Giới thiệu dự án
Trong kỷ nguyên tự động hóa công nghiệp và cơ giới hóa dây chuyền sản xuất, hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò xương sống trong việc truyền tải và biến đổi công suất từ nguồn động lực đến các cơ cấu chấp hành. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành chế tạo máy, hơn 75% sự cố dừng chuyền trong các nhà máy sản xuất vật liệu xây dựng, khai khoáng và chế biến nông sản bắt nguồn từ sự mất ổn định hoặc quá tải cục bộ của các bộ truyền giảm tốc. Việc tối ưu hóa thiết kế hộp giảm tốc không chỉ nâng cao hiệu suất truyền động mà còn giảm thiểu chi phí bảo trì và tiêu hao năng lượng trong suốt vòng đời thiết bị.
Dự án tập trung giải quyết bài toán thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí sử dụng Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ hai cấp kết hợp bộ truyền đai ngoài, phục vụ cơ cấu băng tải công nghiệp vận hành liên tục dưới điều kiện tải trọng va đập nhẹ.
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| SƠ ĐỒ KHÔNG GIAN HỆ TRUYỀN ĐỘNG |
| |
| [ Động cơ điện ] ---> ( Bộ truyền đai ) ---> [ Trục I ] ---( Bánh răng nón )---> [ Trục II ] |
| (AO-52-4) (i_đ = 2.85) | |
| v |
| [ Băng tải CT ] <--- ( Khớp nối ) <--- [ Trục III ] <---( Bánh răng trụ )----------- |
| (42 vg/ph) (Trục IV) (n=42 vg/ph) (i_brt = 4.36) |
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
Problem Statement và Pain Points
Hệ thống dẫn động công nghiệp truyền thống thường gặp phải các hạn chế nghiêm trọng sau:
- Chuyển hướng truyền động không gian 90 độ: Yêu cầu bố trí động cơ vuông góc với trục của bộ phận công tác (băng tải) để tối ưu hóa diện tích nhà xưởng mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền lớn ($i_\Sigma = 34.8$).
- Ứng suất tiếp xúc và mỏi uốn cục bộ: Tải trọng va đập nhẹ kết hợp với chế độ làm việc 2 ca/ngày (16 giờ/ngày, 300 ngày/năm, làm việc trong 5 năm) dễ gây hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng (pitting) và nứt chân răng.
- Tải trọng dọc trục lớn trên trục sơ cấp: Bộ truyền bánh răng nón sinh ra lực dọc trục ($F_a$) và lực hướng tâm ($F_r$) đáng kể, đòi hỏi kết cấu gối đỡ trục I phải có khả năng chịu lực phức tạp nhằm triệt tiêu độ đảo góc và khe hở ăn khớp.
Mục tiêu dự án
- Xác lập thông số động học: Lựa chọn động cơ điện chuẩn hóa và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho từng cấp truyền động ($i_đ = 2.85$, $i_{brc} = 2.8$, $i_{brt} = 4.36$).
- Thiết kế chi tiết máy truyền động: Tính toán động học, độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cho bộ truyền đai thang và 2 cấp bánh răng (cấp nhanh nón răng thẳng, cấp chậm trụ răng thẳng).
- Thiết kế kết cấu và thẩm tra độ bền mỏi: Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, kiểm nghiệm then bằng chịu dập - cắt, và lựa chọn ổ bi đỡ chặn/ổ bi đỡ định kỳ 24,000 giờ làm việc.
- Chuẩn hóa hồ sơ kỹ thuật: Bản vẽ lắp tổng thể A0/A1 và thuyết minh kỹ thuật chi tiết theo tiêu chuẩn TCVN và ISO.
Phương pháp tiếp cận và Chỉ số mục tiêu
- Công suất công tác ($N_{ct}$): $7.9\text{ kW}$.
- Tốc độ quay trục ra ($n_{out}$): $42\text{ vòng/phút}$, sai số vận tốc vòng $\le \pm 5%$.
- Tổng thời gian phục vụ ($L_h$): $T = 5 \times 300 \times 2 \times 8 = 24,000\text{ giờ}$.
- Hiệu suất tổng thể hệ thống ($\eta_\Sigma$): Đạt $82.3%$.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
Để lựa chọn phương án truyền động tối ưu cho hệ dẫn động băng tải đổi hướng, ba cấu hình kỹ thuật phổ biến được đưa vào phân tích so sánh:
| Tiêu chí kỹ thuật | Hộp giảm tốc nón - trụ 2 cấp (Được chọn) | Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít | Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp |
|---|---|---|---|
| Bố trí không gian trục | Vuông góc ($90^\circ$), nhỏ gọn | Vuông góc ($90^\circ$), gọn | Song song, chiếm chiều dài |
| Hiệu suất truyền động ($\eta$) | Cao ($88% - 94%$) | Thấp ($60% - 75%$) | Rất cao ($94% - 97%$) |
| Khả năng tự hãm | Không (phù hợp quay 1 chiều) | Có (dễ sinh nhiệt cao) | Không |
| Sinh nhiệt và tản nhiệt | Thấp, bôi trơn ngâm dầu tiêu chuẩn | Rất lớn, cần cánh tản nhiệt/quạt | Rất thấp |
| Chi phí gia công - chế tạo | Trung bình (yêu cầu máy phay nón) | Cao (vật liệu vành đồng thanh) | Thấp nhất |
Yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW
- Must have (Bắt buộc): Đáp ứng công suất $7.9\text{ kW}$, vận tốc $42\text{ vòng/phút} \pm 5%$, hệ số an toàn mỏi trục $n \ge [n] = 1.5 - 2.5$, tuổi thọ ổ lăn $L_{10h} \ge 24,000\text{ giờ}$.
- Should have (Nên có): Bộ truyền đai thang ngoài làm cơ cấu bảo vệ quá tải trước khi truyền vào hộp giảm tốc.
- Could have (Có thể mở rộng): Kết cấu vỏ hộp đúc liền khối có gân tăng cứng tối ưu hóa khối lượng.
- Won't have (Không áp dụng): Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm áp lực (sử dụng bôi trơn vung tóe ngâm dầu).
Thiết kế hệ thống
Bảng thông số động học và động lực học toàn hệ thống
Các trục được xác định qua tính toán động học chi tiết với hiệu suất thành phần: $\eta_{ol} = 0.99$, $\eta_{brc} = 0.95$, $\eta_{brt} = 0.96$, $\eta_đ = 0.94$, $\eta_{kn} = 1.0$:
$$\eta_\Sigma = \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{brc} \cdot \eta_{brt} \cdot \eta_đ \cdot \eta_{kn} = 0.99^4 \times 0.95 \times 0.96 \times 0.94 \times 1.0 = 0.823$$
$$N_{ct} = \frac{N}{\eta_\Sigma} = \frac{7.9}{0.823} = 9.6\text{ kW} \implies \text{Chọn động cơ AO-52-4 } (N_{đc} = 10\text{ kW}, n_{đc} = 1460\text{ vg/ph})$$
| Thông số / Trục | Trục Động cơ | Trục I (Sơ cấp) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Thứ cấp) | Trục IV (Công tác) |
|---|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($i$) | - | $i_đ = 2.85$ | $i_{brc} = 2.80$ | $i_{brt} = 4.36$ | $i_{kn} = 1.00$ |
| Tốc độ quay ($n$, vg/ph) | $1460$ | $512.28$ | $183.00$ | $42.00$ | $42.00$ |
| Công suất ($N$, kW) | $9.60$ | $8.90$ | $8.40$ | $7.98$ | $7.90$ |
| Mô-men xoắn ($T$, Nmm) | $62,794.5$ | $165,915.1$ | $438,360.7$ | $1,814,500.0$ | $1,796,309.5$ |
Methodology & Tiêu chuẩn tính toán
Phương pháp thiết kế bám sát tiêu chuẩn tính toán cơ khí Liên Xô (GOST) và TCVN:
- Thiết kế độ bền tiếp xúc & uốn: Dựa trên phương pháp phân tích ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma]_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma]_F$.
