Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp 4.0 và hiện đại hóa sản xuất, hệ thống vận chuyển vật liệu liên tục đóng vai trò then chốt trong chuỗi cung ứng logistics, khai khoáng, luyện kim, xi măng và chế biến nông sản thực phẩm. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành máy nâng chuyển, chi phí bảo dưỡng và tổn thất dừng máy do hỏng hóc hệ thống truyền động cơ khí chiếm tới 28% tổng chi phí vận hành (Opex) của dây chuyền băng tải, xích tải. Một hệ thống dẫn động hoạt động kém hiệu quả không chỉ gây tổn thất điện năng mà còn tiềm ẩn nguy cơ đứt xích, gãy răng bánh răng, phá hủy mỏi trục truyền và kẹt ổ lăn do rung động quá mức.

+-------------------------------------------------------------------------+
|                        SƠ ĐỒ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI                       |
|                                                                         |
|  [Động cơ 4A132M6Y3] ---> (Khớp nối đàn hồi) ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp]  |
|                                                          |              |
|                                                          v              |
|  [Xích tải công tác] <--- [Bộ truyền xích ngoài] <--- (Trục ra III)     |
+-------------------------------------------------------------------------+

Vấn đề kỹ thuật đặt ra

Hệ thống xích tải công tác đòi hỏi vận hành với chế độ làm việc 1 ca (8 giờ/ngày), thời gian phục vụ 5 năm ($L_h = 14.600$ giờ), chịu tải trọng tĩnh kết hợp va đập nhẹ ($T_1 = 1,4T; T_2 = 0,8T$). Những thách thức kỹ thuật cốt lõi bao gồm:

  • Tổn thất công suất và hiệu suất: Cần tối ưu hóa chuỗi hiệu suất truyền động qua nhiều cấp tiếp xúc cơ khí ($\eta_{he_thong} \ge 0,85$).
  • Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại: Hiện tượng mỏi bề mặt (pitting) và tróc rỗ răng ở các bộ truyền chịu tải nặng, đòi hỏi kiểm soát ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và ứng suất uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  • Hiện tượng mỏi dao động của trục: Trục chịu ứng suất uốn và xoắn thay đổi chu kỳ, nguy cơ nứt mỏi tại các rãnh then và bậc trục nếu hệ số an toàn $s < [s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Độ bền mòn của bản lề xích: Tải trọng xích gây dão, va đập khi vào khớp đĩa xích làm giảm tuổi thọ làm việc.

Mục tiêu của đồ án

  1. Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền: Xác định công suất cần thiết $P_{ct} = 5,75\text{ kW}$, chọn động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc công suất danh định $P_{dc} = 7,5\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{db} = 1000\text{ vòng/phút}$, phân phối tổng tỷ số truyền $u_t = 27,2$.
  2. Thiết kế tối ưu hóa bộ truyền ngoài (Xích ống con lăn): Tính toán bước xích $p = 31,75\text{ mm}$, số răng đĩa xích $z_1 = 23, z_2 = 73$, đảm bảo độ bền mòn và hệ số an toàn quá tải $s = 16,86 > [s] = 8,5$.
  3. Thiết kế động học và độ bền bộ truyền bánh răng: Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng khai triển với môđun chuẩn hóa $m = 2\text{ mm}$, khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 96\text{ mm}$ ($u_1 = 3,4$) và cấp chậm $a_{w2} = 146\text{ mm}$ ($u_2 = 2,84$).
  4. Kết cấu trục, ổ lăn và liên kết then: Thiết kế kết cấu 3 trục truyền động bằng thép C45, kiểm nghiệm độ bền mỏi tại 7 tiết diện nguy hiểm đạt $s \ge 3,81$ (vượt yêu cầu an toàn $[s] = 2,0$), chọn ổ lăn đỡ chặn chịu lực dọc trục và lực hướng tâm kết hợp.
  5. Thiết kế vỏ hộp và hệ thống bôi trơn: Tối ưu hóa kích thước vỏ hộp đúc bằng gang xám FC150, dung tích chứa dầu bôi trơn ngâm dầu $V_{dau} \ge 5,5\text{ lít}$, hạn chế tổn thất ma sát và tản nhiệt tối ưu.

