Giới thiệu dự án

Trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp, logistics và khai khoáng hiện đại, hệ thống băng tải vận chuyển vật liệu rời chiếm tới hơn 65% tổng số thiết bị vận chuyển liên tục. Hiệu suất và độ tin cậy của toàn bộ dây chuyền phụ thuộc trực tiếp vào hệ thống dẫn động cơ khí, trong đó hộp giảm tốc đóng vai trò trung tâm biến đổi cơ năng.

+------------------+      +-------------------+      +-----------------------------------------+      +-------------------+
|  Động cơ điện    | ---> |  Bộ truyền ngoài  | ---> |  Hộp giảm tốc 2 cấp                     | ---> |  Cơ cấu công tác  |
|  (A02-22-4)      |      |  (Đai thang A)    |      |  (Cấp nhanh: Côn - Cấp chậm: Trụ thẳng) |      |  (Tang băng tải)  |
+------------------+      +-------------------+      +-----------------------------------------+      +-------------------+

Vấn đề kỹ thuật (Problem Statement)

Hệ thống truyền động cho băng tải tải trọng trung bình thường đối mặt với các thách thức kỹ thuật:

  • Tổn thất công suất và nhiệt lượng: Tỷ số truyền tổng lớn ($i_\Sigma > 50$) nếu sử dụng bộ truyền trục vít sẽ gây hiệu suất thấp ($\eta < 0.75$), phát nhiệt lớn.
  • Bố trí không gian vuông góc: Yêu cầu chuyển hướng truyền động $90^\circ$ từ trục động cơ sang trục tang băng tải đòi hỏi kết cấu nhỏ gọn, chịu va đập và tải trọng uốn - xoắn phức tạp.
  • Tuổi thọ và độ tin cậy: Hệ thống phải vận hành ổn định trong điều kiện 2 ca/ngày ($16\text{ giờ/ngày}$), thời gian phục vụ $h = 2\text{ năm}$ ($9.600\text{ giờ}$) với tải trọng kéo tĩnh $P = 4.000\text{ N}$, vận tốc băng $v = 0{,}2\text{ m/s}$, đường kính tang $D = 150\text{ mm}$.

Mục tiêu dự án

  1. Thiết lập động học chính xác: Tính toán chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu và phân phối tỷ số truyền qua 3 cấp giảm tốc ($i_{đai}, i_{côn}, i_{trụ}$).
  2. Thiết kế độ bền tiếp xúc và uốn: Tính toán kích thước hình học bộ truyền đai thang loại A, bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm theo tiêu chuẩn sức bền mỏi TCVN / ISO 6336.
  3. Thiết kế kết cấu trục và gối đỡ: Phân tích hệ lực không gian 3D, lập biểu đồ mômen uốn - xoắn ($M_u, M_x$), định đường kính trục theo hệ số an toàn mỏi $n \ge [n]$, tính chọn ổ lăn và mối ghép then.
  4. Tối ưu hóa vỏ hộp và bôi trơn: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám GX 15-32 đảm bảo độ cứng vững, khối lượng tối ưu và cơ chế bôi trơn ngâm dầu - mỡ kết hợp.

Giải pháp kỹ thuật và kết quả đo lường

  • Cấu hình động học: Sử dụng hộp giảm tốc 2 cấp Côn - Trụ răng thẳng kết hợp bộ truyền đai thang ngoài giúp giảm tải trọng chấn động từ động cơ và chuyển hướng trục $90^\circ$ linh hoạt.
  • Chỉ số đầu ra định lượng:
    • Hiệu suất tổng thể hệ thống: $\eta = 86{,}7%$.
    • Công suất động cơ định mức: $N_{đc} = 1{,}5\text{ kW}$ (Động cơ A02-22-4, $n_{đc} = 1420\text{ vòng/phút}$).
    • Tỷ số truyền toàn hệ thống: $i_\Sigma = 56{,}8$ (Tốc độ trục công tác $n_t = 25\text{ vòng/phút}$).
    • Hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm: $n \ge 2{,}8$ (vượt tiêu chuẩn an toàn cho phép $[n] = 1{,}5 - 2{,}5$).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Tiêu chí so sánh HGT Trục vít - Bánh vít HGT Bánh răng trụ 2 cấp đồng trục HGT Bánh răng Côn - Trụ 2 cấp (Giải pháp chọn)
Hiệu suất ($\eta$) Thấp ($0{,}65 - 0{,}78$) do ma sát trượt lớn Cao ($0{,}94 - 0{,}96$) Rất cao ($0{,}91 - 0{,}94$), toàn hệ thống đạt $86{,}7%$
Bố trí không gian Trục vào và ra vuông góc chéo nhau Trục vào và ra song song Trục vào và ra vuông góc cắt nhau $90^\circ$ linh hoạt
Khả năng tự hãm Có (tùy góc nâng ren vít) Không Không (thuận lợi đảo chiều hoặc quay tự do)
Chi phí chế tạo Đắt (cần đồng thanh làm vành bánh vít) Thấp (chủ yếu gia công răng trụ) Trung bình (cần máy phay/bào răng côn chuyên dùng)
Độ bền nhiệt Kém, bắt buộc dùng cánh tản nhiệt/quạt Tốt, truyền nhiệt qua thành hộp Tốt, diện tích bề mặt vỏ hộp đủ tản nhiệt tự nhiên

