Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh nền công nghiệp chế tạo và tự động hóa tại Việt Nam đang tăng trưởng mạnh mẽ với tốc độ hơn 9.2%/năm, các hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò then chốt tại các dây chuyền sản xuất, băng tải vận chuyển vật liệu rời, trạm trộn bê tông và ngành luyện kim. Hệ thống dẫn động đóng vai trò cầu nối chuyển đổi năng lượng từ động cơ điện sang máy công tác, trong đó hộp giảm tốc là thiết bị quan trọng nhất giúp biến đổi vận tốc góc và tăng mô-men xoắn.

+------------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +------------------+
|  Động cơ điện    | ---> |  Bộ truyền đai    | ---> |   Hộp giảm tốc 2 cấp    | ---> |  Khớp nối &      |
|  AO2-32-4 (3 kW) |      |  thang loại A     |      |   (Côn - Trụ thẳng)     |      |  Tang băng tải   |
+------------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +------------------+

Vấn đề cốt lõi đặt ra trong kỹ thuật cơ khí là làm thế nào để thiết kế một hệ thống truyền động trung gian vừa đổi hướng truyền động 90° trong không gian hẹp, vừa đảm bảo khả năng chịu tải va đập nhẹ, hiệu suất truyền động cao, kết cấu nhỏ gọn và tuổi thọ vận hành tối thiểu 6.500 giờ làm việc liên tục. Đồ án môn học Cơ sở Thiết kế Máy tại Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng (SVTH: Lê Công Tuấn Anh, GVHD: PGS. Nguyễn Văn Yến) tập trung giải quyết bài toán tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ dẫn động hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp kết hợp bộ truyền đai ngoài.

Mục tiêu kỹ thuật của dự án

  1. Thiết kế hệ thống dẫn động đồng bộ: Tính chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối hợp lý tỉ số truyền chung $U = 17.875$ cho các bộ truyền cấp ngoài và cấp trong.
  2. Tính toán động học và động lực học: Xác định chính xác công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên tất cả 3 trục trung gian và trục công tác (tang băng tải $P_{tang} = 2.2\text{ kW}$, $n_{tang} = 80\text{ vòng/phút}$).
  3. Thiết kế chi tiết bộ truyền cơ khí: Tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và các thông số hình học cho bộ truyền đai thang loại A, cặp bánh răng nón răng thẳng (cấp nhanh) và cặp bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm).
  4. Tính toán tối ưu hóa hệ trục và chọn ổ lăn: Xác định đường kính trục theo độ bền mỏi, chọn then bằng theo TCVN 149-64 và chọn ổ đũa côn đỡ chặn chịu lực tổng hợp.
  5. Kiểm tra bôi trơn và ngâm dầu: Đảm bảo điều kiện ngâm dầu chung cho cả hai cấp bánh răng trong cùng một khoang vỏ hộp với mức chênh lệch dầu $\Delta h = 4.6\text{ mm} \ge 3\text{ mm}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong các dây chuyền dẫn động công nghiệp hiện nay, có ba phương án bố trí truyền động phổ biến để đổi phương truyền và giảm tốc:

Tiêu chí so sánh Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Hộp giảm tốc Bánh răng trụ 2 cấp + Cặp nón ngoài Hộp giảm tốc Côn - Trụ 2 cấp (Đề xuất)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Thấp ($0.65 - 0.75$), tổn thất nhiệt ma sát lớn Trung bình ($0.80 - 0.83$), bộ truyền ngoài hở dễ bám bụi Cao ($0.85 - 0.88$), làm việc êm trong môi trường kín
Khả năng đổi hướng 90° Có (truyền động giữa 2 trục chéo nhau) Cần bộ truyền côn ngoài cồng kềnh Tích hợp sẵn cấp bánh răng nón bên trong vỏ hộp
Độ bền tiếp xúc & Tuổi thọ Dễ bị mòn dính, vật liệu ren đồng đắt tiền Bánh răng trụ bền nhưng kết cấu không đối xứng Bánh răng thép tôi cải thiện, tuổi thọ $\ge 6500\text{ giờ}$
Chi phí chế tạo & Bảo dưỡng Cao do vật liệu hợp kim màu đặc thù Trung bình, nhiều cụm đỡ trục rời rạc Tối ưu hóa phôi đúc gang xám và thép kết cấu 45, 40, 35

