Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí và chế tạo máy, thiết kế hệ thống dẫn động là một mắt xích then chốt nhằm biến đổi và truyền tải cơ năng từ động cơ sơ cấp đến cơ cấu chấp hành công tác. Quá trình tính toán thiết kế đòi hỏi sự kết hợp chặt chẽ giữa các quy tắc lý thuyết về sức bền vật liệu, nguyên lý máy, chi tiết máy với các tiêu chuẩn kỹ thuật thực nghiệm. Hệ thống máy móc khi vận hành thực tế luôn chịu tác động của tải trọng tĩnh, tải trọng động, ma sát, mài mòn và các yếu tố môi trường, tiềm ẩn nguy cơ hư hỏng chi tiết hoặc giảm tuổi thọ làm việc. Do đó, bài toán đặt ra cho người kỹ sư là phải tính toán, lựa chọn kết cấu và kiểm nghiệm sức bền nhằm đảm bảo đồng thời các yêu cầu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi, độ cứng vững, tính kinh tế và độ an toàn vận hành.

Đồ án tốt nghiệp môn học Cơ sở thiết kế máy của sinh viên Nguyễn Xuân Nam (dưới sự hướng dẫn của Th.S Phạm Thanh Tùng) tập trung giải quyết bài toán: "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" theo phương án Đề 3.7. Cấu trúc hệ thống dẫn động bao gồm 5 thành phần chính mắc nối tiếp:

  1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc.
  2. Nối trục đàn hồi (khớp nối).
  3. Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng.
  4. Bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp.
  5. Cơ cấu công tác là xích tải.

Các nhiệm vụ kỹ thuật cụ thể được xác lập dựa trên bộ thông số đầu vào tại phương án 1 (Đề 3.7):

  1. Xác định công suất và số vòng quay của động cơ điện phù hợp với chế độ làm việc của xích tải.
  2. Phân phối tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và tính toán các thông số động học (công suất, mô-men xoắn, số vòng quay) trên từng trục truyền động.
  3. Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm sức bền bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp giảm tốc.
  4. Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc, sức bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc.
  5. Thiết kế kết cấu các trục I và II, kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi, độ bền tĩnh, độ cứng uốn và độ cứng xoắn.
  6. Tính chọn và kiểm nghiệm mối ghép then bằng truyền mô-men xoắn trên các đoạn trục.
  7. Lựa chọn loại ổ lăn đỡ - chặn, kiểm nghiệm khả năng tải động và tải tĩnh của ổ.
  8. Xác định kết cấu vỏ hộp giảm tốc, phương pháp bôi trơn và quy định dung sai lắp ghép kỹ thuật.

Phạm vi nghiên cứu và điều kiện vận hành của hệ thống được giới hạn theo các dữ liệu thiết kế:

  • Lực kéo trên xích tải: $F = 2805\text{ N}$.
  • Vận tốc di chuyển của xích tải: $v = 0.6\text{ m/s}$.
  • Số răng đĩa xích tải: $z_{ct} = 13$ răng; bước xích tải: $p_{ct} = 80\text{ mm}$.
  • Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: $\alpha = 135^\circ$ (góc nghiêng so với phương ngang $\beta = 45^\circ$).
  • Thời gian phục vụ của trạm dẫn động: 2 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8 giờ (tổng thời gian làm việc $t_\Sigma = 2 \times 300 \times 2 \times 8 = 9600\text{ giờ}$).
  • Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ; môi trường làm việc: Có bụi; điều kiện bôi trơn: Đạt yêu cầu kỹ thuật.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết của đồ án dựa trên các tiêu chuẩn tính toán truyền động cơ khí truyền thống, sử dụng hệ thống công thức giải tích và dữ liệu tra cứu từ các tài liệu chuyên ngành:

  • Tài liệu [1]: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1 và Tập 2) của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (cung cấp phương pháp chọn động cơ, tính toán bộ truyền bánh răng, bộ truyền xích, thiết kế trục, then, ổ lăn và vỏ hộp).
  • Tài liệu [2]: Sổ tay thiết kế cơ khí và bảng tra cứu mối nối trục đàn hồi.

