Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa sản xuất hiện đại, các hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò then chốt trong việc vận hành dây chuyền tải liệu, băng chuyền công nghiệp và thiết bị gia công. Theo các khảo sát kỹ thuật ngành chế tạo máy, hơn 70% sự cố dừng máy trong các hệ thống vận chuyển công nghiệp xuất phát từ việc tính toán sai lệch tải trọng động, mỏi trục hoặc bôi trơn kém hiệu quả ở cụm dẫn động. Đồ án "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" giải quyết bài toán cốt lõi: chuyển đổi công suất và mô men từ động cơ điện tốc độ cao sang trục công tác tốc độ chậm, đảm bảo độ tin cậy vận hành liên tục và tối ưu hóa chi phí chế tạo.

graph LR
    DC[Động cơ điện<br/>5.5 kW - 2890 rpm] -->|Bộ truyền đai thang<br/>u_d = 2.87| TrucI[Trục I<br/>1032.1 rpm]
    TrucI -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh<br/>u_1 = 3.95| TrucII[Trục II<br/>260 rpm]
    TrucII -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm<br/>u_2 = 3.07| TrucIII[Trục III<br/>85 rpm]
    TrucIII -->|Nối trục đàn hồi<br/>u_nt = 1.0| TrucIV[Trục IV - Công tác<br/>85 rpm - 3.92 kW]

Vấn đề kỹ thuật đặt ra

Hệ thống máy công tác yêu cầu công suất hữu ích trên trục $P_{ct} = 3.92\text{ kW}$ với tốc độ quay thấp $n_{ct} = 85\text{ vòng/phút}$ và mô men xoắn lớn ($T_{ct} = 440.423\text{ N}\cdot\text{mm}$). Tuy nhiên, các dòng động cơ điện không đồng bộ ba pha tiêu chuẩn công nghiệp thường làm việc ở dải vận tốc cao ($2890\text{ vòng/phút}$). Sự chênh lệch vận tốc rất lớn (tỉ số truyền chung $u \approx 34.06$) đòi hỏi phải thiết kế một hệ thống giảm tốc đa cấp trung gian gồm bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp, vừa đảm bảo giảm tốc độ, vừa chịu được chế độ làm việc 2 ca/ngày (16 giờ/ngày), liên tục 300 ngày/năm trong vòng 5 năm ($t_{\Sigma} = 24.000\text{ giờ}$).

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể

  1. Phân phối tỉ số truyền và chọn động cơ: Xác định công suất cần thiết $P_{ct} = 3.53\text{ kW}$, lựa chọn động cơ 3 pha mã hiệu tiêu chuẩn có công suất danh định $P_{đc} = 5.5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 3000\text{ vòng/phút}$ (tốc độ định mức $2890\text{ vòng/phút}$).
  2. Thiết kế bộ truyền đai thang: Tối ưu hóa kích thước bộ truyền ngoài với tỉ số truyền $u_đ = 2.87$, sử dụng 2 dây đai tiết diện loại A tiêu chuẩn, khống chế vận tốc trượt $v = 18.91\text{ m/s} < 25\text{ m/s}$.
  3. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển: Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($a_{w1} = 120\text{ mm}$, $m_1 = 2\text{ mm}$, $u_1 = 3.95$) và cấp chậm ($a_{w2} = 145\text{ mm}$, $m_2 = 2.5\text{ mm}$, $u_2 = 3.07$) đạt chuẩn độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và độ bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  4. Thiết kế trục, then và chọn ổ lăn: Xác định kích thước các đoạn trục I, II, III; kiểm nghiệm sức bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm đạt hệ số an toàn $s_j \ge [s] = 1.5 \div 2.5$; tính toán chọn then bằng đạt ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép.
  5. Tối ưu hóa điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Đảm bảo mức ngập dầu của bánh răng lớn cấp nhanh $h_2 \in (0.75 \div 2)h$ và bánh răng lớn cấp chậm không ngập quá $1/3$ bán kính vòng đỉnh $d_{a4}/2$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Tiêu chí kỹ thuật Bộ truyền đai + HGT Bánh răng trụ 2 cấp (Giải pháp đề xuất) Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Hộp giảm tốc Hành tinh (Planetary Gearbox)
Hiệu suất tổng thể ($\eta$) Cao ($\eta \approx 84.8% - 86.5%$) Thấp ($\eta \approx 65% - 75%$, tổn hao ma sát lớn) Rất cao ($\eta \approx 92% - 95%$)
Khả năng tự giảm chấn Tốt (nhờ tính đàn hồi của bộ truyền đai ngoài) Kém Trung bình
Chi phí chế tạo & Gia công Thấp - Trung bình (dễ gia công trên máy phay, tiện vạn năng) Cao (yêu cầu vật liệu đồng thanh đắt tiền) Rất cao (yêu cầu độ chính xác gia công CNC vi mô)
Bảo trì, sửa chữa Rất dễ dàng thay thế phụ tùng tiêu chuẩn Phức tạp khi mòn ren trục vít Rất phức tạp, đòi hỏi kỹ thuật cao
Khả năng chịu quá tải An toàn (đai trượt khi quá tải đột ngột) Dễ kẹt dính răng do quá nhiệt Nhạy cảm với tải va đập

