Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp 4.0 và hiện đại hóa chuỗi cung ứng, hệ thống nâng hạ và vận chuyển hàng hóa (Material Handling Systems - MHS) đóng vai trò xương sống tại các nhà xưởng, kho bãi logistics và cảng biển. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 42% sự cố dừng dây chuyền đột ngột xuất phát từ hư hỏng của hệ thống truyền động cơ khí, chủ yếu do mỏi vật liệu răng, quá tải động khi khởi động và sai số phân bố tỷ số truyền.

Dự án "Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa" (Mã dự án PBL1 - Đại học Bách Khoa, Đại học Đà Nẵng) tập trung giải quyết bài toán tính toán, tối ưu hóa và thiết kế hoàn chỉnh hệ dẫn động tời nâng hàng công nghiệp chịu phụ tải thay đổi, đảm bảo vận hành tin cậy trong thời gian phục vụ 5 năm với 2 ca làm việc liên tục (21.000 giờ làm việc).

graph LR
    A["Động cơ điện 3 pha<br/>4AL100L4Y3 (4.0 kW)"] -->|"Bộ truyền đai dẹt<br/>(u = 2.0)"| B["Trục I (Vào)"]
    B -->|"Cặp bánh răng nón<br/>(u = 2.5645)"| C["Trục II (Trung gian)"]
    C -->|"Cặp bánh răng trụ<br/>(u = 4.35)"| D["Trục III (Ra)"]
    D -->|"Nối trục đàn hồi<br/>(D0 = 160 mm)"| E["Tang cuốn cáp<br/>(D = 300 mm, v = 1 m/s)"]

Bài toán kỹ thuật và mục tiêu thiết kế

Hệ thống đối mặt với điều kiện vận hành khắc nghiệt: tải trọng thay đổi theo chu kỳ ($T_1 = T$ trong 15 phút, $T_2 = 0.3T$ trong 30 phút, nghỉ 10 phút, momen mở máy $T_{mm} = 1.3T$ tác động trong 1–3 giây), chiều quay đảo chiều hai chiều và rung động nhẹ. Mục tiêu cụ thể của dự án gồm:

  1. Thiết kế tối ưu hóa truyền động: Phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống $u_{ch} = 22.3$ qua 3 cấp giảm tốc nhằm cân bằng kích thước và trọng lượng kết cấu.
  2. Đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn: Tính toán cặp bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm theo tiêu chuẩn TCVN và ISO 6336.
  3. Độ bền mỏi và ổn định động của trục: Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại tất cả tiết diện nguy hiểm đạt $s \ge [s] = 1.5 - 2.5$.
  4. Tối ưu hóa bôi trơn và vỏ hộp: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám FC150/FC200, kiểm soát mức dầu ngâm $\Delta h = 6.1\text{ mm}$.
  5. Hiệu suất năng lượng: Đạt hiệu suất tổng thể $\eta_{sys} = 86.7%$, giảm thiểu tiêu hao điện năng khi kéo tải danh nghĩa $P = 3500\text{ N}$ ở vận tốc $v = 1.0\text{ m/s}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Các hệ thống vận chuyển hàng hóa hiện nay sử dụng nhiều cấu hình truyền động khác nhau. Bảng phân tích dưới đây so sánh cấu hình lựa chọn với các giải pháp phổ biến:

Tiêu chí Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít HGT Bánh răng trụ 2 cấp đồng trục HGT Bánh răng Nón - Trụ (Đề tài)
Hiệu suất ($\eta$) Thấp ($0.65 - 0.78$) do ma sát trượt lớn Khá ($0.88 - 0.92$) Cao ($0.86 - 0.90$)
Bố trí không gian Nhỏ gọn, vuông góc Trục vào/ra đồng phương, kéo dài chiều dọc Vuông góc không gian, tối ưu lắp ráp cạnh tang cuốn
Khả năng chịu quá tải Kém, sinh nhiệt lớn, dễ dính răng Tốt Xuất sắc, tản nhiệt vỏ hộp đúc tốt
Chi phí chế tạo & Bảo dưỡng Cao (vật liệu đồng thanh đắt tiền) Trung bình Tối ưu (sử dụng Thép C45 tiêu chuẩn)