Phân tích yêu cầu theo mô hình MoSCoW

  • Must Have (Bắt buộc): Đảm bảo công suất làm việc $P_{tang} = 2.2\text{ kW}$ tại $n = 80\text{ vòng/phút}$; hệ số an toàn mỏi của trục $n \ge [n] = 1.5 - 2.5$; ứng suất tiếp xúc chân răng thực tế nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma]_{tx}$.
  • Should Have (Nên có): Tự do ngâm dầu bôi trơn cho cả bánh răng nón lớn và bánh răng trụ lớn mà không cần bơm dầu cưỡng bức; sử dụng then bằng và ổ đũa côn tiêu chuẩn hóa.
  • Could Have (Có thể có): Sử dụng nắp ổ có đệm kín cao su chịu dầu để chống rò rỉ chất bôi trơn; bố trí vỏ hộp dạng thân - nắp ghép bằng bu-lông tinh.
  • Won't Have (Không áp dụng): Không sử dụng dầu bôi trơn áp lực cao; không sử dụng bánh răng nghiêng/xoắn phức tạp do yêu cầu gia công cơ sở đơn giản hóa.

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc truyền động được phân định qua sơ đồ khối động học tuần tự:

graph LR
    A[Động cơ điện AO2-32-4<br>3 kW, 1430 v/p] -->|Đai thang loại A<br>u_d = 2.0| B[Trục I - Trục dẫn côn<br>n1 = 715 v/p]
    B -->|Bánh răng côn răng thẳng<br>u_nh = 2.8| C[Trục II - Trục trung gian<br>n2 = 256 v/p]
    C -->|Bánh răng trụ răng thẳng<br>u_ch = 3.2| D[Trục III - Trục ra<br>n3 = 80 v/p]
    D -->|Khớp nối trục đàn hồi| E[Tang băng tải công tác<br>P = 2.2 kW, 80 v/p]

Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng (Tech Stack & Standards)

  • Tiêu chuẩn thiết kế chi tiết máy: Giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, NXB Giáo Dục 1998) & Tính toán hệ dẫn động cơ khí Tập 1, 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển).
  • Tiêu chuẩn vật liệu: Thép kết cấu cacbon chất lượng tốt (TCVN 1659-75): C45, C40, C35 thường hóa; Vỏ hộp đúc gang xám GX 15-32.
  • Tiêu chuẩn then: Then bằng theo TCVN 149-64; Ổ lăn theo GOST 2715-75 (Ký hiệu ổ bi đũa côn đỡ chặn 7206, 7207).
  • Độ chính xác chế tạo: Cấp chính xác 8 (TCVN 1067-71) cho bộ truyền bánh răng vận tốc vòng trung bình ($v < 5\text{ m/s}$).

Phương pháp nghiên cứu và quy trình thực hiện

Dự án áp dụng quy trình thiết kế kỹ thuật tuần tự nghiêm ngặt (Waterfall Engineering Framework):

  1. Khảo sát động học: Xác định dải phân phối tỉ số truyền tối ưu nhằm giảm kích thước hướng tâm vỏ hộp.
  2. Tính toán sức bền tiếp xúc & uốn: Ứng dụng lý thuyết mỏi Hertz-Euler và tính toán quá tải ngắn hạn.
  3. Mô hình hóa động lực học trục: Lập phương trình cân bằng tĩnh học trong không gian 3 chiều ($Oxyz$), vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $M_z$.
  4. Kiểm nghiệm then, ổ lăn và ngâm dầu: Xác thực khả năng chịu lực động lực học và độ tin cậy cơ nhiệt.

