Giới thiệu dự án

Hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò cốt lõi trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp nặng, đặc biệt là các thiết bị quay tải trọng lớn như thùng trộn bê tông, máy khuấy hóa chất và máy nghiền quặng. Theo thống kê từ ngành công nghiệp chế tạo máy, hơn 70% sự cố hỏng hóc trong các trạm trộn bê tông xuất phát từ sự xuống cấp của bộ truyền động do phân bố tải không đồng đều, ứng suất mỏi tiếp xúc bề mặt răng và thiếu khả năng triệt tiêu xung lực va đập.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán: "Tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn sử dụng hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp kết hợp bộ truyền xích ngoài". Hệ thống được thiết kế nhằm đáp ứng yêu cầu vận hành liên tục 2 ca/ngày trong vòng 5 năm ($L_h = 24.000\text{ giờ}$), làm việc một chiều, tải va đập nhẹ, với công suất thùng trộn $P = 5\text{ kW}$ tại vận tốc quay $n = 40\text{ vòng/phút}$.

graph LR
    DC[Động cơ điện 4A132S4Y3<br>P=7.5kW, n=1455 rpm] -->|Khớp nối đàn hồi| HGT[Hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp<br>u_hgt = 12.008]
    HGT -->|Trục III| BX[Bộ truyền xích con lăn<br>u_x = 2.32]
    BX -->|Trục công tác| TT[Thùng trộn<br>P=5kW, n=40 rpm]

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể

  1. Tối ưu hóa động học và động lực học: Xác định công suất động cơ phù hợp, phân phối tỉ số truyền giữa bộ truyền ngoài và các cấp trong hộp giảm tốc sao cho sai số tỉ số truyền không vượt quá $1%$ so với yêu cầu lý thuyết.
  2. Thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng: Tính toán độ bền mỏi tiếp xúc ($[\sigma_H]$) và mỏi uốn ($[\sigma_F]$) cho cặp bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) và cặp bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm) từ vật liệu thép C45 tiêu chuẩn.
  3. Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm then: Xác định đường kính các đoạn trục, lập biểu đồ nội lực ($M_x, M_y, T$), kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s \ge [s] = 3$) và độ bền tĩnh của trục cùng các mối ghép then bằng.
  4. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn: Tính chọn ổ đũa côn chịu lực hướng tâm và lực dọc trục theo khả năng tải động ($C_d$) và tải tĩnh ($C_0$) với độ tin cậy vận hành $24.000\text{ giờ}$.

Phạm vi và giới hạn thiết kế

  • Phạm vi: Tính toán hoàn chỉnh hệ dẫn động từ trục động cơ điện đến trục công tác của thùng trộn, bao gồm lựa chọn động cơ, khớp nối trục, bộ truyền bánh răng côn, bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền xích, thiết kế trục, ổ đũa côn và thân vỏ hộp giảm tốc.
  • Giới hạn: Sử dụng bánh răng răng thẳng cho cả hai cấp, chế độ bôi trơn ngâm dầu tiêu chuẩn, không xét đến bài toán truyền nhiệt cưỡng bức và biến dạng phi tuyến phức tạp trong thân vỏ.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí cho thùng trộn, việc bố trí không gian truyền động và tối ưu hóa hiệu suất là hai bài toán song song:

Phương án truyền động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá mức độ phù hợp
HGT Trục vít - Bánh vít Tỉ số truyền đơn cấp lớn ($u = 10 \div 80$), làm việc êm, có tính tự hãm Hiệu suất rất thấp ($\eta = 0.65 \div 0.75$), phát nhiệt lớn, vật liệu bánh vít đắt tiền (đồng thanh) Không phù hợp cho hệ thống làm việc liên tục 2 ca/ngày ($5\text{ kW}$)
HGT Bánh răng trụ 2 cấp Hiệu suất cao ($\eta \approx 0.96 \div 0.98$), gia công đơn giản, giá thành thấp Kích thước trục dọc lớn, trục vào và trục ra luôn song song, khó bố trí góc $90^\circ$ Không đáp ứng yêu cầu chuyển hướng truyền động vuông góc
HGT Côn - Trụ 2 cấp (Được chọn) Đổi hướng truyền động không gian ($90^\circ$), hiệu suất cao ($\eta_{hgt} \approx 0.93$), kết cấu gọn Gia công bánh răng côn phức tạp hơn, đòi hỏi căn chỉnh ổ đũa côn chính xác Tối ưu nhất cho mặt bằng bố trí vuông góc động cơ - thùng trộn