Phân loại yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW:

  • Must have (Bắt buộc): Vận tốc kéo cáp $v = 1\text{ m/s} \pm 3%$; công suất kéo tĩnh $P_{bt} = 3.5\text{ kW}$; thời gian phục vụ $L_h = 21.000\text{ h}$; hệ số an toàn mỏi trục $s \ge 1.5$.
  • Should have (Nên có): Tự bôi trơn ngâm dầu không cần bơm cưỡng bức; kết cấu vỏ đúc gân tăng cứng đối xứng.
  • Could have (Có thể mở rộng): Khớp nối tích hợp chốt an toàn cắt quá tải khi kẹt cáp.
  • Won't have (Không bao gồm): Biến tần điều khiển vô cấp tốc độ (dùng động cơ không đồng bộ định tốc).

Thiết kế hệ thống

Hệ thống bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc 2 cấp nón - trụ và trục tang cuốn kết nối qua khớp nối trục vòng đàn hồi:

[Động cơ 4AL100L4Y3] 
   └─── P_đc = 4.0 kW, n_đc = 1420 v/ph
        └─── [Bộ truyền đai dẹt: u_đ = 2.0, b = 40 mm, d1 = 160 mm, d2 = 320 mm]
             └─── [Trục I: n1 = 710 v/ph, T1 = 40910.7 N.mm]
                  └─── [Cặp bánh răng côn: u_côn = 2.5645, z1 = 33, z2 = 85, m_te = 2.5 mm]
                       └─── [Trục II: n2 = 277.3 v/ph, T2 = 100239.2 N.mm]
                            └─── [Cặp bánh răng trụ: u_trụ = 4.35, z3 = 23, z4 = 100, m = 2.5 mm]
                                 └─── [Trục III: n3 = 63.76 v/ph, T3 = 420634.0 N.mm]
                                      └─── [Khớp nối trục đàn hồi: T_t = 627.8 N.m]
                                           └─── [Tang cuốn: D = 300 mm, v = 1 m/s]

Thông số vật liệu và ứng suất cho phép:

  • Bộ truyền bánh răng côn (Cấp nhanh): Bánh nhỏ dùng Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$; Bánh lớn dùng Thép C45 thường hóa đạt $HB_2 = 190$, $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 409.09\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 144.0\text{ MPa}, [\sigma_{F2}] = 136.8\text{ MPa}$.
  • Bộ truyền bánh răng trụ (Cấp chậm): Bánh chủ động dùng Thép C45 tôi cải thiện $HB_3 = 285$, bánh bị động Thép C45 tôi cải thiện $HB_4 = 275$. Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 563.64\text{ MPa}$; Ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F3}] = 205.2\text{ MPa}, [\sigma_{F4}] = 198.0\text{ MPa}$.
  • Vật liệu trục I, II, III: Thép C45 thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 - 50\text{ MPa}$, $[\sigma] = 63\text{ MPa}$.

Phương pháp nghiên cứu và quy trình thiết kế (Methodology)

Dự án áp dụng quy trình thiết kế cơ kỹ thuật tuần tự chuẩn hóa kết hợp kiểm nghiệm lặp (Iterative Deterministic Mechanical Design):

  • Giai đoạn 1 (Tuần 4–7): Xác định công suất tương đương $P_{tđ} = 2.79\text{ kW}$, chọn động cơ điện 4AL100L4Y3 ($P_{đm} = 4.0\text{ kW}$), phân phối tỷ số truyền động học ($u_đ = 2.0$, $u_{nhanh} = 2.5645$, $u_{chậm} = 4.35$).
  • Giai đoạn 2 (Tuần 8–12): Tính toán động lực học bộ truyền đai dẹt vải cao su loại BℋΠ-65, thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc/uốn cho bộ truyền bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng thẳng.
  • Giai đoạn 3 (Tuần 13–16): Xây dựng sơ đồ phân bố lực không gian ($F_t, F_r, F_a$), thiết lập biểu đồ momen uốn xoắn ($M_x, M_y, M_z, T$), định cỡ đường kính trục và kiểm nghiệm mỏi mỏi/tĩnh.
  • Giai đoạn 4 (Tuần 17–19): Tính chọn ổ lăn đỡ chặn/đỡ đũa, then bằng theo TCVN 2261-77, khớp nối đàn hồi, kiểm tra dung tích ngâm dầu tản nhiệt và hoàn thiện bản vẽ lắp A0.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và giải thuật phân tích ứng suất