Phạm vi và giới hạn thiết kế

  • Phạm vi: Áp dụng cho hệ thống dẫn động xích tải vận chuyển vật liệu rời/kiện tải trọng định mức $F = 4200\text{ N} \div 9000\text{ N}$, vận tốc di chuyển xích $v = 0,65 \div 1,8\text{ m/s}$.
  • Giới hạn: Bộ truyền làm việc 1 chiều, môi trường làm việc có bụi bám vừa phải, nhiệt độ môi trường dưới $45^\circ\text{C}$, không tích hợp điều tốc vô cấp điện tử biến tần (VFD).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ thống dẫn động băng tải, xích tải công nghiệp, các kỹ sư thường cân nhắc giữa 3 phương án truyền động cơ khí chính:

Tiêu chí so sánh Phương án 1: Trục vít - Bánh vít Phương án 2: Bánh răng nón - Trụ Phương án 3: Bánh răng trụ 2 cấp + Xích (Đề xuất)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Thấp ($0,65 \div 0,78$), tổn thất nhiệt ma sát trượt lớn Trung bình ($0,82 \div 0,86$), gia công răng nón phức tạp Cao ($0,87 \div 0,92$), tổn thất ma sát lăn thấp
Khả năng chịu tải va đập Kém, dễ kẹt dính ren do nhiệt sinh lớn Khá, nhưng nhạy cảm với sai số lắp ghép trục Rất tốt, bộ truyền xích ngoài giảm chấn va đập hiệu quả
Chi phí chế tạo & bảo trì Cao (vật liệu vành đồng thanh tốn kém) Cao (đòi hỏi máy phay răng côn chuyên dùng) Thấp, dễ gia công phay lăn răng trên máy phay vạn năng
Tính linh hoạt bố trí Trục vuông góc không gian Trục vuông góc mặt phẳng Trục song song, dễ thay đổi khoảng cách trục bằng xích
Tuổi thọ phục vụ $8.000 \div 10.000$ giờ (mòn ren nhanh) $12.000 \div 15.000$ giờ $\ge 15.000$ giờ (thay xích dễ dàng độc lập)

Phân loại yêu cầu thiết kế theo mô hình MoSCoW

  • Must Have (Bắt buộc): Hệ số an toàn bền tĩnh $K_{qt} \ge 1,4$; hệ số bền mỏi trục $s \ge 2,0$; độ bền tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H] \ge \sigma_H$; cơ cấu bôi trơn vung tóe chống kẹt răng.
  • Should Have (Nên có): Chuẩn hóa môđun ăn khớp $m_1 = m_2 = 2\text{ mm}$ để dùng chung dao phay định hình; sử dụng then bằng tiêu chuẩn TCVN 2261-77.
  • Could Have (Có thể có): Nắp quan sát tích hợp lưới thông hơi giúp cân bằng áp suất nhiệt trong lòng hộp; que thăm dầu có vạch min/max trực quan.
  • Won't Have (Không áp dụng): Hệ thống bôi trơn tuần hoàn cưỡng bức bằng bơm thủy lực rời (không cần thiết với công suất $P < 15\text{ kW}$).

Thiết kế hệ thống

graph LR
    DC[Động cơ điện 4A132M6Y3<br>P=7.5kW, n=968 rpm] -->|Khớp nối trục đàn hồi| T1[Trục I - Trục chủ động<br>d=25mm, n=968 rpm]
    T1 -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh<br>aw1=96mm, u1=3.4, m=2| T2[Trục II - Trục trung gian<br>d=30-34mm, n=284.7 rpm]
    T2 -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm<br>aw2=146mm, u2=2.84, m=2| T3[Trục III - Trục bị động<br>d=35-38mm, n=100.6 rpm]
    T3 -->|Bộ truyền xích con lăn 1 dãy<br>p=31.75mm, ux=2.82| XT[Trục xích tải công tác<br>n=35.7 rpm, F=4200N]

Tiêu chuẩn kỹ thuật áp dụng (Standard Stack)

  • Tiêu chuẩn tính toán cơ khí: TCVN 5120-90 (Bộ truyền bánh răng), ISO 6336:2019 (Calculation of load capacity of spur and helical gears), DIN 8187 (Roller chains).
  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh răng: Thép hợp kim C45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 180$, $HB_2 = 170$, $[\sigma_{H1}] = 390,9\text{ MPa}$, $[\sigma_{H2}] = 372,7\text{ MPa}$.
    • Trục truyền: Thép kết cấu carbon C45 thường hóa có giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
    • Vỏ hộp: Gang xám FC150 đúc cát nhựa, bề dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng dày $7\text{ mm}$.

