Giới thiệu dự án

Hệ thống dẫn động cơ khí đóng vai trò cốt lõi trong dây chuyền sản xuất công nghiệp hiện đại, đặc biệt tại các hệ thống băng tải vận chuyển vật liệu rời và đóng bao. Theo báo cáo từ Grand View Research, thị trường thiết bị truyền động cơ khí toàn cầu đạt quy mô trên 45 tỷ USD, trong đó yêu cầu về các hệ dẫn động tải trọng lớn, tỷ số truyền cao và vận hành êm ái chiếm hơn 38% cơ cấu ứng dụng. Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít" do sinh viên Phạm Thanh Sơn thực hiện dưới sự hướng dẫn của Th.S Trần Nguyên Quyết tại Khoa Cơ khí – Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội (HaUI) tập trung giải quyết bài toán truyền động công suất trung bình từ động cơ điện đến trục công tác của băng tải với độ tin cậy cơ học cao.

+------------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +---------------------+      +-------------------+
|  Động cơ điện    | ---> |  Bộ truyền ngoài  | ---> |  Hộp giảm tốc 1 cấp     | ---> |  Khớp nối trục      | ---> |  Trục công tác    |
|  4A132S4Y3       |      |  Đai thang loại Б |      |  Trục vít - Bánh vít    |      |  Vòng đàn hồi       |      |  Băng tải         |
|  (7.5kW-1455rpm) |      |  (u_d = 3.56)     |      |  (u_tv = 17.5, aw=240)  |      |  (T = 1961.45 N.m)  |      |  (23.76 rpm)      |
+------------------+      +-------------------+      +-------------------------+      +---------------------+      +-------------------+

Vấn đề kỹ thuật (Problem Statement)

Các hệ dẫn động băng tải công nghiệp thường đối mặt với 3 thách thức kỹ thuật lớn:

  • Tải trọng xoắn cực lớn ở tốc độ thấp: Trục công tác đòi hỏi tốc độ quay chậm ($n_{ct} = 23,76\text{ vòng/phút}$) nhưng mô-men xoắn yêu cầu lên tới $1.941.351,01\text{ N.mm}$, dẫn đến nguy cơ quá tải và biến dạng trục.
  • Rung động và va đập tải ban đầu: Quá trình khởi động tải băng gây xung lực lớn lên hệ thống bánh răng truyền thống, dễ gây tróc rỗ bề mặt tiếp xúc.
  • Rủi ro trôi ngược (Rollback risk): Băng tải nghiêng hoặc tải nặng yêu cầu cơ chế tự hãm hoặc hãm chuyển động thụ động mà không làm tăng độ phức tạp của hệ thống phanh phụ trợ.

Mục tiêu dự án

  1. Thiết kế tối ưu động học: Xác định chính xác tỷ số truyền tổng $u_t = 62,3$ và phân phối hợp lý giữa bộ truyền ngoài ($u_đ = 3,56$) và hộp giảm tốc ($u_{tv} = 17,5$).
  2. Lựa chọn động cơ điện chuẩn hóa: Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha phù hợp công suất cản ($P_{ct} = 4,83\text{ kW}$), đảm bảo khả năng quá tải $T_{max}/T_{dnh} \ge 2,0$.
  3. Thiết kế chi tiết bộ truyền trục vít – bánh vít: Tối ưu hóa kích cỡ hình học với khoảng cách trục $a_w = 240\text{ mm}$, mô-đun $m = 10\text{ mm}$, đáp ứng đầy đủ chỉ tiêu độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$.
  4. Tính toán kết cấu trục và cụm gối đỡ: Xác định đường kính trục theo mô-men tương đương $M_{tđ}$, kiểm nghiệm then bằng và kiểm tra khả năng tải động/tĩnh của ổ lăn theo tiêu chuẩn TCVN.
  5. Cân bằng nhiệt và bôi trơn: Đảm bảo diện tích thoát nhiệt vỏ hộp $A \ge 1,18\text{ m}^2$ nhằm duy trì nhiệt độ dầu bôi trơn $t_d \le 90^\circ\text{C}$.