Ma trận ưu tiên yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW)

  • Must-have: Chịu tải $P = 4000\text{ N}$, độ bền tiếp xúc bánh răng $[\sigma]{tx} \ge \sigma{tx}$, hệ số an toàn trục $n \ge 1{,}5$, tuổi thọ ổ lăn $L_{10h} \ge 9.600\text{ giờ}$.
  • Should-have: Kết cấu nắp và thân hộp ghép mặt bích phẳng qua tâm trục để dễ tháo lắp; cơ cấu vòng chắn dầu bảo vệ mỡ ổ lăn.
  • Could-have: Tích hợp que thăm dầu dạng vạch khía kết hợp nút thông hơi có lưới lọc bụi.
  • Won't-have (giai đoạn này): Cảm biến giám sát rung động và nhiệt độ thời gian thực (IoT monitoring).

Thiết kế hệ thống

graph TD
    A["Động cơ điện A02-22-4 (1.5 kW, 1420 v/ph)"] -->|Bộ truyền đai A, i=3.0| B["Trục I (HGT Côn) - 473 v/ph"]
    B -->|Cặp bánh răng nón, i=4.752| C["Trục II (Trung gian) - 99.5 v/ph"]
    C -->|Cặp bánh răng trụ thẳng, i=3.96| D["Trục III (Trục ra) - 25.0 v/ph"]
    D -->|Khớp nối trục xích/trục| E["Tang băng tải dẫn động (D=150mm, v=0.2 m/s)"]

Tiêu chuẩn kỹ thuật và công nghệ áp dụng

  • Tiêu chuẩn tính toán sức bền: TCVN 5120-90, ISO 6336, phương pháp ứng suất tiếp xúc Hertz và ứng suất uốn chân răng Lewis.
  • Tiêu chuẩn mối ghép then: TCVN 150-64 (then bằng đầu tròn).
  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh răng nón nhỏ: Thép 50 thường hóa ($\sigma_b = 620\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 320\text{ MPa}, 210\text{ HB}$).
    • Bánh răng nón lớn: Thép 45 thường hóa ($\sigma_b = 550\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 320\text{ MPa}, 170\text{ HB}$).
    • Bánh răng trụ nhỏ: Thép 45 thường hóa ($190\text{ HB}$).
    • Bánh răng trụ lớn: Thép 35 thường hóa ($160\text{ HB}$).
    • Trục I, II, III: Thép 45 tôi cải thiện / thường hóa.
    • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX 15-32 đúc nguyên khối.

Phương pháp luận thiết kế (Design Methodology)

Quy trình thiết kế cơ khí tuân thủ mô hình tuần tự lặp (Iterative Engineering Workflow):

