Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí, đồ án môn học Chi tiết máy là học phần mang tính tổng hợp, yêu cầu vận dụng kiến thức từ các môn học cốt lõi như Hình họa - Vẽ kỹ thuật, Dung sai và Kỹ thuật đo, Cơ học lý thuyết, Sức bền vật liệu và Nguyên lý - Chi tiết máy. Mục tiêu của đồ án là rèn luyện khả năng tính toán, thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cho thiết bị công nghiệp thực tế.
Nhiệm vụ cụ thể của bản đồ án (thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Thanh Quang, dưới sự hướng dẫn của giảng viên Lê Quang Vinh) là Thiết kế hệ dẫn động xích tải theo Phương án số 23 (Đề số 05). Cấu trúc hệ thống dẫn động bao gồm 5 thành phần chính được bố trí nối tiếp:
- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
- Bộ truyền đai thang (bộ truyền ngoài, đặt hở)
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng hai cấp đồng trục
- Nối trục đàn hồi
- Máy công tác (bộ phận xích tải)
Thông số kỹ thuật đầu vào và điều kiện làm việc của hệ thống được xác định như sau:
- Công suất yêu cầu trên trục xích tải: $P = 6\text{ kW}$
- Số vòng quay của trục xích tải: $n = 60\text{ vòng/phút}$
- Thời hạn phục vụ danh nghĩa: $L = 5\text{ năm}$
- Chế độ làm việc: 240 ngày/năm, 3 ca/ngày, mỗi ca 8 giờ (tổng thời gian làm việc $t_{\Sigma} = 28.800\text{ giờ}$)
- Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi theo chu kỳ bậc gồm 3 giai đoạn:
- Giai đoạn 1: Thời gian $t_1 = 20\text{ s}$ với mômen xoắn $T_1 = T$
- Giai đoạn 2: Thời gian $t_2 = 10\text{ s}$ với mômen xoắn $T_2 = 0,8T$
- Giai đoạn 3: Thời gian $t_3 = 11\text{ s}$ với mômen xoắn $T_3 = 0,3T$
- Chiều quay: Quay một chiều
- Tính chất tải: Va đập nhẹ
Đối tượng nghiên cứu và thiết kế là toàn bộ chuỗi truyền động cơ khí từ trục động cơ đến trục công tác của xích tải, trong đó trọng tâm tính toán đặt vào kích thước hình học, độ bền mỏi, độ bền tĩnh của bộ truyền đai, các cặp bánh răng trụ nghiêng, các đoạn trục, mối ghép then và ổ lăn.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Khung lý thuyết và tài liệu tham khảo
Đồ án áp dụng phương pháp thiết kế truyền động cơ khí tiêu chuẩn theo tài liệu hướng dẫn chuyên ngành:
- Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của các tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
- Giáo trình "Cơ sở thiết kế máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc.
- Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 1065-71 đối với biên dạng gốc của bánh răng thân khai ($\alpha = 20^\circ$).
Phương pháp tính toán và thiết kế kỹ thuật
Quy trình thiết kế hệ thống được triển khai tuần tự theo các phương pháp tính toán giải tích và tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật:
- Phương pháp cân bằng công suất và xác định tải trọng tương đương: Tính toán hiệu suất tổng thể của hệ dẫn động; quy đổi chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc về giá trị mômen và công suất tương đương để chọn động cơ điện.
- Phương pháp tính toán bộ truyền đai: Thiết kế dựa trên điều kiện chống trượt trơn và đảm bảo độ bền mỏi uốn của dây đai; kiểm nghiệm số chu kỳ làm việc trong một giây và tuổi thọ danh nghĩa.
- Phương pháp tính toán bộ truyền bánh răng theo ứng suất mỏi:
- Tính toán thiết kế khoảng cách trục sơ bộ dựa trên độ bền tiếp xúc cho phép $[\sigma_H]$.
