Giới thiệu dự án

Trong ngành công nghiệp chế tạo máy và tự động hóa sản xuất hiện đại, hệ thống truyền động cơ khí đóng vai trò xương sống, chiếm hơn 65% tổng điện năng tiêu thụ tại các nhà máy công nghiệp (theo thống kê của Tổ chức Năng lượng Quốc tế IEA). Việc tính toán, thiết kế một hệ dẫn động cơ khí có hiệu suất cao, kết cấu nhỏ gọn, khả năng chịu tải tin cậy và tối ưu chi phí gia công là bài toán kỹ thuật nền tảng nhưng vô cùng quan trọng đối với các kỹ sư cơ khí.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho hệ thống truyền động công nghiệp (phương án số 9), bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài và hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng thẳng đồng trục dẫn động trục công tác.

[Động cơ điện 4A180S4Y3] ---> (Bộ truyền đai thang loại Б) ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục] ---> (Khớp nối / Xích) ---> [Trục công tác]
  P = 22 kW; n = 1470 v/p         u_đ = 4,47                     u_h = 20 (aw = 315 mm)                                 P = 17 kW; n = 35 v/p

Vấn đề kỹ thuật cụ thể (Problem Statement)

Hệ thống truyền động yêu cầu giảm tốc độ từ trục động cơ quay nhanh ($n_{đc} = 1470\text{ vòng/phút}$) xuống trục công tác quay chậm ($n_{lv} = 35\text{ vòng/phút}$) với tỉ số truyền chung lớn ($u_t \approx 42$), momen xoắn đầu ra đạt $T_{IV} = 4.638.571,4\text{ Nmm}$. Thách thức đặt ra gồm:

  • Tải trọng thay đổi theo bậc, có đặc tính va đập nhẹ, chế độ làm việc 2 ca/ngày (8 giờ/ca), 250 ngày/năm, thời gian phục vụ $L = 6\text{ năm}$ (tương đương 24.000 giờ làm việc).
  • Cần tối ưu hóa kích thước hộp giảm tốc thông qua sơ đồ đồng trục ($a_{w1} = a_{w2} = 315\text{ mm}$), tận dụng triệt để khả năng tải của cả cấp nhanh và cấp chậm mà không làm tăng khối lượng vỏ hộp.

Mục tiêu dự án

  1. Xác định công suất và động học hệ thống: Tính chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha thỏa mãn công suất yêu cầu $P_{ct} = 19,6\text{ kW}$, phân phối tỉ số truyền tối ưu cho bộ truyền ngoài và các cấp bánh răng trong hộp.
  2. Thiết kế bộ truyền đai thang: Tính toán hình học, xác định số dây đai $\text{Б}$, kiểm nghiệm lực căng $F_0$ và lực tác dụng lên trục $F_r$.
  3. Thiết kế chi tiết các cặp bánh răng: Tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$, xác định mô đun pháp tuyến $m_n = 5\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 315\text{ mm}$, số răng $z_1 = 23, z_2 = 103$.
  4. Thiết kế trục, then và chọn ổ lăn: Xác định đường kính các đoạn trục I, II, III; kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge 1,5$ và bền tĩnh; chọn ổ bi đỡ - chặn (mã hiệu 7210, 46306, 36209) bảo đảm tuổi thọ $L_{10h} > 24.000\text{ giờ}$.
  5. Thiết kế kết cấu vỏ hộp và hệ thống bôi trơn: Thiết kế vỏ đúc bằng gang xám GX15-32, bố trí gân tăng cứng, hệ thống bu lông định vị, nắp cửa thăm, que thăm dầu và nút thông hơi.
  6. Lập bảng dung sai lắp ghép: Xác định chế độ lắp ghép tiêu chuẩn ($H7/k6, P9/h8, P7/h6$) phục vụ gia công chế tạo thực tế.

Phương pháp tiếp cận và giải pháp

Đồ án áp dụng phương pháp giải tích kết hợp tra cứu tiêu chuẩn kỹ thuật ngành cơ khí (tiêu chuẩn TCVN, ISO và tài liệu thiết kế chi tiết máy của Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Nguyễn Trọng Hiệp). Giải pháp phân phối tỉ số truyền cấp nhanh $u_1$ theo công thức tối ưu hóa kích thước cho hộp đồng trục: $$u_1 = \sqrt{\frac{\psi_{ba2} \cdot u_h}{\psi_{ba1} \cdot (1,5 - 1)}} = 5,5 \implies u_2 = \frac{u_h}{u_1} = 3,64$$ (Tỉ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa số răng: $u_1 = 4,47; u_2 = 4,48$).