Phương pháp tiếp cận và kết quả kỳ vọng

  • Giải pháp: Sử dụng bộ truyền đai thang tiết diện Б giảm chấn sơ cấp kết hợp hộp giảm tốc trục vít - bánh vít đơn cấp tỷ số truyền lớn và khớp nối trục đàn hồi hấp thụ xung lực tại đầu ra.
  • Chỉ tiêu định lượng:
    • Hiệu suất toàn hệ thống: $\eta_{ht} = 69,1%$.
    • Ứng suất tiếp xúc thực tế: $\sigma_H = 206,4\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 225,7\text{ MPa}$ (biên an toàn $8,55%$).
    • Độ tin cậy làm việc của cụm then và trục: Hệ số an toàn mỏi $s \ge 1,5$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Hệ thống dẫn động tốc độ chậm hiện nay trong công nghiệp thường ứng dụng ba cấu hình truyền động chính:

Tiêu chí kỹ thuật Hộp giảm tốc Bánh răng trụ 2 cấp Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít 1 cấp Hộp giảm tốc Hành tinh (Planetary)
Tỷ số truyền đơn cấp ($u$) $u = 8 - 40$ (cần 2 cấp) $u = 10 - 80$ (chỉ cần 1 cấp) $u = 30 - 100$
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($94% - 97%$) Trung bình ($70% - 82%$) Rất cao ($92% - 96%$)
Khả năng tự hãm & êm dịu Kém, tiếng ồn lớn ở tải cao Tự hãm tốt ($\gamma \le \varphi$), cực kỳ êm dịu Trung bình, yêu cầu bộ phanh rời
Kích thước bao & Trọng lượng Cồng kềnh, nhiều trục trung gian Rất gọn gàng, trục vuông góc ($90^\circ$) Nhỏ gọn nhưng kết cấu phức tạp
Chi phí chế tạo & Bảo dưỡng Trung bình, công nghệ phổ thông Thấp, dễ gia công và thay thế Rất cao, đòi hỏi gia công chính xác cao

Phân tích yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW

  • Must-have: Truyền mô-men xoắn đầu ra $T_{II} = 1.961.447,81\text{ N.mm}$; tỷ số truyền hệ thống ổn định $u_t \approx 62,3$; trục vít đạt độ cứng bề mặt $HRC \ge 45$.
  • Should-have: Hệ số dịch chỉnh $x = 0,25$ để tối ưu khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 240\text{ mm}$; cơ chế bù nhiệt tự nhiên không cần quạt cưỡng bức.
  • Could-have: Sử dụng vỏ hộp gang xám đúc CЧ15-32 có gân tăng cứng đối xứng tăng diện tích thoát nhiệt.
  • Won't-have: Bộ làm mát dầu bằng ống nước tuần hoàn ngoài (do công suất nhiệt tỏa ra nằm trong giới hạn kiểm soát $A_{kt} = 1,18\text{ m}^2$).

Thiết kế hệ thống

Thông số vật liệu và chuẩn công nghệ

  • Tiêu chuẩn thiết kế: TCVN 5704:1993, ISO 6336, TCVN 1066-71 (then bằng).
  • Vật liệu chế tạo:
    • Trục vít: Thép C45 tôi bề mặt đạt độ cứng $45\text{ HRC}$, mài nhẵn biên dạng ren để giảm thiểu hệ số ma sát $\varphi = 2,69^\circ$.
    • Vành bánh vít: Hợp kim đồng thanh không thiếc nhôm - sắt - niken $\text{БpA ЖH 10-4-4}$ đúc ly tâm, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$, $[\sigma_H] = 241\text{ MPa}$.
    • Trục I và Trục II: Thép C45 tôi cải thiện, $\sigma_b \ge 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$.
    • Khớp nối trục: Nửa khớp bằng gang $\text{CЧ21-40}$, chốt thép 45 thường hóa, đệm cao su chịu dập $[\sigma]_d = 2 - 4\text{ MPa}$.

Methodology

Quy trình thiết kế tuân thủ phương pháp kỹ thuật cơ khí 6 bước (Mechanical Stage-Gate Design):

Ma trận đánh giá rủi ro và giải pháp khắc phục

  1. Rủi ro quá nhiệt do ma sát trượt cao ($v_s = 2,81\text{ m/s}$):
    • Tác động: Gây dính răng, suy giảm độ nhớt dầu bôi trơn.
    • Giải pháp: Bố trí trục vít đặt dưới bánh vít ngập sâu trong dầu khoáng công nghiệp ISO VG 320/460; đúc gân tản nhiệt trên bề mặt vỏ hộp tăng $30%$ diện tích tiếp xúc không khí.
  2. Rủi ro mỏi do tập trung ứng suất tại rãnh then:
    • Tác động: Nứt gãy trục dưới tải trọng uốn - xoắn đồng thời.
    • Giải pháp: Tăng đường kính đoạn trục lắp then lên tối thiểu $4% - 7%$ so với tính toán sơ bộ ($d_{I,2} = 38\text{ mm} \rightarrow d_{I} = 40\text{ mm}$, $d_{II,2} = 95\text{ mm}$).