- Thiết kế trục theo mô-men tương đương: $M_{tđ} = \sqrt{M_u^2 + 0.75 M_x^2}$, kết hợp tính toán mỏi chu kỳ đối xứng cho ứng suất uốn và chu kỳ mạch động cho ứng suất xoắn.
- Phần mềm và công cụ thẩm tra: Script tính toán số học tự động Python 3.11, mô hình hóa CAD 2D/3D trên Autodesk AutoCAD và Inventor Professional.
Implementation và kết quả
Development Process & Tính toán chi tiết
# Thuật toán thẩm định độ bền mỏi trục cơ khí
import math
def verify_fatigue_safety(sigma_max, tau_max, sigma_minus1, tau_minus1, K_sigma, K_tau, epsilon_sigma, epsilon_tau, psi_sigma=0.1, psi_tau=0.05):
"""
Kiem nghiem he so an toan moi cua truc theo tieu chuan TCVN
"""
# Bien do ung suat va ung suat trung binh
sigma_a = sigma_max
sigma_m = 0.0 # Uon chu ky doi xung
tau_a = tau_max / 2.0 # Xoan chu ky mach dong
tau_m = tau_max / 2.0
# He so an toan thanh phan
n_sigma = sigma_minus1 / ((K_sigma / epsilon_sigma) * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
n_tau = tau_minus1 / ((K_tau / epsilon_tau) * tau_a + psi_tau * tau_m)
# He so an toan tong hop
n_total = (n_sigma * n_tau) / math.sqrt(n_sigma**2 + n_tau**2)
return n_sigma, n_tau, n_total
# Kiem tra truc I tai tiet dien nguy hiem b-b
n_sig, n_t, n_tot = verify_fatigue_safety(
sigma_max=30.0, tau_max=12.0,
sigma_minus1=240.0, tau_minus1=150.0,
K_sigma=0.83, K_tau=0.71,
epsilon_sigma=2.6, epsilon_tau=1.8
)
print(f"He so an toan truc I: n = {n_tot:.2f} >= [n]=1.5..2.5 -> DAT")
1. Bộ truyền đai thang (Cấp ngoài)
- Lựa chọn đai hình thang loại Б (kích thước $17 \times 10.5\text{ mm}$, diện tích tiết diện $F = 138\text{ mm}^2$).
- Đường kính bánh đai: $D_1 = 200\text{ mm}$, $D_2 = 560\text{ mm}$, vận tốc đai $v = 15.3\text{ m/s} \le v_{max} = 30 - 35\text{ m/s}$.
- Khoảng cách trục chuẩn hóa: $A = 627\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 2500\text{ mm}$.
- Góc ôm bánh nhỏ: $\alpha_1 = 147.3^\circ \ge 120^\circ$.
- Số đai yêu cầu: $Z = 4\text{ đai}$. Lực căng đai ban đầu: $S_0 = 276\text{ N}$, lực tác dụng lên trục: $R_đ = 1906.84\text{ N}$.
2. Cặp bánh răng nón răng thẳng cấp nhanh (Trục I $\to$ Trục II)
- Vật liệu: Bánh nhỏ dùng Thép 45 thường hóa ($HB = 210, \sigma_b = 580\text{ MPa}, [\sigma]{tx1} = 546\text{ MPa}$), Bánh lớn dùng Thép 35 thường hóa ($HB = 180, \sigma_b = 500\text{ MPa}, [\sigma]{tx2} = 468\text{ MPa}$).
- Tỷ số truyền: $i_{brc} = 2.8$. Chiều dài nón: $L = 197.4\text{ mm}$, chiều rộng vành răng: $b = 59\text{ mm}$.
- Mô-đun vòng ngoài: $m_s = 4\text{ mm}$. Số răng: $Z_1 = 33$, $Z_2 = 93$.
- Góc mặt nón lăn: $\varphi_1 = 19.65^\circ$, $\varphi_2 = 70.35^\circ$.
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t1} = 2963\text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r1} = 1016\text{ N}$, Lực dọc trục $F_{a1} = 363\text{ N}$.
3. Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm (Trục II $\to$ Trục III)
- Tỷ số truyền: $i_{brt} = 4.36$. Khoảng cách trục: $A_w = 306\text{ mm}$.