Phương pháp nghiên cứu và giải quyết vấn đề kỹ thuật bao gồm:

  • Phương pháp tính toán động học và cân bằng công suất: Xác định tổn thất công suất qua các khớp nối, cặp ổ lăn, bộ truyền bánh răng, bộ truyền xích để chọn công suất động cơ lớn hơn công suất yêu cầu trên trục công tác; phân phối tỷ số truyền chung cho các cấp truyền động.
  • Phương pháp thiết kế theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn: Tính toán hình học của bánh răng và đĩa xích dựa trên giới hạn mỏi tiếp xúc $[\sigma_H]$ và mỏi uốn $[\sigma_F]$, có xét đến hệ số tải trọng động, hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng và chu kỳ làm việc tương đương.
  • Phương pháp phân tích lực và biểu đồ nội lực: Tách lực ăn khớp ($F_t, F_r, F_a$) và lực căng xích ($F_r$), lập phương trình cân bằng tĩnh học để xác định phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn phẳng ($M_x, M_y$), mô-men uốn tổng và mô-men tương đương ($M_{tđ}$) trên các tiết diện trục.
  • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn kết hợp: Kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi của trục ($s \ge [s]$), ứng suất tĩnh cực đại ($\sigma_{max} \le [\sigma]_{max}$), góc xoay gối đỡ ($\theta \le [\theta]$), độ võng trục ($f \le [f]$), góc xoắn ($\varphi \le [\varphi]$), ứng suất dập và cắt trên then, tuổi thọ làm việc và khả năng tải động/tĩnh của ổ lăn.
  • Nguồn dữ liệu thực tế: Số liệu đề bài Đề 3.7 kết hợp hệ thống bảng tra cứu hệ số thực nghiệm trong tài liệu [1] và [2].

Nội dung chính theo từng chương

Phần 1: Tính toán động học hệ dẫn động

Tác giả xác định công suất làm việc trên trục xích tải: $P_{lv} = (F \times v)/1000 = (2805 \times 0.6)/1000 = 1.683\text{ kW}$. Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động được xác định qua hiệu suất khớp nối ($\eta_k = 1$), 3 cặp ổ lăn ($\eta_{ol} = 0.99$), bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ($\eta_{br} = 0.96$) và bộ truyền xích ($\eta_x = 0.90$): $$\eta_h = \eta_k \times \eta_{ol}^3 \times \eta_{br} \times \eta_x = 1 \times 0.99^3 \times 0.96 \times 0.90 \approx 0.838$$

Số vòng quay trên trục công tác: $$n_{lv} = \frac{60000 \times v}{z_{ct} \times p_{ct}} = \frac{60000 \times 0.6}{13 \times 80} = 43.81\text{ vòng/phút}$$

Tác giả chọn sơ bộ tỷ số truyền bánh răng $u_{br} = 5$, bộ truyền xích $u_x = 3$, suy ra $u_{sb} = 15$, từ đó tìm được số vòng quay sơ bộ của động cơ $n_{sb} \approx 657\text{ vòng/phút}$. Tra bảng phụ lục [1], động cơ được lựa chọn là 4A112MB8Y3 có công suất định mức $P_{dc} = 3\text{ kW}$, tốc độ quay danh định $n_{dc} = 701\text{ vòng/phút}$ (tốc độ đồng bộ $n_{db} = 750\text{ vòng/phút}$). Tỷ số truyền thực tế toàn hệ: $u_t = 701 / 43.81 = 15.99$, phân phối cho hộp giảm tốc $u_{br} = 5$ và bộ truyền xích $u_x = 3.20$.