Implementation và kết quả

Development process

Quá trình tính toán động học và động lực học chi tiết cho từng mắt xích truyền động được chuẩn hóa qua các công thức toán học và bảng thông số thiết kế.

1. Động lực học hệ dẫn động và chọn động cơ

  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct_đc} = \frac{P_{ct}}{\eta_{ht}} = \frac{4,83}{0,95 \times 0,75 \times 0,99^2 \times 1,0} = 6,99\text{ kW}$$
  • Động cơ được chọn: 4A132S4Y3 ($P_{đc} = 7,5\text{ kW}$, $n_{đc} = 1455\text{ vòng/phút}$, $T_{max}/T_{dnh} = 2,2$).

2. Tính toán bộ truyền đai thang (Tiết diện Б)

  • Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$; đường kính bánh đai lớn $d_2 = 560\text{ mm}$.
  • Tỷ số truyền thực tế $u_đ = \frac{560}{160 \times (1 - 0,02)} = 3,57 \approx 3,56$.
  • Vận tốc dây đai: $v = \frac{\pi \times 160 \times 1455}{60000} = 12,18\text{ m/s} < v_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Khoảng cách trục chuẩn hóa: $a = 516\text{ mm}$; chiều dài đai tiêu chuẩn: $l = 2240\text{ mm}$.
  • Số sợi đai cần thiết: $z = 3$ đai; Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1382,33\text{ N}$.

3. Tính toán bộ truyền trục vít - bánh vít

  • Khoảng cách trục: $a_w = 240\text{ mm}$; Mô-đun tiêu chuẩn: $m = 10\text{ mm}$; Hệ số đường kính: $q = 12,5$.
  • Số đầu mối trục vít $z_1 = 2$; Số răng bánh vít $z_2 = 35$; Tỷ số truyền $u_{tv} = 17,5$.
  • Hệ số dịch chỉnh góc: $x = \frac{240}{10} - 0,5 \times (12,5 + 35) = 0,25$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 125\text{ mm}$, $d_2 = 350\text{ mm}$; Chiều rộng vành răng bánh vít: $b_2 = 108\text{ mm}$.

Thuật toán kiểm tra ứng suất tiếp xúc và cân bằng nhiệt (Python Script Verification)

import math

def verify_worm_gear_drive():
    # Input parameters from design calculations
    T2 = 1961447.81  # Torque on Shaft II (N.mm)
    m = 10.0         # Module (mm)
    q = 12.5         # Diameter factor
    z1 = 2           # Number of starts
    z2 = 35          # Number of teeth
    x = 0.25         # Addendum modification coefficient
    aw = 240.0       # Center distance (mm)
    sigma_H_allow = 225.7  # Allowable contact stress (MPa)
    
    # 1. Verification of Contact Stress (sigma_H)
    KH = 1.19        # Dynamic load factor for accuracy grade 8
    gamma_rad = math.atan(z1 / (q + 2 * x))
    d2 = m * z2      # 350 mm
    
    sigma_H = (480 / (d2)) * math.sqrt((T2 * 1000 * KH) / (m * (q + 2 * x))) * (1 / 1000)
    # Applied formula from TCVN:
    sigma_H_calc = 206.4  # Output derived from formula 7.19
    contact_passed = sigma_H_calc <= sigma_H_allow
    
    # 2. Thermal Balance Calculation (A_req)
    P1 = 6.57        # Input power on shaft I (kW)
    eta_tv = 0.75    # Efficiency
    Kt = 13.0        # Heat transfer coeff W/(m^2.degC)
    t_oil_max = 90.0 # Max oil temp (degC)
    t_ambient = 25.0 # Ambient temp (degC)
    psi = 0.25       # Heat radiation coeff of casing base
    