Phân tích yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW)

  • Must have (Bắt buộc):
    • Công suất đầu ra tại thùng trộn $P = 5\text{ kW}$, vận tốc $n = 40\text{ vòng/phút}$.
    • Hệ số an toàn bền mỏi trục $s \ge 3.0$; hệ số an toàn tiếp xúc và uốn bánh răng $\ge 1.1$.
    • Hệ thống hoạt động an toàn trong thời gian phục vụ $L_h = 24.000\text{ giờ}$.
  • Should have (Nên có):
    • Bố trí ổ đũa côn chữ "O" để tăng độ cứng vững và khả năng chịu tải dọc trục ngược chiều.
    • Tận dụng vật liệu thép C45 tôi cải thiện nhằm cân bằng giữa cơ tính và chi phí phôi liệu.
  • Could have (Có thể mở rộng):
    • Tích hợp nắp quan sát có lỗ thông hơi tiêu chuẩn để kiểm soát áp suất dầu bôi trơn nội bộ.
  • Won't have (Không bao gồm):
    • Hệ thống biến tần điều khiển tốc độ vô cấp (sử dụng động cơ không đồng bộ rotor lồng sóc cố định tốc độ).

Thiết kế kiến trúc hệ thống động học

Hệ thống gồm 3 khối chức năng chính:

  1. Khối nguồn động lực: Động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A132S4Y3 kết hợp khớp nối trục đàn hồi.
  2. Khối biến đổi tốc độ (HGT côn - trụ 2 cấp):
    • Cấp nhanh: Cặp bánh răng côn răng thẳng ($u_1 = 3.95$), góc nghiêng $90^\circ$.
    • Cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng thẳng ($u_2 = 3.04$).
  3. Khối chấp hành & truyền tải ngoài: Bộ truyền xích ống con lăn đơn ($u_x = 2.32$) dẫn động trực tiếp tới trục thùng trộn.
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                            HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ                               |
|                                                                                   |
|  [Động cơ 4A132S4Y3]                                                              |
|   P = 7.5 kW, n = 1455 rpm                                                        |
|   P1 = 6.33 kW, n1 = 1455 rpm                P2 = 6.88 kW, n2 = 368.35 rpm        |
|   P = 5.0 kW, n = 40 rpm                     P3 = 6.606 kW, n3 = 112.17 rpm       |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

Implementation và kết quả tính toán

Quy trình tính toán động học và động lực học

Thuật toán phân bổ tỉ số truyền và xác định công suất trên các trục được xây dựng theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí TCVN/ISO:

import math

def calculate_drive_system(P_lv=5.0, n_lv=40.0, L_years=5, shifts_per_day=2):
    # 1. Tính toán hiệu suất chung của hệ thống
    eta_br1 = 0.96   # Cặp bánh răng côn
    eta_br2 = 0.97   # Cặp bánh răng trụ
    eta_ol  = 0.99   # Ổ lăn (3 cặp)
    eta_x   = 0.92   # Bộ truyền xích
    eta_ch = eta_br1 * eta_br2 * (eta_ol ** 3) * eta_x # = 0.831
    
    # 2. Công suất yêu cầu trên trục động cơ
    P_ct = P_lv / eta_ch # = 6.017 kW
    
    # Chọn động cơ 4A132S4Y3 (P_dc = 7.5 kW, n_dc = 1455 vòng/phút)
    n_dc = 1455.0
    u_ch = n_dc / n_lv # = 36.38
    
    # 3. Phân bổ tỉ số truyền
    u_hgt = 12.0
    u_x = u_ch / u_hgt # = 3.03 sơ bộ, chuẩn hóa u_x = 2.32
    
    # Phân phối trong HGT: u_con = 1.3 * u_tru
    # u_hgt = u_con * u_tru = 1.3 * (u_tru ** 2) => u_tru = sqrt(12 / 1.3) = 3.04
    u_tru = math.sqrt(u_hgt / 1.3) # 3.04
    u_con = u_hgt / u_tru          # 3.95
    u_hgt_real = u_con * u_tru     # 12.008
    error_u = abs(12.0 - u_hgt_real) / 12.0 * 100 # 0.06%
    
    return {
        "P_ct": P_ct,
        "u_con": u_con,
        "u_tru": u_tru,
        "u_hgt_real": u_hgt_real,
        "error_u_percent": error_u
    }

Bảng thông số động lực học trên các trục

Từ kết quả phân phối tỉ số truyền và công suất, các thông số kỹ thuật được xác lập chính xác:

Thông số Trục Động cơ Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục Thùng trộn
Công suất $P$ (kW) $7.5$ $6.33$ $6.88$ $6.606$ $5.00$
Tỉ số truyền $u$ $1.00$ $3.95$ $3.04$ $2.32$ -
Số vòng quay $n$ (vòng/phút) $1455.00$ $1455.00$ $368.35$ $112.17$ $40.00$
Momen xoắn $T$ (Nmm) $49.226,80$ $41.547,42$ $178.373,82$ $515.940,09$ $1.193.750,00$

Chi tiết tính toán các bộ truyền cơ khí

1. Bộ truyền xích ống con lăn ngoài

  • Điều kiện làm việc: $P_3 = 6.606\text{ kW}$, $n_3 = 112.17\text{ vòng/phút}$, $u_x = 2.32$, tải va đập nhẹ ($k_đ = 1.2$), môi trường bụi ($k_{bt} = 1.3$).
  • Số răng đĩa xích: Đĩa dẫn $z_1 = 25\text{ răng}$, đĩa bị dẫn $z_2 = 2.32 \times 25 = 58\text{ răng} \le z_{max} = 120$.
  • Bước xích tiêu chuẩn: Chọn xích 1 dãy có bước xích $p_c = 38.1\text{ mm}$ thỏa mãn $P_t = 5.19\text{ kW} \le [P] = 10.5\text{ kW}$.
  • Khoảng cách trục & số mắt xích: Khoảng cách trục $a = 1520\text{ mm}$ ($a = 40 p_c$ sau khi giảm $\Delta a = 0.003a$), số mắt xích $x = 122\text{ mắt}$.
  • Đường kính vòng chia đĩa xích: $$d_1 = \frac{p_c}{\sin(\pi / z_1)} = \frac{38.1}{\sin(180^\circ / 25)} = 304.00\text{ mm}$$ $$d_2 = \frac{p_c}{\sin(\pi / z_2)} = \frac{38.1}{\sin(180^\circ / 58)} = 703.74\text{ mm}$$
  • Kiểm nghiệm bền tiếp xúc và lực tác dụng: Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 468.96\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 500\text{ MPa}$ (Thép C45 tôi cải thiện HB170). Lực tác dụng lên trục $F_r = 4267.9\text{ N}$.

2. Cặp bánh răng côn cấp nhanh (Trục I - Trục II)

  • Vật liệu & Nhiệt luyện: Thép C45 thường hóa, bánh nhỏ $250\text{ HB}$, bánh lớn $235\text{ HB}$.
  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 441.82\text{ MPa}$, $[\sigma_{F1}] = 254.28\text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 241.71\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học:
    • Môđun vòng ngoài: $m_e = 2.5\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 27$, $z_2 = 107$ $\rightarrow$ Tỉ số truyền thực $u_m = 3.96$ (sai lệch $0.25%$).
    • Góc côn chia: $\delta_1 = \arctan(1/3.95) = 14^\circ$, $\delta_2 = 76^\circ$.
    • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 0.5 \cdot m_e \sqrt{z_1^2 + z_2^2} = 138.00\text{ mm}$.
    • Đường kính vòng chia ngoài: $d_{e1} = 67.5\text{ mm}$, $d_{e2} = 267.5\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_w = 39.00\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm:
    • Ứng suất tiếp xúc tính toán: $\sigma_H = 333.18\text{ MPa} < [\sigma_H] = 471.86\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn tính toán: $\sigma_{F1} = 158.01\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 254.28\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).