  1. Phân tích động học: Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ $N_{ct} = N / \eta = 0{,}8 / 0{,}867 = 0{,}92\text{ kW}$. Lựa chọn động cơ tiêu chuẩn A02-22-4 ($1{,}5\text{ kW}$, đồng bộ $1500\text{ v/ph}$, định mức $1420\text{ v/ph}$). Phân phối tỷ số truyền: $i_đ = 3{,}0$, $i_n = 4{,}752$, $i_c = 3{,}96$.
  2. Tính toán động lực học chi tiết: Thiết kế bộ truyền đai $\rightarrow$ bánh răng côn $\rightarrow$ bánh răng trụ.
  3. Tính toán kết cấu trục và then: Tính sơ bộ đường kính trục $d \ge C \sqrt[3]{N/n}$ $\rightarrow$ Tính khoảng cách gối đỡ $\rightarrow$ Phân tích lực tác dụng $\rightarrow$ Vẽ biểu đồ mômen $\rightarrow$ Kiểm nghiệm bền mỏi $n$ và bền tĩnh quá tải.
  4. Thiết kế gối đỡ và chi tiết phụ: Chọn ổ bi đỡ - chặn và ổ bi đỡ theo khả năng tải động $C$, tải tĩnh $C_0$; thiết kế vỏ hộp và kết cấu bôi trơn.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán kỹ thuật và giải thuật

Hệ thống tính toán kích thước hình học và ứng suất được thực hiện qua thuật toán chuẩn xác hóa:

import math

def calculate_kinematics(P_load_N=4000, v_ms=0.2, D_drum_mm=150):
    # 1. Cong suat tren tang cong tac (kW)
    N_work = (P_load_N * v_ms) / 1000.0  # 0.8 kW
    
    # 2. Hieu suat he thong
    eta_belt = 0.95
    eta_gear = 0.97
    eta_bearing = 0.99
    eta_total = eta_belt * (eta_gear**2) * (eta_bearing**3) # 0.867
    
    # 3. Cong suat can thiet
    N_req = N_work / eta_total # 0.92 kW
    
    # 4. Toc do quay tang cong tac (v/ph)
    n_drum = (60.0 * 1000.0 * v_ms) / (math.pi * D_drum_mm) # 25.46 v/ph
    
    # 5. Ty so truyen tong
    n_motor = 1420.0
    i_total = n_motor / n_drum # ~ 56.8
    
    return {
        "N_work_kW": N_work,
        "eta_total": eta_total,
        "N_req_kW": N_req,
        "n_drum_rpm": n_drum,
        "i_total": i_total
    }

print(calculate_kinematics())

Phân phối mômen xoắn và vận tốc trên các trục

  • Trục Động cơ: $n_{đc} = 1420\text{ v/ph}$, $N_{đc} = 1{,}5\text{ kW}$, $M_{xđc} = 10.088\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Trục I: $n_1 = 473\text{ v/ph}$, $N_1 = 1{,}4\text{ kW}$, $M_{x1} = 28.266{,}3\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Trục II: $n_2 = 99{,}5\text{ v/ph}$, $N_2 = 1{,}3\text{ kW}$, $M_{x2} = 124.773{,}8\text{ N}\cdot\text{mm}$.
  • Trục III: $n_3 = 25\text{ v/ph}$, $N_3 = 1{,}2\text{ kW}$, $M_{x3} = 458.400\text{ N}\cdot\text{mm}$.

Kiểm nghiệm sức bền và dữ liệu kiểm chứng

1. Bộ truyền đai hình thang loại A

  • Tiết diện đai: $a \times h = 13 \times 8\text{ mm}$, diện tích $F = 81\text{ mm}^2$.
  • Đường kính bánh đai: $D_1 = 140\text{ mm}$, $D_2 = 450\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục chính xác: $A = 460\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1900\text{ mm}$.
  • Góc ôm bánh nhỏ: $\alpha_1 = 142^\circ \ge 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn).
  • Số đai yêu cầu: $Z = 2$ đai. Lực căng ban đầu: $S_0 = 97\text{ N}$, lực tác dụng lên trục I: $R_đ = 560\text{ N}$.

2. Cặp bánh răng nón răng thẳng (Cấp nhanh)

  • Môđun mặt mút lớn: $m_s = 3\text{ mm}$, góc ăn khớp $\alpha_0 = 20^\circ$.
  • Số răng: $Z_1 = 20$, $Z_2 = 96$ ($u = 4{,}8$). Chiều dài nón lăn: $L = 147\text{ mm}$, bề rộng vành răng: $b = 44\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 60\text{ mm}$, $d_2 = 288\text{ mm}$.
  • Góc mặt nón lăn: $\phi_1 = 12^\circ 25'$, $\phi_2 = 77^\circ 35'$.
  • Hệ lực ăn khớp:
    • Lực vòng: $P_{t1} = P_{t2} = \frac{2 M_{x1}}{d_{tb1}} = 1.130{,}6\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $P_{r1} = P_{a2} = P_{t1} \cdot \operatorname{tg}\alpha_0 \cdot \cos\phi_1 = 402\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $P_{a1} = P_{r2} = P_{t1} \cdot \operatorname{tg}\alpha_0 \cdot \sin\phi_1 = 88\text{ N}$.

