Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án môn học "Nguyên lý chi tiết máy" với đề tài "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" do sinh viên Trần Đắc Bình (lớp KT CĐT-K54, Khoa Cơ khí và Công nghệ, Trường Đại học Nông Lâm Huế) thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Đỗ Minh Cường vào năm 2022.

Bối cảnh kỹ thuật của đề tài xuất phát từ yêu cầu thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cho cơ cấu công tác là băng tải xích. Trong ngành chế tạo máy và kỹ thuật cơ điện tử, việc tính toán động học và động lực học, lựa chọn vật liệu, thiết kế hình học các bộ truyền và kiểm nghiệm độ bền của các chi tiết máy là giai đoạn nền tảng nhằm bảo đảm hệ thống vận hành an toàn, tin cậy và đạt hiệu suất tối ưu.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu được văn bản xác định cụ thể gồm 6 nội dung chính:

  1. Xác định công suất và số vòng quay yêu cầu trên trục động cơ điện, lựa chọn động cơ điện tiêu chuẩn đáp ứng điều kiện làm việc.
  2. Phân phối tỷ số truyền chung của hệ thống cho các bộ truyền thành phần (hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp và bộ truyền xích ngoài).
  3. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền xích ống con lăn dẫn động ngoài hộp giảm tốc (xác định bước xích, số răng đĩa xích, khoảng cách trục, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền kéo).
  4. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp trong hộp giảm tốc (chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính toán mô-đun, khoảng cách trục, các thông số hình học ăn khớp, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn).
  5. Thiết kế kết cấu trục (trục I và trục II), chọn then bằng, kiểm nghiệm độ bền dập và cắt của then, phân tích sơ đồ đặt lực, vẽ biểu đồ mô-men uốn - xoắn và kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi.
  6. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn đỡ trục, tính chọn khớp nối trục đàn hồi, xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ (nắp quan sát, que thăm dầu, nút thông hơi, nút tháo dầu, chốt định vị, hệ thống bôi trơn).

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ dẫn động cơ khí theo phương án sơ đồ Đề số II.3, bao gồm động cơ điện, nối trục đàn hồi, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp, bộ truyền xích ống con lăn và bộ phận công tác (băng tải).
  • Phạm vi thông số kỹ thuật đầu vào:
    • Lực kéo xích tải: $F = 1100\text{ N}$
    • Vận tốc xích tải: $v = 1,3\text{ m/s}$
    • Đường kính xích đĩa: $D = 350\text{ mm}$
    • Thời gian phục vụ yêu cầu: $L_h = 9000\text{ giờ}$
    • Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ, làm việc 2 ca/ngày

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án sử dụng khung lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống theo tiêu chuẩn cơ khí Việt Nam (TCVN) và sổ tay kỹ thuật chuyên ngành, chủ yếu dựa trên tài liệu chuẩn "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1 và Tập 2) của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển:

  • Khung lý thuyết và mô hình tính toán:

    • Lý thuyết động học và động lực học máy: Quan hệ giữa công suất, hiệu suất, vận tốc góc, tỷ số truyền và mô-men xoắn trên các trục truyền động.
    • Lý thuyết độ bền tiếp xúc mặt răng (theo chuẩn Hertz) và độ bền uốn chân răng (theo chuẩn Lewis/tiêu chuẩn ISO/TCVN) trong thiết kế bộ truyền bánh răng.
    • Tiêu chuẩn tính toán mòn và độ bền va đập của bộ truyền xích con lăn.
    • Phương pháp giải tích sức bền vật liệu: Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học, xác định phản lực liên kết tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn ($M_x, M_y$), mô-men xoắn ($T$) và tính toán mô-men tương đương ($M_{tđ}$).
    • Thuyết bền mỏi cho chi tiết quay chịu tải trọng chu kỳ thay đổi đối xứng hoặc mạch động (xác định hệ số an toàn $s$).

  • Phương pháp nghiên cứu:

    • Phương pháp tính toán giải tích: Áp dụng hệ thống công thức giải tích chuẩn để tính toán tuần tự các kích thước hình học, ứng suất sinh ra và hệ số an toàn.
    • Phương pháp tra cứu và chuẩn hóa công nghiệp: Sử dụng bảng tra cứu tiêu chuẩn để chọn động cơ điện, ổ bi đỡ chặn/đỡ trục, bulông, đai ốc, dung sai lắp ghép và kích thước kết cấu đúc của vỏ hộp.
    • Phương pháp kiểm nghiệm an toàn: So sánh các giá trị ứng suất tính toán với ứng suất cho phép, hệ số an toàn tính toán với hệ số an toàn cho phép để đưa ra kết luận về tính khả thi của kết cấu.

  • Nguồn dữ liệu: Các bảng số liệu thực nghiệm, đồ thị hệ số tải trọng động, hệ số tập trung ứng suất, cơ tính vật liệu thép 40, thép 50, thép 45 và gang xám được trích xuất từ tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí".

Nội dung chính theo từng chương

Phần I: Tính toán động lực hệ dẫn động cơ khí

Phần này tập trung vào việc xác định các thông số kỹ thuật đầu vào, công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên từng trục của hệ dẫn động:

  • Công suất làm việc của bộ phận công tác: Tính từ lực kéo và vận tốc xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1100 \cdot 1,3}{1000} = 1,43\text{ kW}$$
  • Hiệu suất chung của hệ thống: Tính toán qua hiệu suất của các bộ truyền và cặp ổ đỡ: $$\eta = \eta_{br} \cdot \eta_x \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{nt} = 0,97 \cdot 0,96 \cdot 0,99^3 \cdot 1 \approx 0,903$$ (trong đó hiệu suất bộ truyền bánh răng $\eta_{br} = 0,97$, bộ truyền xích $\eta_x = 0,96$, 1 cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,99$, khớp nối trục $\eta_{nt} = 1$).
  • Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{1,43}{0,903} = 1,58\text{ kW}$$
  • Vận tốc quay trục công tác và tỷ số truyền: Số vòng quay trục công tác $n_{lv} = \frac{60000 \cdot 1,3}{\pi \cdot 350} \approx 71\text{ vòng/phút}$. Chọn sơ bộ tỷ số truyền bộ truyền xích $u_x = 4$, bánh răng $u_{br} = 5$, suy ra tỷ số truyền chung sơ bộ $u_{sb} = 20$. Vận tốc quay sơ bộ trục động cơ $n_{sb} = 20 \cdot 71 = 1420\text{ vòng/phút}$.
  • Chọn động cơ điện: Chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ vỏ nhôm mã hiệu 4AX90L4Y3 với các thông số: công suất định mức $P_{đc} = 2,20\text{ kW}$, vận tốc quay định mức $n_{đc} = 1420\text{ vòng/phút}$, $\cos\varphi = 0,83$, hiệu suất $80%$, tỷ số mô-men khởi động $T_K/T_{dn} = 2,0$, tỷ số mô-men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.
  • Phân phối tỷ số truyền và xác định thông số trên các trục:
    • Tỷ số truyền thực tế: $u_{ht} = 20$, trong đó $u_{br} = 5$, $u_x = 4$, $u_{nt} = 1$.
    • Trục I: $P_I = 1,56\text{ kW}$, $n_I = 1420\text{ vòng/phút}$, mô-men xoắn $T_I = 10491\text{ N.mm}$.
    • Trục II: $P_{II} = 1,50\text{ kW}$, $n_{II} = 285\text{ vòng/phút}$, mô-men xoắn $T_{II} = 50263\text{ N.mm}$.
    • Trục công tác: $P_{ct} = 1,43\text{ kW}$, $n_{ct} = 71\text{ vòng/phút}$, mô-men xoắn $T_{ct} = 192345\text{ N.mm}$.

Phần II: Thiết kế các bộ truyền

Phần này giải quyết bài toán thiết kế chi tiết cho hai bộ truyền chính: bộ truyền xích ngoài và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc:

  • Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn:
    • Số răng đĩa xích: Đĩa nhỏ $Z_1 = 23$ răng, đĩa lớn $Z_2 = u_x \cdot Z_1 = 4 \cdot 23 = 92$ răng. Tỷ số truyền thực tế $u_t = 4$ (sai lệch $\Delta u = 0%$).
    • Bước xích tiêu chuẩn: Tính toán theo điều kiện độ bền mòn với công suất tính toán $P_t = 4,92\text{ kW} \le [P] = 8,38\text{ kW}$, chọn bước xích $p = 19,05\text{ mm}$, đường kính chốt $d_c = 5,96\text{ mm}$, chiều dài ống $B = 17,75\text{ mm}$.
    • Số mắt xích và khoảng cách trục: Số mắt xích $x = 137$ (chiều dài xích $L = 2609,8\text{ mm}$), khoảng cách trục sau khi giảm để tránh căng xích quá mức là $a = 723,82\text{ mm}$.
    • Kích thước đĩa xích: Đĩa 1 có đường kính vòng chia $d_1 = 139,9\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 148,1\text{ mm}$, vòng chân $d_{f1} = 127,81\text{ mm}$. Đĩa 2 có đường kính vòng chia $d_2 = 557,9\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 567,1\text{ mm}$, vòng chân $d_{f2} = 545,84\text{ mm}$. Bán kính đáy răng $r = 6,03\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm xích: Hệ số an toàn về độ bền tĩnh $s = 33,3 > [s] = 9,3$; vật liệu đĩa xích làm bằng gang xám tôi ram đạt độ cứng HB 321...429, ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 550\text{ MPa}$ bảo đảm bền. Lực tác dụng lên trục $F_r = 212,1\text{ N}$.
  • Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
    • Lựa chọn vật liệu: Bánh răng nhỏ làm bằng thép 40 tôi cải thiện ($HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 700\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 400\text{ MPa}$); bánh răng lớn làm bằng thép 50 tôi thường hóa ($HB_2 = 180$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 640\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 350\text{ MPa}$).
    • Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 381,8\text{ MPa}$; ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 201,27\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 180,6\text{ MPa}$.
    • Thông số hình học ăn khớp: Mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $Z_1 = 18$, bánh lớn $Z_2 = 90$ ($u_t = 5, \Delta u = 0%$); khoảng cách trục $a_w = 108\text{ mm}$; hệ số dịch chỉnh $x_1 = x_2 = 0$; góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$; chiều rộng vành răng $b_w = 34,6\text{ mm}$. Đường kính vòng lăn $d_{w1} = 36\text{ mm}$, $d_{w2} = 180\text{ mm}$; vận tốc vòng $v = 2,6\text{ m/s}$.
    • Kiểm nghiệm sức bền: Ứng suất tiếp xúc tính toán $\sigma_H = 356,8\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 381,8\text{ MPa}$ (độ chênh lệch $6,86% < 10%$); ứng suất uốn tính toán $\sigma_{F1} = 20\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} \le [\sigma_{F2}]$ bảo đảm an toàn uốn và tiếp xúc. Lực ăn khớp gồm lực vòng $F_t = 582,8\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_r = 408,7\text{ N}$.

Phần III: Thiết kế các chi tiết đỡ, nối

Phần này trình bày tính toán thiết kế trục, chọn then, kiểm nghiệm bền mỏi và chọn gối đỡ ổ lăn cùng kết cấu vỏ hộp:

  • Vật liệu và kích thước sơ bộ trục: Chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15...30\text{ MPa}$. Đường kính sơ bộ trục I là $d_{sb1} = 20\text{ mm}$ (chọn $d_1 = 25\text{ mm}$); trục II phân đoạn từ $25\text{ mm}$ đến $35\text{ mm}$.
  • Phân tích lực và biểu đồ mô-men:
    • Trục I: Lực khớp nối $F_k = 90\text{ N}$, lực ăn khớp bánh răng $F_{t1} = 582,8\text{ N}$, $F_{r1} = 212,1\text{ N}$ (hoặc theo thành phần phân tích trên gối đỡ). Giải phương trình cân bằng tĩnh tìm được các phản lực $R_{Y0} = -92,7\text{ N}$, $R_{Y1} = -119,3\text{ N}$, $R_{X0} = 195,9\text{ N}$, $R_{X1} = 296,8\text{ N}$.
    • Đường kính các đoạn trục sau tính toán: Trục I có $d_1 = d_0 = 25\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_2 = 25\text{ mm}$ (lắp bánh răng), $d_3 = 20\text{ mm}$ (lắp khớp nối); Trục II có $d_4 = d_5 = 30\text{ mm}$ (lắp ổ lăn), $d_6 = 35\text{ mm}$ (lắp bánh răng), $d_7 = 25\text{ mm}$ (lắp đĩa xích).
  • Tính chọn then bằng:
    • Trục I: Vị trí lắp khớp nối ($d_3 = 20\text{ mm}$) dùng then bằng $b = 6\text{ mm}, h = 6\text{ mm}, t_1 = 3,5\text{ mm}, l_t = 30\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng ($d_2 = 25\text{ mm}$) dùng then dài $l_t = 20\text{ mm}$.
    • Trục II: Vị trí lắp đĩa xích ($d_7 = 25\text{ mm}$) dùng then $b = 8\text{ mm}, h = 7\text{ mm}, t_1 = 4\text{ mm}, l_t = 28\text{ mm}$; vị trí lắp bánh răng ($d_6 = 35\text{ mm}$) dùng then dài $l_t = 28\text{ mm}$. Các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.
  • Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
    • Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện nguy hiểm trục I đạt $s = 20,8 > [s] = 1,5...2,5$.
    • Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện nguy hiểm trục II đạt $s = 5,4 > [s] = 1,5...2,5$. Cả hai trục bảo đảm tuyệt đối về độ bền mỏi.
  • Tính chọn ổ lăn: Trục I sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung ký hiệu 1000904 với kích thước đường kính trong $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 37\text{ mm}$, chiều rộng $B = 9\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 0,5\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 5,14\text{ kN}$, khả năng tải tĩnh $C_0 = 3,12\text{ kN}$, cấp chính xác 0.
  • Kết cấu vỏ hộp và chi tiết phụ: Trình bày nguyên tắc chọn bề mặt ghép nắp và thân hộp, xác định chiều dày thành hộp, bulông ghép nắp - thân, bulông nền, nắp quan sát, que thăm dầu kiểm tra mức dầu bôi trơn, nút thông hơi, nút tháo dầu và chốt định vị hình nón.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành đầy đủ chuỗi tính toán kỹ thuật từ thông số công tác đầu vào đến việc định hình kích thước chi tiết cấu tạo của hệ thống dẫn động cơ khí:

Cụm kết cấu / Thông số Ký hiệu / Đại lượng Giá trị tính toán thực tế Đơn vị
Động cơ điện Mã hiệu tiêu chuẩn 4AX90L4Y3 -
Công suất định mức $P_{đc}$ 2,20 kW
Tốc độ quay định mức $n_{đc}$ 1420 vòng/phút
Hộp giảm tốc bánh răng trụ Khoảng cách trục $a_w$ 108 mm
Mô-đun răng $m$ 2,0 mm
Số răng bánh 1 / bánh 2 $Z_1 / Z_2$ 18 / 90 răng
Tỷ số truyền bánh răng $u_{br}$ 5,0 -
Chiều rộng vành răng $b_w$ 34,6 mm
Ứng suất tiếp xúc thực tế $\sigma_H$ 356,8 (cho phép 381,8) MPa
Ứng suất uốn bánh 1 $\sigma_{F1}$ 20,0 (cho phép 201,27) MPa
Bộ truyền xích ngoài Loại xích Xích ống con lăn 1 dãy -
Bước xích $p$ 19,05 mm
Số răng đĩa xích 1 / 2 $Z_1 / Z_2$ 23 / 92 răng
Tỷ số truyền xích $u_x$ 4,0 -
Khoảng cách trục xích $a$ 723,82 mm
Số mắt xích $x$ 137 mắt
Hệ số an toàn bền xích $s$ 33,3 (cho phép 9,3) -
Trục và ổ lăn Vật liệu chế tạo trục Thép 45 thường hóa -
Đường kính ngõng trục I / II $d_{I} / d_{II}$ 20 ÷ 25 / 25 ÷ 35 mm
Hệ số an toàn mỏi trục I $s_I$ 20,8 -
Hệ số an toàn mỏi trục II $s_{II}$ 5,4 -
Ổ lăn trục I Ký hiệu ổ lăn 1000904 (d=20, D=37, B=9) mm

Các giải pháp và kiến nghị kỹ thuật do tác giả đề xuất:

  • Vật liệu và nhiệt luyện: Lựa chọn thép 40 tôi cải thiện cho bánh nhỏ ($HB = 200$) và thép 50 thường hóa cho bánh lớn ($HB = 180$) bảo đảm độ chênh lệch độ cứng $HB_1 > HB_2$ từ 10 đến 20 đơn vị, giúp mòn đều trong quá trình ăn khớp; chọn thép 45 cho trục và gang xám tôi ram cho đĩa xích nhằm tối ưu hóa chi phí vật tư và khả năng gia công cắt gọt.
  • Hệ thống bôi trơn và bảo dưỡng: Kiến nghị phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng trong hộp và bôi trơn định kỳ bằng mỡ cho bộ truyền xích hở ngoài hộp; trang bị nút thông hơi để cân bằng áp suất bên trong vỏ hộp khi làm việc phát nhiệt và que thăm dầu để kiểm soát mức chất lỏng bôi trơn.
  • Đóng góp của đồ án: Cung cấp bộ thông số kích thước hình học chính xác, bảo đảm tính công nghệ trong chế tạo cơ khí, đồng thời kiểm chứng đầy đủ độ bền uốn, bền tiếp xúc, bền mỏi của các chi tiết máy theo các công thức giải tích chuẩn hóa, làm tiền đề cho việc xây dựng bản vẽ chế tạo và bản vẽ lắp tổng thể.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ quá trình tính toán trong đồ án được thực hiện dựa trên phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra cứu bảng biểu tĩnh, với giả định chế độ tải trọng tĩnh kèm va đập nhẹ. Đồ án chưa thực hiện mô phỏng số động lực học đa vật thể hoặc phân tích ứng suất - biến dạng bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) đối với vỏ hộp và các trục quay.
  • Hướng mở rộng: Mở rộng nghiên cứu sang mô hình hóa hình học 3D bằng các phần mềm CAD chuyên ngành (như SolidWorks, Autodesk Inventor), thực hiện mô phỏng phân bố trường nhiệt độ và độ biến dạng của vỏ hộp đúc, đồng thời tối ưu hóa khối lượng kết cấu hộp giảm tốc.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật: Ngành Kỹ thuật Cơ điện tử, Kỹ thuật Cơ khí, Công nghệ Chế tạo máy, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất:
    • Quy trình và biểu mẫu tính toán phân phối công suất, mô-men và số vòng quay trên các trục truyền động.
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi chi tiết trục có xét đến rãnh then và hệ số tập trung ứng suất.
    • Trình tự lựa chọn kích thước kết cấu tiêu chuẩn của vỏ hộp giảm tốc đúc 1 cấp bánh răng trụ.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động là loại nào và có thông số ra sao?
Động cơ điện được chọn là mã hiệu 4AX90L4Y3 với công suất định mức $2,20\text{ kW}$, vận tốc quay $1420\text{ vòng/phút}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,83$, hiệu suất $80%$, thỏa mãn điều kiện công suất yêu cầu ($P_{ct} = 1,58\text{ kW} \le 2,20\text{ kW}$) và số vòng quay sơ bộ ($n_{sb} = 1420\text{ vòng/phút}$).

2. Hộp giảm tốc bánh răng trụ trong đồ án có các thông số hình học cơ bản nào?
Hộp giảm tốc 1 cấp sử dụng bánh răng trụ răng thẳng có khoảng cách trục $a_w = 108\text{ mm}$, mô-đun $m = 2\text{ mm}$, số răng bánh nhỏ $Z_1 = 18$ răng, số răng bánh lớn $Z_2 = 90$ răng, tỷ số truyền $u_{br} = 5$, góc ăn khớp $\alpha = 20^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 34,6\text{ mm}$.

3. Bộ truyền xích ống con lăn ngoài hộp giảm tốc có bước xích và số mắt xích là bao nhiêu?
Bộ truyền xích có bước xích tiêu chuẩn $p = 19,05\text{ mm}$, số răng đĩa nhỏ $Z_1 = 23$, số răng đĩa lớn $Z_2 = 92$, số mắt xích chọn là $x = 137$ mắt (tương ứng chiều dài xích $L = 2609,8\text{ mm}$), khoảng cách trục tính toán sau hiệu chỉnh là $a = 723,82\text{ mm}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi của hai trục I và II có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Có. Hệ số an toàn mỏi tính toán tại tiết diện nguy hiểm trên trục I là $s = 20,8$ và trên trục II là $s = 5,4$. Cả hai giá trị này đều lớn hơn nhiều so với hệ số an toàn cho phép tiêu chuẩn $[s] = 1,5...2,5$, bảo đảm trục làm việc an toàn và không xảy ra phá hủy mỏi trong suốt thời gian phục vụ $9000\text{ giờ}$.

5. Ổ lăn trên trục I được lựa chọn theo mã hiệu và kích thước nào?
Trục I sử dụng ổ bi đỡ cỡ trung ký hiệu 1000904 (cấp chính xác 0) với kích thước đường kính trong $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 37\text{ mm}$, bề rộng ổ $B = 9\text{ mm}$, bán kính góc lượn $r = 0,5\text{ mm}$, khả năng tải động $C = 5,14\text{ kN}$ và tải tĩnh $C_0 = 3,12\text{ kN}$.

Kết luận

Đồ án "Tính toán và thiết kế động học hệ dẫn động cơ khí" của sinh viên Trần Đắc Bình đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp và bộ truyền xích ngoài. Toàn bộ các thông số động lực học, kích thước hình học bộ truyền, độ bền mỏi của trục, then và ổ lăn đều được tính toán rõ ràng, chính xác theo phương pháp giải tích và tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Kết quả nghiên cứu cung cấp cơ sở dữ liệu kỹ thuật đầy đủ, đáng tin cậy phục vụ công tác thiết kế chi tiết và chế tạo thử nghiệm trong chuyên ngành cơ khí chế tạo máy.