Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên tự động hóa sản xuất và công nghiệp hóa hiện đại, các hệ thống vận chuyển liên tục đóng vai trò huyết mạch tại các nhà máy chế biến thực phẩm, luyện kim, lắp ráp cơ khí và logistics. Theo các báo cáo kỹ thuật công nghiệp nặng, thời gian gián đoạn vận hành (downtime) do sự cố hệ thống truyền động băng tải gây thiệt hại trung bình từ 5% đến 12% tổng năng suất dây chuyền. Do đó, việc thiết kế một hệ thống dẫn động xích tải hoạt động tin cậy, chịu tải va đập và tối ưu hóa hiệu suất truyền động là bài toán kỹ thuật nền tảng nhưng mang tính sống còn.

Dự án "Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải" do sinh viên Hồ Tấn Lộc (Khoa Khoa học Ứng dụng – Trường Đại học Bách Khoa, ĐHQG TP.HCM) thực hiện dưới sự hướng dẫn của ThS. Lồ Sìu Vẫy, tập trung giải quyết trọn vẹn bài toán động học và động lực học của hệ dẫn động xích tải nặng làm việc 2 ca/ngày trong vòng 9 năm ($43.200$ giờ vận hành liên tục).

Vấn đề kỹ thuật cụ thể (Problem Statement)

Hệ thống xích tải công nghiệp đòi hỏi kéo một lực vòng lớn $F = 20.000\text{ N}$ ở vận tốc thấp $v = 0{,}5\text{ m/s}$ thông qua đĩa xích $z = 11$ răng, bước xích $p = 100\text{ mm}$. Thách thức đặt ra gồm:

  • Tải trọng biến thiên theo chu kỳ: Chế độ tải gồm hai giai đoạn $T_1 = T$ trong $t_1 = 45\text{s}$ và $T_2 = 0{,}8T$ trong $t_2 = 41\text{s}$ kèm va đập nhẹ.
  • Tỷ số truyền tổng rất lớn ($u_t \approx 53{,}33$): Cần giảm tốc từ $1.460\text{ vòng/phút}$ của động cơ điện xuống còn $27{,}27\text{ vòng/phút}$ tại trục tang xích mà vẫn đảm bảo độ nhỏ gọn và hiệu suất tổng thể.
  • Hiện tượng sinh nhiệt cục bộ: Bộ truyền trục vít tạo ma sát trượt cao, tiềm ẩn nguy cơ dính răng và phá hủy bôi trơn nếu không cân bằng nhiệt chính xác.
[Động cơ 3 pha DK 63-4] (14 kW, 1460 rpm)
           │
           ▼  (Bộ truyền đai thang, u_đ = 1.75)
[Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít] (u_tv = 10)
           │
           ▼  (Bộ truyền Bánh răng trụ thẳng, u_br = 3.039)
[Khớp nối trục vòng đàn hồi]
           │
           ▼
[Đĩa xích tải công tác] (F = 20.000 N, v = 0.5 m/s)

Mục tiêu kỹ thuật của dự án

  1. Xác định công suất và chọn động cơ điện: Tính toán công suất tương đương xét đến tải trọng thay đổi, bù đắp tổn thất cơ khí trên toàn chuỗi truyền động.
  2. Phân phối tỷ số truyền động học: Tối ưu hóa tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài (đai thang) và hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục/vuông góc (trục vít – bánh răng trụ).
  3. Tính toán thiết kế độ bền chi tiết máy: Thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang hẹp, cặp trục vít – bánh vít hợp kim đồng, cặp bánh răng trụ răng thẳng thép tôi cải thiện, trục truyền động, then và hệ thống ổ lăn.
  4. Kiểm nghiệm bền mỏi và cân bằng nhiệt: Kiểm tra hệ số an toàn mỏi $s_j \ge [s]$, tuổi thọ vòng bi $L_{hE}$, ứng suất dập/cắt then và nhiệt độ dầu bôi trơn giới hạn $[t_d] \le 90^\circ\text{C}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế máy nâng chuyển và dẫn động xích, có nhiều phương án kết hợp bộ truyền động lực học:

Cấu hình truyền động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi cho đề tài
Hộp giảm tốc Bánh răng trụ 3 cấp Hiệu suất cao ($\eta \approx 0{,}94 - 0{,}96$), tuổi thọ bền bỉ. Kích thước cồng kềnh theo phương dọc, không có khả năng tự hãm, giá thành gia công vỏ hộp lớn. Kém khả thi do không gian bố trí vuông góc bị hạn chế.
Hộp giảm tốc Bánh răng nón - trụ 2 cấp Chuyển hướng trục $90^\circ$, hiệu suất khá tốt ($\eta \approx 0{,}90$). Tỷ số truyền 2 cấp khó đạt $> 40$, gia công bánh răng nón phức tạp và đòi hỏi căn chỉnh chính xác cao. Khó đáp ứng tỷ số truyền $u_t = 53{,}33$ chỉ với 2 cấp nhỏ gọn.
Hộp Trục vít – Bánh răng trụ kết hợp đai thang (Giải pháp đề xuất) Tỷ số truyền 1 cấp trục vít rất cao ($u_{tv} = 10$), êm ái, giảm chấn va đập nhờ bộ truyền đai, cấu trúc vuông góc tối ưu không gian. Hiệu suất bộ truyền trục vít thấp hơn do trượt dọc răng ($\eta_{tv} \approx 0{,}848$), cần tính toán nhiệt nghiêm ngặt. Tối ưu nhất: Đạt tỷ số truyền lớn, chống quá tải êm dịu, kích thước tổng thể nhỏ gọn.

Yêu cầu kỹ thuật theo thang đo MoSCoW

  • Must-have (Bắt buộc): Chịu được mô-men xoắn đầu ra $M_{x3} = 3.187.051{,}68\text{ Nmm}$; thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc $[\sigma_H]$, bền uốn $[\sigma_F]$ của bánh răng/bánh vít; hệ số an toàn mỏi trục $s_j > 2{,}5$; nhiệt độ làm việc vỏ hộp $t_1 \le 90^\circ\text{C}$.
  • Should-have (Cần có): Sử dụng các chi tiết tiêu chuẩn hóa (ổ đũa côn 7609, 7313; đai thang hẹp tiêu chuẩn; then bằng theo TCVN).
  • Could-have (Có thể có): Nắp quan sát (cửa thăm), nút thông hơi điều áp, que thăm dầu tích hợp rãnh thoát nhiệt trên thân vỏ hộp.
  • Won't-have (Không áp dụng): Hệ thống làm mát cưