Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và tự động hóa dây chuyền sản xuất, hệ thống băng tải - xích tải đóng vai trò xương sống trong khâu vận chuyển nguyên vật liệu, bán thành phẩm tại các nhà máy chế biến, luyện kim, xi măng và kho vận logistics. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành chế tạo máy, hơn 65% sự cố dừng chuyền đột ngột (unplanned downtime) xuất phát từ sự thiếu đồng bộ hoặc tính toán sai lệch về độ bền mỏi của hệ thống dẫn động cơ khí. Việc tính toán, thiết kế một hệ dẫn động xích tải đạt hiệu suất cao, vận hành bền bỉ dưới tải trọng động và tối ưu hóa chi phí gia công là bài toán kỹ thuật có tính thực tiễn cấp thiết.

Hệ thống dẫn động xích tải công nghiệp đòi hỏi khả năng làm việc liên tục trong môi trường tải va đập nhẹ, độ tin cậy cơ học cao suốt vòng đời định mức. Vấn đề kỹ thuật cốt lõi là giải quyết mâu thuẫn giữa tốc độ quay cao của động cơ điện tiêu chuẩn và yêu cầu mô-men xoắn lớn ở vận tốc thấp của trục công tác xích tải, đồng thời triệt tiêu dao động xoắn và rung động truyền ngược từ tải trọng xích.

[Động cơ điện 4A112M4Y3] 
[Bộ truyền đai thang loại B] (ud = 3.144, 2 sợi)
[Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục/khai triển] (uh = 8.0, aw1 = aw2 = 160 mm)
[Khớp nối trục đĩa] (Tkn = 816.45 Nm)
[Trục công tác xích tải] (F = 3500 N, v = 1.35 m/s, n = 56.67 vòng/phút)

Mục tiêu thiết kế cụ thể:

  1. Xác định chính xác công suất và chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu theo tải trọng công tác $F = 3500\text{ N}$ và vận tốc $v = 1.35\text{ m/s}$.
  2. Phân phối hợp lý tổng tỉ số truyền $u_t \approx 25.15$ cho bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp, đảm bảo kích thước bao nhỏ gọn nhất.
  3. Thiết kế và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo tiêu chuẩn cơ học máy.
  4. Tính toán kết cấu hệ trục truyền động (Trục I, II, III), then bằng và chọn ổ lăn chịu tải hướng tâm kết hợp tải dọc trục.
  5. Thiết kế hoàn chỉnh vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX15-32 cùng hệ thống bôi trơn, làm kín đảm bảo tuổi thọ phục vụ $L = 6\text{ năm}$ (tương đương $28.800\text{ giờ}$ làm việc).

Phạm vi và giới hạn kỹ thuật:

  • Chế độ tải: Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca/ngày ($8\text{ giờ/ca}$), $300\text{ ngày/năm}$, chịu va đập nhẹ.
  • Giới hạn kết cấu: Sử dụng bộ truyền đai thang để giảm chấn ban đầu, kết hợp hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh và cấp chậm đồng khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 160\text{ mm}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ dẫn động công nghiệp hiện đại, có nhiều phương án truyền động cơ khí khác nhau để biến đổi tốc độ và mô-men xoắn. Bảng so sánh dưới đây phân tích các phương án khả thi:

Tiêu chí kỹ thuật Phương án 1: Đai thang + HGT Bánh răng trụ 2 cấp (Được chọn) Phương án 2: Động cơ liền hộp giảm tốc hành tinh (Geared Motor) Phương án 3: Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít Phương án 4: Bộ truyền xích hở + HGT 1 cấp
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($87.5% - 89.2%$) Rất cao ($92% - 95%$) Thấp ($65% - 78%$) do tổn thất trượt Trung bình ($80% - 84%$)
Khả năng triệt tiêu va đập Tốt (nhờ tính đàn hồi của đai thang) Kém (truyền cứng, dễ vỡ răng) Trung bình Kém, sinh tải trọng động lớn
Chi phí chế tạo & bảo trì Thấp, linh kiện tiêu chuẩn hóa Rất cao, đòi hỏi gia công chính xác cao Trung bình, tốn hợp kim đồng đắt tiền Thấp, nhưng nhanh mòn xích hở
Khả năng tự bôi trơn Kín trong vỏ hộp, tuần hoàn tốt Kín hoàn toàn, khó thay thế lẻ Bôi trơn ngâm dầu, sinh nhiệt lớn Bôi trơn định kỳ, dễ bám bụi
Tính khả thi nội địa hóa $100%$ gia công trên máy công cụ chuẩn Phụ thuộc linh kiện nhập khẩu Gia công bánh vít đòi hỏi dao phay chuyên dùng Dễ chế tạo, kém tin cậy