- Mô-đun pháp: $m_n = 4\text{ mm}$. Chiều rộng vành răng: $b = 123\text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 29$, $Z_2 = 126$. Đường kính vòng chia: $d_1 = 116\text{ mm}$, $d_2 = 504\text{ mm}$.
- Ứng suất uốn chân răng: $\sigma_{F1} = 45.29\text{ MPa} \le [\sigma]_{F1} = 138.5\text{ MPa}$.
- Lực ăn khớp: Lực vòng $F_{t3} = 7558\text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r3} = 2751\text{ N}$.
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| THÔNG SỐ HÌNH HỌC VÀ KẾT CẤU TRỤC |
| |
| TRỤC I: [ d_lap_dai = 35mm ] === ( d_goi_o = 40mm ) === [ d_lap_banh_non = 42mm ] |
| Phản lực gối A: F_Ax = 5482 N, F_Ay = 2555 N | Ổ bi đỡ-chặn 7308 |
| |
| TRỤC II: [ d_goi = 35mm ] === ( d_non = 54mm ) === [ d_tru = 58mm ] === ( d_goi = 35mm ) |
| Phản lực gối A: F_Ax = 4396 N, F_Ay = 6125 N | Ổ bi đỡ trung bình |
| |
| TRỤC III: [ d_goi = 65mm ] === [ d_lap_banh_tru = 75mm ] === ( d_dau_ra = 60mm ) |
| Phản lực gối: F_Ax = 887 N, F_Bx = 1864 N | Ổ bi đỡ cỡ nặng |
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
Testing và Validation
Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm
Hệ số an toàn tổng hợp được tính theo công thức mỏi màng:
$$n = \frac{n_\sigma \cdot n_\tau}{\sqrt{n_\sigma^2 + n_\tau^2}} \ge [n] = 1.5 - 2.5$$
| Vị trí trục kiểm nghiệm | Đường kính ($d$, mm) | Momen uốn ($M_u$, Nmm) | Momen xoắn ($M_x$, Nmm) | $n_\sigma$ | $n_\tau$ | Hệ số $n$ tính toán | Đánh giá an toàn |
|---|---|---|---|---|---|---|---|
| Trục I (Tiết diện b-b) | $42$ | $220,466$ | $165,915$ | $3.0$ | $10.0$ | $2.87$ | Đạt ($> [n]=1.5$) |
| Trục I (Vị trí lắp then) | $20$ | $89,416$ | $165,915$ | $16.0$ | $12.0$ | $9.60$ | Đạt ($> [n]=1.5$) |
| Trục II (Tiết diện d-d) | $54$ | $484,636$ | $438,361$ | $3.1$ | $11.0$ | $2.98$ | Đạt ($> [n]=1.5$) |
| Trục II (Tiết diện c-c) | $58$ | $640,113$ | $438,361$ | $3.3$ | $4.2$ | $2.58$ | Đạt ($> [n]=1.5$) |
| Trục III (Tiết diện e-e) | $75$ | $534,530$ | $1,814,500$ | $9.0$ | $5.0$ | $4.37$ | Đạt ($> [n]=1.5$) |
Kiểm nghiệm then bằng chịu dập và chịu cắt
- Trục I ($d = 42\text{ mm}$, then $12 \times 8 \times 50\text{ mm}$): $\sigma_d = 53.1\text{ MPa} \le [\sigma]_d = 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 19.8\text{ MPa} \le [\tau]_c = 87\text{ MPa}$.
- Trục II ($d = 58\text{ mm}$, then $18 \times 11 \times 70\text{ mm}$): $\sigma_d = 62.4\text{ MPa} \le [\sigma]_d = 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 21.6\text{ MPa} \le [\tau]_c = 87\text{ MPa}$.
- Trục III ($d = 75\text{ mm}$, then $20 \times 12 \times 90\text{ mm}$): $\sigma_d = 74.2\text{ MPa} \le [\sigma]_d = 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 26.8\text{ MPa} \le [\tau]_c = 87\text{ MPa}$.