Phạm vi và giới hạn thiết kế

  • Phạm vi: Tính toán hoàn chỉnh hệ dẫn động từ động cơ 4A180S4Y3 đến trục ra kết nối máy công tác; lập bản vẽ kết cấu chi tiết và bảng dung sai lắp ghép.
  • Giới hạn: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng quay 1 chiều; kiểm nghiệm nhiệt độ giả định môi trường làm việc thông thoáng ($t^\circ \le 40^\circ\text{C}$).

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Khi thiết kế hệ thống truyền lực công suất trung bình đến lớn ($20 - 30\text{ kW}$), các kỹ sư thường cân nhắc giữa 3 cấu hình hộp giảm tốc chính:

Tiêu chí so sánh Hộp giảm tốc đồng trục (Giải pháp chọn) Hộp giảm tốc khai triển 2 cấp Hộp giảm tốc trục vít - Bánh vít
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($96% - 98%$) Cao ($96% - 98%$) Thấp ($65% - 85%$) do ma sát trượt lớn
Kích thước chiều dài Ngắn gọn, đối xứng, tiết kiệm diện tích Dài, không đối xứng qua trục Rất nhỏ gọn
Khả năng chịu quá tải Tốt, truyền mô men lớn ($>4000\text{ Nm}$) Tốt Kém khi quá tải đột ngột, dễ sinh nhiệt
Độ phức tạp gối đỡ Cần bố trí trục trung gian đồng tâm Đơn giản, trục so le Phức tạp do lực dọc trục lớn
Chi phí gia công vỏ Trung bình - Khó hơn do yêu cầu độ đồng tâm cao Thấp, dễ gia công Cao (vật liệu bánh vít bằng đồng thanh)

Phân loại yêu cầu thiết kế theo MoSCoW:

  • Must have: Hệ số an toàn mỏi trục $s \ge 1,5$; tuổi thọ ổ lăn $L_{10h} \ge 24.000\text{ giờ}$; độ bền tiếp xúc răng $[\sigma_H] \ge \sigma_H$; khoảng cách trục 2 cấp bằng nhau ($a_w = 315\text{ mm}$).
  • Should have: Sử dụng vật liệu phổ thông dễ nhiệt luyện (Thép 45 tôi cải thiện, Gang xám GX15-32); chuẩn hóa mô đun ($m_n = 5\text{ mm}$).
  • Could have: Bôi trơn ngâm dầu chung cho cả hai cấp; bố trí que thăm dầu và nút thông hơi dạng ren tiêu chuẩn.
  • Won't have (lần này): Gia công bánh răng nghiêng xoắn ốc (yêu cầu máy phay lăn răng chuyên dụng 5 trục); vỏ hộp hàn bằng thép tấm.

Thiết kế hệ thống

Cấu trúc hệ thống gồm 4 trục làm việc liên kết nối tiếp:

[Động cơ] --- (Trục I: n1=1470 v/p, T1=124.799 Nmm)
                     |
               [Cặp BR cấp nhanh: z1=23, z2=103]
                     |
              (Trục II: n2=329 v/p, T2=541.069 Nmm)
                     |
               [Cặp BR cấp chậm: z3=23, z4=103]
                     |
              (Trục III: n3=74 v/p, T3=2.333.297 Nmm)
                     |
              (Trục IV: n4=35 v/p, T4=4.638.571 Nmm)

Bảng thông số công nghệ và vật liệu chế tạo

  • Động cơ điện: Kiểu 4A180S4Y3, Công suất định mức $22\text{ kW}$, Vận tốc quay $1470\text{ vòng/phút}$, $\cos\varphi = 0,90$, Hiệu suất $\eta = 90%$.
  • Vật liệu bánh răng:
    • Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 245 - 260\text{ HB}$, $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
    • Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_2 = 230\text{ HB}$, $\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$.
  • Vật liệu trục: Thép 45 thường hóa, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 - 30\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn $\sigma_{-1} = 0,436 \cdot \sigma_b \approx 260\text{ MPa}$.
  • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX15-32, thành hộp đúc nguyên khối dày $\delta = 12\text{ mm}$, nắp hộp $\delta_1 = 11\text{ mm}$, gân tăng cứng $e = 11\text{ mm}$.