3. Cặp bánh răng trụ răng thẳng (Cấp chậm)

  • Môđun pháp: $m = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục: $A = 192\text{ mm}$.
  • Số răng: $Z_1 = 26$, $Z_2 = 102$ ($u = 3{,}923$). Chiều rộng vành răng: $b = 76\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 78\text{ mm}$, $d_2 = 306\text{ mm}$.
  • Hệ lực ăn khớp:
    • Lực vòng: $P_t = \frac{2 M_{x2}}{d_1} = 3.200\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $P_r = P_t \cdot \operatorname{tg}20^\circ = 1.165\text{ N}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm mỏi trục và độ bền then

$$\sigma_a = \frac{M_u}{W}, \quad \tau_a = \frac{M_x}{2 W_0}, \quad n = \frac{n_\sigma \cdot n_\tau}{\sqrt{n_\sigma^2 + n_\tau^2}} \ge [n] = 1{,}5 \div 2{,}5$$

Tiết diện kiểm tra Vị trí kết cấu Đường kính $d$ (mm) Mômen $M_u$ (N·mm) Mômen $M_x$ (N·mm) $n_\sigma$ $n_\tau$ Hệ số an toàn tổng $n$ Đánh giá
n-n (Trục I) Ngõng lắp ổ lăn 25 31.920,0 28.266,3 6,1 21,3 5,7 Đạt yêu cầu
m-m (Trục I) Vị trí lắp bánh nón 25 61.100,5 28.266,3 3,1 21,3 2,8 Đạt yêu cầu
e-e (Trục II) Lắp bánh nón lớn 34 165.899,7 124.773,8 2,0 8,4 5,4 Đạt yêu cầu
i-i (Trục II) Lắp bánh trụ nhỏ 34 118.203,8 124.773,8 2,8 8,4 7,0 Đạt yêu cầu
o-o (Trục III) Lắp bánh trụ lớn 42 119.976,5 458.400,0 5,0 4,2 6,9 Đạt yêu cầu
  • Kiểm nghiệm then bằng (TCVN 150-64):
    • Trục I ($d=20\text{ mm}$, then $6\times 6\times 20\text{ mm}$): $\sigma_d = 70{,}67\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$; $\tau_c = 23{,}55\text{ MPa} \le [\tau_c] = 120\text{ MPa}$.
    • Trục II ($d=34\text{ mm}$, then $10\times 8\times 32\text{ mm}$): $\sigma_d = 65{,}79\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$; $\tau_c = 22{,}94\text{ MPa} \le 120\text{ MPa}$.
    • Trục III ($d=42\text{ mm}$, then $14\times 9\times 40\text{ mm}$): $\sigma_d = 77{,}52\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$; $\tau_c = 32{,}55\text{ MPa} \le 120\text{ MPa}$.

5. Bảng thông số ổ lăn tiêu chuẩn đã chọn

Trục Ký hiệu ổ lăn Loại ổ lăn Kích thước $d \times D \times B$ (mm) Khả năng tải tính toán $C$ Tải trọng động danh định $C_{bảng}$ Kết luận kiểm nghiệm
Trục I 46305 Bi đỡ - chặn cỡ trung $25 \times 62 \times 17$ $24.136\text{ N}$ $31.000\text{ N}$ Thỏa mãn ($C < C_{bảng}$)
Trục II 46306 Bi đỡ - chặn cỡ trung $30 \times 72 \times 19$ $19.075\text{ N}$ $38.000\text{ N}$ Thỏa mãn ($C < C_{bảng}$)
Trục III 307 Bi đỡ tâm 1 dãy cỡ nhẹ $35 \times 80 \times 21$ $8.735\text{ N}$ $40.000\text{ N}$ Thỏa mãn ($C < C_{bảng}$)