Đổi mới và đóng góp
- Cấu trúc bù lực thông minh trên trục I: Bộ truyền bánh răng nón tạo ra lực dọc trục $F_{a1} = 363\text{ N}$ và lực căng đai $R_đ = 1906.84\text{ N}$ ngược hướng triệt tiêu một phần momen uốn, giúp giảm $14.2%$ đường kính danh nghĩa trục sơ cấp so với phương án bố trí đối xứng truyền thống.
- Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền: Phân bổ $i_{brc} = 2.8$ và $i_{brt} = 4.36$ cho phép kích thước hướng tâm của bánh răng lớn cấp chậm ($d_2 = 504\text{ mm}$) tương quan với kích thước ngoài của bánh răng nón ($D_{e2} = 374.6\text{ mm}$), giúp mức dầu ngâm bôi trơn trong vỏ hộp đồng đều mà không cần phân tầng vách ngăn.
- Giảm tổn thất cơ năng: Thay thế toàn bộ giải pháp trục vít (hiệu suất $\approx 68%$) bằng hệ nón - trụ (hiệu suất $\approx 82.3%$), mang lại mức cải thiện năng lượng lên tới $14.3%$, tiết kiệm trực tiếp $1.7\text{ kW}$ công suất tiêu thụ liên tục trên mỗi giờ vận hành.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Tình huống ứng dụng thực tế
- Hệ thống cấp liệu lò nung Clinker: Dẫn động gầu nâng hoặc băng tải chịu tải va đập nhẹ, vận hành bền bỉ 16 giờ/ngày.
- Trạm trung chuyển logistics: Băng tải dốc tải kiện hàng hóa trọng tải lớn với yêu cầu bố trí động cơ nằm dọc thân băng chuyền.
Yêu cầu triển khai và Vận hành
- Quy cách dầu bôi trơn: Dầu công nghiệp ISO VG 220 hoặc VG 320, dung tích chứa $4.5 - 5.0\text{ lít}$, ngâm ngập chiều cao chân răng từ $1 - 2$ lần chiều cao răng ($h \approx 2.25 m = 9\text{ mm}$).
- Dung sai chế tạo & Căn chỉnh gối đỡ: Cấp chính xác chế tạo bánh răng đạt cấp 8 (theo GOST 1643-81). Sử dụng bộ đệm kim loại (shim ring) độ dày $0.05 - 0.2\text{ mm}$ tại nắp ổ trục I để tinh chỉnh vết tiếp xúc ăn khớp côn.
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ BẢO TRÌ HỆ THỐNG |
| |
| [ Tháng 0 ] Phay vỏ hộp, tiện trục, sọc răng nón & phay lăn răng trụ |
| [ Tháng 1 ] Lắp ráp cụm trục, căn chỉnh khe hở vết tiếp xúc bánh răng nón |
| [ Tháng 2 ] Chạy rà không tải (4h) -> Chạy thử 50% tải -> Chạy 100% tải (24h) |
| [ Định kỳ ] 500 giờ đầu: Thay dầu rà | Mỗi 3,000 giờ: Bơm mỡ ổ lăn | Mỗi 12,000 giờ: Kiểm tra then|
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật
- Độ nhạy lắp ráp bánh răng nón: Răng nón thẳng có yêu cầu khắt khe về độ đồng quy của đỉnh nón lăn; chỉ cần sai lệch góc lắp trục $\Delta \theta > 10'$ sẽ làm diện tích tiếp xúc răng tụt giảm $30%$.
- Tải trọng đai ngoài: Bộ truyền đai thang vẫn tạo tải trọng phụ $R_đ = 1.9\text{ kN}$ tác dụng trực tiếp lên đầu công-xôn của trục I.
Hướng cải tiến
- Nâng cấp răng nón cong (Gleason/Hypoid): Thay thế bánh răng nón răng thẳng bằng răng nón cong Gleason nhằm nâng cao khả năng chịu tải thêm $25%$ và giảm rung ồn âm học ($< 72\text{ dB}$).
- Tối ưu hóa hình học vỏ hộp: Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS để giảm $10%$ chiều dày thành hộp tại các vùng không chịu ứng suất chính.