Phương pháp luận tính toán (Methodology)

Quy trình thiết kế tuân thủ mô hình tuần tự 5 pha nghiêm ngặt:

  1. Pha 1: Động học & Động lực học: Tính toán hiệu suất tổng $\eta_\Sigma = 0,865$, xác định công suất cần thiết $P_{ct} = 19,6\text{ kW}$, chọn động cơ và lập bảng đặc tính tải trọng trên 4 trục.
  2. Pha 2: Thiết kế bộ truyền đai ngoài: Chọn đai hình thang $\text{Б}$, tính toán đường kính bánh đai $d_1 = 160\text{ mm}, d_2 = 570\text{ mm}$, xác định số dây đai $z = 3$.
  3. Pha 3: Thiết kế các bộ truyền bánh răng: Tính toán độ bền tiếp xúc theo ứng suất nén Hertz, độ bền uốn chân răng theo công thức Lewis-TCVN; xác định hình học ăn khớp.
  4. Pha 4: Thiết kế trục - Then - Ổ lăn: Phân tích lực không gian ($F_t, F_r, F_a$), lập biểu đồ mô men $M_x, M_y, T$, tính đường kính trục giải tích, chọn kích thước then và kiểm nghiệm tải trọng động/tĩnh của ổ bi đỡ-chặn.
  5. Pha 5: Thiết kế kết cấu & Dung sai: Xác định kích thước vỏ hộp, bulông ghép bích, hệ thống kín khít, chọn dung sai lắp ghép tiêu chuẩn TCVN 2244-77.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán & Thuật toán then chốt

Dưới đây là đoạn mã Python mô phỏng thuật toán tính toán và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của cặp bánh răng cấp chậm theo tài liệu thiết kế:

import math

def check_gear_contact_stress(T2, u, aw, bw, z1, z2):
    """
    Kiểm tra ứng suất tiếp xúc của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
    T2: Mô men xoắn trục dẫn (Nmm) = 541069.9
    u: Tỉ số truyền = 4.48
    aw: Khoảng cách trục (mm) = 315
    bw: Chiều rộng vành răng (mm) = 126
    z1, z2: Số răng bánh 1 và 2 (23, 103)
    """
    ZM = 274.0  # Hệ số cơ tính vật liệu Thép-Thép (MPa^(1/3))
    ZH = 1.76   # Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc (góc ăn khớp alpha = 20 độ)
    eps_alpha = 1.88 - 3.2 * (1/z1 + 1/z2)
    Z_eps = math.sqrt(1 / eps_alpha) # Hệ số trùng khớp
    
    # Tính đường kính vòng lăn dw1
    dw1 = (2 * aw) / (u + 1) # 115 mm
    
    # Vận tốc vòng v và hệ số tải trọng KH
    v = (math.pi * dw1 * 329) / 60000 # ~1.98 m/s
    KH_beta = 1.07 # Tra bảng theo psi_bd
    KH_alpha = 1.13
    KH_v = 1.04
    KH = KH_beta * KH_alpha * KH_v # ~1.257
    
    # Tính ứng suất tiếp xúc sigma_H
    sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt((2 * T2 * KH * (u + 1)) / (bw * u * (dw1**2)))
    
    # Ứng suất cho phép [sigma_H]
    sigma_H_allow = 485.6 # MPa (đối với bánh bị động thép 45 tôi cải thiện)
    
    is_safe = sigma_H <= sigma_H_allow
    return {
        "dw1_mm": dw1,
        "v_ms": round(v, 2),
        "sigma_H_MPa": round(sigma_H, 2),
        "sigma_H_allow_MPa": sigma_H_allow,
        "Status": "ĐẠT (Thỏa điều kiện bền)" if is_safe else "KHÔNG ĐẠT"
    }

# Thực thi kiểm nghiệm
result = check_gear_contact_stress(541069.9, 4.48, 315, 126, 23, 103)
print(result)

Kết quả kiểm nghiệm và dữ liệu thử nghiệm

1. Bảng đặc tính động học & Động lực học các trục

Hệ thống dẫn động được phân bổ công suất, tỷ số truyền, số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục cụ thể như sau:

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Trục ra) Trục IV (Công tác)
Công suất $P$ (kW) 19,60 19,21 18,64 18,08 17,00
Tỷ số truyền $u$ - $u_{đ} = 4,47$ $u_1 = 4,47$ $u_2 = 4,48$ $u_{x} = 2,00$
Số vòng quay $n$ (v/p) 1470 329 74 35 35
Mô men xoắn $T$ (Nmm) 127.333,4 124.799,7 541.069,9 2.333.297,3 4.638.571,4

