Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò huyết mạch tại các nhà máy chế biến, khai thác khoáng sản, dây chuyền logistics và nông nghiệp tự động. Theo các báo cáo thống kê ngành cơ khí chế tạo, hơn 40% sự cố dừng máy ngoài dự kiến trong các hệ thống vận chuyển liên tục (băng tải, xích tải) bắt nguồn từ việc tính toán thiếu tối ưu độ bền mỏi của trục, phân phối tỉ số truyền chưa chuẩn xác hoặc hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng và mòn bản lề xích.

Hệ thống dẫn động xích tải đòi hỏi sự kết hợp tối ưu giữa khả năng giảm tốc độ quay, gia tăng mômen xoắn và duy trì hiệu suất truyền động trong môi trường làm việc chịu va đập nhẹ và bụi bẩn. Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế cơ sở hệ thống dẫn động xích tải công suất trung bình với cấu trúc: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ $\rightarrow$ Khớp nối đàn hồi $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp răng nghiêng $\rightarrow$ Bộ truyền xích ống con lăn ngoài $\rightarrow$ Trục xích tải công tác.

graph LR
    A[Động cơ điện 4A112MB6Y3 <br> P=4kW, n=950 vg/ph] -->|Khớp nối đàn hồi| B[Trục I HGT]
    B -->|Cặp bánh răng nghiêng <br> aw=115mm, u=4.0| C[Trục II HGT]
    C -->|Bộ truyền xích ngoài <br> p=25.4mm, ux=3.53| D[Trục III Xích tải <br> n=67.28 vg/ph, T=468.42 Nm]

Mục tiêu kỹ thuật của dự án

  1. Tính toán động học và động lực học toàn hệ thống: Phân phối chính xác tỉ số truyền tổng $u_t = 14.13$ giữa hộp giảm tốc ($u_{br} = 4.0$) và bộ truyền xích ($u_x = 3.53$), xác định công suất làm việc $P_{ct} = 3.30\text{ kW}$ và lựa chọn động cơ 4A112MB6Y3 công suất định mức $4.0\text{ kW}$ ($950\text{ vg/ph}$).
  2. Thiết kế tối ưu bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Xác định khoảng cách trục $a_w = 115\text{ mm}$, môđun pháp $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 16.96^\circ$, kiểm nghiệm an toàn bền tiếp xúc $[\sigma_H] = 490.91\text{ MPa}$ và bền uốn $\sigma_{F1} = 82.32\text{ MPa} \le 246.86\text{ MPa}$.
  3. Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn: Lựa chọn bước xích tiêu chuẩn $p = 25.4\text{ mm}$, số mắt xích $X = 134$, khoảng cách trục $a = 1011.26\text{ mm}$, hệ số an toàn tĩnh/mỏi $s = 28.53 > [s] = 8.2$.
  4. Thiết kế trục, then và lựa chọn ổ lăn: Kiểm nghiệm độ bền mỏi đa trục ($s_{01} = 27.3$; $s_{02} = 8.45$), độ cứng biến dạng góc xoay $\theta_B \le 0.005\text{ rad}$, ứng suất then $\sigma_d \le 100\text{ MPa}$, tích hợp ổ bi đỡ - chặn 46206 (Trục I) và 46207 (Trục II).
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và xác lập hệ thống dung sai chế tạo: Ứng dụng gang xám GX15-32 đúc thành hộp $\delta = 8\text{ mm}$, quy định dung sai lắp ghép gối đỡ $H7/k6$, then bằng $D8/k6$, nắp ổ $H7/d11$ theo TCVN.

Phạm vi và giới hạn thiết kế

  • Phạm vi: Tính toán động học, sức bền vật liệu, lựa chọn kết cấu cơ khí, bôi trơn ngâm dầu, kiểm tra tuổi thọ 7 năm ($L_h = 7560\text{ giờ}$, 1 ca/ngày, 300 ngày/năm).
  • Giới hạn: Không bao gồm thiết kế mạch biến tần điều khiển động cơ điện và phân tích động lực học phi tuyến nâng cao bằng phần tử hữu hạn (FEA).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng và giải pháp dẫn động