- Kiểm nghiệm chính xác ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn tại chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
- Kiểm nghiệm khả năng chịu tải đỉnh khi khởi động/quá tải ($\sigma_{H\max} \le [\sigma_H]{\max}$ và $\sigma{F\max} \le [\sigma_F]_{\max}$).
- Phương pháp tính toán thiết kế trục và then:
- Xác định các thành phần lực ăn khớp trong không gian (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$) và lực căng từ bộ truyền đai, lực khớp nối.
- Lập phương trình cân bằng mômen tĩnh học trên hai mặt phẳng thẳng đứng $(Oyz)$ và nằm ngang $(Oxz)$ để tìm phản lực gối đỡ tại các ổ trục.
- Vẽ biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$; tính mômen tương đương $M_{tđ}$ để xác định đường kính sơ bộ.
- Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge [s]$ và kiểm nghiệm độ bền tĩnh theo ứng suất tương đương $\sigma_{tđ} \le [\sigma]$.
- Kiểm nghiệm mối ghép then bằng theo điều kiện bền dập $\sigma_d \le [\sigma_d]$ và bền cắt $\tau_c \le [\tau_c]$.
- Phương pháp tính toán và lựa chọn ổ lăn: Tính toán tải trọng quy ước động $Q$ và tĩnh $Q_t$, từ đó kiểm nghiệm khả năng tải động $C_d \le C$ và tải tĩnh $Q_t \le C_0$ dựa trên số triệu vòng quay làm việc quy đổi.
Nội dung chính theo từng chương
Phần 1: Chọn động cơ điện – Phân phối tỷ số truyền
Trong phần này, tác giả xác định hiệu suất chung của hệ thống dẫn động: $\eta_{ch} = \eta_đ \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_k = 0,95 \cdot 0,97^2 \cdot 0,99^4 \cdot 0,99 \approx 0,85$. Dựa trên chế độ tải thay đổi nhiều bậc và công suất yêu cầu trên trục xích tải ($P = 6\text{ kW}$), công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định.
Sinh viên lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ mã hiệu 4A132S4Y với các thông số định mức từ bảng tra cứu:
- Công suất danh định: $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$
- Tốc độ quay định mức: $n_{đc} = 1455\text{ vòng/phút}$
- Hiệu suất: $\eta% = 87,5%$
- Hệ số quá tải khởi động: $T_k / T_{dn} = 2,2$; $T_{mm} / T_{dn} = 2,0$
Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u = 1455 / 60 = 24,25$. Tác giả thực hiện phân phối tỷ số truyền:
- Bộ truyền đai thang: $u_đ = 3,15$
- Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: $u_h = 7,67$, phân đều cho hai cấp với cấp nhanh $u_1 = 2,77$ và cấp chậm $u_2 = 2,77$.
Bảng thông số động học và động lực học trên các trục được tổng hợp như sau:
| Thông số | Trục động cơ | Trục I (Vào HGT) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Ra HGT) |
|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 6,786 | 6,651 | 6,387 | 6,134 |
| Tỷ số truyền $u$ | $u_đ = 3,15$ | $u_1 = 2,77$ | $u_2 = 2,77$ | - |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1455 | 461,9 | 166,75 | 60,2 |
| Mômen xoắn $T$ (Nmm) | 44.540,4 | 137.512,56 | 365.792,2 | 973.084,7 |
Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền hở (Bộ truyền đai)
Bộ truyền đai đặt hở truyền mômen từ động cơ đến trục I của hộp giảm tốc. Dựa vào công suất $P_1 = 6,786\text{ kW}$ và số vòng quay $n_1 = 1455\text{ vg/ph}$, tác giả lựa chọn tiết diện đai thang thường loại Б (kích thước $b \times h = 17 \times 10,5\text{ mm}$, diện tích tiết diện $A = 138\text{ mm}^2$).