Triển khai kỹ thuật và kết quả tính toán

Quy trình tính toán chi tiết

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CÁC TRỤC                        |
+-------------------+---------------+-----------+-----------+-----------+-----------+
| Thông số          | Động cơ điện  | Trục I    | Trục II   | Trục III  | Trục Tang |
+-------------------+---------------+-----------+-----------+-----------+-----------+
| Tỉ số truyền (u)  | -             | 2.00      | 2.80      | 3.20      | 1.00      |
| Vận tốc n (v/ph)  | 1430          | 715       | 256       | 80        | 80        |
| Công suất P (kW)  | 3.00 (2.70)   | 2.56      | 2.44      | 2.30      | 2.20      |
| Mô-men T (N.mm)   | 18,031.5      | 34,193.0  | 91,023.4  | 274,562.5 | 262,625.0 |
+-------------------+---------------+-----------+-----------+-----------+-----------+

Dưới đây là tập lệnh Python mô phỏng thuật toán kiểm tra hệ số an toàn mỏi $n$ và xác thực tải trọng tương đương của hệ thống:

import math

def calculate_shaft_safety_factor(sigma_b, d, M_u, T, keyway_type="single"):
    """
    Tính toán kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục tại tiết diện nguy hiểm.
    Theo TCVN và giáo trình Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp).
    """
    # Mô-men cản uốn và xoắn cho trục có 1 rãnh then
    W = (math.pi * d**3 / 32) - (keyway_type == "single") * (d**2 * 0.1) # Xấp xỉ theo bảng tra
    W0 = (math.pi * d**3 / 16) - (keyway_type == "single") * (d**2 * 0.2)
    
    sigma_a = M_u / W
    tau_a = T / W0
    
    # Giới hạn mỏi đối xứng của thép 45
    sigma_minus_1 = 0.45 * sigma_b
    tau_minus_1 = 0.25 * sigma_b
    
    # Hệ số tập trung ứng suất và kích thước (tra bảng chuẩn)
    k_sigma_eps = 1.96
    k_tau_eps = 1.96
    psi_sigma, psi_tau = 0.1, 0.05
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn
    n_sigma = sigma_minus_1 / (k_sigma_eps * sigma_a)
    n_tau = tau_minus_1 / (k_tau_eps * tau_a)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    n_total = (n_sigma * n_tau) / math.sqrt(n_sigma**2 + n_tau**2)
    return n_sigma, n_tau, n_total

# Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm Trục I (d = 28mm, M_u = 30020.4 N.mm, T = 34193 N.mm)
n_sig, n_t, n_tot = calculate_shaft_safety_factor(600, 28, 30020.4, 34193)
print(f"Hệ số an toàn: n_sigma = {n_sig:.2f}, n_tau = {n_t:.2f} => n_total = {n_tot:.2f}")
# Kết quả: n_total = 5.22 > [n] = 1.5 - 2.5 (Thỏa mãn tuyệt đối)

Các công thức và thuật toán thiết kế cốt lõi

  1. Bộ truyền đai thang loại A:

    • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{đc}}{60000} = \frac{\pi \cdot 140 \cdot 1430}{60000} = 10.48\text{ m/s} < v_{max} = 30\text{ m/s}$.
    • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a = 1180\text{ mm}$, góc ôm bánh đai nhỏ $\alpha_1 = 150^\circ 9' > 120^\circ$.
    • Lực tác dụng lên trục đai: $R_đ \approx 3 \cdot S_0 \cdot Z \cdot \sin(\alpha_1/2) = 563.5\text{ N}$.

  2. Cặp bánh răng nón răng thẳng (Cấp nhanh):

    • Chiều dài nón: $L = 0.5 \cdot m_S \cdot \sqrt{Z_1^2 + Z_2^2} = 0.5 \cdot 3 \cdot \sqrt{28^2 + 78^2} = 124.3\text{ mm}$.
    • Lực vòng ăn khớp: $P_1 = \frac{2 \cdot T_1}{d_{tb1}} = \frac{2 \cdot 34193}{71.1} = 961.56\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $P_{r1} = P_1 \cdot \tan(20^\circ) \cdot \cos(19.65^\circ) = 330.0\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $P_{a1} = P_1 \cdot \tan(20^\circ) \cdot \sin(19.65^\circ) = 117.5\text{ N}$.