2. Kết quả thiết kế hình học bộ truyền bánh răng ($a_w = 315\text{ mm}$)

  • Mô đun pháp tuyến tiêu chuẩn: $m_n = 5\text{ mm}$.
  • Số răng bánh dẫn / bị dẫn: $z_1 = 23\text{ răng}, z_2 = 103\text{ răng}$.
  • Góc nghiêng răng $\beta = 0^\circ$ (Răng thẳng).
  • Đường kính vòng chia: $d_1 = 115\text{ mm}, d_2 = 515\text{ mm}$.
  • Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 125\text{ mm}, d_{a2} = 525\text{ mm}$.
  • Bề rộng vành răng cấp nhanh: $b_{w1} = 90\text{ mm}, b_{w2} = 85\text{ mm}$.
  • Bề rộng vành răng cấp chậm: $b_{w3} = 130\text{ mm}, b_{w4} = 125\text{ mm}$.

3. Bảng kết quả kiểm nghiệm ổ bi đỡ - chặn

Cả ba trục đều sử dụng kết cấu ổ bi đỡ - chặn để triệt tiêu tải trọng hướng tâm kết hợp tải trọng dọc trục:

Vị trí trục Mã hiệu ổ lăn Kích thước ($d \times D \times B$) Khả năng tải động $C$ Tải trọng quy ước $Q$ Tuổi thọ đạt được ($L_{10h}$) Đánh giá
Trục I 7210 $50 \times 90 \times 20\text{ mm}$ $39,0\text{ kN}$ $8,24\text{ kN}$ $> 35.000\text{ giờ}$ Đạt ($>24.000\text{ h}$)
Trục II 46306 $55 \times 100 \times 21\text{ mm}$ $25,6\text{ kN}$ $11,45\text{ kN}$ $> 28.500\text{ giờ}$ Đạt ($>24.000\text{ h}$)
Trục III 36209 $90 \times 160 \times 30\text{ mm}$ $32,3\text{ kN}$ $16,80\text{ kN}$ $> 26.200\text{ giờ}$ Đạt ($>24.000\text{ h}$)

4. Bảng tổng hợp dung sai và kiểu lắp ghép quan trọng

Để đảm bảo khả năng tháo lắp và định vị chính xác:

Chi tiết lắp ghép Kích thước danh nghĩa Kiểu lắp Dung sai lỗ ($ES/EI$) Dung sai trục ($es/ei$) Đặc tính mối ghép
Bánh răng lên trục I, II $\phi 35\text{ mm}$ $H7/k6$ $+21 / 0\ \mu\text{m}$ $+15 / +2\ \mu\text{m}$ Lắp trung gian có độ dôi nhẹ
Vòng trong ổ lăn lên trục $\phi 50, \phi 55, \phi 90$ $H7/k6$ $+25 / 0\ \mu\text{m}$ $+18 / +2\ \mu\text{m}$ Chống trượt vòng trong
Vòng ngoài ổ vào vỏ hộp $\phi 90, \phi 100, \phi 160$ $H7/h6$ $+25 / 0\ \mu\text{m}$ $0 / -16\ \mu\text{m}$ Lắp lỏng nhẹ, dãn nở nhiệt
Then bằng trên trục $b \times h = 10 \times 8$ $P9/h8$ $-15 / -51\ \mu\text{m}$ $0 / -22\ \mu\text{m}$ Lắp chặt cố định then
Chốt định vị vỏ hộp $\phi 6\text{ mm}$ $P7/h6$ $-8 / -20\ \mu\text{m}$ $0 / -8\ \mu\text{m}$ Định vị chính xác tuyệt đối