Các kết quả tính toán bộ truyền đai bao gồm:
- Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn $d_1 = 180\text{ mm}$
- Đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn: Chọn $d_2 = 560\text{ mm}$ (tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,175$, độ lệch tỷ số truyền $0,79% < 3%$)
- Vận tốc dây đai: $v = 13,71\text{ m/s}$ (thỏa mãn điều kiện $v < v_{\max} = 25\text{ m/s}$)
- Chiều dài đai tiêu chuẩn: Chọn $L = 3150\text{ mm}$
- Khoảng cách trục sau khi chuẩn hóa: $a = 1011,64\text{ mm}$
- Số lượng đai cần thiết: $z = 2,1 \to$ chọn $z = 3\text{ đai}$
- Chiều rộng bánh đai: $B = 63\text{ mm}$
- Đường kính ngoài bánh đai: $d_{a1} = 188,4\text{ mm}$; $d_{a2} = 568,4\text{ mm}$
- Lực căng ban đầu của một đai: $F_0 = 201,97\text{ N}$
- Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1190,73\text{ N}$
- Tần số uốn của đai: $i = 4,35\text{ s}^{-1} < 10\text{ s}^{-1}$ (đáp ứng điều kiện bền mỏi)
Phần 3: Tính toán các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục gồm hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng: cấp nhanh và cấp chậm. Do tính chất đồng trục, khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 200\text{ mm}$).
- Vật liệu: Thép 45X tôi cải thiện cho cả 4 bánh răng; bánh nhỏ có độ rắn bề mặt HB 270 ($\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 650\text{ MPa}$), bánh lớn có độ rắn HB 255 ($\sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 500\text{ MPa}$).
- Cặp bánh răng cấp chậm:
- Môđun pháp tiêu chuẩn: $m = 3\text{ mm}$
- Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 34\text{ răng}$, bánh bị dẫn $z_2 = 95\text{ răng}$ (tỷ số truyền thực $u = 2,79$)
- Góc nghiêng răng thực tế: $\beta = 14,64^\circ$
- Kích thước hình học: Đường kính vòng chia $d_1 = 105,4\text{ mm}$, $d_2 = 294,6\text{ mm}$; đường kính vòng lăn $d_{w1} = 106,1\text{ mm}$, $d_{w2} = 293,9\text{ mm}$; chiều rộng vành răng $b_w = 70\text{ mm}$ (bánh nhỏ $b_1 = 76\text{ mm}$)
- Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 401,56\text{ MPa} < [\sigma_H] = 540,91\text{ MPa}$
- Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 105,21\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 277,71\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 102,37\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 262,28\text{ MPa}$
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 664,4\text{ MPa} < 1400\text{ MPa}$; $\sigma_{F1\max} = 231,46\text{ MPa} < 520\text{ MPa}$
- Cặp bánh răng cấp nhanh:
- Sử dụng chung thông số hình học hình dáng ăn khớp: $a_w = 200\text{ mm}, m = 3\text{ mm}, z_1 = 34, z_2 = 95, \beta = 14,64^\circ, b_w = 70\text{ mm}$
- Vận tốc vòng: $v = 2,57\text{ m/s}$ (cấp chính xác chế tạo 9)
- Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 273,06\text{ MPa} < [\sigma_H] = 540,1\text{ MPa}$
- Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 44,86\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 277,71\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 43,65\text{ MPa} < [\sigma_{F2}] = 262,28\text{ MPa}$
- Kiểm nghiệm quá tải: $\sigma_{H\max} = 405,01\text{ MPa} < 1400\text{ MPa}$; $\sigma_{F1\max} = 98,69\text{ MPa} < 520\text{ MPa}$
Phần 4: Tính toán thiết kế trục và then
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 55\text{ MPa}$.
- Trục I (Trục vào):
- Tải trọng ăn khớp: $F_{t1} = 2592,13\text{ N}$; $F_{r1} = 1007,55\text{ N}$; $F_{a1} = 677,13\text{ N}$; lực đai $F_{rd} = 1190,73\text{ N}$.