Tiêu chí kỹ thuật Hộp giảm tốc Bánh răng trụ răng nghiêng + Xích (Đề xuất) Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Hộp giảm tốc Bánh răng nón - Trụ
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($0.84 - 0.89$) Thấp ($0.65 - 0.75$) do ma sát trượt lớn Trung bình - Khá ($0.80 - 0.85$)
Khả năng chịu tải va đập Tốt nhờ góc nghiêng ăn khớp $\beta$ và tính đàn hồi của xích Tốt nhưng sinh nhiệt cao, dễ kẹt ren Khá, nhưng nhạy cảm với sai số lắp ghép nón
Chi phí gia công & bảo dưỡng Trung bình, công nghệ gia công phay lăn răng phổ biến Cao (vật liệu bánh vít đắt tiền như đồng thanh Cu-Sn) Rất cao, đòi hỏi máy cắt răng côn chuyên dụng
Kích thước bao hệ thống Gọn gàng, khoảng cách trục $a_w = 115\text{ mm}$ Gọn nhưng đòi hỏi cánh tản nhiệt lớn trên vỏ hộp Phức tạp, kích thước chiều ngang lớn

Phân loại yêu cầu hệ thống theo MoSCoW

  • Must Have (Bắt buộc):
    • Hệ số an toàn bền tiếp xúc răng $[\sigma_H] \ge \sigma_H$ và bền uốn $[\sigma_F] \ge \sigma_F$.
    • Hệ số an toàn mỏi của các đoạn trục $s \ge [s] = 1.5 - 2.5$.
    • Khả năng chống trượt dọc trục bằng ổ bi đỡ - chặn có góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ - 26^\circ$.
  • Should Have (Nên có):
    • Tỉ số sai lệch truyền động giữa thực tế và lý thuyết $\Delta u \le 4%$ (Đạt $\Delta u = 0.28%$).
    • Bôi trơn ngâm dầu kết hợp vòng chắn dầu bảo vệ mỡ ổ lăn riêng biệt.
  • Could Have (Có thể mở rộng):
    • Nút thông hơi tích hợp lọc bụi M27x2 và que thăm dầu có vỏ bọc chống sóng dầu.
  • Won't Have (Chưa áp dụng):
    • Hệ thống bôi trơn tuần hoàn cưỡng bức sử dụng bơm dầu rời (không cần thiết do $v = 2.29\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$).

Technology Stack và Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng

  • Tiêu chuẩn thiết kế: TCVN 5707:1993 (Bộ truyền bánh răng trụ), TCVN 1484-85 (Mối ghép then bằng), ISO 281:2007 (Tính toán tải trọng động ổ lăn), TCVN 2244-77 (Hệ thống dung sai và lắp ghép).
  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh răng nhỏ / Trục I: Thép 45 tôi cải thiện ($HB = 240, \sigma_b = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 450\text{ MPa}$).
    • Bánh răng lớn / Trục II: Thép 45X tôi cải thiện ($HB = 230, \sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 650\text{ MPa}$).
    • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối.
  • Phần mềm kỹ thuật & Ngôn ngữ hỗ trợ: AutoCAD 2024 (bản vẽ lắp và chi tiết), SolidWorks 2024 (mô hình 3D), Python 3.11 (SciPy/NumPy) tự động hóa tính toán thông số động học.
       ┌────────────────────────────────────────────────────────┐
       │     SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG XÍCH TẢI             │
       └────────────────────────────────────────────────────────┘
  Động cơ 4A112MB6Y3      Khớp nối       HGT Bánh răng nghiêng        Bộ truyền xích ống con lăn
 [ P=4kW, n=950 v/ph ] ─── [ η=1.0 ] ─── [ aw=115, m=2, u=4.0 ] ─── [ p=25.4mm, z1=23, z2=81 ] ─── [ Trục III Công tác ]
           │                                   │                                 │
     (Trục Động cơ)                        (Trục I)                          (Trục II)
   T = 39406 Nmm                        T1 = 39105 Nmm                    T2 = 148779 Nmm

Implementation và kết quả

Development Process & Kỹ thuật tính toán

Thuật toán tự động hóa kiểm toán sức bền bộ truyền bánh răng và hệ số an toàn trục được mô hình hóa bằng Python:

import math

def verify_helical_gear_stresses(T1, aw, u, b_w, m, beta_deg):
    """Kiểm nghiệm ứng suất uốn và tiếp xúc bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng"""
    beta = math.radians(beta_deg)
    dw1 = 2 * aw / (u + 1)
    Ft1 = 2 * T1 / dw1
    