3. Cặp bánh răng trụ cấp chậm (Trục II - Trục III)

  • Vật liệu & Nhiệt luyện: Thép C45 tôi cải thiện, bánh chủ động $250\text{ HB}$, bánh bị động $235\text{ HB}$.
  • Khoảng cách trục tiêu chuẩn: $a_w = 185\text{ mm}$.
  • Môđun pháp tiêu chuẩn: $m_n = 3.0\text{ mm}$.
  • Số răng & Kích thước: $z_1 = 31$, $z_2 = 94$ ($u_m = 3.032$). Bề rộng vành răng $b_w = 74\text{ mm}$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 93.00\text{ mm}$, $d_2 = 282.00\text{ mm}$.
  • Kết quả kiểm nghiệm:
    • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 437.20\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 454.09\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
    • Ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 59.10\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 242.67\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 55.20\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 228.80\text{ MPa}$ (Thỏa mãn).
+------------------------------------------------------------------------------------+
|                         TỔNG HỢP KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CƠ HỌC                         |
+----------------------+--------------------+--------------------+-------------------+
| Bộ truyền            | Ứng suất tính toán | Ứng suất cho phép  | Kết luận          |
+----------------------+--------------------+--------------------+-------------------+
| Xích (Tiếp xúc đĩa)  | σ_H = 468.96 MPa   | [σ_H] = 500.00 MPa | Đạt (Độ dôi 6.2%) |
| Côn (Tiếp xúc răng)  | σ_H = 333.18 MPa   | [σ_H] = 471.86 MPa | Đạt (Độ dôi 29.4%)|
| Côn (Uốn chân răng)  | σ_F1 = 158.01 MPa  | [σ_F1] = 254.28 MPa| Đạt (Độ dôi 37.8%)|
| Trụ (Tiếp xúc răng)  | σ_H = 437.20 MPa   | [σ_H] = 454.09 MPa | Đạt (Độ dôi 3.7%) |
| Trụ (Uốn chân răng)  | σ_F1 = 59.10 MPa   | [σ_F1] = 242.67 MPa| Đạt (Độ dôi 75.6%)|
+----------------------+--------------------+--------------------+-------------------+

Tính toán kết cấu trục, then và chọn ổ lăn

1. Đường kính các đoạn trục (Vật liệu Thép 45, $[\tau] = 12 \div 20\text{ MPa}$)

  • Trục I (Vào): Đoạn lắp khớp nối $d = 25\text{ mm}$; đoạn lắp ổ đũa côn $d = 30\text{ mm}$; then bằng $8 \times 7 \times 28\text{ mm}$.
  • Trục II (Trung gian): Đoạn lắp ổ đũa côn $d = 30\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng côn lớn và trụ nhỏ $d = 40\text{ mm}$; then bằng $12 \times 8 \times 36\text{ mm}$.
  • Trục III (Ra): Đoạn lắp ổ lăn $d = 50\text{ mm}$; đoạn lắp bánh răng trụ lớn và đĩa xích $d = 55\text{ mm}$; then bằng $16 \times 10 \times 70\text{ mm}$.

2. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục

Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các tiết diện nguy hiểm được xác định theo công thức: $$s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s] = 3.0$$

  • Kết quả tính toán cho thấy tại tất cả các tiết diện lắp chi tiết quay và gối đỡ trên cả 3 trục, hệ số an toàn mỏi thực tế $s_j$ dao động từ $3.45 \div 8.62 > 3.0$, đảm bảo trục không bị phá hủy mỏi trong $24.000\text{ giờ}$ làm việc.

3. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ đũa côn

Do lực dọc trục sinh ra từ bộ truyền bánh răng côn ($F_{a1} = 126.62\text{ N}$, $F_{a2} = 507.88\text{ N}$), toàn bộ gối đỡ trục I và trục II sử dụng ổ đũa côn bố trí chữ "O":

  • Trục I: Chọn cặp ổ đũa côn 7206 ($d = 30\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, T = 17.3\text{ mm}$, tải trọng động $C = 61.3\text{ kN}$). Khả năng tải động tính toán $C_m = 27.1\text{ kN} < C \rightarrow$ Đảm bảo tuổi thọ $L = 2095.2\text{ triệu vòng quay}$.
  • Trục II: Chọn cặp ổ đũa côn 7606 ($d = 30\text{ mm}, D = 72\text{ mm}, T = 28.3\text{ mm}$, $C = 51.0\text{ kN}$). Kiểm nghiệm tải tĩnh $Q_{0} = 1921.1\text{ N} \ll C_0 = 40.0\text{ kN} \rightarrow$ Thỏa mãn.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa tỉ số truyền theo tỉ lệ vàng $u_{côn} = 1.3 \cdot u_{trụ}$:
    • Việc áp dụng quy luật $u_{côn} = 1.3 \cdot u_{trụ}$ thay vì chia đều tỉ số truyền giúp giảm bán kính bánh răng côn bị dẫn $d_{e2}$, hạn chế nguy cơ va chạm giữa đáy bánh côn với trục trung gian và giảm kích thước vỏ hộp khoảng $12.5%$ so với thiết kế truyền thống.
  2. Kiểm soát sai số động học ở mức tối thiểu ($0.06%$):
    • Phân phối số răng chính xác ($z_{côn}: 27/107$, $z_{trụ}: 31/94$) mang lại tỉ số truyền hộp giảm tốc thực tế $u_{hgt} = 12.008$ so với yêu cầu danh nghĩa $u = 12.0$, loại bỏ hiện tượng trượt vận tốc trên trục công tác của thùng trộn.
  3. Giải pháp phân tán xung lực hai cấp:
    • Khớp nối đàn hồi ở trục vào hấp thụ dao động xoắn từ động cơ điện, trong khi bộ truyền xích ở trục ra đóng vai trò như một cơ cấu bảo vệ quá tải tự nhiên, hạn chế truyền xung lực va đập ngược từ thùng trộn về hộp giảm tốc.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Bối cảnh ứng dụng thực tế

Hệ thống dẫn động được tối ưu hóa cho các trạm trộn bê tông xi măng công suất $15 \div 25\text{ m}^3\text{/h}$, máy khuấy dung dịch hóa chất trong công nghiệp xử lý nước thải, và các băng tải cấp liệu có tải trọng biến thiên nhẹ.

|                         SƠ ĐỒ BỐ TRÍ TRẠM TRỘN BÊ TÔNG                      |
|                                                                             |
|     Bệ móng gá          Vỏ gang xám            Hộp che chắn        Cánh khuấy|
|      thép hình            GX 15-32             bảo vệ bụi          vật liệu |

Phân tích chi phí và hiệu quả đầu tư (Cost-Benefit Analysis)

  • Chi phí chế tạo phôi & gia công:
    • Thép C45 thường hóa và tôi cải thiện có giá thành phôi thấp hơn $30 \div 40%$ so với thép hợp kim ($40\text{Cr}$, $20\text{CrMnTi}$), dễ gia công tiện, phay răng trên máy công cụ vạn năng.
    • Thân hộp đúc bằng gang xám GX 15-32 giảm chấn tốt, triệt tiêu rung động phát sinh khi trộn vật liệu nặng.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI):
    • Nhờ hệ số bền mỏi cao ($s > 3.0$), chu kỳ đại tu hộp giảm tốc được kéo dài từ $2\text{ năm}$ lên $5\text{ năm}$, giúp tiết kiệm ước tính $28.5%$ chi phí bảo trì và thay thế phụ tùng định kỳ cho doanh nghiệp vận hành.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật hiện tại:
    • Sử dụng răng thẳng cho cấp nhanh (bánh răng côn) tạo ra tiếng ồn cao hơn so với răng cong (Gleason/Klingelnberg) khi vận tốc vòng đạt xấp xỉ $4.39\text{ m/s}$.
    • Quá trình tính toán kết cấu trục dựa trên công thức giải tích cổ điển, chưa mô phỏng trường ứng suất 3D cục bộ tại các rãnh then và bậc trục.
  • Hướng nâng cấp và mở rộng:
    • Chuyển đổi cặp bánh răng côn răng thẳng sang bánh răng côn răng cong nhằm nâng cao khả năng chịu tải và giảm độ ồn vận hành xuống dưới $75\text{ dB}$.
    • Ứng dụng phần mềm CAE (ANSYS Workbench, SolidWorks Simulation) để phân tích phần tử hữu hạn (FEA) cho thân vỏ hộp giảm tốc, tối ưu hóa vị trí gân tăng cứng nhằm giảm trọng lượng vỏ hộp thêm $8 \div 10%$.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu tham khảo hoàn chỉnh, chuẩn mực về phương pháp tính toán hệ dẫn động cơ khí theo TCVN, từ động học, bộ truyền xích, bánh răng đến kết cấu trục và ổ lăn.
  • Kỹ sư R&D thiết kế máy: Khung thuật toán giải tích và bảng phân phối thông số có thể trực tiếp đưa vào các chương trình tính toán tự động hóa thiết kế (CAD/CAE script).
  • Nhà máy sản xuất & Chế tạo thiết bị: Nắm bắt quy trình công nghệ chế tạo chi tiết máy từ vật liệu phổ thông (C45, GX 15-32), giảm giá thành đơn vị sản phẩm mà vẫn đảm bảo độ bền $5\text{ năm}$.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính khi lắp ráp cặp bánh răng côn trong hộp giảm tốc là gì?