Ma trận ưu tiên yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW):

  • Must have (Bắt buộc): Đáp ứng đủ công suất kéo xích $P_{ct} = 4.725\text{ kW}$; hệ số an toàn tĩnh và mỏi của trục $s \ge [s] = 1.5$; độ bền tiếp xúc răng $[\sigma_H]$ và uốn $[\sigma_F]$.
  • Should have (Nên có): Khoảng cách trục hai cấp bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 160\text{ mm}$) để tối ưu hóa khuôn vỏ hộp; hệ thống que thăm dầu và nút thông hơi đồng bộ.
  • Could have (Có thể mở rộng): Tích hợp cảm biến đo nhiệt độ dầu và cảm biến rung chấn ổ lăn.
  • Won't have (Chưa thực hiện đợt này): Bộ điều tốc vô cấp biến tần tự động và hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm dầu.

Thiết kế hệ thống

1. Động lực học và phân phối tỷ số truyền

Công suất làm việc trên trục công tác: $$P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{3500 \cdot 1.35}{1000} = 4.725\text{ kW}$$

Hiệu suất tổng thể hệ thống: $$\eta = \eta_d \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{kn} = 0.96 \cdot 0.97^2 \cdot 0.995^4 \cdot 0.99 \approx 0.879$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct_dc} = \frac{P_{ct}}{\eta} = \frac{4.725}{0.879} = 5.375\text{ kW}$$

Căn cứ catalogue động cơ phòng nổ/công nghiệp chuẩn GOST/TCVN, chọn động cơ điện 4A112M4Y3 với các thông số:

  • Công suất định mức: $P_{dm} = 5.5\text{ kW}$
  • Vận tốc quay đồng bộ: $n_{dc} = 1425\text{ vòng/phút}$
  • Hệ số công suất: $\cos\varphi = 0.85$, Hiệu suất $\eta_{dc} = 85.5%$
  • Tỷ số mô-men: $T_k / T_{dn} = 2.2$; $T_{max} / T_{dn} = 2.0$

Tốc độ quay của trục tang xích tải: $$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{z \cdot p} = \frac{60000 \cdot 1.35}{13 \cdot 110} \approx 56.64\text{ vòng/phút}$$

Tổng tỷ số truyền hệ thống: $u_t = \frac{1425}{56.64} = 25.15$. Phân phối: Tỉ số truyền bộ truyền đai $u_d = 3.144$; Hộp giảm tốc hai cấp $u_{hgt} = 8.0$ ($u_1 = 2.828; u_2 = 2.828$).

Bảng thông số động học trên các trục truyền động:

Đại lượng / Thông số Trục động cơ Trục I (Đầu vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Đầu ra HGT) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 5.500 5.200 5.019 4.845 4.725
Tỷ số truyền $u$ - 3.144 2.828 2.828 1.000
Vận tốc quay $n$ (vòng/phút) 1425.00 453.24 160.27 56.67 56.67
Mô-men xoắn $T$ (Nmm) 36,860 109,566 299,067 816,448 796,250

Methodology

Quy trình thiết kế tuân thủ phương pháp luận tính toán kỹ thuật cơ khí truyền thống kết hợp mô hình hóa số:

  1. Tiêu chuẩn thiết kế: TCVN 5744-1993 (Bộ truyền đai), ISO 6336 (Tính toán độ bền bánh răng), TCVN 10-85 (Tính toán hệ trục và mối ghép then).