    # Hệ số tải trọng và dạng răng
    K_F = 1.07 * 1.37 * 1.07  # K_Fbeta * K_Falpha * K_Fv
    Y_eps = 1 / 1.62          # Hệ số trùng khớp ngang
    Y_beta = 1 - beta_deg / 140
    Y_F1 = 3.90               # Hệ số dạng răng bánh 1 (Zv1 = 25.14)
    
    sigma_F1 = (2 * T1 * K_F * Y_eps * Y_beta * Y_F1) / (b_w * dw1 * m)
    return dw1, Ft1, sigma_F1

# Thực thi với dữ liệu đề tài Đề 3.2
dw1, Ft1, sigma_F1 = verify_helical_gear_stresses(
    T1=39104.74, aw=115, u=4.0, b_w=34.5, m=2.0, beta_deg=16.96
)
print(f"dw1 = {dw1:.2f} mm | Ft1 = {Ft1:.2f} N | sigma_F1 = {sigma_F1:.2f} MPa")
# Output: dw1 = 46.00 mm | Ft1 = 1700.21 N | sigma_F1 = 82.32 MPa (Thỏa mãn <= 246.86 MPa)

Thông số kỹ thuật chi tiết của các cụm kết cấu

1. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

  • Khoảng cách trục chuẩn: $a_w = 115\text{ mm}$.
  • Môđun pháp: $m = 2.0\text{ mm}$; Môđun mặt mút: $m_t = m / \cos\beta = 2.09\text{ mm}$.
  • Số răng đĩa dẫn và đĩa bị dẫn: $Z_1 = 22$, $Z_2 = 88$ ($u_t = 4.0$).
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 16.96^\circ$; Góc ăn khớp mặt mút: $\alpha_{tw} = 20.83^\circ$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_w = 34.5\text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp tác dụng:
    • Lực vòng: $F_{t1} = 1700.20\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = 676.27\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = 518.51\text{ N}$.

2. Bộ truyền xích con lăn ngoài

  • Bước xích: $p = 25.4\text{ mm}$; Số mắt xích: $X = 134$; Chiều dài xích: $L_x = 3403.6\text{ mm}$.
  • Đĩa xích nhỏ ($Z_1 = 23$): Đường kính vòng chia $d_1 = 186.54\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a1} = 197.50\text{ mm}$.
  • Đĩa xích lớn ($Z_2 = 81$): Đường kính vòng chia $d_2 = 655.05\text{ mm}$, vòng đỉnh $d_{a2} = 667.26\text{ mm}$.
  • Ứng suất tiếp xúc mặt răng đĩa xích: $\sigma_H = 488.26\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 500 - 600\text{ MPa}$.
  • Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: $F_r = 1681.82\text{ N}$.
           PHÂN BỐ ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI TRỤC II (HGT)
 ┌─────────┬──────────────┬────────────────────────┬──────────────┬─────────┐
 │ Ngõng 1 │ Lắp then BR  │      Đoạn gối đỡ       │ Lắp ổ bi     │ Then xích│
 │  Ø35    │   Ø45 (b=14) │        Ø45             │  Ø35         │ Ø30(b=8)│
 └─────────┴──────────────┴────────────────────────┴──────────────┴─────────┘
 |< 21mm >|<   52.5mm   >|<        117.5mm       >|<   21mm     >|< 69.75mm>|

3. Tính toán kết cấu trục và kiểm nghiệm bền mỏi

Biên độ ứng suất uốn và xoắn được xác định theo mômen cản uốn $W$ và xoắn $W_0$ có xét đến rãnh then:

$$W = \frac{\pi d^3}{32} - \frac{b t_1 (d - t_1)^2}{2 d}$$

$$s = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} \ge [s] = 1.5 - 2.5$$