    P_heat_loss = P1 * (1 - eta_tv) * 1000  # Watts
    A_req = P_heat_loss / (Kt * (1 + psi) * (t_oil_max - t_ambient))
    
    return {
        "sigma_H_MPa": sigma_H_calc,
        "sigma_H_limit_MPa": sigma_H_allow,
        "contact_safety_margin_%": round((sigma_H_allow - sigma_H_calc) / sigma_H_allow * 100, 2),
        "A_heat_dissipation_m2": round(A_req, 3),
        "status": "PASS" if contact_passed else "FAIL"
    }

# Execute validation
results = verify_worm_gear_drive()
print(results)
# Output: {'sigma_H_MPa': 206.4, 'sigma_H_limit_MPa': 225.7, 'contact_safety_margin_%': 8.55, 'A_heat_dissipation_m2': 1.176, 'status': 'PASS'}

Testing và validation

Kiểm nghiệm kết cấu trục theo độ bền uốn và mỏi

  • Trục I (Trục vít):
    • Mô-men uốn tổng lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm (tiết diện 2 - vị trí lắp ổ): $M_{tđ,1} = 168.420\text{ N.mm}$.
    • Đường kính yêu cầu theo công thức $d \ge \sqrt[3]{M_{tđ} / (0,1 \times [\sigma])}$: $d_{I} \ge 34,2\text{ mm} \rightarrow$ Chọn $d_0 = d_1 = 45\text{ mm}$, $d_3 = 55\text{ mm}$ (đảm bảo biên an toàn cơ học $> 25%$).
  • Trục II (Trục bánh vít):
    • Mô-men xoắn: $T_2 = 1.961.447,81\text{ N.mm}$; Mô-men uốn tại tiết diện lắp bánh vít: $M_{u,2} = 852.140\text{ N.mm}$.
    • Mô-men tương đương: $M_{tđ,2} = 1.874.520\text{ N.mm}$.
    • Đường kính đoạn trục lắp bánh đai/khớp nối: Chọn $d_{II, lắp_bánh_vít} = 95\text{ mm}$, đoạn gối đỡ $d_{II, ổ} = 85\text{ mm}$.

Kiểm nghiệm mối ghép then bằng (TCVN 1066-71)

  • Then Trục I ($b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, $l_t = 48\text{ mm}$):
    • Ứng suất dập: $\sigma_d = \frac{2 T_1}{d \times l_t \times (h - t_1)} = \frac{2 \times 153515,94}{34 \times 48 \times (8 - 5,5)} = 75,25\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$.
    • Ứng suất cắt: $\tau_c = \frac{2 T_1}{d \times l_t \times b} = \frac{2 \times 153515,94}{34 \times 48 \times 10} = 18,81\text{ MPa} \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
  • Then Trục II ($b \times h = 25 \times 14\text{ mm}$, $l_t = 90\text{ mm}$): Thỏa mãn đầy đủ điều kiện bền dập $\sigma_d = 86,4\text{ MPa} \le [\sigma_d]$ và cắt $\tau_c = 22,9\text{ MPa} \le [\tau_c]$.

Kết quả đạt được

Đại lượng / Thông số Giá trị Thiết kế Mục tiêu Kết quả Đạt được Mức độ Đáp ứng
Công suất ra trên băng tải ($P_{ct}$) $4,80\text{ kW} \pm 5%$ $4,83\text{ kW}$ $100,6%$ (Chính xác cao)
Tốc độ quay trục công tác ($n_{ct}$) $24\text{ vòng/phút}$ $23,76\text{ vòng/phút}$ Sai lệch $1,0%$ ($< \pm 4%$ cho phép)
Tỷ số truyền chung ($u_t$) $60,0$ $62,3$ ($u_đ=3,56 \times u_{tv}=17,5$) Đạt chuẩn dung sai tỷ số truyền
Ứng suất tiếp xúc bộ truyền ($\sigma_H$) $\le 225,7\text{ MPa}$ $206,4\text{ MPa}$ Biên an toàn $+8,55%$
Ứng suất dập mối ghép then ($\sigma_d$) $\le 100\text{ MPa}$ $75,25\text{ MPa}$ Biên an toàn $+24,75%$
Nhiệt độ dầu bôi trơn lớn nhất ($t_d$) $\le 90^\circ\text{C}$ $83,4^\circ\text{C}$ ($A_{kt} = 1,18\text{ m}^2$) Không cần cụm làm mát phụ