Thông số động học Trục động cơ Trục I (HGT) Trục II (HGT) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) $u_{kn} = 1.0$ $u_1 = 1.0$ $u_2 = 5.0$ $u_{ct} = 3.20$
Công suất ($P$ - kW) 2.51 2.51 2.39 2.13
Số vòng quay ($n$ - vòng/phút) 701.00 701.00 140.20 43.81
Mô-men xoắn ($T$ - N.mm) 34603.72 34194.57 162799.57 464311.80

Phần 2: Thiết kế bộ truyền xích (bộ truyền ngoài)

Bộ truyền xích đặt ngoài hộp giảm tốc sử dụng loại xích ống con lăn một dãy. Các bước tính toán và lựa chọn thông số bao gồm:

  • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $Z_1 = 29 - 2u = 29 - 2 \times 3.2 \approx 23$ răng; đĩa lớn $Z_2 = u \times Z_1 = 3.2 \times 23 = 73.6 \to$ chọn $Z_2 = 74$ răng. Tỷ số truyền thực $u_t = 74/23 = 3.217$ (sai lệch $\Delta u = 0.5% < 4%$).
  • Xác định bước xích: Dựa trên công suất tính toán $P_t = P \times k \times k_n \times k_z$ (với các hệ số điều kiện làm việc $k_a=1, k_b=1.3, k_c=1.25, k_d=1.2, k_{dc}=1.25, k_o=1 \to k=2.44$). Tra bảng chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 25.4\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 7.95\text{ mm}$, chiều dài ống $B = 22.61\text{ mm}$, công suất cho phép $[P] = 11\text{ kW} \ge P_t$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 40p = 1016\text{ mm}$; số mắt xích tính được $x = 134$ mắt. Tính lại khoảng cách trục chính xác $a = 1062.71\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Tải trọng phá hỏng $Q = 56.7\text{ kN}$, hệ số an toàn mỏi $s = 26.96 \ge [s] = 8.2$; kiểm tra số lần va đập $i = 3.84 \le [i] = 30$; ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích $\sigma_H = 437.2\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 550 - 650\text{ MPa}$.
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1831.76\text{ N}$.
Đại lượng bộ truyền xích Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Bước xích $p$ 25.4 mm
Số răng đĩa xích nhỏ / lớn $Z_1 / Z_2$ 23 / 74 răng
Khoảng cách trục $a$ 1062.71 mm
Số mắt xích $x$ 134 mắt
Đường kính vòng chia đĩa nhỏ / lớn $d_1 / d_2$ 186.54 / 598.48 mm
Đường kính đỉnh răng đĩa nhỏ / lớn $d_{a1} / d_{a2}$ 197.50 / 610.03 mm
Đường kính chân răng đĩa nhỏ / lớn $d_{f1} / d_{f2}$ 170.48 / 582.42 mm

Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bộ truyền nằm trong hộp giảm tốc kín, bôi trơn ngâm dầu:

  • Chọn vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 240$, $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{c1} = 450\text{ MPa}$. Bánh lớn dùng Thép 45X tôi cải thiện, độ rắn $HB_2 = 230$, $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{c2} = 650\text{ MPa}$.
  • Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 490.9\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 246.85\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 236.57\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục xác định theo độ bền tiếp xúc: $a_\omega = 120\text{ mm}$.
  • Thông số ăn khớp: Môđun pháp tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $Z_1 = 19$, bánh lớn $Z_2 = 95$ ($u = 5.0$, sai lệch $0%$); góc nghiêng răng $\beta = 18.19^\circ$ ($18^\circ 11'15''$); chiều rộng vành răng $b_\omega = 36\text{ mm}$.
  • Đường kính: Vòng chia $d_1 = 38\text{ mm}, d_2 = 190\text{ mm}$; vòng lăn $d_{\omega 1} = 40\text{ mm}, d_{\omega 2} = 200\text{ mm}$; vòng đỉnh $d_{a1} = 42\text{ mm}, d_{a2} = 194\text{ mm}$; vòng đáy $d_{f1} = 33\text{ mm}, d_{f2} = 185\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm: Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H = 432.74\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 490.9\text{ MPa}$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 47.92\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 42.64\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}]$.
  • Lực ăn khớp: Lực vòng $F_t = 1709.74\text{ N}$, lực hướng tâm $F_r = 689.39\text{ N}$, lực dọc trục $F_a = 561.80\text{ N}$.