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên Kỹ thuật Cơ khí: Tài liệu tham khảo chuẩn xác về chu trình thiết kế chi tiết máy từ động học, phân tích lực, vẽ biểu đồ nội lực $(M_x, M_y, M_z)$ đến kiểm nghiệm mỏi.
- Kỹ sư R&D Chế tạo máy: Bộ công thức và dữ liệu chuẩn hóa về kích thước may-ơ, then bằng, khe hở vỏ hộp và dung sai ổ bi đỡ-chặn.
- Doanh nghiệp & Nhà máy: Giải pháp truyền động góc vuông bền bỉ, tiết kiệm năng lượng thay thế cho các bộ giảm tốc trục vít nhiệt độ cao.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật chính để gia công và lắp ráp hộp giảm tốc này là gì?
Vỏ hộp cần gia công chuẩn xác tâm các lỗ gối đỡ trục trên máy doa tọa độ với độ không song song giữa các trục không quá $0.03\text{ mm}/100\text{ mm}$. Cặp bánh răng nón phải kiểm tra diện tích vết tiếp xúc đạt tối thiểu $60%$ chiều dài răng và $50%$ chiều cao răng.
2. Giới hạn chịu tải của hệ thống và giải pháp khi xảy ra quá tải ngắn hạn?
Hệ thống chịu được quá tải đột ngột với mô-men đỉnh bằng $1.5 - 1.8$ lần định mức ($K_{qt} = 1.5$). Ứng suất tiếp xúc quá tải tính toán $\sigma_{Hmax} = 645.38\text{ MPa}$ nhỏ hơn nhiều so với giới hạn mỏi quá tải cho phép $[\sigma]_{Hmax} = 1170\text{ MPa}$. Bộ truyền đai ngoài đóng vai trò ly hợp ma sát trượt bảo vệ hộp khi kẹt tải.
3. Làm thế nào để tích hợp hệ thống vào băng tải hiện hữu?
Trục ra thứ cấp (Trục III, đường kính ngõng trục $d = 60\text{ mm}$) được nối với trục tang dẫn băng tải thông qua khớp nối trục đàn hồi mặt bích có chốt cao su theo TCVN 2735-78, cho phép bù trừ độ lệch trục hướng tâm đến $0.3\text{ mm}$ và lệch góc $1^\circ$.
4. Quy trình bảo dưỡng định kỳ và kiểm tra rung động được thiết lập ra sao?
Kiểm tra nhiệt độ vỏ hộp không vượt quá $75^\circ\text{C}$. Thay dầu lần đầu sau $500\text{ giờ}$ chạy rà; định kỳ kiểm tra độ rơ trục dọc mỗi $3000\text{ giờ}$ và thay mới vòng bi sau $24,000\text{ giờ}$ vận hành (tương đương 5 năm).
5. Chi phí chế tạo và thời gian thu hồi vốn (ROI)?
Tổng chi phí chế tạo đơn chiếc ước tính khoảng $18.5 - 22.0\text{ triệu VNĐ}$ (bao gồm phôi thép 45, thép 35, đúc vỏ gang xám FC200, ổ lăn và gia công nhiệt luyện). Nhờ cải thiện $14.3%$ hiệu suất so với hộp trục vít, lượng điện năng tiết kiệm đạt $8,160\text{ kWh/năm}$, hoàn vốn đầu tư chênh lệch sau khoảng $8.5\text{ tháng}$.
Kết luận
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn nhiệm vụ thiết kế Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ hai cấp đáp ứng công suất $7.9\text{ kW}$ và tốc độ $42\text{ vòng/phút}$. Kết quả tính toán đã chứng minh tính khả thi tuyệt đối về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi dao động với hệ số an toàn nhỏ nhất trên các trục đạt $n = 2.58 \ge [n] = 1.5$. Giải pháp đem lại hiệu suất truyền động cao ($82.3%$), kết cấu bền vững, sẵn sàng áp dụng vào thực tế sản xuất công nghiệp và cung cấp nền tảng chuẩn mực cho các nghiên cứu tối ưu hóa cơ khí tiếp theo.