- Đường kính các đoạn trục: Đoạn lắp đai $d_d = 32\text{ mm}$; đoạn ngõng ngỗng ổ $d_{ol1} = 40\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng $d_{br1} = 38\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mỏi: Hệ số an toàn tại tiết diện đai $s = 6,19 > 2,5$; tại tiết diện bánh răng $s = 14,75 > 2,5$.
- Kiểm nghiệm bền tĩnh: Ứng suất tương đương lớn nhất $\sigma_{tđ} = 44,36\text{ MPa} < [\sigma]_{s} = 464\text{ MPa}$.
- Trục II (Trục trung gian):
- Tải trọng ăn khớp: Bánh răng 2 chịu $F_{t2} = 2592,13\text{ N}, F_{r2} = 1007,55\text{ N}, F_{a2} = 677,13\text{ N}$; Bánh răng 3 chịu $F_{t3} = 6895,23\text{ N}, F_{r3} = 2680,14\text{ N}, F_{a3} = 1801,21\text{ N}$.
- Đường kính các đoạn trục: Đoạn lắp bánh răng $d_{br2} = d_{br1'} = 48\text{ mm}$; đoạn ngõng ngỗng ổ $d_{ol2} = 50\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mỏi: Tại bánh răng 2 đạt $s = 9,69 > 2,5$; tại bánh răng 1' đạt $s = 5,79 > 2,5$.
- Kiểm nghiệm bền tĩnh: $\sigma_{tđ} = 45,1\text{ MPa} < [\sigma]_{s} = 464\text{ MPa}$.
- Trục III (Trục ra):
- Tải trọng ăn khớp: $F_{t4} = 6895,23\text{ N}, F_{r4} = 2680,14\text{ N}, F_{a4} = 1801,21\text{ N}$; lực hướng tâm từ khớp nối $F_k = 12163,56\text{ N}$ (với đường kính vòng tròn tâm chốt $D_0 = 160\text{ mm}$).
- Đường kính các đoạn trục: Đoạn lắp bánh răng $d_{br2'} = 65\text{ mm}$; đoạn ngõng ngỗng ổ $d_{ol3} = 60\text{ mm}$; đoạn lắp khớp nối $d_k = 65\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm mỏi: Tại bánh răng 2' đạt $s = 10,43 > 2,5$; tại khớp nối đạt $s = 4,99 > 2,5$.
- Kiểm nghiệm bền tĩnh: $\sigma_{tđ} = 49,09\text{ MPa} < [\sigma]_{s} = 464\text{ MPa}$.
- Kiểm nghiệm then bằng: Tất cả các vị trí then trên 3 trục đều được kiểm nghiệm theo ứng suất dập và cắt. Giá trị dập lớn nhất đạt $88,06\text{ MPa} < [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$, giá trị cắt lớn nhất đạt $20,94\text{ MPa} < [\tau_c] = 30\text{ MPa}$.
Phần 5 & 6: Chọn ổ lăn, nối trục và kết cấu vỏ hộp
- Lựa chọn ổ lăn: Do tồn tại lực dọc trục $F_a$ đáng kể từ bộ truyền bánh răng nghiêng ($F_a / F_r > 0,3$), tác giả sử dụng ổ bi đỡ - chặn có góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ cho các gối đỡ:
- Trục I: Chọn ổ cỡ trung hẹp mã hiệu 46308 ($d = 40\text{ mm}, D = 90\text{ mm}, B = 23\text{ mm}, C = 39,2\text{ kN}, C_0 = 30,7\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 22,25\text{ kN} < C$.
- Trục II: Chọn ổ cỡ trung hẹp mã hiệu 46310 ($d = 50\text{ mm}, D = 110\text{ mm}, B = 27\text{ mm}, C = 56,03\text{ kN}, C_0 = 44,8\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_d = 34,42\text{ kN} < C$.
- Trục III: Bố trí ổ bi đỡ - chặn phù hợp đường kính ngõng ngỗng $d_{ol3} = 60\text{ mm}$.
- Kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang, bố trí bu lông vòng nâng hạ, chốt định vị hình côn, que thăm dầu kiểm tra mức chất bôi trơn, vòng chắn dầu tại các gối ổ, nút thông hơi và lựa chọn dung sai lắp ghép kỹ thuật.
Kết quả và đóng góp
Kết quả tính toán kỹ thuật chính
Đồ án đã xác lập một bộ thông số kỹ thuật đồng bộ, bảo đảm khả năng làm việc liên tục trong 5 năm cho hệ dẫn động xích tải:
| Bộ phận kết cấu | Thông số danh định | Kết quả kiểm nghiệm bền |
|---|---|---|
| Động cơ điện | 4A132S4Y ($P = 7,5\text{ kW}, n = 1455\text{ vg/ph}$) | Đảm bảo khởi động và quá tải ($T_k/T_{dn} = 2,2$) |
| Bộ truyền đai | 3 đai thang loại Б, $L = 3150\text{ mm}, a = 1011,64\text{ mm}$ | Tần số uốn $i = 4,35\text{ s}^{-1} \le 10\text{ s}^{-1}$ |
| Bánh răng cấp nhanh | $a_w = 200\text{ mm}, m = 3\text{ mm}, z_1 = 34, z_2 = 95, \beta = 14,64^\circ$ | $\sigma_H = 273,06\text{ MPa} < 540,1\text{ MPa}$; $\sigma_F < [\sigma_F]$ |
| Bánh răng cấp chậm | $a_w = 200\text{ mm}, m = 3\text{ mm}, z_1 = 34, z_2 = 95, \beta = 14,64^\circ$ | $\sigma_H = 401,56\text{ MPa} < 540,91\text{ MPa}$; $\sigma_F < [\sigma_F]$ |
| Trục I, II, III | Thép 45 tôi cải thiện ($d = 32 \div 65\text{ mm}$) | Hệ số an toàn mỏi nhỏ nhất $s = 4,99 > [s] = 2,5$ |
| Mối ghép then | Then bằng tiêu chuẩn trên các đoạn trục | $\sigma_d \le 88,06\text{ MPa} < 100\text{ MPa}$; $\tau_c \le 20,94\text{ MPa} < 30\text{ MPa}$ |
| Ổ lăn gối đỡ | Ổ bi đỡ - chặn 46308 (Trục I), 46310 (Trục II) | Tải động tính toán $C_d < C$ với tuổi thọ $28.800\text{ giờ}$ |
Đóng góp kỹ thuật của đề tài
- Hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán động học, động lực học và kết cấu cho hệ thống dẫn động cơ khí hai cấp đồng trục chịu tải trọng biến đổi theo thời gian.
- Phối hợp hợp lý góc nghiêng răng $\beta = 14,64^\circ$ cho cả hai cấp truyền động, giúp hộp giảm tốc đạt được khoảng cách trục bằng nhau ($a_w = 200\text{ mm}$), tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công đồng loạt thân vỏ hộp và đơn giản hóa dây chuyền chế tạo.
- Tính toán chi tiết hệ thống gối đỡ sử dụng ổ bi đỡ - chặn, triệt tiêu hiệu quả lực dọc trục sinh ra trong quá trình ăn khớp của răng nghiêng.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế: Các tính toán trong đồ án được thực hiện bằng phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra bảng tiêu chuẩn cơ khí. Chưa có sự hỗ trợ của các công cụ mô phỏng số như phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc phân bố nhiệt lượng của dầu bôi trơn trong vỏ hộp.
- Hướng mở rộng:
- Ứng dụng phần mềm CAD/CAE chuyên dụng (như SolidWorks, Inventor) để mô hình hóa hình học 3D và kiểm tra va quẹt động học của toàn bộ cụm giảm tốc.
- Phân tích động lực học hệ thống khi vận hành dưới tải trọng va đập để đánh giá dao động xoắn trên các trục.