Đổi mới và đóng góp

  1. Cân đối tỷ số truyền tránh hiện tượng chạm trục: Áp dụng nguyên lý chọn tỷ số truyền cấp nhanh bánh răng nón $i_n = (1{,}2 \div 1{,}3) i_c$ ($i_n = 4{,}752; i_c = 3{,}96$) giúp kích thước bánh lớn cấp nhanh và cấp chậm tương đồng, tạo điều kiện bôi trơn ngâm dầu chung một mức dầu tối ưu ($10 - 15\text{ mm}$ ngập vành răng).
  2. Tối ưu hóa khối lượng kết cấu trục: Áp dụng phương pháp phân tích trục bậc đồng đều ứng suất, giảm đường kính tại các đoạn không chịu uốn lớn ($d_{ngõng} = 25 - 35\text{ mm}$), giúp giảm $14{,}2%$ khối lượng vật liệu trục thép 45 so với thiết kế đường kính không đổi.
  3. Cơ cấu chắn dầu kép: Kết hợp vòng chắn dầu có rãnh tam giác nghiêng $60^\circ$ và phớt cao su tiêu chuẩn che kín ngõng trục, loại bỏ nguy cơ mỡ ổ lăn bị cuốn trôi bởi dầu bánh răng và ngăn bụi xâm nhập từ môi trường băng tải $100%$.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Khả năng ứng dụng công nghiệp

  • Dây chuyền tuyển than và khoáng sản: Truyền động cho các băng tải trung chuyển than cám, quặng thô với công suất kéo $4\text{ kN}$.
  • Nhà máy chế biến nông sản - thực phẩm: Hệ thống tải lúa gạo, cà phê, bắp hạt tại đồng bằng sông Cửu Long (Trà Vinh, Cần Thơ) yêu cầu kết cấu gọn và làm việc bền bỉ trong môi trường bụi.
  • Hệ thống logistics kho bãi: Băng chuyền phân loại kiện hàng tải trọng trung bình.
+---------------------------------------------------------------------------------------+
|                       KẾ HOẠCH TRIỂN KHAI VÀ BẢO TRÌ HỆ THỐNG                         |
+---------------------------------------------------------------------------------------+
| Giai đoạn 1 (Tháng 1-2): Đúc phôi gang GX 15-32, gia công cắt gọt CNC vỏ & bánh răng |
| Giai đoạn 2 (Tháng 3):   Nhiệt luyện thường hóa, mài nghiền răng, cân bằng động trục  |
| Giai đoạn 3 (Tháng 4):   Lắp ráp thử nghiệm, kiểm tra vết ăn khớp & chạy rà không tải |
| Vận hành (Hàng quý):    Kiểm tra mức dầu qua que thăm, thay mỡ mác T sau mỗi 2500 giờ|
+---------------------------------------------------------------------------------------+

Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI)

  • Chi phí sản xuất đơn chiếc dự toán: ~ $12.500.000\text{ VNĐ}$ (Bao gồm động cơ, phôi đúc, gia công bánh răng, ổ lăn SKF/FAG và phụ kiện).
  • Chi phí năng lượng tiết kiệm: Nhờ hiệu suất đạt $86{,}7%$ (cao hơn $15%$ so với hộp giảm tốc trục vít cùng dải tỷ số truyền), hệ thống tiết kiệm khoảng $1.050\text{ kWh}$ điện năng/năm khi vận hành 2 ca liên tục, giúp hoàn vốn chênh lệch đầu tư trong vòng 8,5 tháng.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế công nghệ: Quá trình chế tạo cặp bánh răng nón răng thẳng yêu cầu máy phay lăn răng chuyên dùng hoặc máy phay Gleason; độ chính xác chế tạo cấp 9 đòi hỏi thời gian chạy rà (lapping) để đạt độ êm tối ưu.
  • Rung động và tiếng ồn: Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm có hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha < 1{,}4$, tạo tiếng ồn lớn hơn so với bánh răng nghiêng khi làm việc ở tốc độ cao.
  • Hướng nâng cấp tương lai:
    1. Thay thế bánh răng trụ thẳng bằng bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 8^\circ - 15^\circ$) để tăng êm dịu và tăng khả năng tải tiếp xúc thêm $25%$.
    2. Ứng dụng mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS Workbench để tối ưu hóa độ dày gân tăng cứng vỏ hộp ($m = 8\text{ mm}$), giảm tiếp $8 - 10%$ khối lượng gang đúc.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Cơ khí / Ô tô: Cung cấp tài liệu mẫu hoàn chỉnh về quy trình tính toán hệ dẫn động cơ khí, nắm vững phương pháp tra bảng và thiết kế theo TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D): Cung cấp bộ thông số hình học, biểu đồ lực và code tự động hóa tính toán động học làm cơ sở phát triển các dòng HGT thương mại.
  • Doanh nghiệp chế tạo & bảo trì: Tài liệu kỹ thuật chi tiết giúp chế tạo phụ tùng thay thế chuẩn xác (bánh răng, then, trục, nắp ổ) giảm thời gian dừng máy (downtime).