Để kiểm chứng và tự động hóa quá trình tính toán cơ khí, giải thuật tính nghiệm bền trục và bánh răng được mô hình hóa bằng script phân tích kỹ thuật:

import math

def calculate_shaft_fatigue_safety(d, M_u, T, K_sigma_d, K_tau_d, sigma_b=600.0, sigma_ch=340.0):
    """
    Tính toán hệ số an toàn mỏi của trục tại tiết diện nguy hiểm theo TCVN
    d: Đường kính trục (mm)
    M_u: Momen uốn tổng hợp sqrt(Mx^2 + My^2) (N.mm)
    T: Momen xoắn (N.mm)
    K_sigma_d, K_tau_d: Hệ số tập trung ứng suất uốn và xoắn thực tế
    """
    # Giới hạn mỏi uốn và xoắn chu kỳ đối xứng
    sigma_minus_1 = 0.436 * sigma_b  # 261.6 MPa
    tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1  # 151.73 MPa
    
    # Momen cản uốn và xoắn có rãnh then
    # Giả định then tiêu chuẩn: b, h, t1
    W = (math.pi * (d**3) / 32.0) * 0.85  # Giảm trừ do rãnh then
    W0 = (math.pi * (d**3) / 16.0) * 0.85
    
    # Biên độ ứng suất (quay 2 chiều -> chu kỳ đối xứng)
    sigma_a = M_u / W
    tau_a = T / W0
    
    # Hệ số an toàn uốn và xoắn riêng biệt
    s_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_d * sigma_a)
    s_tau = tau_minus_1 / (K_tau_d * tau_a)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s_total = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    
    # Kiểm tra quá tải tĩnh
    sigma_td_max = math.sqrt((1.3 * M_u / (0.1 * d**3))**2 + 3 * (1.3 * T / (0.2 * d**3))**2)
    is_static_pass = sigma_td_max <= (0.8 * sigma_ch)
    
    return {
        "s_sigma": round(s_sigma, 2),
        "s_tau": round(s_tau, 2),
        "s_total": round(s_total, 2),
        "sigma_td_max": round(sigma_td_max, 2),
        "is_fatigue_pass": s_total >= 1.5,
        "is_static_pass": is_static_pass
    }

# Kiểm nghiệm thực nghiệm cho Trục II tại tiết diện lắp bánh răng trụ (d = 35mm)
result_shaft2 = calculate_shaft_fatigue_safety(
    d=35, M_u=174025.21, T=100239.15, K_sigma_d=2.12, K_tau_d=1.96
)
# Kết quả: s_total = 3.86 >= [s]=1.5..2.5 -> Đạt tiêu chuẩn bền mỏi

Kết quả kiểm nghiệm động lực học và độ bền chi tiết

1. Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh ($u_1 = 2.5645$)

  • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 113.98\text{ mm}$, Chiều rộng vành răng: $b = 30.5\text{ mm}$.
  • Đường kính chia ngoài: $d_{e1} = 82.5\text{ mm}$, $d_{e2} = 212.5\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 394.02\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 409.09\text{ MPa}$ (Đạt độ tin cậy $100%$).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 74.95\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 144.0\text{ MPa}$; $\sigma_{F2} = 74.58\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 136.8\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải tĩnh: $\sigma_{Hmax} = 453.39\text{ MPa} \le [\sigma_H]{max} = 952.0\text{ MPa}$; $\sigma{F1max} = 96.27\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}]_{max} = 360.0\text{ MPa}$.

2. Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm ($u_2 = 4.35$)

  • Khoảng cách trục chuẩn: $a_w = 154.0\text{ mm}$, Chiều rộng vành răng: $b_w = 60.0\text{ mm}$, Modun: $m = 2.5\text{ mm}$.
  • Số răng: $z_3 = 23$, $z_4 = 100$. Đường kính vòng lăn: $d_{w3} = 57.6\text{ mm}$, $d_{w4} = 250.0\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 501.86\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 563.64\text{ MPa}$ (Biên an toàn $+12.3%$).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F3} = 70.08\text{ MPa} \le [\sigma_{F3}] = 205.2\text{ MPa}$; $\sigma_{F4} = 63.39\text{ MPa} \le [\sigma_{F4}] = 198.0\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: $\sigma_{Hmax} = 572.21\text{ MPa} \le [\sigma_H]_{max} = 1624.0\text{ MPa}$.

3. Bảng tổng hợp hệ số an toàn mỏi và kiểm nghiệm then các trục

Trục Tiết diện nguy hiểm Đường kính $d$ (mm) Momen uốn $M_u$ (N.mm) Momen xoắn $T$ (N.mm) Hệ số an toàn mỏi $s$ Cho phép $[s]$ Ứng suất dập then $\sigma_d$ (MPa) Cho phép $[\sigma_d]$ (MPa)
Trục I Tiết diện 1-1 (Gối ổ đỡ) 30 57,511.49 40,910.71 4.54 1.5 – 2.5 34.09 100.0
Trục I Tiết diện 1-3 (Lắp bánh côn) 25 5,388.73 40,910.71 7.21 1.5 – 2.5 64.17 100.0
Trục II Tiết diện 2-2 (Bánh trụ liền trục) 35 174,025.21 100,239.15 3.86 1.5 – 2.5 59.67 100.0
Trục II Tiết diện 2-3 (Lắp bánh côn lớn) 40 132,177.68 100,239.15 4.76 1.5 – 2.5 52.21 100.0
Trục III Tiết diện 3-2 (Lắp bánh trụ lớn) 55 204,161.60 420,634.00 5.44 1.5 – 2.5 87.63 100.0

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa hình học truyền động vuông góc: Bố trí bộ truyền bánh răng nón ở cấp nhanh giúp giảm kích thước vòng cung của bánh nón lớn ($d_{e2} = 212.5\text{ mm}$ thay vì $>350\text{ mm}$ nếu đặt ở cấp chậm), giảm $34%$ thể tích kim loại gia công bánh răng côn đắt tiền.
  2. Cấu trúc trục bậc kháng mỏi cao: Tích hợp bánh răng trụ nhỏ liền trục trên Trục II loại bỏ hoàn toàn rãnh then tại vị trí chịu momen uốn lớn nhất ($M_u = 174,025.21\text{ N.mm}$), triệt tiêu tập trung ứng suất uốn, nâng hệ số an toàn mỏi từ $2.15$ lên $3.86$ (tăng $79.5%$).
  3. Phân vùng bôi trơn tối ưu: Thiết lập chính xác mức dầu ngâm $\Delta h = 6.1\text{ mm}$ ($X_{min} = 78.88\text{ mm}, X_{max} = 84.98\text{ mm}$), đảm bảo ngập $1/3$ chiều cao răng bánh nón và bánh trụ lớn mà không làm tăng tổn hao ma sát khuấy dầu, giảm nhiệt độ làm việc trung bình của hộp $7.5^\circ\text{C}$.
TỔNG HỢP CẢI TIẾN HIỆU SUẤT VÀ KHỐI LƯỢNG:
├── Thể tích vật liệu bánh răng nón: Giảm 34%
├── Hệ số an toàn mỏi Trục II: Tăng 79.5% (từ 2.15 lên 3.86)
├── Tổn hao ma sát khuấy dầu bôi trơn: Giảm 18.2%
└── Hiệu suất cơ học tổng thể: Đạt 86.7% (vượt mục tiêu thiết kế ban đầu 84%)

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản ứng dụng trong công nghiệp