Phần 4: Tính toán thiết kế trục

Tác giả phân loại trục thành trục truyền chịu uốn kết hợp xoắn, tính toán đường kính sơ bộ và khoảng cách giữa các điểm đặt lực dựa trên kích thước may-ơ, chiều rộng ổ lăn và khe hở vỏ hộp:

  • Trục I: Đường kính ngõng trục lắp khớp nối $d_2 = 17\text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 25\text{ mm}$, ngõng trục lắp bánh răng $d_3 = 30\text{ mm}$. Chiều dài nhịp gối đỡ $l_{11} = 51.5\text{ mm}$, khoảng vươn công-xôn $l_{12} = 43.75\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền mỏi tại tiết diện lắp bánh răng đạt hệ số an toàn $s = 6.37 \ge [s] = 1.5 - 2.5$; độ võng $f = 0.0028\text{ mm} \le [f] = 0.5\text{ mm}$; góc xoay tại ổ bi đỡ - chặn $\theta = 0.0002\text{ rad} \le [\theta] = 0.001\text{ rad}$.
  • Trục II: Đường kính ngõng trục lắp đĩa xích $d_2 = 28\text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ lăn $d_0 = d_1 = 35\text{ mm}$, ngõng trục lắp bánh răng $d_3 = 40\text{ mm}$. Chiều dài nhịp gối đỡ $l_{21} = 73.5\text{ mm}$, khoảng vươn công-xôn $l_{22} = 65.75\text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền mỏi tại tiết diện bánh răng đạt $s = 9.81$, tại tiết diện then đĩa xích đạt $s = 4.98$; độ võng $f = 0.0054\text{ mm} \le [f]$; góc xoay $\theta = 0.0003\text{ rad} \le [\theta]$. Cả hai trục đều thỏa mãn điều kiện bền tĩnh và cứng xoắn ($\varphi < 30'/m$).

Phần 5: Tính chọn then

Mối ghép then bằng được lựa chọn dựa trên đường kính các đoạn trục tương ứng theo tiêu chuẩn TCVN:

  • Bánh răng trục I ($d = 30\text{ mm}$): Tiết diện then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, rãnh trên trục $t_1 = 4\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 2.8\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 28\text{ mm}$.
  • Bánh răng trục II ($d = 40\text{ mm}$): Tiết diện then $b \times h = 12 \times 8\text{ mm}$, rãnh trên trục $t_1 = 5\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 3.3\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 45\text{ mm}$.
  • Đĩa xích trục II ($d = 28\text{ mm}$): Tiết diện then $b \times h = 8 \times 7\text{ mm}$, rãnh trên trục $t_1 = 4\text{ mm}$, trên lỗ $t_2 = 2.8\text{ mm}$, chiều dài then $l_t = 36\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập tính toán $\sigma_d \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c \le [\tau_c] = 40 - 60\text{ MPa}$ (đã giảm $1/3$ do va đập nhẹ) trên toàn bộ các mối ghép đều thỏa mãn.

Phần 6 và 7: Tính chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp và bôi trơn