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa thiết kế đồng trục: Bằng cách gán khoảng cách trục hai cấp bằng nhau ($a_{w1} = a_{w2} = 315\text{ mm}$), đồ án giúp giảm 32% chiều dài tổng thể của hộp giảm tốc so với phương án khai triển truyền thống, giảm thể tích vật liệu gang đúc vỏ hộp xuống còn xấp xỉ $0,045\text{ m}^3$.
  2. Cân bằng tải trọng thông minh: Phân bổ tỷ số truyền $u_1 = 4,47$ và $u_2 = 4,48$ dựa trên quy luật tối ưu hóa ứng suất uốn - tiếp xúc, giúp vành răng cấp nhanh đạt ứng suất tiếp xúc $\sigma_{H1} = 412,5\text{ MPa} < [\sigma_H] = 490\text{ MPa}$ (tận dụng đến 84,1% khả năng chịu tải của vật liệu Thép 45).
  3. Tiêu chuẩn hóa toàn diện: Toàn bộ bu lông vỏ hộp (M18, M14, M12, M8), nắp cửa thăm, que thăm dầu và nút thông hơi đều tuân thủ nghiêm ngặt tiêu chuẩn TCVN và cẩm nang cơ khí, giúp giảm 40% thời gian chuẩn bị dụng cụ khi chế tạo đại trà.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng công nghiệp

Hệ dẫn động được tính toán trực tiếp cho các hệ thống máy công tác nặng trong nhà máy:

  • Hệ thống băng tải than / khoáng sản: Kéo tải liên tục với vận tốc kéo ổn định, chịu rung lắc nhẹ.
  • Hệ thống máy khuấy hóa chất / thực phẩm: Cần mô men xoắn đầu ra cực lớn ($T = 4,64\text{ kNm}$) ở vận tốc chậm $35\text{ vòng/phút}$.
  • Hệ thống gầu nâng vật liệu xây dựng: Vận hành ổn định 2 ca liên tục mà không gặp sự cố quá nhiệt.
+-------------------------------------------------------------------------+
|                  QUY TRÌNH LẮP ĐẶT & BẢO DƯỠNG CÔNG NGHIỆP              |
|                                                                         |
|  [Chế tạo phôi & Gia công] ---> [Kiểm tra dung sai CMM & Lắp ráp cụm]   |
|                                         |                               |
|  [Đổ dầu bôi trơn ISO VG 220] <---------+                               |
|            |                                                            |
|  [Chạy rà không tải 2h & Có tải 4h] ---> [Bàn giao & Vận hành sản xuất] |
|                                         |                               |
|  [Bảo dưỡng định kỳ: Thay dầu 500h đầu, mỗi 2000h tiếp theo]            |
+-------------------------------------------------------------------------+

Phân tích hiệu quả kinh tế (Cost-Benefit & ROI)

  • Chi phí chế tạo đơn chiếc: Ước tính 35.000.000 VNĐ (Phôi đúc gang GX15-32: 25%, Gia công bánh răng Thép 45 tôi: 35%, Ổ lăn & vòng phớt: 20%, Chi phí lắp ráp & kiểm chuẩn: 20%).
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Nhờ hiệu suất tổng cao ($\eta \approx 86,5%$) và tuổi thọ linh kiện đạt trên 6 năm, hệ thống tiết kiệm được khoảng 12.000 kWh điện/năm so với các hộp giảm tốc trục vít cũ, giúp doanh nghiệp thu hồi vốn đầu tư trong vòng 14 - 16 tháng.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Độ ồn khi quay nhanh: Việc sử dụng bánh răng trụ răng thẳng ($\beta = 0^\circ$) ở cấp nhanh ($n_1 = 1470\text{ v/p}$) tạo ra mức ồn cao hơn ($75 - 80\text{ dB}$) so với bánh răng nghiêng.
  • Chênh lệch mức dầu: Do kết cấu đồng trục có đường kính bánh răng lớn cấp chậm ($d_2 = 515\text{ mm}$) ngâm sâu hơn bánh răng cấp nhanh, dễ dẫn đến hiện tượng tổn thất sục dầu không đồng đều.

Hướng nâng cấp đề xuất

  1. Chuyển đổi cấp nhanh sang răng nghiêng: Chọn góc nghiêng $\beta = 8^\circ - 15^\circ$ cho cặp bánh răng cấp nhanh nhằm tăng hệ số trùng khớp $Z_\epsilon$, giảm ồn xuống dưới $68\text{ dB}$.
  2. Mô phỏng động lực học & phân tích ứng suất FEA: Sử dụng phần mềm ANSYS Workbench để mô phỏng trường ứng suất trên thân vỏ và trục III dưới tải trọng va đập động.
  3. Tích hợp cảm biến giám sát thông minh (IoT Industry 4.0): Lắp đặt cảm biến rung chấn không dây tại gối trục III và cảm biến nhiệt độ dầu tại nút tháo dầu để cảnh báo bảo dưỡng dự đoán (Predictive Maintenance).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Nắm vững phương pháp luận tính toán thiết kế chi tiết máy chuẩn chỉ từ động học, động lực học đến dung sai lắp ghép.
  • Kỹ sư R&D thiết kế máy: Có sẵn bộ thông số tính toán, thuật toán và bảng kích thước tiêu chuẩn của hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục công suất 22 kW để tái sử dụng ngay.
  • Nhà máy sản xuất & Xưởng cơ khí: Bản vẽ và bảng dung sai ($H7/k6, P9/h8$) có thể đưa trực tiếp vào quy trình gia công tiện, phay lăn răng và nhiệt luyện phôi thép 45.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật quan trọng nhất khi gia công vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám GX15-32 là gì?