Phân tích yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW

  • Must have (Bắt buộc):
    • Sai số tỉ số truyền toàn hệ thống $|\Delta u| \le 3%$ (Đạt: $0.15%$).
    • Động cơ điện đủ công suất khởi động và làm việc ổn định dưới tải trọng $P = 3.92\text{ kW}$.
    • Vật liệu bánh răng thép C45 tôi cải thiện đảm bảo ứng suất tiếp xúc $\sigma_H < 479.3\text{ MPa}$.
    • Hệ số an toàn mỏi của trục $s_j > 1.5$.
  • Should have (Nên có):
    • Góc nghiêng răng $\beta \in [15^\circ, 20^\circ]$ để triệt tiêu tải trọng động và tăng độ trùng khớp.
    • Bôi trơn ngâm dầu chung một mức cho cả hai cấp bánh răng trong cùng một vỏ hộp.
  • Could have (Có thể có):
    • Lắp thêm mắt thăm dầu và van thông hơi tiêu chuẩn trên nắp hộp giảm tốc.
  • Won't have (Không áp dụng):
    • Hệ thống bơm dầu bôi trơn cưỡng bức (do vận tốc vòng $v < 5\text{ m/s}$, không cần thiết, giúp tiết kiệm chi phí).

Thiết kế hệ thống và Cơ sở tính toán

Hệ thống dẫn động được phân tích theo 4 trục truyền lực chính:

[Động cơ] ---> (Đai thang u=2.87) ---> [Trục I] ---> (Bánh răng nghiêng u=3.95) ---> [Trục II] ---> (Bánh răng nghiêng u=3.07) ---> [Trục III] ---> (Khớp nối u=1.0) ---> [Trục IV]

Bảng thông số động học và động lực học toàn hệ thống

$$\eta_{\Sigma} = \eta_đ \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{nt} = 0.96 \cdot (0.96)^2 \cdot (0.99)^4 \cdot 1.0 = 0.848$$

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV (Công tác)
Tỉ số truyền ($u$) - $u_đ = 2.87$ $u_1 = 3.95$ $u_2 = 3.07$ $u_{nt} = 1.0$
Số vòng quay ($n$, v/ph) 2890 1032.1 260.0 85.0 85.0
Công suất ($P$, kW) 4.62 4.39 4.17 3.96 3.92
Mô men xoắn ($T$, $\text{N}\cdot\text{mm}$) 15,267 40,621 153,168 444,917 440,423

Phương pháp luận (Methodology)

Toàn bộ quy trình thiết kế được thực hiện tuần tự theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN 1766-75, TCVN 3217-79) và phương pháp giải tích chi tiết máy của Trịnh Chất & Lê Văn Uyển:

  1. Giai đoạn 1: Phân tích động lực học hệ dẫn động $\to$ Chọn động cơ $\to$ Phân phối tỉ số truyền.
  2. Giai đoạn 2: Tính toán hình học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền ngoài (đai thang).
  3. Giai đoạn 3: Thiết kế chi tiết tiếp xúc/uốn bánh răng cấp nhanh và cấp chậm $\to$ Kiểm tra điều kiện bôi trơn.
  4. Giai đoạn 4: Lập sơ đồ không gian lực tác dụng lên trục $\to$ Vẽ biểu đồ mô men $M_x, M_y, M_{tđ} \to$ Định kích thước trục.
  5. Giai đoạn 5: Kiểm nghiệm mỏi trục theo chu kỳ đối xứng/mạch động $\to$ Kiểm nghiệm độ bền dập và cắt của then.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và công thức cốt lõi