Phương pháp nghiên cứu và quy trình thiết kế

Đồ án áp dụng phương pháp thiết kế tuần tự tối ưu hóa lặp (Iterative Engineering Design Cycle) theo chuẩn VDI 2221:

  1. Phân tích động học & động lực học: Lập bảng cân bằng công suất, momen xoắn và số vòng quay từ trục công tác ngược về trục động cơ.
  2. Xác định kích thước hình học sơ bộ: Dựa vào điều kiện tiếp xúc bề mặt sơ bộ $a_w \ge (u+1)\sqrt[3]{\frac{K_{H\beta}\cdot T_1}{[\sigma_H]^2\cdot u\cdot \psi_{ba}}}$.
  3. Kiểm nghiệm chi tiết hữu hạn: Xác thực độ bền uốn chân răng, bền tiếp xúc đỉnh răng, quá tải mở máy và tính toán mỏi trục theo biểu đồ momen 3 chiều ($M_x, M_y, T$).
  4. Thiết kế kết cấu & Lắp ghép CAD: Xây dựng bản vẽ lắp 2D, bản vẽ chế tạo chi tiết bánh răng, trục, vỏ hộp và chọn dung sai lắp ghép ISO (k6, m6, H7/k6, H7/js6).

Triển khai kỹ thuật và Kết quả tính toán

Quy trình tính toán động lực học & Thuật toán kiểm nghiệm

Hệ thống dẫn động được phân tích mô men xoắn và vận tốc góc tại các trục theo công thức cơ học truyền dẫn: $$P_{ct} = \frac{P_{lv}}{\eta_{tong}} = \frac{5,0}{0,87} \approx 5,75\text{ kW}$$

Bảng thông số phân phối động học trên các trục:

Thông số động học Trục động cơ (ĐC) Trục I (Vào HGT) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra HGT) Trục công tác (Xích tải)
Tỷ số truyền ($u_i$) 1,0 $u_{kn} = 1,0$ $u_1 = 3,40$ $u_2 = 2,84$ $u_x = 2,82$
Số vòng quay ($n$, rpm) 968,0 968,0 284,7 100,6 35,7
Công suất ($P$, kW) 5,75 5,70 5,50 5,20 4,95
Mômen xoắn ($T$, N.mm) $56.715$ $56.220$ $184.475$ $493.578$ $1.324.370$

Thuật toán tính toán kiểm nghiệm bền mỏi trục (Python Implementation)

Đoạn mã Python dưới đây mô phỏng thuật toán tính toán ứng suất tương đương và hệ số an toàn bền mỏi $s_j$ cho từng tiết diện trục theo chuẩn TCVN:

import math

def calculate_shaft_fatigue_safety(M_x, M_y, T, d, sigma_b=600.0, W_key=None):
    """
    Tính toán hệ số an toàn bền mỏi tại tiết diện trục nguy hiểm.
    sigma_b: Giới hạn bền kéo của thép C45 (MPa)
    M_x, M_y: Momen uốn theo 2 phương vuông góc (N.mm)
    T: Momen xoắn danh định (N.mm)
    d: Đường kính đoạn trục (mm)
    """
    # Momen uốn tổng
    M_u = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
    
    # Momen cản uốn và xoắn của tiết diện tròn đặc có rãnh then
    if W_key:
        W = W_key['W']
        W_0 = W_key['W0']
    else:
        W = (math.pi * d**3) / 32.0
        W_0 = (math.pi * d**3) / 16.0
        
    # Ứng suất uốn (chu kỳ đối xứng: sigma_m = 0, sigma_a = sigma_max)
    sigma_a = M_u / W
    sigma_m = 0.0
    
    # Ứng suất xoắn (chu kỳ mạch động: tau_m = tau_a = tau_max / 2)
    tau_max = T / W_0
    tau_a = tau_max / 2.0
    tau_m = tau_max / 2.0
    
    # Giới hạn mỏi uốn và xoắn của thép C45
    sigma_minus_1 = 0.436 * sigma_b  # 261.6 MPa
    tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1 # 151.7 MPa
    
    # Hệ số tập trung ứng suất và kích thước (Tra bảng kỹ thuật)
    K_sigma_d = 1.45
    K_tau_d = 1.30
    psi_sigma = 0.05
    psi_tau = 0.0
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn riêng biệt
    s_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
    s_tau = tau_minus_1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s_total = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return {
        "M_u_Nmm": round(M_u, 2),
        "sigma_a_MPa": round(sigma_a, 2),
        "tau_a_MPa": round(tau_a, 2),
        "s_sigma": round(s_sigma, 2),
        "s_tau": round(s_tau, 2),
        "s_total": round(s_total, 2),
        "is_safe": s_total >= 2.0
    }

# Kiểm nghiệm cho Tiết diện 1-3 (Trục I - Chỗ lắp bánh răng 1, d = 28mm)
res_trục_1 = calculate_shaft_fatigue_safety(
    M_x=77970.58, M_y=91347.93, T=24512.3, d=28
)
print(f"Hệ số an toàn Trục I (Tiết diện 1-3): s = {res_trục_1['s_total']} -> An toàn: {res_trục_1['is_safe']}")

Kiểm nghiệm và Xác thực số liệu

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                        BẢNG ĐỐI SOÁT KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN                           |
+------------------------------------+------------------+------------------+--------+
| Hạng mục kiểm nghiệm kỹ thuật      | Ứng suất thực tế | Ứng suất giới hạn| Đánh giá|
+------------------------------------+------------------+------------------+--------+
| Bền tiếp xúc BR cấp nhanh sigma_H1 | 290,90 MPa       | 362,71 MPa       | ĐẠT    |
| Bền uốn chân răng cấp nhanh sigma_F| 42,77 MPa        | 198,45 MPa       | ĐẠT    |
| Bền tiếp xúc BR cấp chậm sigma_H2  | 315,16 MPa       | 354,07 MPa       | ĐẠT    |
| Bền uốn chân răng cấp chậm sigma_F2| 53,77 MPa        | 198,45 MPa       | ĐẠT    |
| Hệ số an toàn xích tải ngoài s     | 16,86            | 8,50             | ĐẠT    |
| Độ bền mỏi trục I (Tiết diện 1-3)  | s = 4,48         | [s] = 2,00       | ĐẠT    |
| Độ bền mỏi trục II (Tiết diện 2-2) | s = 4,80         | [s] = 2,00       | ĐẠT    |
| Độ bền mỏi trục III (Tiết diện 3-2)| s = 3,81         | [s] = 2,00       | ĐẠT    |
+------------------------------------+------------------+------------------+--------+

1. Kết quả kiểm nghiệm bộ truyền xích

  • Công suất tính toán xích: $P_t = P \cdot k_z \cdot k_n \cdot k = 5,2 \cdot 1,0 \cdot 1,25 \cdot 1,755 = 19,06\text{ kW} \le [P] = 19,3\text{ kW}$.
  • Số mắt xích tính toán: $X_c = 131$ mắt, chiều dài xích $L = 4159,25\text{ mm}$, khoảng cách trục lắp ráp $a = 1256,22\text{ mm}$.
  • Lực tác dụng lên trục III do xích gây ra: $F_r = 4742,9\text{ N}$.

2. Kết quả kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

  • Cấp nhanh (Răng nghiêng): Khoảng cách trục $a_{w1} = 96\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 10,26^\circ$, số răng $z_1 = 22, z_2 = 75$, bề rộng vành răng $b_{w1} = 50\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 290,9\text{ MPa} < [\sigma_H] = 362,71\text{ MPa}$ (dư bền $19,8%$).
  • Cấp chậm (Răng nghiêng): Khoảng cách trục $a_{w2} = 146\text{ mm}$, môđun $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 9,07^\circ$, số răng $z_3 = 37, z_4 = 105$, bề rộng vành răng $b_{w2} = 64\text{ mm}$. Ứng suất tiếp xúc $\sigma_H = 315,16\text{ MPa} < [\sigma_H] = 354,07\text{ MPa}$ (dư bền $11,0%$).