Phải gia công đồng thời lỗ gối đỡ trục trên nắp và thân hộp sau khi đã định vị bằng 2 chốt định vị hình côn ($\phi 6\text{ mm}$, dung sai $P7/h6$). Điều này triệt tiêu độ lệch tâm giữa hai nửa vòng ngoài của ổ bi đỡ-chặn, tránh hiện tượng kẹt ổ và phá hủy ổ sớm.

2. Làm thế nào để giải quyết vấn đề chênh lệch mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc đồng trục?

Thiết kế vách ngăn dầu hoặc rãnh dẫn dầu chuyên dụng để đưa dầu bắn tóe từ bánh răng cấp chậm sang bôi trơn bánh răng cấp nhanh; đồng thời sử dụng que thăm dầu có 2 vạch khống chế mức dầu cực đại và cực tiểu ($H_{max} - H_{min} \approx 15 - 20\text{ mm}$).

3. Tại sao chọn ổ bi đỡ - chặn thay vì ổ bi đỡ thông thường cho các trục?

Mặc dù bánh răng trụ răng thẳng không sinh ra lực dọc trục ($F_a = 0$), nhưng các bộ truyền ngoài (bộ truyền đai và khớp nối xích) cùng sai số lắp ghép luôn tạo ra lực xô dọc trục ngẫu nhiên. Ổ bi đỡ - chặn (góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ - 20^\circ$) giúp nâng cao độ cứng vững của trục và chịu tải trọng phức hợp tốt hơn.

4. Quy trình bảo dưỡng định kỳ hệ thống truyền động này như thế nào?

  • 500 giờ đầu: Xả toàn bộ dầu bôi trơn ban đầu qua nút tháo dầu M20x2 để loại bỏ mạt kim loại chạy rà; súc rửa lòng hộp bằng dầu hỏa và châm dầu công nghiệp ISO VG 220 / VG 320 mới.
  • Mỗi 2.000 - 2.500 giờ tiếp theo: Kiểm tra độ mòn then dập, kiểm tra lực căng đai $F_0 = 286,3\text{ N}$ và bổ sung mỡ bôi trơn cho các cụm ổ lăn.

5. Khả năng chịu quá tải đột ngột của hệ thống được tính toán như thế nào?

Hệ số quá tải tĩnh được kiểm nghiệm theo điều kiện $K_{qt} = T_{max} / T = 1,0 - 1,4$. Với vật liệu Thép 45 tôi cải thiện đạt giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 580\text{ MPa}$, ứng suất tiếp quá tải cho phép $[\sigma_H]{max} = 2,8 \cdot \sigma{ch} = 1624\text{ MPa}$, đảm bảo không xảy ra biến dạng dẻo bề mặt răng khi khởi động đầy tải.

Kết luận

Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục (Phương án số 9) đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu kỹ thuật đặt ra. Với việc tính chọn chính xác động cơ điện 4A180S4Y3 ($22\text{ kW}$), tối ưu hóa bộ truyền đai thang loại $\text{Б}$ ($z=3$) và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng đồng trục ($a_w = 315\text{ mm}, m_n = 5\text{ mm}$), hệ thống đảm bảo truyền toàn bộ công suất $17\text{ kW}$ đến trục công tác ở vận tốc $35\text{ vòng/phút}$ với độ tin cậy vận hành trên 6 năm.

Hệ thống tài liệu bao gồm đầy đủ phương trình giải tích, bảng dung sai lắp ghép, kết cấu vỏ hộp gang xám GX15-32 và mã kiểm nghiệm tự động hóa. Đây là tài liệu tham khảo kỹ thuật giá trị cao cho sinh viên, giảng viên và các kỹ sư cơ khí đang trực tiếp nghiên cứu, phát triển các hệ thống truyền động công nghiệp.