụ hai cấp" của sinh viên Quách Công Minh đã giải quyết đầy đủ và nhất quán các bài toán động học, động lực học và kết cấu cơ khí theo đề bài Phương án số 29. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu tính toán chi tiết từ khâu chọn động cơ, thiết kế bộ truyền xích, bánh răng, trục, then, ổ lăn đến kết cấu vỏ hộp và dung sai lắp ghép. Công trình phản ánh đúng chuẩn mực phương pháp luận thiết kế hệ dẫn động cơ khí và là tài liệu học tập có độ tin cậy cao cho sinh viên kỹ thuật cơ khí.