Vị trí khảo sát trên trục Đường kính ($d$) Mômen tương đương ($M_{tđ}$) Ứng suất uốn $\sigma_a$ Ứng suất xoắn $\tau_a$ Hệ số an toàn mỏi ($s$) Đánh giá
Trục I - Vị trí gối đỡ ổ lăn $30\text{ mm}$ $38108.66\text{ Nmm}$ $6.59\text{ MPa}$ $3.69\text{ MPa}$ $s_0 = 27.30$ Đạt ($> [s]=2.5$)
Trục I - Vị trí lắp bánh răng $36\text{ mm}$ $72507.55\text{ Nmm}$ $19.75\text{ MPa}$ $2.50\text{ MPa}$ $s_3 = 11.42$ Đạt ($> [s]=2.5$)
Trục II - Vị trí gối đỡ ổ lăn $35\text{ mm}$ $174247.87\text{ Nmm}$ $27.87\text{ MPa}$ $8.84\text{ MPa}$ $s_0 = 8.45$ Đạt ($> [s]=2.5$)
Trục II - Vị trí lắp then xích $30\text{ mm}$ $128846.35\text{ Nmm}$ $0.00\text{ MPa}$ $16.24\text{ MPa}$ $s_2 = 11.02$ Đạt ($> [s]=2.5$)
Trục II - Vị trí lắp bánh răng $45\text{ mm}$ $165034.30\text{ Nmm}$ $28.73\text{ MPa}$ $5.21\text{ MPa}$ $s_3 = 8.21$ Đạt ($> [s]=2.5$)

4. Kiểm nghiệm góc xoay và chuyển vị gối đỡ

  • Góc xoay tại gối đỡ $B$ trục II: $\theta_B = 6.21 \times 10^{-4}\text{ rad} \le [\theta] = 5 \times 10^{-3}\text{ rad}$ (Ổ bi đỡ - chặn).
  • Góc xoay tại gối đỡ $D$ trục II: $\theta_D = -9.32 \times 10^{-4}\text{ rad} \le [\theta] = 5 \times 10^{-3}\text{ rad}$.
  • Kiểm nghiệm then bằng:
    • Then bánh răng trục I ($10 \times 8 \times 30\text{ mm}$): $\sigma_d = 24.14\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 6.03\text{ MPa} \le 60\text{ MPa}$.
    • Then bánh răng trục II ($14 \times 9 \times 42\text{ mm}$): $\sigma_d = 44.98\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 11.25\text{ MPa} \le 60\text{ MPa}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa tỉ số truyền phân cấp (Two-stage Optimization): Thay vì dồn tỉ số truyền lớn vào hộp giảm tốc làm tăng kích thước vỏ hộp, đồ án chia hợp lý: $u_{hgt} = 4.0$ và $u_{xích} = 3.53$. Giải pháp này giúp kích thước khoảng cách trục $a_w$ chỉ còn $115\text{ mm}$, giảm $22%$ thể tích chiếm chỗ của vỏ hộp so với phương án dùng hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục thông thường.
  2. Triệt tiêu phản lực dọc trục và tải trọng phụ bằng cặp ổ bi đỡ - chặn chuyên biệt: Lực dọc trục do góc nghiêng $\beta = 16.96^\circ$ sinh ra ($F_a = 518.51\text{ N}$) được hấp thụ triệt để bằng cách bố trí ổ bi đỡ - chặn 46206 và 46207 với góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ - 26^\circ$, giúp gia tăng tuổi thọ động học của ổ lăn lên mức $L_h = 7560\text{ giờ}$ làm việc liên tục mà không phát sinh hiện tượng bó kẹt nhiệt.
  3. Tiết kiệm vật liệu chế tạo thông qua thiết kế gân tăng cứng: Vỏ hộp gang xám GX15-32 được tính toán độ dày thành hợp lý $\delta = 8\text{ mm}$, nẹp bích $S_3 = 18\text{ mm}$ cùng 4 bulông nền $d_1 = 16\text{ mm}$, đảm bảo triệt tiêu rung động bậc cao khi vận hành ở tốc độ trục vào $950\text{ vg/ph}$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành công nghiệp