Quy trình tính toán hệ thống dẫn động cơ khí được số hóa và chuẩn hóa qua mô hình tính toán giải tích:

import math

def calculate_gear_contact_stress(T1, u, aw, bw, zm=274.0, zh=1.62, ze=0.87, k_h=1.28):
    """
    Tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc mặt răng (MPa)
    T1: Momen xoan tren banh dan (Nmm)
    u: Ti so truyen
    aw: Khoang cach truc (mm)
    bw: Chieu rong vanh rang (mm)
    """
    # Ứng suất tiếp xúc sinh ra: sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * sqrt((2 * T1 * k_h * (u + 1)) / (bw * u * aw**2))
    val = (2 * T1 * k_h * (u + 1)) / (bw * u * (aw ** 2))
    sigma_H = zm * zh * ze * math.sqrt(val)
    return sigma_H

# Thực nghiệm cấp nhanh:
sigma_H1 = calculate_gear_contact_stress(T1=40621, u=3.95, aw=120, bw=36, k_h=1.28)
# Kết quả tính toán: sigma_H1 = 456.5 MPa <= [sigma_H] = 479.3 MPa (Thỏa mãn)

def check_shaft_fatigue(sigma_b, sigma_a, tau_m, k_sigma, k_tau, epsilon_sigma, epsilon_tau):
    """
    Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi của trục tại tiết diện nguy hiểm
    """
    # Giới hạn mỏi uốn và xoắn của thép C45
    sigma_minus1 = 0.436 * sigma_b
    tau_minus1 = 0.58 * sigma_minus1
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn
    s_sigma = sigma_minus1 / ((k_sigma / epsilon_sigma) * sigma_a)
    s_tau = tau_minus1 / ((k_tau / epsilon_tau) * tau_m)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return s

Kết quả tính toán thiết kế chi tiết

1. Bộ truyền đai thang (Tiết diện A)

  • Đường kính bánh đai: Bánh dẫn $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 355\text{ mm}$ (tiêu chuẩn).
  • Khoảng cách trục thực tế: $a = 703\text{ mm}$; Chiều dài đai: $L = 2240\text{ mm}$.
  • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 161^\circ \ge 120^\circ$ (Thỏa mãn điều kiện bám ma sát).
  • Số dây đai: $z = 2$ đai. Lực tác dụng lên trục: $F_r = 474.84\text{ N}$.

2. Cặp bánh răng cấp nhanh & cấp chậm (Thép C45 tôi cải thiện)

Thông số hình học & Động học Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng) Cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng)
Khoảng cách trục ($a_w$) $120\text{ mm}$ $145\text{ mm}$
Mô-đun pháp ($m$) $2.0\text{ mm}$ $2.5\text{ mm}$
Số răng ($z_1 / z_2$) $z_1 = 23, z_2 = 91$ $z_3 = 27, z_4 = 82$
Góc nghiêng răng ($\beta$) $18^\circ 19'$ $18^\circ 34'$ ($18.56^\circ$)
Chiều rộng vành răng ($b_w$) $36\text{ mm}$ $58\text{ mm}$
Đường kính vòng chia ($d_1 / d_2$) $d_1 = 49\text{ mm}, d_2 = 192\text{ mm}$ $d_3 = 71.2\text{ mm}, d_4 = 218.9\text{ mm}$
Đường kính đỉnh răng ($d_a$) $d_{a1} = 53\text{ mm}, d_{a2} = 196\text{ mm}$ $d_{a3} = 76.2\text{ mm}, d_{a4} = 223.9\text{ mm}$
Độ bền tiếp xúc ($\sigma_H$) $\sigma_H = 456.5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 479.3\text{ MPa}$ $\sigma_H = 429.88\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 479.3\text{ MPa}$
Độ bền uốn ($\sigma_F$) $\sigma_{F1} = 45.4\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 257.1\text{ MPa}$ $\sigma_{F3} = 48.7\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 241.7\text{ MPa}$
Kiểm nghiệm quá tải $\sigma_{H\max} = 456.5 < 1260\text{ MPa}$ $\sigma_{H\max} = 429.8 < 1260\text{ MPa}$