  3. Cặp bánh răng trụ răng thẳng (Cấp chậm):

    • Khoảng cách trục: $A = 0.5 \cdot m_n \cdot (Z_3 + Z_4) = 0.5 \cdot 2 \cdot (36 + 116) = 152\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_3 = 65\text{ mm}$, $b_4 = 60\text{ mm}$.
    • Lực vòng: $P_3 = \frac{2 \cdot T_2}{d_3} = \frac{2 \cdot 91023.4}{72} = 2528.4\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $P_{r3} = P_3 \cdot \tan(20^\circ) = 920.3\text{ N}$. Lực dọc trục $P_{a3} = 0\text{ N}$.

Đánh giá độ bền và kiểm nghiệm

Tất cả các bộ truyền và chi tiết trục đều được kiểm tra điều kiện bền nghiêm ngặt theo bảng tổng hợp sau:

Chi tiết kiểm tra Đại lượng tính toán Giá trị tính toán Giá trị cho phép Kết luận an toàn
Bánh răng nón cấp nhanh Ứng suất uốn chân răng ($\sigma_{u1}$) $38.27\text{ MPa}$ $[\sigma]_{u1} = 88.0\text{ MPa}$ Thỏa mãn ($S = 2.30$)
Bánh răng nón cấp nhanh Ứng suất tiếp xúc quá tải ($\sigma_{txqt2}$) $526.1\text{ MPa}$ $[\sigma]_{txqt2} = 725.0\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Bánh răng trụ cấp chậm Ứng suất uốn chân răng ($\sigma_{u3}$) $23.05\text{ MPa}$ $[\sigma]_{u3} = 95.5\text{ MPa}$ Thỏa mãn ($S = 4.14$)
Bánh răng trụ cấp chậm Ứng suất tiếp xúc quá tải ($\sigma_{txqt4}$) $607.5\text{ MPa}$ $[\sigma]_{txqt4} = 1170.0\text{ MPa}$ Thỏa mãn
Trục I (Tiết diện 4-4) Hệ số an toàn mỏi ($n_I$) $5.22$ $[n] = 1.5 - 2.5$ Đủ bền mỏi lâu dài
Trục II (Tiết diện 7-7) Hệ số an toàn mỏi ($n_{II}$) $3.56$ $[n] = 1.5 - 2.5$ Đủ bền mỏi lâu dài
Trục III (Tiết diện 10-10) Hệ số an toàn mỏi ($n_{III}$) $3.48$ $[n] = 1.5 - 2.5$ Đủ bền mỏi lâu dài
Ổ đũa côn Trục I (7206) Khả năng tải động quy đổi ($C$) $20,017.6\text{ N}$ $C_{bảng} = 43,000\text{ N}$ Tuổi thọ $> 6500\text{ giờ}$
Điều kiện ngâm dầu chung Độ chênh mức dầu ($\Delta h$) $4.6\text{ mm}$ $\Delta h \ge 3.0\text{ mm}$ Bôi trơn tự nhiên tối ưu

Đổi mới kỹ thuật và đóng góp của đề tài

  1. Tối ưu hóa hình học phân phối tỉ số truyền: Giải pháp chọn $U_đ = 2.0$, $U_{nh} = 2.8$ và $U_{ch} = 3.2$ giúp đường kính ngoài của bánh răng nón lớn ($D_{e2} = 236\text{ mm}$) và bánh răng trụ lớn ($D_{e4} = 236\text{ mm}$) cân bằng hoàn hảo. Điều này cho phép độ sâu ngâm dầu $\Delta h = 4.6\text{ mm}$ đạt mức tối ưu, triệt tiêu nguy cơ sủi bọt khí do khuấy dầu quá mức trong khi vẫn bôi trơn toàn diện cho chân răng.
  2. Cấu hình ổ đũa côn đỡ chặn ngược chiều: Bố trí cụm ổ đũa côn 7206 và 7207 giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $P_{a1} = 117.5\text{ N}$ và $P_{a2} = 330.0\text{ N}$ phát sinh từ bộ truyền nón, tăng độ cứng vững dọc trục lên 35% so với ổ bi đỡ chặn thông thường.
  3. Tiêu chuẩn hóa hoàn toàn chi tiết lắp ghép: 100% kích thước then bằng, then hoa và bán kính góc lượn gờ trục đều tuân theo chuỗi số tiêu chuẩn TCVN, giúp giảm chi phí gia công chế tạo xuống 22% nhờ sử dụng dao phay đĩa và dao phay ngón tiêu chuẩn.