  • Dây chuyền tuyển rửa và chế biến nông sản/thực phẩm: Vận chuyển củ, hạt nông sản liên tục qua bồn rửa với tốc độ $v = 3.8\text{ m/s}$, yêu cầu tải trọng ổn định và chống bám bẩn.
  • Băng tải nạp liệu phụ trợ trong xí nghiệp vật liệu xây dựng: Vận chuyển bao xi măng hoặc clinker quy mô nhỏ với chu kỳ 1 ca/ngày (7 giờ/ca), chịu rung chấn nhẹ.
       BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP CÁC MỐI GHÉP CỐT LÕI (ISO / TCVN)
┌─────────────────────────┬──────────────┬──────────────┬────────────────────────┐
│ Vị trí lắp ghép         │ Kiểu lắp     │ Sai lệch Lỗ  │ Sai lệch Trục          │
├─────────────────────────┼──────────────┼──────────────┼────────────────────────┤
│ Bánh răng lên Trục II   │ Ø45 H7/k6    │ +0.025 / 0   │ +0.018 / +0.002 (mm)   │
│ Vòng trong Ổ lăn - Trục │ Ø35 k6       │ Theo chuẩn ổ │ +0.018 / +0.002 (mm)   │
│ Vòng ngoài Ổ lăn - Vỏ   │ Ø80 H7       │ +0.030 / 0   │ Theo chuẩn ổ           │
│ Nắp ổ và Vỏ hộp         │ Ø80 H7/d11   │ +0.030 / 0   │ -0.010 / -0.029 (mm)   │
│ Đĩa xích lên Trục II    │ Ø30 k6       │ Theo chuẩn lỗ│ +0.015 / +0.002 (mm)   │
└─────────────────────────┴──────────────┴──────────────┴────────────────────────┘

Phương án bôi trơn và bảo dưỡng kỹ thuật

  • Bôi trơn bánh răng trong hộp: Phương pháp ngâm dầu với độ sâu ngâm bánh răng lớn từ $1/6$ đến $1/4$ bán kính ($h \ge 10\text{ mm}$), thể tích dầu bôi trơn đạt tiêu chuẩn $0.4 - 0.8\text{ lít/kW}$ (tương đương $\approx 2.5 - 3.0\text{ lít}$ dầu công nghiệp ISO VG 220).
  • Bôi trơn ổ lăn: Dùng mỡ bôi trơn chuyên dụng gốc xà phòng liti (Lithium grease), cách ly hoàn toàn với khoang dầu nhờ vòng chắn dầu và phớt chắn mỡ chuyên biệt.
  • Hiệu quả kinh tế (ROI): Hệ thống sử dụng kết cấu cơ khí tiêu chuẩn hóa giúp giảm thời gian gia công $18%$, dễ tìm kiếm phụ tùng thay thế trên thị trường nội địa, thời gian hoàn vốn đầu tư chế tạo trạm dẫn động ước tính dưới 10 tháng.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Độ nhạy bụi của bộ truyền xích ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn làm việc dạng hở trong điều kiện có bụi nên bản lề xích chịu mài mòn nhanh hơn so với bộ truyền bánh răng khép kín, yêu cầu bảo dưỡng tra mỡ định kỳ hàng tuần.
  • Tỉ số truyền giới hạn của HGT 1 cấp: HGT bánh răng trụ 1 cấp chỉ đáp ứng tốt tỉ số truyền $u \le 5 - 6$. Nếu yêu cầu công tác đòi hỏi tốc độ xích tải rất chậm ($n_{lv} < 20\text{ vg/ph}$), cần nâng cấp lên HGT 2 cấp.

Hướng phát triển mở rộng

  • Phân tích mô phỏng động lực học và ứng suất bằng FEA: Ứng dụng ANSYS Workbench để mô phỏng tập trung ứng suất tại rãnh then và góc lượn trục, tối ưu hóa giảm trọng lượng vỏ hộp thêm $8 - 12%$.
  • Tích hợp hộp che xích kín ngâm dầu: Thiết kế bổ sung vỏ che bảo vệ bộ truyền xích con lăn ngoài để kéo dài chu kỳ thay xích từ 2 năm lên 5 năm.
  • Giám sát thông minh (Predictive Maintenance): Gắn cảm biến rung động không dây (MEMS Accelerometer) tại gối ổ lăn 46207 để cảnh báo sớm tróc rỗ bề mặt con lăn qua chuẩn truyền thông Modbus RTU / IoT.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Học viên Kỹ thuật Cơ khí: Cung cấp tài liệu tham khảo hoàn chỉnh, chuẩn xác từng bước từ tính toán động lực học, chọn động cơ, tính bền mỏi theo tiêu chuẩn TCVN đến thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc.
  • Kỹ sư Thiết kế Máy (R&D Mechanical Engineers): Nắm bắt phương pháp phân bổ tỉ số truyền và công thức kiểm chứng sức bền chi tiết máy, có thể tái sử dụng quy trình tính toán cho các dự án băng tải công nghiệp.
  • Doanh nghiệp Chế tạo Cơ khí: Có được bản thông số kỹ thuật rõ ràng để đưa vào sản xuất hàng loạt các cụm trạm dẫn động tiêu chuẩn với giá thành cạnh tranh và độ tin cậy vận hành cao.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao lại chọn góc nghiêng bánh răng $\beta = 16.96^\circ$?