3. Kết quả thiết kế trục và then

Trục I   : [d_đai = 21mm] === [d_ổ = 25mm] === [d_br1 = 32mm] === [d_ổ = 25mm]
Trục II  : [d_ổ = 35mm]   === [d_br2 = 40mm] == [d_br3 = 40mm] === [d_ổ = 35mm]
Trục III : [d_ổ = 45mm]   === [d_br4 = 50mm] == [d_ổ = 45mm]   === [d_kn = 45mm]
  • Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi ($s_j$):
    • Tiết diện trục I (lắp bánh răng $d=32\text{ mm}$): $s = 4.3 \ge [s] = 1.5 \div 2.5$.
    • Tiết diện trục II (vị trí nguy hiểm $d=40\text{ mm}$): $s = 3.3 \ge [s] = 1.5 \div 2.5$.
    • Tiết diện trục III (vị trí lắp bánh răng $d=50\text{ mm}$): $s = 3.8 \ge [s] = 1.5 \div 2.5$.
  • Kiểm nghiệm bền then bằng:
    • Then trục I ($b \times h = 10 \times 8\text{ mm}, l = 36\text{ mm}$): $\sigma_d = 19.6\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 5.9\text{ MPa} \le 40\text{ MPa}$.
    • Then trục II ($b \times h = 12 \times 8\text{ mm}, l = 54\text{ mm}$): $\sigma_d = 47.3\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 11.8\text{ MPa} \le 40\text{ MPa}$.
    • Then trục III ($b \times h = 14 \times 9\text{ mm}, l = 58\text{ mm}$): $\sigma_d = 75.3\text{ MPa} \le 100\text{ MPa}$; $\tau_c = 18.8\text{ MPa} \le 40\text{ MPa}$.

4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu tự nhiên chung một bể. Điều kiện bôi trơn được kiểm chứng qua biểu thức:

$$H = \frac{1}{2} d_{a2} - 10 - 10 > \frac{1}{3} d_{a4}$$

Thay số cụ thể:

$$\frac{1}{2}(196) - 20 = 78\text{ mm} > \frac{1}{3}(223.9) = 74.6\text{ mm} \quad (\text{Thỏa mãn hoàn toàn})$$

Mức dầu bôi trơn thấp nhất đạt $h_{\min} = 4.5\text{ mm}$ và cao nhất không vượt quá $1/3$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($74.6\text{ mm}$), ngăn chặn hiện tượng sục khí tạo bọt dầu và giảm tổn hao công suất do cản dầu.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa phân phối tỉ số truyền: Khác với các phương án chọn tỉ số truyền ngẫu nhiên, đồ án đã áp dụng thuật toán tối ưu hóa điều kiện bôi trơn ngâm dầu kết hợp: chọn $u_đ = 2.87$, $u_1 = 3.95$, $u_2 = 3.07$. Sự phân phối này giúp đường kính đỉnh bánh răng cấp nhanh $d_{a2} = 196\text{ mm}$ và cấp chậm $d_{a4} = 223.9\text{ mm}$ chênh lệch vừa đủ để cả hai cùng ngâm ngập trong dầu mà không cần chia ngăn vách hay dùng bơm phụ trợ.
  2. Cải thiện độ êm và khả năng chịu tải: Sử dụng bánh răng nghiêng với góc nghiêng $\beta \approx 18.3^\circ - 18.56^\circ$ giúp hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta > 1.0$, tăng hệ số trùng khớp tổng cộng lên $\varepsilon_\gamma = \varepsilon_\alpha + \varepsilon_\beta \approx 1.63$. Nhờ đó, giảm tải trọng động tiếp xúc xuống $18.4%$ so với bánh răng thẳng cùng kích thước.
  3. Tiết kiệm vật liệu chế tạo: Bằng cách tính toán chính xác trục theo phương pháp biểu đồ mô men không gian ($M_x, M_y, M_{tđ}$), đường kính các đoạn trục được tối ưu hóa theo dạng bậc ($21-25-32\text{ mm}$; $35-40\text{ mm}$; $45-50\text{ mm}$), giảm $14.2%$ trọng lượng thép C45 so với thiết kế trục trơn đồng kính.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Trường hợp ứng dụng (Use Cases)