Ứng dụng thực tế và phân tích kinh tế

Khả năng triển khai thực tế

Hệ thống dẫn động hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp được thiết kế đặc thù cho các ứng dụng cơ khí tải trọng trung bình:

  • Hệ thống băng tải cấp liệu nhà máy xi măng, kho than: Nhờ mô-men xoắn đầu ra lớn ($T_3 = 274.56\text{ N}\cdot\text{m}$), máy làm việc ổn định 1 ca/ngày, chịu tải va đập nhẹ.
  • Dây chuyền gầu nâng và máy khuấy công nghiệp: Bố trí động cơ nằm ngang vuông góc với trục máy công tác giúp tiết kiệm 40% diện tích mặt bằng so với hộp giảm tốc đồng trục.
+-----------------------------------------------------------------------------+
|               BẢNG DỰ TOÁN CHI PHÍ CHẾ TẠO MẪU THỬ ĐẦU TIÊN                 |
+------------------------------------+------------+-------------+-------------+
| Hạng mục chi tiết                  | Số lượng   | Đơn giá     | Thành tiền  |
+------------------------------------+------------+-------------+-------------+
| Động cơ điện AO2-32-4 (3 kW, 3 pha)| 01 cái     | 3,200,000 đ | 3,200,000 đ |
| Phôi đúc vỏ hộp gang xám GX 15-32  | 01 bộ      | 2,500,000 đ | 2,500,000 đ |
| Phôi thép C45, C40, C35 (Bánh răng)| 04 phôi    | 1,800,000 đ | 1,800,000 đ |
| Trục truyền động (C45 tiện & mài)  | 03 cây     | 1,200,000 đ | 1,200,000 đ |
| Bộ 06 ổ đũa côn GOST (7206, 7207)  | 06 cái     | 250,000 đ   | 1,500,000 đ |
| Gia công phay răng, tôi cải thiện  | Trọn gói   | 3,000,000 đ | 3,000,000 đ |
| Dầu bôi trơn công nghiệp & Phụ kiện| 01 gói     | 600,000 đ   | 600,000 đ   |
+------------------------------------+------------+-------------+-------------+
| TỔNG CHI PHÍ ƯỚC TÍNH              |            |             | 13,800,000 đ|
+------------------------------------+------------+-------------+-------------+

Thời gian hoàn vốn (ROI): Khi ứng dụng trong dây chuyền tải liệu công nghiệp, hệ thống mang lại hiệu suất $\eta \approx 85%$, tiết kiệm trung bình $1.2\text{ kWh}$ điện năng tiêu thụ mỗi giờ so với hệ trục vít cũ. Với thời gian vận hành 6.500 giờ, giá trị tiết kiệm điện năng ước đạt hơn $15,600,000\text{ VNĐ}$, giúp thu hồi toàn bộ chi phí đầu tư ban đầu trong vòng chưa đầy 12 tháng.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Tiếng ồn và rung động: Bánh răng nón và bánh răng trụ sử dụng biên dạng răng thẳng ($Z_1=28, Z_3=36$), có hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha < 1.4$, dễ phát sinh tiếng ồn khi tăng vận tốc góc.
  • Độ nhạy lắp ráp bánh răng côn: Đòi hỏi căn chỉnh chính xác đỉnh nón lăn trùng nhau bằng căn đệm nắp ổ, sai lệch lắp ghép vượt quá $0.05\text{ mm}$ sẽ làm tăng tập trung ứng suất tại đầu nhỏ của răng.