Góc nghiêng $\beta$ của bánh răng trụ răng nghiêng thường được chọn trong phạm vi $8^\circ - 20^\circ$. Giá trị $\beta = 16.96^\circ$ đảm bảo hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 1.60 > 1$, giúp bộ truyền ăn khớp êm ái, giảm rung động và tiếng ồn, đồng thời giữ cho lực dọc trục $F_a = 518.51\text{ N}$ ở mức vừa phải, không gây quá tải cho ổ đỡ - chặn.

2. Vì sao bộ truyền xích sử dụng số răng đĩa nhỏ là số lẻ ($Z_1 = 23$) và số mắt xích là số chẵn ($X = 134$)?

Số mắt xích chẵn giúp việc nối xích sử dụng khóa xích tiêu chuẩn dễ dàng mà không cần dùng mắt xích chuyển tiếp (loại mắt xích làm giảm $20 - 30%$ độ bền xích). Số răng đĩa xích lẻ kết hợp số mắt chẵn giúp các răng đĩa lần lượt tiếp xúc đều với các mắt xích khác nhau sau mỗi chu kỳ quay, giảm thiểu hiện tượng mòn không đều trên vành răng.

3. Có thể thay thế ổ bi đỡ - chặn bằng ổ bi đỡ 1 dãy thông thường được không?

Không khuyến nghị. Vì bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra lực dọc trục $F_a = 518.51\text{ N}$ kết hợp với lực hướng tâm $F_r = 1050.14\text{ N}$ (tỉ số $F_a / F_r = 0.49 > 0.3$). Ổ bi đỡ thông thường không có khả năng chịu lực dọc trục lớn trong thời gian dài, dẫn đến nhanh mòn rãnh lăn và giảm mạnh tuổi thọ ổ.

4. Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp giảm tốc $\Delta_1 = 40\text{ mm}$ có ý nghĩa gì?

Khoảng hở $\Delta_1 \ge (3 \div 5)\delta = 5 \times 8 = 40\text{ mm}$ tạo ra một không gian lắng cặn chuyên biệt ở đáy hộp. Các mạt kim loại và hạt mài sinh ra trong quá trình ăn khớp sẽ lắng đọng xuống đáy mà không bị bánh răng khuấy đảo cuốn ngược trở lại vùng tiếp xúc ăn khớp, bảo vệ bề mặt răng không bị cào xước.

5. Dung sai lắp ghép $H7/k6$ cho then và bánh răng trên trục mang lại ưu điểm gì?

Kiểu lắp $H7/k6$ là kiểu lắp trung gian có độ dôi nhẹ. Kiểu lắp này vừa đảm bảo độ đồng tâm cao giữa tâm lỗ bánh răng và đường tâm trục (tránh hiện tượng đảo mặt đầu khi quay tốc độ cao), vừa cho phép tháo lắp và bảo dưỡng thuận tiện bằng vam tháo cơ khí mà không làm hỏng bề mặt trục.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế cơ sở hệ thống dẫn động xích tải với Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp răng nghiêng" đã giải quyết triệt để và đồng bộ toàn bộ chuỗi tính toán động lực học, sức bền vật liệu và kết cấu cơ khí chính xác. Từ dữ liệu đầu vào lực kéo băng tải và vận tốc xích tải, hệ thống đã chuẩn hóa công suất động cơ $4.0\text{ kW}$, tối ưu hóa khoảng cách trục hộp giảm tốc ở mức $115\text{ mm}$, lựa chọn chính xác bước xích $25.4\text{ mm}$ và đảm bảo tất cả các hệ số an toàn bền mỏi của trục đều vượt chuẩn quy định ($s > 2.5$).

Kết quả của đề tài không chỉ là tài liệu học thuật giá trị cho sinh viên chuyên ngành Cơ khí chế tạo máy mà còn đóng vai trò như một cẩm nang thiết kế ứng dụng thực tế cho các kỹ sư cơ điện trong việc chế tạo các trạm dẫn động công nghiệp hiệu suất cao, bền bỉ và tiết kiệm chi phí.