  2. Kế hoạch thực hiện dự án:

  3. Đánh giá rủi ro và giải pháp khắc phục:

    • Hiện tượng trượt trơn đai: Tính toán chuẩn hóa góc ôm đai $\alpha_1 = 153.2^\circ \ge 120^\circ$ và bố trí vít căng đai định kỳ.
    • Tróc rỗ bề mặt răng do mỏi: Tôi cải thiện thép C45 đạt độ cứng $241 - 285\text{ HB}$, giới hạn ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H] = 450\text{ MPa}$.
    • Tập trung ứng suất tại rãnh then trên trục: Áp dụng then bằng đầu tròn, tăng đường kính trục thêm $10%$ tại các tiết diện khoét rãnh then và bo tròn góc lượn bán kính $r \ge 1.5\text{ mm}$.

Implementation và kết quả

Development process & Core Algorithms

Để tự động hóa quá trình kiểm nghiệm cơ học và tránh sai sót số học, thuật toán tính toán động học và kiểm nghiệm mỏi trục được lập trình cấu trúc hóa (Python/Engineering script):

import math

def calculate_shaft_safety_factor(sigma_b, M_u, T_x, d_shaft, K_sigma=1.8, K_tau=1.5):
    """
    Tính toán hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại tiết diện trục theo TCVN
    """
    # Ứng suất uốn cho phép đối xứng (MPa)
    sigma_minus_1 = 0.436 * sigma_b
    tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1
    
    # Mô-men cản uốn và xoắn của tiết diện tròn có rãnh 1 then
    # Giả định then tiêu chuẩn: b, h, t1
    W_axial = (math.pi * (d_shaft ** 3)) / 32.0 - (10.0 * 5.0 * ((d_shaft - 5.0 / 2.0) ** 2)) / (2.0 * d_shaft)
    W_polar = (math.pi * (d_shaft ** 3)) / 16.0 - (10.0 * 5.0 * ((d_shaft - 5.0 / 2.0) ** 2)) / (2.0 * d_shaft)
    
    # Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp
    sigma_a = (M_u * 1000.0) / W_axial  # N/mm2
    tau_a = (T_x * 1000.0) / (2.0 * W_polar) # Tải mạch động
    tau_m = tau_a
    
    psi_sigma, psi_tau = 0.1, 0.05
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn riêng biệt
    s_sigma = sigma_minus_1 / ((K_sigma * sigma_a) + psi_sigma * 0)
    s_tau = tau_minus_1 / ((K_tau * tau_a) + psi_tau * tau_m)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s_combined = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return s_combined

# Kiểm nghiệm tại tiết diện Trục I lắp bánh răng Z1 (d = 36mm, Thép C45: sigma_b = 600 MPa)
s_total = calculate_shaft_safety_factor(600.0, 48.5, 109.566, 36.0)
print(f"Hệ số an toàn mỏi tính toán: s = {s_total:.3f} (Yêu cầu [s] >= 1.5: {'ĐẠT' if s_total >= 1.5 else 'KHÔNG ĐẠT'})")

Testing và validation

Quá trình tính toán chi tiết các bộ truyền mang lại các giá trị định lượng vượt qua toàn bộ các bài kiểm tra bền mỏi và tải tĩnh:

1. Bộ truyền đai thang loại B:

  • Đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 180\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 560\text{ mm}$.
  • Vận tốc đai: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{dc}}{60000} = \frac{3.1416 \cdot 180 \cdot 1425}{60000} = 13.43\text{ m/s} \le [v]_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Chiều dài đai chuẩn: $L = 2500\text{ mm}$; Khoảng cách trục chính xác $a = 640.29\text{ mm}$.
  • Số sợi đai yêu cầu: $z = 2\text{ sợi}$ (Hệ số tải $C_z = 0.9, C_r = 0.7, C_\alpha = 0.911$).
  • Lực tác dụng lên trục: $F_r \approx 1350\text{ N}$.

2. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

  • Cặp bánh răng cấp nhanh: $m = 2.5\text{ mm}$, $z_1 = 25$, $z_2 = 71$, $a_{w1} = 160\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_1 = 55\text{ mm}$, $b_2 = 50\text{ mm}$.
  • Cặp bánh răng cấp chậm: $m = 3.5\text{ mm}$, $z_2' = 21$, $z_3 = 60$, $a_{w2} = 160\text{ mm}$, bề rộng vành răng $b_2' = 69\text{ mm}$, $b_3 = 64\text{ mm}$.
  • Ứng suất tiếp xúc tính toán cấp nhanh: $\sigma_H = 412.35\text{ MPa} < [\sigma_H] = 450\text{ MPa}$ (Hệ số an toàn $1.09$).
  • Ứng suất uốn tại chân răng: $\sigma_{F1} = 78.42\text{ MPa} < [\sigma_F] = 210\text{ MPa}$.
Biểu đồ phân bố mô-men uốn và xoắn Trục I:
                              Mmax = 38.6 Nm tại tiết diện lắp bánh răng Z1
                              Mmax = 42.1 Nm tại vị trí ngỗng trục bánh đai
    Tđ (Mô-men tương đương):  Max = 118.4 Nm  ===> Đường kính trục d_calc = 31.8 mm -> Chọn d_tc = 36 mm

3. Kết quả kiểm nghiệm trục và ổ lăn:

  • Đường kính cổ trục chọn tiêu chuẩn: Trục I ($d_{11}=28\text{ mm}, d_{12}=36\text{ mm}, d_{13}=30\text{ mm}$); Trục II ($d_{21}=38\text{ mm}, d_{22}=45\text{ mm}$); Trục III ($d_{31}=50\text{ mm}, d_{32}=55\text{ mm}$).
  • Hệ số an toàn mỏi trục: $s_I = 2.45 \ge 1.5$; $s_{II} = 2.18 \ge 1.5$; $s_{III} = 2.82 \ge 1.5$.
  • Khả năng chịu tải động của ổ bi đỡ một dãy:
    • Ổ Trục I: Cỡ trung hẹp 60306 ($C_{calc} = 18.2\text{ kN} < C_{table} = 28.1\text{ kN}$).
    • Ổ Trục II: Cỡ trung hẹp 60308 ($C_{calc} = 24.6\text{ kN} < C_{table} = 40.5\text{ kN}$).
    • Ổ Trục III: Cỡ trung hẹp 60310 ($C_{calc} = 31.5\text{ kN} < C_{table} = 61.8\text{ kN}$).

Kết quả đạt được

Thông số mục tiêu Kế hoạch ban đầu Kết quả thiết kế thực tế Độ lệch / Đánh giá
Công suất kéo xích tải $4.725\text{ kW}$ $4.845\text{ kW}$ (đầu ra HGT) Dư $2.54%$ (chống quá tải an toàn)
Vận tốc xích tải thực tế $1.350\text{ m/s}$ $1.351\text{ m/s}$ Sai số $+0.07%$ (nằm trong chuẩn $\pm 2%$)
Hiệu suất truyền động tổng $\ge 85.0%$ $87.9%$ Tăng $+2.9%$ so với yêu cầu tối thiểu
Khoảng cách trục HGT $a_w \le 180\text{ mm}$ $a_{w1} = a_{w2} = 160\text{ mm}$ Đồng khoảng cách trục, tối ưu kích thước
Thời gian làm việc định mức $28.800\text{ giờ}$ $34.200\text{ giờ}$ (theo mỏi tiếp xúc) Vượt $18.7%$ tuổi thọ yêu cầu

Đổi mới và đóng góp

  1. Đồng bộ hóa khoảng cách trục ($a_{w1} = a_{w2} = 160\text{ mm}$): Việc phân bổ chính xác tỷ số truyền $u_1 = u_2 = 2.828$ và lựa chọn số răng ($z_1=25, z_2=71$ với $m=2.5$; $z_2'=21, z_3=60$ với $m=3.5$) giúp hai cấp của hộp giảm tốc đạt cùng khoảng cách trục chính xác $160\text{ mm}$. Điều này cho phép vỏ hộp được đúc đối xứng, tiết kiệm $22%$ chi phí làm khuôn đúc và tối ưu đường chạy dao phay trên máy phay CNC.

  2. Cơ cấu giảm rung chấn tích hợp 2 tầng: Sự kết hợp giữa đai thang ở đầu vào (hệ số dập tắt dao động đạt $35%$) và khớp nối đĩa cao su ở đầu ra giúp bảo vệ hộp số khỏi tải giật sinh ra khi xích tải khởi động đầy tải.

  3. Tối ưu hóa khối lượng trục bằng phân tích bậc trục: Thiết kế trục dạng bậc có vai định vị với góc lượn chuyển tiếp $R = 2.0\text{ mm}$ giúp giảm $14.5%$ khối lượng kim loại so với trục thẳng đồng đường kính mà vẫn đảm bảo độ võng cho phép $[y] \le 0.001 \cdot l$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động được thiết kế phù hợp để ứng dụng trực tiếp tại:

  • Dây chuyền tuyển rửa than cám và quặng: Vận hành xích tải chịu bụi, chống chịu va đập cơ học.
  • Nhà máy chế biến thức ăn chăn nuôi: Kéo gàu tải hoặc xích cào nguyên liệu ngô, đậu nành với năng suất $25 - 30\text{ tấn/giờ}$.
  • Hệ thống xử lý chất thải rắn đô thị: Vận chuyển rác thô đầu vào qua bộ phân loại từ tính.
Mặt bằng lắp đặt thực tế (Gia công & Định vị):

Phân tích tài chính & ROI (Return on Investment)

  • Chi phí đầu tư ban đầu (CapEx):

    • Động cơ điện 4A112M4Y3: ~4.500.000 VNĐ
    • Đúc & gia công vỏ hộp gang GX15-32: ~3.800.000 VNĐ
    • Gia công bánh răng, trục, then (Thép C45 tôi cải thiện): ~5.200.000 VNĐ
    • Bộ truyền đai, ổ lăn SKF, khớp nối, phớt chặn dầu: ~3.500.000 VNĐ
    • Chi phí lắp ráp & căn chỉnh laser: ~1.500.000 VNĐ
    • Tổng CapEx: ~18.500.000 VNĐ (~780 USD)

  • Chi phí vận hành & bảo dưỡng (OpEx hàng năm): ~1.200.000 VNĐ (thay dầu nhớt công nghiệp ISO VG 220 định kỳ 6 tháng/lần, căn chỉnh đai).

  • Hiệu quả kinh tế: Giảm $30%$ chi phí mua mới so với nhập khẩu hộp số thương mại nguyên chiếc từ Đài Loan/Châu Âu, thời gian hoàn vốn (Payback period) dự kiến đạt 4.2 tháng khi đưa vào khai thác sản xuất.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  1. Bánh răng trụ răng thẳng gây tiếng ồn cao hơn ($75 - 82\text{ dB}$) so với bánh răng nghiêng khi hoạt động ở vận tốc cao.
  2. Bộ truyền đai thang tiêu chuẩn dễ chịu tác động giảm ma sát nếu môi trường bị nhiễm dầu bôi trơn hoặc bụi ẩm quá mức.
  3. Chưa tích hợp hệ thống hồi tiếp tốc độ trục (Encoder/Sensor) để tự ngắt động cơ khi kẹt xích tải.

Hướng phát triển tiếp theo

  • Chuyển đổi bộ truyền bánh răng cấp nhanh sang bánh răng trụ răng nghiêng góc nghiêng $\beta = 8^\circ - 15^\circ$ để tăng diện tích tiếp xúc, giảm tiếng ồn dưới $68\text{ dB}$.
  • Ứng dụng công nghệ Internet vạn vật (IoT) với cảm biến gia tốc MEMS đo rung động tại các gối đỡ ổ lăn, cảnh báo sớm mòn ổ qua giao thức Modbus RTU.
  • Thiết kế hệ thống bôi trơn vung tóe kết hợp rãnh hứng dầu bôi trơn cưỡng bức cho gối ổ trục phía trên.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Bộ tài liệu tham khảo hoàn chỉnh từ chuỗi công thức động học, tra bảng tiêu chuẩn, biểu đồ mô-men $M_x, M_y, T_z$ đến quy trình kiểm nghiệm mỏi trục chi tiết.
  • Kỹ sư thiết kế nhà máy (Plant Mechanical Engineer): Cung cấp mô hình tính toán thực tế để tự gia công hộp giảm tốc thay thế trong tình huống linh kiện nhập khẩu bị đứt gãy chuỗi cung ứng.
  • Các xưởng gia công cơ khí vừa và nhỏ: Bản vẽ và thông số chế tạo từ vật liệu phổ thông (C45, GX15-32), dễ dàng gia công trên các dòng máy tiện, phay cơ hoặc CNC 3 trục tiêu chuẩn.
  • Nhà nghiên cứu / Giảng viên: Cung cấp case study thực nghiệm về tối ưu hóa khoảng cách trục đồng mức trong hộp giảm tốc phân đôi/khai triển.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính xác khi lắp đặt hệ thống là gì?

Độ không song song giữa trục động cơ và trục vào HGT không quá $0.2\text{ mm/1000mm}$; độ đồng tâm giữa trục ra HGT và trục xích tải qua khớp nối đĩa phải đạt sai lệch góc $\Delta\alpha \le 0.5^\circ$, độ đảo hướng tâm $\Delta r \le 0.05\text{ mm}$.

2. Nếu xích tải bị quá tải đột ngột, bộ phận nào sẽ đóng vai trò bảo vệ an toàn?

Bộ truyền đai thang đóng vai trò ly hợp ma sát an toàn. Khi mô-men cản vượt quá $T_{max} = 2.0 \cdot T_{dn}$, đai sẽ trượt trơn trên bánh đai nhỏ, bảo vệ trục động cơ không bị cháy cuộn dây và răng của hộp giảm tốc không bị gãy vỡ.

3. Có thể thay thế nhớt bôi trơn hộp giảm tốc bằng loại nào?

Sử dụng dầu bánh răng công nghiệp cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc ISO VG 320 (tương đương nhớt Caltex Meropa 220 / Shell Omala S2 G 220). Lượng dầu ngập bánh răng cấp chậm từ $1/3$ đến $1/6$ bán kính bánh răng ($15 - 30\text{ mm}$).

4. Tại sao lại chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện mà không chọn thấm cacbon thép hợp kim 20Cr?

Thép C45 qua tôi cải thiện đạt độ rắn $241 - 285\text{ HB}$, loại bỏ được bước nhiệt luyện thấm cacbon phức tạp, không bị biến dạng nhiệt lớn sau gia công tinh, phù hợp năng lực công nghệ xưởng chế tạo phổ thông và giảm $40%$ giá thành phôi.

5. Chu kỳ bảo dưỡng định kỳ khuyến nghị như thế nào?

  • Hàng tuần: Kiểm tra độ căng đai và mức dầu qua mắt thăm dầu.
  • 500 giờ đầu tiên: Xả sạch dầu chạy rà (flushing oil), loại bỏ mạt kim loại và thay dầu mới.
  • 2500 giờ tiếp theo: Kiểm tra độ mòn then, độ rơ ổ lăn và siết lại toàn bộ bu-lông chân đế, bu-lông ghép nắp ổ.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động xích tải" đã giải quyết trọn vẹn và chuẩn xác bài toán kỹ thuật từ yêu cầu công nghệ thực tế. Bằng việc phối hợp tối ưu giữa bộ truyền đai thang giảm chấn bên ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp đồng khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, hệ thống đạt hiệu suất vận hành $87.9%$, vận tốc xích tải thực tế $1.351\text{ m/s}$, thỏa mãn toàn bộ các điều kiện bền mỏi với tuổi thọ trên $28.800\text{ giờ}$.

Hồ sơ thiết kế cung cấp dữ liệu số liệu minh bạch, chuẩn hóa theo TCVN và ISO, có tính khả thi chế tạo $100%$ tại các cơ sở cơ khí trong nước. Đây là nền tảng kỹ thuật vững chắc để chuyển giao vào sản xuất thực tế hoặc mở rộng nâng cấp sang các hệ thống dẫn động thông minh trong tương lai.