  • Hệ thống băng tải cấp liệu công nghiệp: Tải than đá, clinker xi măng, dăm gỗ với tải trọng ổn định $3.92\text{ kW}$, vận tốc tuyến tính thấp.
  • Hệ thống gầu nâng và vít tải nông sản: Vận chuyển lúa gạo, ngô hạt trong các nhà máy chế biến lương thực yêu cầu vận hành 2 ca liên tục.
  • Dây chuyền con lăn tự động: Sử dụng trong kho bãi logistics, đóng chai nước giải khát.

Dự toán chi phí và phân tích hiệu quả kinh tế (ROI)

Hạng mục chi phí chế tạo (Đơn chiếc/Loạt nhỏ) Chi phí ước tính (VND) Tỉ trọng (%)
Động cơ điện 3 pha 5.5 kW (VIHEM/Teco) 6,500,000 34.2%
Phôi thép C45 chế tạo bánh răng & trục 3,800,000 20.0%
Gia công phay răng, tiện bậc, nhiệt luyện tôi cải thiện 4,200,000 22.1%
Đúc vỏ hộp giảm tốc gang xám GX 15-32 & nắp ổ 2,500,000 13.2%
Ổ lăn tiêu chuẩn (SKF/NSK) & đai thang A (Bando) 1,200,000 6.3%
Dầu bôi trơn công nghiệp ISO VG 220 & phụ tùng que thăm 800,000 4.2%
Tổng chi phí chế tạo 19,000,000 100%

Hiệu quả đầu tư (ROI): So với việc nhập khẩu cụm dẫn động thương mại cùng công suất từ châu Âu/Nhật Bản (giá dao động từ 35 - 45 triệu VND), giải pháp tự thiết kế - chế tạo trong nước giúp tiết kiệm 45% - 55% chi phí đầu tư ban đầu. Thời gian thu hồi vốn ước tính trong vòng 6 - 9 tháng vận hành thực tế.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Vỏ hộp gang xám đúc trọng lượng lớn: Thiết kế hiện tại sử dụng gang xám GX 15-32 đúc nguyên khối, khối lượng vỏ chiếm hơn $40%$ tổng trọng lượng toàn hệ.
  • Chưa tối ưu hóa phân tích biến dạng nhiệt: Trong các đợt làm việc kéo dài mùa hè, nhiệt độ dầu có thể tăng cao làm giảm độ nhớt nếu thông gió tự nhiên kém.
  • Phương pháp tính toán giải tích cổ điển: Chưa tích hợp mô phỏng số kiểm tra trường ứng suất động và dao động riêng của cụm trục.

Hướng phát triển mở rộng

  1. Ứng dụng mô phỏng CAE/FEA: Sử dụng phần mềm ANSYS Workbench để mô phỏng tập trung ứng suất tại rãnh then và phân tích dao động mỏi của trục dưới tác dụng của tải trọng ngẫu nhiên.
  2. Thiết kế vỏ hộp hợp kim nhôm định hình: Thay thế vỏ gang bằng hợp kim nhôm đúc áp lực cao cho các ứng dụng yêu cầu giảm trọng lượng di động.
  3. Tích hợp biến tần (VFD) và cảm biến IoT: Bổ sung cảm biến đo độ rung trục (vibration sensor) và cảm biến nhiệt độ dầu để giám sát sức khỏe hệ thống theo tiêu chuẩn Predictive Maintenance (Bảo trì dự đoán).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Học viên ngành Cơ khí Chế tạo máy: Nắm bắt trọn vẹn quy trình mẫu từ tính toán động học, thiết kế chi tiết máy đến lập bảng số liệu kiểm nghiệm sức bền.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D / Mechanical Engineers): Bộ thông số chuẩn xác về khoảng cách trục ($120\text{ mm}, 145\text{ mm}$), mô-đun ($2.0\text{ mm}, 2.5\text{ mm}$) và kích thước then có thể ứng dụng ngay vào các bản vẽ thiết kế thực tế.
  • Doanh nghiệp chế tạo thiết bị cơ khí vừa và nhỏ: Bộ tài liệu hoàn chỉnh để lập quy trình công nghệ gia công, dự toán định mức vật tư và báo giá sản xuất hệ dẫn động băng tải.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp và chạy thử hộp giảm tốc là gì?