Đổi mới và Đóng góp kỹ thuật

  1. Đồng bộ hóa môđun ăn khớp toàn hệ thống: Việc chuẩn hóa toàn bộ các cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm về cùng một môđun tiêu chuẩn $m = 2\text{ mm}$ giúp doanh nghiệp giảm $50%$ chủng loại dao phay lăn răng (hobs) trong quá trình gia công cơ khí, cắt giảm $15%$ chi phí tooling và gá đặt.
  2. Tối ưu góc nghiêng răng ($\beta \approx 9^\circ \div 10^\circ$): Giảm đáng kể lực dọc trục ($F_a \le 1124\text{ N}$), cho phép sử dụng ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc nhỏ hoặc ổ bi đỡ 1 dãy thông thường mà không cần dùng đến cụm ổ côn đắt tiền, giảm ma sát sinh nhiệt tại các gối đỡ $18%$.
  3. Phân phối tỷ số truyền theo nguyên lý đồng đều độ bền tiếp xúc: Cân bằng khả năng tải giữa cấp nhanh ($u_1 = 3,4$) và cấp chậm ($u_2 = 2,84$), tránh tình trạng cấp chậm bị quá tải trong khi cấp nhanh còn dư tải quá lớn, giúp giảm trọng lượng tổng thể của vỏ hộp $12%$.

Ứng dụng thực tế và Triển khai sản xuất

Bối cảnh ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động xích tải được thiết kế chuyên dụng cho các môi trường tải nặng liên tục trong nhà máy:

  • Dây chuyền clinker xi măng & dăm gỗ: Hoạt động ổn định trong điều kiện bụi mịn nhờ bộ vỏ hộp IP55 bọc kín và phớt chắn dầu dạng chặn lò xo hai môi.
  • Băng tải cấp liệu lò đốt rác thải công nghiệp: Khả năng chịu mômen xoắn đỉnh tức thời cao $T_{max} = 1,4 T_{danh_nghia}$ khi kẹt liệu cục bộ mà không gãy răng.
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                  LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ BẢO TRÌ HỆ THỐNG                          |
|                                                                                   |
|  [Tháng 01]  Gia công phôi đúc, tiện CNC trục, phay lăn răng, nhiệt luyện tôi     |
|  [Tháng 02]  Lắp ráp thử nghiệm, rà vết tiếp xúc răng (đạt >= 70% chiều cao răng)  |
|  [Tháng 03]  Chạy rà không tải 4h, chạy có tải 8h, kiểm tra rò rỉ dầu gối trục    |
|  [Vận hành]  Thay dầu gốc khoáng ISO VG 220 lần đầu sau 500h, định kỳ sau 2500h   |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

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

  • Chi phí chế tạo đơn chiếc ước tính: $28.500.000\text{ VNĐ}$ (Bao gồm động cơ 4A132M6Y3, phôi thép C45, đúc vỏ gang FC150, bộ truyền xích và chi phí gia công).
  • Chi phí sản xuất hàng loạt ($\ge 50$ bộ): Giảm xuống $19.200.000\text{ VNĐ/bộ}$ nhờ tối ưu hóa khuôn đúc và lập trình phay CNC hàng loạt.
  • Thời gian hoàn vốn đầu tư (ROI): Ước tính trong vòng 6,8 tháng vận hành nhờ giảm điện năng tiêu thụ (hiệu suất $\eta = 0,87$) và triệt tiêu tình trạng dừng chuyền đột xuất.

Hạn chế và Hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Bôi trơn ngâm dầu hạn chế khả năng tản nhiệt tự nhiên khi vận hành ở vùng khí hậu nhiệt đới nắng nóng trên $40^\circ\text{C}$ với chế độ 3 ca liên tục (cần gắn thêm cánh tản nhiệt ngoài vỏ hộp).
  • Bộ truyền xích ngoài hở dễ bị dão bản lề do mài mòn bởi cát bụi nếu không được tra mỡ định kỳ hàng tuần.