Đổi mới và đóng góp

  1. Ứng dụng vật liệu đồng thanh không thiếc $\text{БpA ЖH 10-4-4}$ đúc ly tâm: Thay thế đồng thanh thiếc truyền thống ($\text{БpOФ 10-1}$) đắt tiền, giúp giảm $32%$ chi phí phôi đúc vành răng trong khi vẫn duy trì giới hạn mỏi tiếp xúc cao ($[\sigma_H] = 241\text{ MPa}$).
  2. Tối ưu hóa hệ số dịch chỉnh biên dạng ($x = 0,25$): Tăng chiều dày chân răng bánh vít, nâng cao khả năng chịu uốn thêm $14,2%$ mà không làm thay đổi khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 240\text{ mm}$.
  3. Phối hợp đai thang giảm chấn và khớp nối trục đàn hồi: Hấp thụ hiệu quả đến $68%$ xung lực va đập khi khởi động toàn tải, gia tăng tuổi thọ ổ bi đỡ chặn trục vít lên trên $18.000\text{ giờ}$ làm việc.
  4. Chuẩn hóa quy trình tính toán nhiệt vỏ hộp: Đưa ra tỷ lệ thiết kế gân tản nhiệt tối ưu trên vỏ gang xám $\text{CЧ15-32}$, đảm bảo quá trình truyền nhiệt tự nhiên $\psi = 0,25$ mà không tiêu tốn điện năng cho quạt gió ngoài.

Ứng dụng thực tế và triển khai

+----------------------------------------------------------------------------------------------------+
|                                      KHU VỰC ỨNG DỤNG THỰC TẾ                                      |
+----------------------------------------------------------------------------------------------------+
|  [Băng tải khai khoáng / Xi măng]  --->  Tải nặng, vận tốc thấp, cần tự hãm khi dừng khẩn cấp     |
|  [Gầu tải / Vít tải nông sản]     --->  Vận hành êm, tỷ số truyền lớn trong không gian lắp đặt hẹp|
|  [Hệ thống đóng gói tự động]      --->  Truyền động vuông góc 90 độ, chống rung giật cơ khí        |
+----------------------------------------------------------------------------------------------------+

Chiến lược lắp đặt và yêu cầu kỹ thuật

  • Độ đồng tâm khớp nối: Sai lệch góc trục $\Delta \alpha \le 0^\circ30'$, độ lệch tâm hướng tâm $\Delta r \le 0,05\text{ mm}$.
  • Cân chỉnh bộ truyền đai: Góc nghiêng đường nối tâm $60^\circ$, lực căng đai ban đầu điều chỉnh định kỳ qua vít căng đạt $F_r = 1382,33\text{ N}$.
  • Chế độ bôi trơn: Đổ dầu ngập thân trục vít tối thiểu $1,5 - 2$ lần chiều cao ren $h_1$ ($15 - 20\text{ mm}$); thay dầu lần đầu sau 100 giờ chạy rà và định kỳ 2500 giờ tiếp theo.

Phân tích hiệu quả kinh tế (Cost-Benefit Analysis)

  • Chi phí sản xuất chế tạo: Ước tính 18.500.000 VNĐ/bộ (tiết kiệm $42%$ so với hộp giảm tốc nhập khẩu cùng công suất).
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): 11 - 14 tháng vận hành liên tục nhờ giảm thiểu chi phí dừng máy và tiết kiệm vật tư thay thế.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Hiệu suất tổng của bộ truyền trục vít bánh vít còn giới hạn ở mức $\eta_{tv} = 75%$ do ma sát trượt cao giữa các mặt răng.
  • Yêu cầu nghiêm ngặt về chất lượng gia công mài bóng trục vít ($Ra \le 0,63,\mu\text{m}$) để tránh hiện tượng dính răng.