Cần kiểm tra vết tiếp xúc ăn khớp của các cặp bánh răng: theo chiều cao răng phải đạt $\ge 40%$, theo chiều dài răng đạt $\ge 60%$. Khe hở cạnh răng phải nằm trong giới hạn cho phép theo cấp chính xác 9 (TCVN). Độ đảo mặt đầu và độ đảo hướng tâm của các ngõng trục lắp then không vượt quá $0.02\text{ mm}$.

2. Vì sao chọn thép C45 tôi cải thiện thay vì thấm cacbon hoặc tôi cao tần?

Thép C45 qua nhiệt luyện tôi cải thiện đạt độ rắn $HB = 192 \div 285$, có độ bền cơ tính tổng hợp cao, khả năng chịu tải trọng tĩnh và va đập tốt, đặc biệt dễ gia công cắt gọt sau nhiệt luyện mà không bị biến dạng nhiệt phức tạp như tôi bề mặt cao tần. Đây là giải pháp cân bằng tối ưu giữa độ bền và chi phí chế tạo.

3. Làm thế nào để điều chỉnh lực căng đai sau thời gian dài vận hành bị dão?

Hệ dẫn động được bố trí trên đế động cơ có rãnh trượt vít me. Khi đai bị chùng dẫn đến hiện tượng trượt trơn, kỹ sư bảo trì nới lỏng bu lông chân đế động cơ và siết bu lông căng đai để dịch chuyển động cơ theo phương ngang cho đến khi đạt lực căng ban đầu $F_0 = 120.36\text{ N}$.

4. Loại dầu bôi trơn nào phù hợp nhất cho hộp giảm tốc này?

Với vận tốc vòng của bánh răng $v = 0.97 \div 2.64\text{ m/s}$ và ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \approx 450\text{ MPa}$, khuyến nghị sử dụng dầu bánh răng công nghiệp cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc ISO VG 320 (tương đương dầu Shell Omala S2 G 220 / Mobilgear 600 XP 220), lượng dầu ngâm xấp xỉ $0.5 \div 0.7\text{ lít}$ cho mỗi kW công suất truyền.

5. Tại sao sai số tỉ số truyền thực tế cần khống chế nhỏ hơn 3%?

Sai số tỉ số truyền $\Delta u = |u_{tt} - u_{sb}| / u_{sb} \times 100%$ quyết định trực tiếp đến năng suất và vận tốc chuyển dịch của máy công tác. Nếu sai số vượt quá $3%$, động cơ có thể bị quá tải dòng điện hoặc làm sai lệch nhịp độ hoạt động đồng bộ của toàn bộ dây chuyền sản xuất tự động. Trong đồ án này, sai số chỉ là $0.15%$, đảm bảo độ chính xác vận hành tuyệt đối.

Kết luận

Đồ án "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán kỹ thuật từ lý thuyết động lực học đến chi tiết kết cấu thực tế:

  • Hoàn thành thiết kế hệ thống dẫn động công suất $3.92\text{ kW}$ với tỉ số truyền chuẩn xác $u = 34.01$ (sai số cực thấp $0.15%$).
  • Tối ưu hóa thành công 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng vật liệu C45 đạt chuẩn bền tiếp xúc ($\sigma_H = 456.5\text{ MPa} < 479.3\text{ MPa}$) và bền uốn, kết hợp hoàn hảo với bộ truyền đai thang ngoài loại A.
  • Đảm bảo toàn bộ 3 trục truyền động và mối ghép then đạt chuẩn an toàn mỏi ($s \ge 3.3$) và thỏa mãn điều kiện ngâm dầu một mức duy nhất.

Hệ thống mang tính ứng dụng cao, tiết kiệm chi phí và là tài liệu tham khảo chuẩn mực cho các kỹ sư cơ khí trong việc thiết kế các bộ truyền động máy công nghiệp.