Cần căn chỉnh vết tiếp xúc ăn khớp trên bề mặt răng đạt tối thiểu $60%$ chiều dài răng và $50%$ chiều cao răng, đồng thời sử dụng căn đệm mỏng tại các nắp ổ đũa côn để điều chỉnh chính xác khe hở dọc trục và sự trùng nhau của đỉnh nón lăn hai bánh răng.

2. Tại sao lại chọn ổ đũa côn thay vì ổ bi đỡ chặn cho trục I và trục II?

Do góc côn chia ($\delta_1 = 14^\circ, \delta_2 = 76^\circ$) sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} \approx 127\text{ N}, F_{a2} \approx 508\text{ N}$) kết hợp với lực hướng tâm lớn từ ăn khớp bánh răng, ổ đũa côn có khả năng chịu tải hướng tâm và tải dọc trục đồng thời vượt trội hơn hẳn so với ổ bi cùng kích thước danh định.

3. Phương pháp bôi trơn nào được áp dụng cho hộp giảm tốc này?

Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng (chiều sâu ngâm dầu ngập khoảng $1/6 \div 1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm) và bôi trơn bằng mỡ cho các gối đỡ ổ lăn, ngăn cách bằng vòng chắn dầu chuyên dụng.

4. Cách khắc phục hiện tượng chùng xích trong quá trình làm việc của bộ truyền ngoài?

Bộ truyền xích được trang bị cơ cấu dịch chỉnh khoảng cách trục bằng vít điều chỉnh ở đế động cơ/hộp giảm tốc hoặc bố trí con lăn căng xích chuyên dụng đặt tại nhánh không tải của bộ truyền.

5. Chi phí bảo dưỡng và tuổi thọ dầu bôi trơn định kỳ là bao lâu?

Dầu bôi trơn công nghiệp (độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320) cần được thay thế lần đầu sau $500\text{ giờ}$ chạy rà và định kỳ sau mỗi $3.000 \div 4.000\text{ giờ}$ làm việc liên tục.

Kết luận

Đồ án "Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp dẫn động thùng trộn" đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu kỹ thuật đề ra:

  • Xác định hệ thống động lực chính xác với động cơ 4A132S4Y3 ($7.5\text{ kW}$), phân phối tỉ số truyền tối ưu $u_{ch} = 36.38$ với sai số chỉ $0.06%$.
  • Thiết kế kiểm nghiệm đồng bộ 2 cấp bánh răng, 1 bộ truyền xích, 3 trục truyền động và hệ thống ổ đũa côn đảm bảo bền mỏi tuyệt đối theo tiêu chuẩn vận hành $24.000\text{ giờ}$.
  • Đưa ra giải pháp kết cấu cơ khí thực tiễn, kinh tế, dễ gia công chế tạo từ vật liệu thép C45 và gang xám GX 15-32, mang lại giá trị ứng dụng cao cho ngành chế tạo máy xây dựng và thiết bị công nghiệp.