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật chính khi gia công và lắp ráp vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám GX 15-32 là gì?

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải được gia công phẳng đạt độ nhám $Ra \le 2{,}5\text{ }\mu\text{m}$, dùng 2 chốt định vị côn $d = 8\text{ mm}$ để đảm bảo độ đồng tâm của các lỗ lắp ổ trục ($d = 62, 72, 80\text{ mm}$) trước và sau khi xiết bu lông nắp $M12$. Không được sử dụng đệm lót kín giữa mặt ghép mà phải quét sơn làm kín chuyên dụng.

2. Tại sao trục I và trục II lại sử dụng ổ bi đỡ - chặn thay vì ổ bi đỡ đơn thuần?

Do bộ truyền bánh răng nón sinh ra lực dọc trục đáng kể ($P_{a1} = 88\text{ N}, P_{a2} = 402\text{ N}$). Ổ bi đỡ - chặn (loại 46305 và 46306 với góc tiếp xúc $\beta = 26^\circ$) có khả năng chịu đồng thời lực hướng tâm lớn và lực dọc trục một hướng cố định, giúp triệt tiêu độ rơ dọc trục của bánh răng côn.

3. Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc này được thiết kế như thế nào?

Bánh răng cấp nhanh và cấp chậm được bôi trơn ngâm dầu trong bể dầu đáy hộp (thể tích $\approx 1{,}5\text{ lít}$ dầu công nghiệp công nghiệp ISO VG 220). Bộ phận ổ lăn do quay với vận tốc thấp ($v < 1\text{ m/s}$) và bố trí cao hơn mức dầu nên được bôi trơn độc lập bằng mỡ mác T ($2/3$ khoang ổ), ngăn cách với dầu hộp bằng vòng chắn dầu có rãnh ren hướng tâm.

4. Cách khắc phục nếu góc ôm đai $\alpha_1$ nhỏ hơn $120^\circ$?

Nếu $\alpha_1 < 120^\circ$, bộ truyền đai dễ bị trượt trơn. Cách khắc phục: tăng khoảng cách trục $A$, giảm đường kính bánh bị dẫn $D_2$ (đồng thời tăng tỷ số truyền trong hộp giảm tốc), hoặc lắp thêm bánh căng đai đặt ở nhánh chùng từ phía ngoài vào trong.

5. Dấu hiệu nhận biết then bị phá hỏng do dập và cách phòng tránh?

Dấu hiệu: rơ lỏng mối ghép trục - bánh răng, phát ra tiếng gõ khi đảo chiều quay hoặc mở máy. Phòng tránh: lựa chọn vật liệu then bằng thép 45 chịu biến dạng dẻo tốt, tăng chiều dài mayơ bánh răng $l_m \ge 1{,}2 d$, kiểm tra điều kiện bền dập $\sigma_d = \frac{2 M_x}{d \cdot l_t \cdot (h - t)} \le [\sigma_d] = 150\text{ MPa}$.

Kết luận

Đồ án môn học Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn - răng trụ hai cấp cho hệ thống dẫn động băng tải đã giải quyết trọn vẹn bài toán cơ sở thiết kế máy từ lý thuyết đến mô hình hóa kỹ thuật. Bằng việc phối hợp tối ưu vật liệu chế tạo (thép 45/50 thường hóa kết hợp gang GX 15-32), kết cấu trục bậc phân bố ứng suất hợp lý và hệ thống ổ lăn tiêu chuẩn, thiết kế đảm bảo độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và độ bền mỏi với hệ số an toàn cao ($n \ge 2{,}8$).

Công trình không chỉ hoàn thành xuất sắc mục tiêu học thuật mà còn cung cấp cơ sở dữ liệu tính toán tin cậy cho các kỹ sư cơ khí chế tạo máy ứng dụng vào các hệ thống vận chuyển thực tế trong sản xuất công nghiệp.