- Tối ưu hóa thể tích vỏ hộp và gân tăng cứng nhằm giảm khối lượng vật liệu đúc.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo trực quan cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử: Sử dụng làm mẫu quy trình tính toán cho đồ án Chi tiết máy và đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
- Kỹ sư thiết kế máy sơ cấp: Tham khảo các bước kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục, cách lựa chọn và phối hợp ổ bi đỡ - chặn cho trục chịu tải trọng tổng hợp, cũng như phương pháp quy đổi chế độ tải trọng nhiều bậc sang tải trọng tương đương.
Câu hỏi thường gặp
1. Động cơ điện được chọn có mã hiệu gì và đáp ứng điều kiện công suất như thế nào?
Động cơ được chọn là loại 3 pha không đồng bộ mã hiệu 4A132S4Y, công suất danh định $P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, tốc độ $1455\text{ vòng/phút}$. Công suất này đáp ứng điều kiện lớn hơn công suất cần thiết trên trục động cơ ($P_{ct} = 6,786\text{ kW}$) và có khả năng chịu quá tải mở máy $T_k / T_{dn} = 2,2$.
2. Hộp giảm tốc đồng trục có đặc điểm kích thước gì nổi bật giữa cấp nhanh và cấp chậm?
Do cấu sơ đồ đồng trục, khoảng cách trục của cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm đều bằng nhau ($a_w = 200\text{ mm}$). Cả hai cặp đều sử dụng môđun $m = 3\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $z_1 = 34$, số răng bánh bị dẫn $z_2 = 95$, góc nghiêng răng $\beta = 14,64^\circ$ và chiều rộng vành răng $b_w = 70\text{ mm}$.
3. Vì sao hệ thống trục lại sử dụng loại ổ bi đỡ - chặn thay vì ổ bi đỡ thông thường?
Do các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc là bánh răng trụ răng nghiêng, khi ăn khớp sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 677,13\text{ N}, F_{a3} = 1801,21\text{ N}$). Tỷ số lực dọc trục trên lực hướng tâm ($F_a / F_r$) ở các gối trục đều vượt quá ngưỡng $0,3$, bắt buộc phải dùng ổ bi đỡ - chặn (góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$, mã hiệu 46308, 46310) để đảm bảo khả năng chịu lực đồng thời.
4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của các trục có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Toàn bộ các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Hệ số an toàn mỏi tính toán nhỏ nhất là tại tiết diện lắp khớp nối trên Trục III ($s = 4,99$) và tại bánh răng 1' trên Trục II ($s = 5,79$), đều lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép $[s] = 2,5$.
5. Chế độ tải trọng thay đổi của xích tải được xử lý như thế nào trong tính toán độ bền?
Chế độ tải trọng gồm 3 giai đoạn ($t_1=20\text{s}$ tải $T$; $t_2=10\text{s}$ tải $0,8T$; $t_3=11\text{s}$ tải $0,3T$) được quy đổi thành số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương $N_{HE}, N_{FE}$. Do tổng thời gian phục vụ trong 5 năm lớn ($t_{\Sigma} = 28.800\text{ giờ}$), số chu kỳ tương đương $N_{HE}$ đều vượt qua số chu kỳ cơ sở $N_{HO}$, dẫn đến hệ số tuổi thọ $K_{HL} = 1$ và $K_{FL} = 1$.
Kết luận
Đồ án tốt nghiệp/môn học của tác giả Nguyễn Thanh Quang đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động xích tải công suất 6 kW với hộp giảm tốc hai cấp đồng trục và bộ truyền đai ngoài. Toàn bộ các chi tiết máy từ đai, bánh răng nghiêng, trục, then đến ổ lăn đều được tính toán kiểm nghiệm chặt chẽ theo các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh dưới điều kiện tải trọng biến đổi. Bản thuyết minh cung cấp hệ thống số liệu kỹ thuật rõ ràng, chuẩn xác theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành.