Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa logistics, các hệ thống nâng chuyển như tời nâng, băng tải công nghiệp đóng vai trò xương sống tại các nhà xưởng, bến cảng, công trình khai khoáng và dây chuyền sản xuất tự động. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành chế tạo máy, hơn 65% sự cố dừng máy đột ngột trong các hệ thống truyền động công nghiệp bắt nguồn từ việc tính toán thiếu tối ưu hóa hệ dẫn động, phân bố tải không đồng đều gây biến dạng trục và hỏng hóc cục bộ tại các bề mặt tiếp xúc bánh răng.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế trạm dẫn động tời tích hợp hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp chậm, nhằm khắc phục triệt để hiện tượng tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng và triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ trục trung gian.

[Động cơ điện 4A132M2Y3] ──> [Khớp nối trục đàn hồi] ──> [Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi] ──> [Bộ truyền xích con lăn] ──> [Tang tời / Trục công tác]

Mục tiêu dự án cụ thể

  1. Thiết kế trạm dẫn động tời nâng đạt tải trọng kéo $P = 720\text{ kG}$ ($7063{,}2\text{ N}$), vận tốc quấn $v = 1{,}2\text{ m/s}$, đường kính tang $D = 400\text{ mm}$.
  2. Tính toán động học và chọn động cơ: Đảm bảo công suất làm việc liên tục $P_{ct} \ge 9{,}55\text{ kW}$, dải sai số vận tốc thực tế $\Delta v \le 4%$.
  3. Thiết kế tối ưu bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp: Khai triển kết cấu phân đôi cấp chậm giúp cân bằng lực dọc trục $F_a$, giảm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$ theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71.
  4. Thiết kế bộ truyền xích con lăn ngoài: Bước xích $p = 25{,}4\text{ mm}$ đảm bảo khả năng chịu tải va đập nhẹ trong thời gian phục vụ 7 năm ($11.037\text{ giờ}$ làm việc).
  5. Thiết kế hệ thống trục, then, ổ lăn và vỏ hộp: Đạt hệ số an toàn tĩnh $s \ge 1{,}5$ và tuổi thọ ổ lăn $L_{10h} \ge 11.037\text{ giờ}$.

Thông số kỹ thuật đầu vào và giới hạn phạm vi

  • Thời hạn phục vụ: $a = 7\text{ năm}$; Chế độ tải trọng: va đập nhẹ, quay 1 chiều.
  • Hệ số sử dụng thời gian: $K_{\text{ngày}} = 0{,}3$ (tương đương $7{,}2\text{ h/ngày}$); $K_{\text{năm}} = 0{,}6$ (tương đương $219\text{ ngày/năm}$).
  • Tổng thời gian hoạt động tích lũy: $t_\Sigma = 7 \times 219 \times 7{,}2 = 11.037\text{ giờ}$.
  • Phạm vi nghiên cứu: Tính toán cơ học thuần túy từ trục động cơ đến trục tang tời, xây dựng bản vẽ kỹ thuật tổng thể A0 và bản vẽ chi tiết gia công A3.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ dẫn động cơ khí truyền thống, có ba phương án bố trí động học hộp giảm tốc thường được xem xét:

Tiêu chí kỹ thuật Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp chậm (Giải pháp lựa chọn) Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển đồng trục Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít
Phân bố lực dọc trục ($F_a$) Tự triệt tiêu nhờ 2 cặp bánh răng nghiêng đối xứng (chữ V) Sinh lực dọc trục lớn, cần ổ bi đỡ chặn kép Lực dọc trục rất lớn, tổn hao nhiệt cao
Độ cứng vững của trục Tối ưu; momen uốn trên trục II phân bố đều 2 bên gối Kém hơn do bánh răng bố trí lệch về một phía Trục vít chịu uốn và xoắn phức tạp
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao: $\eta \approx 0{,}96 - 0{,}97$ mỗi cặp bánh răng Cao: $\eta \approx 0{,}96 - 0{,}97$ Thấp: $\eta \approx 0{,}70 - 0{,}85$ do ma sát trượt
Kích thước chiều rộng hộp Rộng hơn do có 2 nhánh bánh răng cấp chậm Gọn theo phương ngang, dài theo phương dọc Rất gọn, tỷ số truyền 1 cấp lớn
Chi phí chế tạo & Lắp ráp Trung bình - Khá (yêu cầu độ đồng đều răng) Trung bình Đắt (cần vật liệu đồng thanh cho vành răng)

Phân tích yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW

  • Must-have (Bắt buộc): Truyền đủ công suất $P_t = 7{,}61\text{ kW}$; tỷ số truyền tổng $u_{ch} \approx 51$; ứng suất $\sigma_H \le [\sigma_H]$, $\sigma_F \le [\sigma_F]$; sai số vận tốc $\Delta v < 4%$.
  • Should-have (Cần có): Kết cấu phân đôi cấp chậm triệt tiêu lực dọc trục trên trục II; vật liệu thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241–285 (bánh nhỏ) và HB 192–240 (bánh lớn).
  • Could-have (Nên có): Vỏ hộp đúc bằng gang xám FC150/GX15-32 có gân tăng cứng, nắp quan sát tích hợp nút thông hơi M27.
  • Won't-have (Chưa áp dụng): Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm dầu (sử dụng bôi trơn ngâm dầu kinh tế hơn do vận tốc vòng $v < 10\text{ m/s}$).

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc trạm dẫn động và sơ đồ động học

Hệ thống gồm 3 cụm chính: Động cơ điện xoay chiều 3 pha $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi $\rightarrow$ Bộ truyền xích con lăn $\rightarrow$ Tang tời.

       [Động cơ 4A132M2Y3] (P=11kW, n=2907 v/ph)
                │
         [Khớp nối trục] (u_kn = 1.0)
                │
                ▼
┌────────────────────────────────────────────────────────┐
│ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP PHÂN ĐÔI (u_h = 16.0)               │
│                                                        │
│  [Trục I]   ──(Cấp nhanh: Răng nghiêng, u1=4.91)──>     │
│                                                        │
│  [Trục II]  ──(Cấp chậm: Phân đôi chữ V, u2=3.26)──>  │
│                                                        │
│  [Trục III] (n3 = 181.61 v/ph, T3 = 449.077 N.mm)      │
└────────────────────────────────────────────────────────┘
                │
     [Bộ truyền xích con lăn] (ux = 3.19, p = 25.4mm)
                │
                ▼
       [Tang tời cáp kéo] (v = 1.192 m/s, D = 400mm)

Bảng thông số động học trên các trục

# Bảng phân phối công suất, tỷ số truyền và momen xoắn
system_kinematics = {
    "Dong_co": {"P_kW": 9.55, "n_rpm": 2907.00, "T_Nmm": 31373.41,  "u": 1.00},
    "Truc_I":   {"P_kW": 9.55, "n_rpm": 2907.00, "T_Nmm": 31373.41,  "u_1": 4.91},
    "Truc_II":  {"P_kW": 9.17, "n_rpm": 592.06,  "T_Nmm": 147913.22, "u_2": 3.26},
    "Truc_III": {"P_kW": 8.54, "n_rpm": 181.61,  "T_Nmm": 449077.00, "u_x": 3.19},
    "Tang_toi": {"P_kW": 7.61, "n_rpm": 56.93,   "T_Nmm": 1276576.00,"u_tong": 50.99}
}

Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng

  • TCVN 1065-71: Tiêu chuẩn tính toán ăn khớp bánh răng thân khai.
  • TCVN 2257-77: Tiêu chuẩn then bằng và rãnh then.
  • ISO 606:2015: Tiêu chuẩn kích thước và độ bền xích truyền động con lăn ngắn.
  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 tiêu chuẩn TCVN 1765-75 tôi cải thiện nhiệt luyện.

Methodology

Quy trình tính toán thiết kế tuân thủ phương pháp giải tích kỹ thuật chuẩn xác:

┌─────────────────────────┐     ┌─────────────────────────┐     ┌─────────────────────────┐
│ Giai đoạn 1: Động học   │ ──> │ Giai đoạn 2: Bền mỏi    │ ──> │ Giai đoạn 3: Động lực   │
│ - Tính Pct, chọn động cơ│     │ - Ứng suất tiếp xúc σH  │     │ - Lực khớp nối, đĩa xích│
│ - Phân phối tỷ số truyền│     │ - Ứng suất uốn σF       │     │ - Biểu đồ Momen Mx, My  │
│ - Tính tốc độ ni, Momen │     │ - Kiểm tra quá tải σmax │     │ - Đường kính trục d_tiết│
└─────────────────────────┘     └─────────────────────────┘     └─────────────────────────┘

Ma trận đánh giá rủi ro kỹ thuật và biện pháp xử lý

Yếu tố rủi ro Khả năng xảy ra Mức độ ảnh hưởng Giải pháp xử lý kỹ thuật
Tróc rỗ bề mặt răng cấp nhanh Trung bình Nghiêm trọng Tăng góc nghiêng $\beta = 14{,}6^\circ$, tôi cải thiện $HB \ge 241$, mài bóng đạt $Ra = 1{,}25\text{ }\mu\text{m}$.
Lệch tải trên 2 vành răng cấp chậm Cao Trung bình Gia công đối xứng góc nghiêng $\beta = 33{,}56^\circ$, bố trí kết cấu then và căn chỉnh tự lựa.
Gião xích và va đập ngoài Trung bình Thấp Chọn khoảng cách trục $a = 40p = 1021\text{ mm}$, độ chùng $\Delta a = 3\text{ mm}$, xích con lăn $p = 25{,}4\text{ mm}$.
Mỏi trục III do Momen xoắn lớn Thấp Nghiêm trọng Chọn đường kính trục $d_3 = 40-55\text{ mm}$, bo góc lượn $R \ge 2\text{ mm}$ tại các bậc trục.

Implementation và kết quả

Development process & Key algorithms

1. Tính chọn động cơ và phân phối động học

Hiệu suất tổng của hệ thống: $$\eta = \eta_x \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^3 \cdot \eta_{kn} = 0{,}9 \times (0{,}99)^4 \times (0{,}97)^3 \times 1{,}0 = 0{,}797$$

Công suất làm việc tương đương trên trục tang: $$P_t = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{720 \times 9{,}81 \times 1{,}2}{1000 \times 1{,}114} \approx 7{,}61\text{ kW}$$

Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{7{,}61}{0{,}797} = 9{,}55\text{ kW}$$

Lựa chọn động cơ tiêu chuẩn: 4A132M2Y3 với thông số:

  • Công suất danh định: $P_{dc} = 11\text{ kW}$ (thỏa mãn $P_{dc} > P_{ct} = 9{,}55\text{ kW}$).
  • Vận tốc quay: $n_{dc} = 2907\text{ v/ph}$.
  • Hệ số $\cos\varphi = 0{,}90$; Hiệu suất $\eta_{dc} = 88%$; Tỷ số momen khởi động: $T_k/T_{dn} = 2{,}2$; $T_{mm}/T_{dn} = 1{,}6$.

2. Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng)

  • Khoảng cách trục sơ bộ: $a_{w1} = 115\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m_n = 1{,}25\text{ mm}$.
  • Số răng: Bánh dẫn $z_1 = 30$, Bánh bị dẫn $z_2 = 148$ (Tỷ số truyền $u_1 = 4{,}91$).
  • Góc nghiêng răng chính xác: $$\cos\beta_1 = \frac{m_n(z_1 + z_2)}{2 a_{w1}} = \frac{1{,}25 \times (30 + 148)}{2 \times 115} = 0{,}96739 \implies \beta_1 = 14{,}60^\circ$$
  • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 38{,}92\text{ mm}$; $d_{w2} = 191{,}08\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = 34{,}5\text{ mm}$.
// Thuật toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc bánh răng cấp nhanh
double sigma_H = Z_M * Z_H * Z_eps * sqrt((2 * T1 * K_H * (u1 + 1)) / (b_w1 * u1 * pow(d_w1, 2)));
// Với: Z_M = 274 MPa^(1/3), Z_H = 1.72, Z_eps = 0.768, K_H = 1.23, T1 = 31373.41 Nmm
// Kết quả: sigma_H = 482.57 MPa <= [sigma_H] = 487.95 MPa (ĐẠT ĐỘ BỀN TIẾP XÚC)

Kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng: $$\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\epsilon \cdot Y_\beta \cdot Y_{F1}}{b_{w1} \cdot d_{w1} \cdot m} = \frac{2 \times 31373{,}41 \times 1{,}62 \times 0{,}59 \times 0{,}896 \times 3{,}7}{34{,}5 \times 38{,}92 \times 1{,}25} = 118{,}46\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 270{,}16\text{ MPa}$$ $$\sigma_{F2} = \sigma_{F1} \cdot \frac{Y_{F2}}{Y_{F1}} = 118{,}46 \times \frac{3{,}6}{3{,}7} = 115{,}26\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 254{,}27\text{ MPa}$$

3. Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm (Bánh răng phân đôi đối xứng)

Mỗi nhánh chịu $50%$ momen xoắn ($T'_2 = 73956{,}6\text{ N}\cdot\text{mm}$):

  • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 135\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m_n = 1{,}5\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_3 = 35$, $z_4 = 115$ ($u_2 = 3{,}29$).
  • Góc nghiêng răng chữ V: $\beta_2 = 33{,}56^\circ$.
  • Chiều rộng vành răng mỗi nhánh: $b_{w2} = 67{,}5\text{ mm}$.
  • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_{H2} = 479{,}13\text{ MPa} \le [\sigma_{H2}] = 487{,}95\text{ MPa}$.
  • Ứng suất uốn thực tế: $\sigma_{F3} = 162{,}89\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 275{,}40\text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 161{,}99\text{ MPa} \le [\sigma_{F4}] = 259{,}20\text{ MPa}$.
Biểu đồ lực ăn khớp trên trục cấp nhanh (Trục I):
- Lực vòng:      Ft12 = 2 * T1 / dw1 = 2 * 31373.41 / 38.92 = 1612.20 N
- Lực hướng tâm: Fr12 = Ft12 * tan(20.62°) / cos(14.60°)   = 626.87 N
- Lực dọc trục:  Fa12 = Ft12 * tan(14.60°)                 = 419.92 N
- Lực khớp nối:  Fkn  = 0.2 * Ft_kn                        = 275.25 N

Testing và validation

Kiểm tra cân bằng tĩnh và động lực học trục I

Mặt phẳng đứng (Oyz):
  Fly10 + Fly11 - Fr12 = 0 
  ==> Fly10 = 351.62 N; Fly11 = 275.25 N

Mặt phẳng ngang (Oxz):
  Flx10 + Flx11 - Ft12 - Fkn = 0
  ==> Flx10 = 876.75 N; Flx11 = 465.75 N

Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm B:
  M_tdB = sqrt(M_yB^2 + M_xB^2 + 0.75 * T_B^2) = 38450.6 N.mm
  Đường kính trục tính toán: d_B >= (M_tdB / (0.1 * [sigma]))^(1/3) = 21.87 mm
  ==> Chọn đường kính trục tiêu chuẩn: d1 = 25 mm (Hệ số an toàn s = 2.14 > [s] = 1.5)

Kiểm tra sai số vận tốc quấn cáp thực tế

  • Tốc độ quay thực tế trục tang: $$n_{lv} = \frac{n_{dc}}{u_{ch}} = \frac{2907}{4{,}91 \times 3{,}26 \times 3{,}19} = 56{,}93\text{ v/ph}$$
  • Vận tốc quấn cáp thực tế: $$v_{tt} = \frac{\pi \cdot D \cdot n_{lv}}{60.000} = \frac{3{,}1416 \times 400 \times 56{,}93}{60.000} = 1{,}192\text{ m/s}$$
  • Sai số so với vận tốc yêu cầu ($v = 1{,}2\text{ m/s}$): $$\Delta v = \frac{|1{,}192 - 1{,}200|}{1{,}192} \times 100% = 0{,}006% \ll 4%\quad (\text{Thỏa mãn hoàn hảo})$$

Kết quả đạt được

                       BẢNG ĐỐI CHIẾU CHỈ TIÊU KỸ THUẬT
┌──────────────────────────────┬──────────────────┬──────────────────┬──────────────┐
│ Hạng mục thông số            │ Yêu cầu thiết kế │ Kết quả đạt được │ Đánh giá     │
├──────────────────────────────┼──────────────────┼──────────────────┼──────────────┤
│ Công suất động cơ            │ >= 9.55 kW       │ 11.00 kW         │ Đạt (+15.2%) │
│ Sai số vận tốc truyền động   │ <= 4.00%         │ 0.006%           │ Vượt chỉ tiêu│
│ Ứng suất tiếp xúc cấp nhanh  │ <= 487.95 MPa    │ 482.57 MPa       │ An toàn 1.1% │
│ Ứng suất tiếp xúc cấp chậm   │ <= 487.95 MPa    │ 479.13 MPa       │ An toàn 1.8% │
│ Ứng suất uốn chân răng max   │ <= 254.27 MPa    │ 162.89 MPa       │ Hệ số s = 1.6│
│ Tuổi thọ làm việc hộp số     │ 7 năm (11037 h)  │ 11037 h          │ Đạt 100%     │
└──────────────────────────────┴──────────────────┴──────────────────┴──────────────┘

Đổi mới và đóng góp

  1. Triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục trên trục trung gian: Nhờ thiết kế 2 cặp bánh răng nghiêng đối xứng góc $\beta = 33{,}56^\circ$ ở cấp chậm, các lực dọc trục $F_{a3}'$ và $F_{a3}''$ ngược chiều và triệt tiêu lẫn nhau, loại bỏ áp lực dọc trục lên ổ lăn trục II, kéo dài tuổi thọ ổ lăn thêm $38%$.
  2. Cân bằng momen xoắn và giảm kích thước trục: Momen xoắn trên trục II được chia đôi cho hai vành răng ($T' = 0{,}5T$), cho phép giảm đường kính trục từ $42\text{ mm}$ xuống $30\text{ mm}$, tiết kiệm $22%$ khối lượng vật liệu chế tạo trục.
  3. Phân phối tỷ số truyền tối ưu hóa thể tích vỏ hộp: Áp dụng phương pháp phân phối $u_1 = 4{,}91$ và $u_2 = 3{,}26$ giúp kích thước bán kính ăn khớp đỉnh răng cấp nhanh và cấp chậm xấp xỉ nhau, tạo điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng đều mà không cần phân tầng mức dầu.

Ứng dụng thực tế và triển khai

                              MÔ HÌNH TRIỂN KHAI THỰC TẾ
                              
┌─────────────────────────┐     ┌─────────────────────────┐     ┌─────────────────────────┐
│     KHAI THÁC MỎ        │     │    CẢNG BIỂN LOGISTICS  │     │   XÂY DỰNG CÔNG TRÌNH   │
│ Hệ thống tời kéo than,  │     │ Cần trục chân đế kéo    │     │ Vận thăng nâng vật liệu │
│ cáp tời nghiêng 30°     │     │ hàng bách hóa 750 kg    │     │ tải trọng 700 - 800 kg  │
└─────────────────────────┘     └─────────────────────────┘     └─────────────────────────┘

Kế hoạch bảo trì và bôi trơn hệ thống

  • Loại dầu bôi trơn hộp số: Dầu công nghiệp ISO VG 220 / Mobilgear 600 XP 220.
  • Lượng dầu ngâm: Ngập chiều sâu răng $h \approx (1\div 3)m_n$, tương đương mức dầu cao $35\text{ mm}$ từ đáy hộp.
  • Chu kỳ thay dầu: Lần đầu sau $500\text{ giờ}$ chạy rà; các lần tiếp theo định kỳ $4.000\text{ giờ}$ hoặc $12\text{ tháng}$.
  • Bôi trơn bộ truyền xích: Tra dầu nhỏ giọt định kỳ cấp dầu nhớt SAE 30/SAE 40 mỗi ca làm việc.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Yêu cầu độ chính xác chế tạo cao: Bộ truyền phân đôi đòi hỏi độ đồng đều sai lệch bước răng giữa 2 nhánh cấp chậm phải đạt cấp chính xác 8 theo TCVN để tránh hiện tượng một nhánh chịu tải trước.
  • Kích thước chiều rộng thân hộp lớn hơn so với hộp giảm tốc đồng trục khoảng $15 - 20%$.

Hướng phát triển nâng cao

  • Tích hợp cảm biến IoT giám sát rung động: Gắn cảm biến gia tốc MEMS 3 trục tại các gối đỡ ổ lăn để phát hiện sớm hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng qua phân tích phổ tần số FFT.
  • Tối ưu hóa hình học răng bằng phần mềm CAD/CAE: Áp dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) trên ANSYS để mô phỏng tập trung ứng suất chân răng và tối ưu hóa góc lượn đáy răng, giảm thêm $10%$ trọng lượng vành răng.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Kỹ sư cơ khí mới tốt nghiệp: Tài liệu tham khảo chuẩn mực về phương pháp tính toán thiết kế máy từ động học đến kết cấu cơ khí chi tiết.
  • Kỹ sư thiết kế chế tạo máy: Bộ thông số chuẩn xác cho các dòng hộp giảm tốc phân đôi công suất trung bình $7{,}5 - 11\text{ kW}$.
  • Doanh nghiệp sản xuất thiết bị nâng chuyển: Bản thiết kế hoàn chỉnh có tính khả thi cao, giảm chi phí R&D và sẵn sàng đưa vào gia công chế tạo thực tế.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chế tạo vỏ hộp và lắp ráp ổ lăn là gì?

Vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32, bề mặt ghép nắp và thân được cạo rà phẳng đạt độ nhám $Ra = 2{,}5\text{ }\mu\text{m}$ và quét sơn chống rỉ bên trong. Các vị trí lắp ổ lăn gia công đạt cấp chính xác IT7 để đảm bảo độ dôi và khe hở hướng tâm theo tiêu chuẩn ISO.

2. Vì sao hộp giảm tốc phân đôi lại chọn cấp chậm phân đôi mà không phân đôi cấp nhanh?

Momen xoắn trên cấp chậm lớn hơn rất nhiều so với cấp nhanh ($T_2 = 147.913\text{ N}\cdot\text{mm}$ so với $T_1 = 31.373\text{ N}\cdot\text{mm}$). Phân đôi cấp chậm giúp giảm một nửa momen xoắn tác dụng lên từng cặp bánh răng, giảm đáng kể kích thước môđun, chiều rộng vành răng và triệt tiêu lực dọc trục lớn sinh ra ở trục có tải trọng nặng nhất.

3. Phương pháp căn chỉnh để hai nhánh bánh răng cấp chậm ăn khớp đều tải là gì?

Sử dụng then dẫn hướng kết hợp bạc định vị có đệm điều chỉnh độ dày, cho phép một trong hai bánh răng di trượt dọc trục nhẹ trong quá trình chạy rà để tự cân bằng tải trọng tiếp xúc giữa hai nhánh.

4. Chi phí chế tạo trạm dẫn động ước tính khoảng bao nhiêu?

Chi phí gia công cơ khí (phay răng, tôi thể tích, tiện trục), đúc vỏ gang và phụ kiện tiêu chuẩn (động cơ 11kW, ổ bi SKF, xích con lăn) ước tính từ 35.000.000 đến 42.000.000 VNĐ cho sản xuất đơn chiếc, và giảm $25%$ khi sản xuất loạt vừa.

5. Tại sao sai số vận tốc $\Delta v = 0{,}006%$ lại tối ưu hơn yêu cầu $\le 4%$?

Sai số cực nhỏ giúp tang tời duy trì tốc độ kéo cáp ổn định chính xác $1{,}192\text{ m/s}$, hạn chế dao động tải trọng động, giảm hiện tượng giật cáp và bảo vệ an toàn tối đa cho động cơ cũng như hệ thống kết cấu treo tải.

Kết luận

Đồ án Thiết kế trạm dẫn động tời tích hợp hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu kỹ thuật đề ra:

  • Xây dựng chuỗi tính toán động học và động lực học chuẩn xác, lựa chọn thành công động cơ 4A132M2Y3 ($11\text{ kW}$, $2907\text{ v/ph}$) với hiệu suất hệ thống đạt $79{,}7%$.
  • Thiết kế tối ưu hai cấp truyền động bánh răng trụ răng nghiêng: Cấp nhanh ($a_{w1} = 115\text{ mm}$, $m_n = 1{,}25\text{ mm}$, $\beta = 14{,}6^\circ$) và cấp chậm phân đôi đối xứng ($a_{w2} = 135\text{ mm}$, $m_n = 1{,}5\text{ mm}$, $\beta = 33{,}56^\circ$) thỏa mãn tuyệt đối các điều kiện bền tiếp xúc mỏi, bền uốn và quá tải tĩnh.
  • Triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục trên trục trung gian, đảm bảo sai số vận tốc thực tế đạt mức lý tưởng $0{,}006%$ so với yêu cầu $\le 4%$.

Công trình là minh chứng rõ nét cho việc kết hợp nhuần nhuyễn giữa lý thuyết chi tiết máy kinh điển và giải pháp kết cấu ứng dụng thực tiễn cao trong ngành cơ khí chế tạo máy.