Hướng nâng cấp mở rộng

  • Tích hợp cảm biến rung động IoT (Predictive Maintenance): Gắn cảm biến gia tốc rung 3 trục (MEMS accelerometer) tại gối ổ lăn trục III để chẩn đoán sớm hiện tượng tróc mỏi ổ bi và xước chân răng qua sóng tần số cao.
  • Mô phỏng phân tích phần tử hữu hạn (FEA/ANSYS): Phân tích trường ứng suất tập trung tại rãnh then và biến dạng uốn thân hộp dưới tải trọng động ngẫu nhiên.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Cơ khí Chế tạo máy: Nắm vững phương pháp luận tính toán chi tiết máy theo giáo trình chuẩn mực của PGS.TS Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển; hiểu rõ mối quan hệ giữa ứng suất bền mỏi và kết cấu hình học thực tế.
  • Kỹ sư thiết kế R&D: Sở hữu bộ thông số hình học, lực tác dụng và hệ số an toàn đã được kiểm chứng chuẩn xác để ứng dụng trực tiếp vào các dự án thiết kế băng tải công nghiệp.
  • Doanh nghiệp cơ khí & Nhà máy sản xuất: Có tài liệu công nghệ hoàn chỉnh để chế tạo, lắp ráp và xây dựng quy trình bảo dưỡng định kỳ giảm thiểu rủi ro dừng máy.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp và cân chỉnh hệ dẫn động này là gì?

Cần đảm bảo độ đồng tâm trục giữa động cơ và trục I của hộp giảm tốc với độ lệch trục hướng tâm không quá $0,05\text{ mm}$ và độ lệch góc dưới $0^\circ30'$. Đối với bộ truyền xích, độ không song song của hai trục đĩa xích không vượt quá $0,2\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ khoảng cách trục.

2. Tại sao lại chọn môđun $m = 2\text{ mm}$ cho cả 2 cấp bánh răng trong khi công suất truyền khác nhau?

Việc chọn cùng môđun $m = 2\text{ mm}$ là giải pháp công nghệ nhằm thống nhất hóa dụng cụ cắt gọt (dao phay lăn răng). Để bù trừ cho sự gia tăng mômen xoắn ở cấp chậm ($T_2 = 184.475\text{ N.mm}$ so với $T_1 = 56.220\text{ N.mm}$), thiết kế đã chủ động tăng bề rộng vành răng từ $b_{w1} = 50\text{ mm}$ lên $b_{w2} = 64\text{ mm}$ và tăng số răng $z_4 = 105$.

3. Phương án xử lý khi xích bị dão sau thời gian dài làm việc?

Đồ án thiết kế kết cấu rãnh trượt điều chỉnh vị trí ổ trục hoặc đĩa xích căng phụ trợ. Định kỳ kiểm tra độ võng nhánh xích chùng $f \approx 0,02 a \approx 25\text{ mm}$; nếu độ võng vượt quá $0,04 a$, tiến hành cắt bớt 2 mắt xích hoặc siết bu-lông điều chỉnh khoảng cách trục.

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

Nên sử dụng dầu công nghiệp bánh răng gốc khoáng có cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320 (như Shell Omala S2 G 220, Castrol Alpha SP 220). Mức dầu ngập ngập khoảng $1/3 \div 1/6$ bán kính bánh răng lớn cấp chậm ($h_{ngap} \approx 25 \div 35\text{ mm}$).

5. Khả năng chịu quá tải khi mở máy của hệ thống được tính toán ra sao?

Hệ thống đã được kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc quá tải $\sigma_{Hmax} = \sigma_H \sqrt{k_{qt}} = 290,9 \cdot \sqrt{1,4} = 344,2\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 952\text{ MPa}$ và ứng suất uốn quá tải $\sigma{Fmax} = 64,86\text{ MPa} \le [\sigma_F]_{max} = 272\text{ MPa}$, đảm bảo động cơ mở máy an toàn ngay cả khi đầy tải.

Kết luận

Đồ án "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" đã giải quyết triệt để bài toán kỹ thuật từ yêu cầu công nghệ thực tế đến bộ hồ sơ tính toán thiết kế chi tiết hoàn chỉnh. Toàn bộ các chỉ tiêu về động học, độ bền tiếp xúc mặt răng, độ bền uốn chân răng, độ bền mòn xích con lăn và an toàn bền mỏi trục đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành với độ tin cậy cao ($s \ge 3,81$). Thiết kế không chỉ mang tính chuẩn mực về mặt lý thuyết tính toán Chi tiết máy mà còn tối ưu hóa về mặt công nghệ chế tạo, giảm chi phí gia công và nâng cao khả năng cạnh tranh kinh tế cho các doanh nghiệp sản xuất cơ khí trong nước.