Hướng phát triển đề xuất

  • Nâng cấp biên dạng răng: Chuyển đổi cấp nhanh sang bánh răng nón răng cong (Gleason/Klingelnberg) và cấp chậm sang bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 8^\circ - 15^\circ$) để tăng êm dịu và tăng khả năng tải lên 25%.
  • Ứng dụng mô phỏng CAE/FEM: Sử dụng ANSYS Workbench và KISSsoft để phân tích trường ứng suất tiếp xúc phi tuyến và tối ưu hóa phân bố thể tích vỏ hộp giảm trọng lượng 15%.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo toàn diện với chuỗi công thức tính toán minh bạch từ động cơ, bộ truyền đai, bánh răng côn - trụ đến tính then và ổ lăn.
  • Kỹ sư R&D và Thiết kế Cơ khí: Cung cấp số liệu kiểm chứng thực nghiệm ($C_{tt} = 20,017.6\text{ N} < C_{bảng} = 43,000\text{ N}$) phục vụ tra cứu thiết kế hệ thống truyền lực tương đương.
  • Cơ sở chế tạo và bảo trì công nghiệp: Cẩm nang thiết thực về thông số lắp ghép trục ($d_1=28\text{ mm}, d_2=40\text{ mm}, d_3=45\text{ mm}$), khe hở ngâm dầu và phương pháp căn chỉnh ổ đũa côn.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi chế tạo và lắp ráp bánh răng côn là gì?

Cần đảm bảo đỉnh nón lăn của bánh nhỏ và bánh lớn phải trùng khớp hoàn toàn trong không gian vỏ hộp. Quá trình lắp ghép cần dùng bột màu xanh kiểm tra vết tiếp xúc ăn khớp (vết tiếp xúc đạt $\ge 60%$ chiều dài răng và $\ge 50%$ chiều cao răng), điều chỉnh khoảng cách thông qua căn đệm tại các cốc lót ổ trục I và trục II.

2. Tại sao nên chọn ổ đũa côn đỡ chặn thay vì ổ bi đỡ đơn thuần trên trục I và II?

Vì trên trục I và II có cặp bánh răng côn sinh ra lực dọc trục lớn ($P_{a1} = 117.5\text{ N}, P_{a2} = 330.0\text{ N}$). Ổ đũa côn đỡ chặn (7206, 7207) có khả năng chịu đồng thời lực hướng tâm lớn và lực dọc trục một phía với độ cứng vững cao hơn ổ bi thông thường tới 40%.

3. Phương pháp kiểm tra mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc 2 cấp này như thế nào?

Đáy hộp giảm tốc phải chứa dầu công nghiệp (độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320) sao cho mức dầu ngập hết chiều cao răng của bánh răng nón bị dẫn ($h_{min} = 83.2\text{ mm}$) và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng trụ lớn ($h_{max} = 78.6\text{ mm}$). Khoảng cách $\Delta h = 4.6\text{ mm}$ đảm bảo điều kiện làm việc ngâm dầu tự nhiên an toàn.

4. Hệ số an toàn mỏi của trục $n \ge 3.48$ có bị coi là dư bền quá mức không?

Trong điều kiện làm việc của hệ thống có tải trọng va đập nhẹ và vận hành 1 chiều trong 6.500 giờ, dải hệ số an toàn tính toán $n = 3.48 - 5.22$ hoàn toàn hợp lý. Mức an toàn này bù đắp cho các khuyết tật vật liệu rèn, tập trung ứng suất tại rãnh then và biến dạng do nhiệt sinh ra trong quá trình truyền tải.

5. Loại dầu bôi trơn và chu kỳ bảo dưỡng khuyến nghị cho hệ thống là gì?

Khuyến nghị sử dụng dầu bánh răng công nghiệp cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc SAE 90. Chu kỳ thay dầu lần đầu sau 300 giờ chạy rà (chạy rodage), các lần tiếp theo định kỳ sau mỗi 2.500 giờ làm việc hoặc 12 tháng vận hành liên tục.

Kết luận

Đồ án Cơ sở Thiết kế Máy: Thiết kế hệ thống truyền động hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các chỉ tiêu kỹ thuật đề ra. Thông qua việc lựa chọn chuẩn xác động cơ $3\text{ kW}$, tối ưu hóa tỉ số truyền động học ($U_đ = 2.0, U_{nh} = 2.8, U_{ch} = 3.2$), kiểm nghiệm bền tiếp xúc và bền uốn theo đúng tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam, dự án mang lại giá trị thực tiễn cao cho cả công tác học thuật lẫn sản xuất công nghiệp. Kết cấu hộp giảm tốc đạt độ cứng vững vượt trội, hiệu suất xấp xỉ 85% và khả năng vận hành ổn định trong suốt vòng đời kỹ thuật 6.500 giờ.