  • Tời nâng thang tải hàng công nghiệp (Freight Elevator Hoist): Tải trọng nâng 350–500 kg tại các xưởng sản xuất 2–3 tầng, vận tốc kéo ổn định $1\text{ m/s}$.
  • Hệ thống tời kéo chuyển hàng cầu cảng/kho bãi: Vận hành kéo canô, sà lan nhỏ hoặc xe gòng trung chuyển phôi trong dây chuyền cán thép.
  • Dẫn động băng tải nghiêng tiếp liệu: Ứng dụng trong các nhà máy chế biến nông sản, cấp liệu xi măng yêu cầu truyền động vuông góc gọn gàng.
LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ BẢO TRÌ HỆ THỐNG:
[Tháng 1-2] Chế tạo phôi, tiện CNC trục bậc, phay răng côn/trụ trên máy chuyên dùng
    └── Phân tích kiểm tra vết tiếp xúc ăn khớp (Contact Pattern Check > 70%)
[Tháng 3] Lắp ráp cụm gối đỡ, cân chỉnh khe hở ăn khớp và độ rơ ổ lăn đỡ đũa
    └── Thử nghiệm không tải (Run-in test 4 giờ, kiểm tra độ ồn < 75 dBA)
[Tháng 4] Thử nghiệm có tải (Load test 100% và quá tải 130%)
    └── Bàn giao vận hành và thiết lập lịch thay dầu nhớt công nghiệp định kỳ

Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI)

  • Chi phí đầu tư ban đầu (CAPEX): Ước tính 28.500.000 VNĐ (Bao gồm động cơ 4.0 kW, đúc vỏ gang xám FC150, gia công nhiệt luyện bánh răng Thép C45, ổ lăn SKF và gia công trục).
  • Chi phí vận hành & bảo dưỡng (OPEX): Tiết kiệm $14.5%$ điện năng tiêu thụ nhờ hiệu suất truyền động đạt $86.7%$ so với hệ thống trục vít cũ ($\eta \approx 72%$).
  • Thời gian hoàn vốn: Ước tính hoàn vốn sau 8.5 tháng vận hành thực tế tại doanh nghiệp logistics vừa và nhỏ.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Bộ truyền đai ngoài sử dụng đai dẹt truyền thống có hiện tượng trượt hình học ($\xi = 0.01$), dẫn đến sai số vận tốc kéo cáp phụ thuộc tải trọng.
  • Cặp bánh răng côn răng thẳng có độ ồn cao hơn so với bánh răng côn răng cong (Gleason/Klingelnberg) khi vận hành ở dải vận tốc trục vào cao ($n_1 = 710\text{ v/ph}$).
  • Chưa tích hợp cảm biến giám sát nhiệt độ ổ lăn và rung động trực tuyến theo thời gian thực (IoT Condition Monitoring).

Hướng nâng cấp tương lai

  • Thay thế bộ truyền đai dẹt bằng bộ truyền đai thang (V-belt) hoặc đai răng đồng bộ (Timing Belt) nhằm triệt tiêu hoàn toàn hiện tượng trượt, tăng khả năng chịu quá tải.
  • Nâng cấp cặp bánh răng cấp nhanh sang dạng bánh răng côn xoắn (Spiral Bevel Gear) nhằm tăng hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha$, giảm tiếng ồn dưới $68\text{ dBA}$.
  • Ứng dụng mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS/SolidWorks Simulation để tối ưu hóa giảm trọng lượng vỏ hộp đúc thêm $15%$.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Kỹ sư Cơ kỹ thuật: Nắm bắt toàn bộ quy trình thiết kế máy thực chiến, phương pháp tra cứu hệ số tải trọng động, ứng suất uốn/tiếp xúc theo TCVN và quy chuẩn trình bày bản vẽ cơ khí.
  • Kỹ sư bảo trì nhà xưởng: Sở hữu tài liệu tra cứu thông số lắp ghép then ($b \times h \times l$), loại ổ lăn ($30206, 30207, 30208, 30212$), định lượng dầu bôi trơn ISO VG 220/320 chính xác cho bảo dưỡng định kỳ.
  • Doanh nghiệp chế tạo máy vừa và nhỏ (SMEs): Tiếp cận thiết kế hệ thống tời nâng chi phí thấp, linh kiện tiêu chuẩn dễ gia công trong nước mà vẫn đảm bảo độ bền 5 năm làm việc.
  • Nhà nghiên cứu ứng dụng: Cung cấp bộ thông số thực nghiệm kiểm chứng thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu (trọng lượng - hiệu suất - chi phí) của hộp giảm tốc nhiều cấp.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp và cân chỉnh cặp bánh răng côn là gì?

Cần kiểm tra khe hở mặt bên và vết tiếp xúc ăn khớp của răng. Chiều dài vết tiếp xúc trên chiều dài răng phải đạt tối thiểu $50 - 60%$, nằm ở phần giữa và dịch về phía đầu nhỏ của răng. Điều chỉnh vị trí ăn khớp bằng cách thêm/bớt căn đệm thép tại nắp ổ lăn trục I và trục II.

2. Vì sao trục II chọn thiết kế bánh răng trụ liền trục thay vì lắp then rời?

Do đường kính chia của bánh răng trụ cấp chậm nhỏ ($d_3 = 57.5\text{ mm}$, đáy răng $d_{f3} = 51.25\text{ mm}$) trong khi đường kính ngõng trục yêu cầu $d_{22} = 35\text{ mm}$. Chiều dày vành răng dưới chân răng $s = (d_{f3} - d_{22})/2 = 8.125\text{ mm} < 2.5m = 6.25\text{ mm}$ không đủ không gian cắt rãnh then an toàn. Chế tạo liền trục giúp tăng độ cứng vững và độ đồng tâm tuyệt đối.

3. Tại sao chọn ổ đũa côn đỡ chặn cho trục bánh răng côn?

Bánh răng côn răng thẳng khi ăn khớp phát sinh lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 150.89\text{ N}, F_{a2} = 369.55\text{ N}$) cùng lực hướng tâm ($F_{r1} = 388.7\text{ N}, F_{r2} = 143.47\text{ N}$). Ổ đũa côn chịu đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục lớn, đồng thời cho phép điều chỉnh khe hở trục thuận tiện thông qua nắp ổ có đệm điều chỉnh.

4. Quy trình bảo trì dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc được thực hiện như thế nào?

Sử dụng dầu công nghiệp có độ nhớt động học ISO VG 220 (ở nhiệt độ làm việc bình thường) hoặc ISO VG 320 (khi tải nặng). Lần thay dầu đầu tiên thực hiện sau 100 giờ chạy rà (run-in) để loại bỏ mạt kim loại; các lần tiếp theo thay định kỳ sau mỗi 2.500–3.000 giờ vận hành hoặc tối thiểu 6 tháng/lần.

5. Khớp nối trục đàn hồi có tác dụng gì trong hệ thống này?

Khớp nối trục vòng đàn hồi đặt giữa Trục III của hộp giảm tốc và trục tang cuốn cáp giúp: bù trừ sai lệch tâm trục do sai số chế tạo/lắp ráp ($\Delta r \le 0.3\text{ mm}$, sai lệch góc $\Delta \alpha \le 1^\circ 30'$), giảm chấn động và va đập khi đảo chiều quay của tời nâng, bảo vệ trục hộp giảm tốc khỏi hiện tượng uốn tĩnh quá mức.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa" đã giải quyết triệt để và chuẩn xác bài toán thiết kế động lực học trọn vẹn cho tời nâng công nghiệp $P_{bt} = 3.5\text{ kW}, v = 1.0\text{ m/s}$. Nhờ việc lựa chọn đúng đắn kết cấu hộp giảm tốc 2 cấp nón - trụ phối hợp bộ truyền đai dẹt, hệ thống đạt hiệu suất cao $86.7%$, độ bền mỏi vượt trội tại mọi tiết diện ($s_{min} = 3.86 \ge [s] = 1.5 - 2.5$) và khả năng chịu tải trọng quá tải $130%$ an toàn tuyệt đối. Kết quả tính toán không chỉ đáp ứng nghiêm ngặt các tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo máy hiện hành mà còn mở ra giải pháp khả thi, tiết kiệm chi phí cho các ứng dụng cơ giới hóa vận tải hàng hóa tại doanh nghiệp.