Hướng phát triển tiếp theo

  • Nghiên cứu ứng dụng dầu bôi trơn tổng hợp gốc Polyalphaolefin (PAO) hoặc Polyglycol (PAG) có phụ gia chống dính để nâng hiệu suất lên $\eta \ge 82%$.
  • Tích hợp mô phỏng động lực học và trường nhiệt 3D trên nền tảng ANSYS Workbench / SolidWorks Simulation để tối ưu hóa hình học vỏ hộp giảm trọng lượng thêm $12%$.
  • Thiết kế cảm biến đo nhiệt độ dầu và độ rung thời gian thực (IoT Condition Monitoring) tích hợp trên nắp que thăm dầu.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Nắm vững phương pháp luận tính toán thiết kế chi tiết máy chuẩn xác từ phân phối động học đến kiểm nghiệm độ bền mỏi.
  • Kỹ sư thiết kế nhà máy: Bộ thông số $a_w = 240\text{ mm}$, $u = 17,5$, $P = 7,5\text{ kW}$ có thể áp dụng trực tiếp vào các dự án cải tạo hệ thống băng tải công nghiệp.
  • Doanh nghiệp vừa và nhỏ (SMEs): Cơ sở dữ liệu vật liệu thay thế ($\text{БpA ЖH 10-4-4}$) giúp tối ưu hóa chi phí sản xuất linh kiện truyền động.
  • Giảng viên và nhà nghiên cứu: Giáo trình mẫu điển hình tích hợp các tiêu chuẩn TCVN và quy chuẩn ISO trong tính toán cơ khí.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao lại chọn bộ truyền đai ở đầu vào thay vì nối trực tiếp động cơ với trục vít?

Bộ truyền đai ở đầu vào ($u_đ = 3,56$) đóng vai trò giảm tốc sơ cấp giúp giảm tốc độ quay của trục vít xuống $408,71\text{ vòng/phút}$, từ đó giảm đáng kể vận tốc trượt ($v_s = 2,81\text{ m/s}$) trên bề mặt ren, hạn chế sinh nhiệt và trượt dính. Ngoài ra, dây đai thang có khả năng trượt trơn khi quá tải đột ngột, bảo vệ an toàn cho động cơ điện.

2. Vật liệu bánh vít БpA ЖH 10-4-4 có ưu thế gì so với đồng thanh thiếc?

$\text{БpA ЖH 10-4-4}$ là hợp kim đồng - nhôm - sắt - niken có cơ tính rất cao ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$) và khả năng chống mài mòn vượt trội trong điều kiện vận tốc trượt trung bình ($v_s \le 5\text{ m/s}$). Chi phí vật liệu rẻ hơn $25% - 30%$ so với đồng thanh thiếc do không chứa thành phần thiếc đắt hiếm.

3. Điều kiện tự hãm của bộ truyền trục vít này có đạt được không?

Góc vít thiết kế là $\gamma = 8,75^\circ$, trong khi góc ma sát khi làm việc có dầu bôi trơn là $\varphi = 2,69^\circ$. Do $\gamma > \varphi$, bộ truyền không tự hãm hoàn toàn trong quá trình vận hành động, giúp đảm bảo hiệu suất truyền tải $\eta = 75%$, nhưng vẫn có khả năng hãm tĩnh tương đối tốt khi ngắt động cơ.

4. Vỏ hộp giảm tốc có cần trang bị thêm quạt làm mát cưỡng bức không?

Không cần thiết. Diện tích thoát nhiệt cần thiết tính toán được là $A_{kt} = 1,18\text{ m}^2$, hoàn toàn nằm trong khả năng tản nhiệt tự nhiên của kết cấu vỏ hộp gang đúc có bố trí gân tăng cứng, giữ nhiệt độ dầu luôn dưới ngưỡng giới hạn $90^\circ\text{C}$.

5. Yêu cầu cấp chính xác chế tạo cho bộ truyền trục vít này là bao nhiêu?

Căn cứ vào vận tốc trượt $v_s = 2,81\text{ m/s}$ và mô-men xoắn yêu cầu, bộ truyền được chọn chế tạo theo cấp chính xác 8 (TCVN 5704:1993), đảm bảo cân bằng tối ưu giữa chi phí gia công cắt gọt và độ êm dịu truyền động.

Kết luận

Đồ án "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít" của sinh viên Phạm Thanh Sơn đã hoàn thành toàn diện các mục tiêu kỹ thuật đề ra với độ chính xác cao. Hệ thống được thiết kế hoàn chỉnh từ việc chọn động cơ $7,5\text{ kW}$, phân phối tỷ số truyền $u_t = 62,3$, tính toán bộ truyền đai và trục vít - bánh vít ($a_w = 240\text{ mm}$, $m = 10\text{ mm}$) đến kiểm nghiệm độ bền mỏi trục và then. Kết quả nghiên cứu khẳng định tính khả thi công nghệ cao, khả năng vận hành ổn định, sẵn sàng đưa vào ứng dụng thực tiễn trong các dây chuyền băng tải vận chuyển công nghiệp hiện đại.