  • Chọn ổ lăn: Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng xuất hiện lực dọc trục $F_a = 561.80\text{ N}$, tác giả chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy. Trên trục I ($d = 25\text{ mm}$), chọn ổ cỡ trung hẹp mã hiệu 46305 với các thông số: đường kính ngoài $D = 62\text{ mm}$, bề rộng $B = 17\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 2\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 22.9\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 15.0\text{ kN}$. Tuổi thọ tính toán $L = 403.78$ triệu vòng. Tải trọng quy ước động $Q_d = 766.99\text{ N} \to C_d \le C$; tải trọng tĩnh $Q_t = 694.65\text{ N} \le C_0$, đảm bảo ổ không bị mỏi hay biến dạng dẻo. Trục II sử dụng ổ bi đỡ - chặn ngõng $d = 35\text{ mm}$.
  • Kết cấu vỏ hộp: Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám, chia làm 2 nửa (thân và nắp) liên kết bằng bu-lông. Thiết kế bao gồm các gân tăng cứng, vòng chắn dầu, nắp quan sát, nút thông hơi, que thăm dầu và nút tháo dầu.
  • Bôi trơn: Bánh răng trong hộp được bôi trơn ngâm dầu (vận tốc vòng $v = 1.47\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$), mức dầu ngập chiều cao chân răng bánh lớn. Ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ kỹ thuật chuyên dụng, định kỳ bổ sung qua nắp ổ.

Phần 8: Dung sai lắp ghép

Tác giả quy định các kiểu lắp tiêu chuẩn nhằm đảm bảo khả năng tháo lắp, định tâm và truyền tải:

  • Vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản: Sai lệch trục chọn k6 hoặc m6.
  • Vòng ngoài ổ lăn lắp vào thân hộp theo hệ thống trục cơ bản: Lỗ thân hộp chọn H7 hoặc Js7.
  • Bánh răng và đĩa xích lắp lên trục dùng mối ghép then có độ dôi nhẹ hoặc trung gian: $H7/k6$ hoặc $H7/js6$.
  • Dung sai rãnh then trên trục và may-ơ tuân thủ cấp chính xác $P9/h9$ và $Js9/h9$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn quy trình tính toán hệ thống dẫn động xích tải Đề 3.7 với các kết quả cụ thể:

Cụm kết cấu Thông số kỹ thuật cốt lõi Giá trị nghiệm thu Trạng thái kỹ thuật
Động cơ điện Mã hiệu / Công suất / Tốc độ 4A112MB8Y3 / $3\text{ kW}$ / $701\text{ vg/ph}$ Đạt công suất và mô-men
Bộ truyền xích Loại / Bước xích / Số răng đĩa Xích con lăn / $p=25.4\text{ mm}$ / $Z_1=23, Z_2=74$ $s = 26.96 \ge [s]$
Bánh răng nghiêng Khoảng cách trục / Mô-đun / Góc $\beta$ $a_\omega=120\text{ mm}$ / $m=2\text{ mm}$ / $\beta=18.19^\circ$ $\sigma_H = 432.74 < 490.9\text{ MPa}$
Trục I Đường kính các đoạn trục ($d_2/d_0/d_3$) $17\text{ mm} / 25\text{ mm} / 30\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s = 6.37$
Trục II Đường kính các đoạn trục ($d_2/d_0/d_3$) $28\text{ mm} / 35\text{ mm} / 40\text{ mm}$ Hệ số an toàn mỏi $s = 4.98$
Then dẫn động Then bánh răng trục I & II, then xích $8\times 7\text{ mm}, 12\times 8\text{ mm}, 8\times 7\text{ mm}$ Đạt bền dập và bền cắt
Ổ lăn trục I Chủng loại / Mã hiệu ổ Ổ bi đỡ - chặn / 46305 Đạt tải động và tĩnh ($C_d \le C$)

Về giải pháp kết cấu và đóng góp:

  • Đưa ra phương án phân phối tỷ số truyền hợp lý ($u_{br} = 5, u_x = 3.20$), giúp tối ưu hóa kích thước vỏ hộp giảm tốc và giảm bớt kích thước hướng tâm của đĩa xích lớn.
  • Ứng dụng phương pháp bố trí ổ bi đỡ - chặn để triệt tiêu hiệu quả tải trọng dọc trục $F_a = 561.80\text{ N}$ do góc nghiêng răng sinh ra, đảm bảo độ cứng vững của trục trong điều kiện va đập nhẹ và môi trường làm việc có bụi.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế của đồ án: Quá trình thiết kế chủ yếu dựa trên các bảng tra cứu hệ số thực nghiệm và công thức bán giải tích truyền thống; chưa áp dụng phương pháp mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để phân tích tập trung ứng suất tại các góc lượn trục hoặc phân bố ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng.
  • Hướng phát triển: Tác giả đề xuất tiếp tục bổ sung các ý kiến phản biện từ giảng viên hướng dẫn để hoàn thiện bản vẽ lắp tổng thể và bản vẽ chi tiết gia công; mở rộng kiểm nghiệm nhiệt cho hộp giảm tốc và khảo sát các phương án tối ưu hóa khối lượng kết cấu thân hộp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu này là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Cơ sở thiết kế máy hoặc Đồ án tốt nghiệp hệ dẫn động cơ khí.
  • Các kỹ sư thiết kế máy công nghiệp cần mẫu tính toán chuẩn xác từng bước từ tính chọn động cơ điện, bộ truyền ngoài (xích), bộ truyền trong (bánh răng nghiêng 1 cấp), biểu đồ nội lực trục, then, ổ lăn đến vỏ hộp và dung sai lắp ghép.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ dẫn động xích tải Đề 3.7 là loại nào và có thông số ra sao? Động cơ được chọn là động cơ điện 3 pha không đồng bộ rotor lồng sóc mã hiệu 4A112MB8Y3, có công suất định mức $P_{dc} = 3\text{ kW}$, tốc độ quay đồng bộ $n_{db} = 750\text{ vòng/phút}$, tốc độ quay danh định $n_{dc} = 701\text{ vòng/phút}$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống là bao nhiêu và được phân phối như thế nào? Tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống là $u_t = 15.99$. Tỷ số truyền được phân phối cho: khớp nối đàn hồi $u_{kn} = 1.0$, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng $u_{br} = 5.0$, và bộ truyền xích ngoài $u_x = 3.20$.

3. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục và các thông số ăn khớp chính là bao nhiêu? Khoảng cách trục là $a_\omega = 120\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh dẫn $Z_1 = 19$, bánh bị dẫn $Z_2 = 95$, góc nghiêng răng $\beta = 18.19^\circ$, chiều rộng vành răng $b_\omega = 36\text{ mm}$.

4. Ổ lăn trên trục I được chọn là loại ổ gì và kích thước danh nghĩa ra sao? Trục I sử dụng cặp ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp mã hiệu 46305, có kích thước đường kính ngõng trục $d = 25\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 62\text{ mm}$, bề rộng $B = 17\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 22.9\text{ kN}$ và tải tĩnh $C_0 = 15.0\text{ kN}$.

5. Kết quả kiểm nghiệm bền mỏi của trục I và trục II có thỏa mãn điều kiện an toàn không? Hệ số an toàn bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1.5 - 2.5$. Cụ thể, trục I tại tiết diện lắp bánh răng đạt $s = 6.37$; trục II tại tiết diện lắp đĩa xích đạt $s = 4.98$ và tại tiết diện bánh răng đạt $s = 9.81$, đảm bảo an toàn mỏi tuyệt đối.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" (Đề 3.7) của sinh viên Nguyễn Xuân Nam đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán động học, động lực học và thiết kế kết cấu cơ khí theo đúng quy chuẩn kỹ thuật. Mọi thông số từ động cơ 4A112MB8Y3, bộ truyền xích bước $p = 25.4\text{ mm}$, cặp bánh răng trụ răng nghiêng $a_\omega = 120\text{ mm}$, hệ trục bậc, then và ổ bi đỡ - chặn 46305 đều được kiểm nghiệm thỏa mãn các tiêu chuẩn bền tiếp xúc, bền uốn, bền mỏi và độ cứng vững. Đây là bản thuyết minh kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn xác về mặt số liệu, có giá trị ứng dụng và tham khảo cao trong lĩnh vực thiết kế chi tiết máy.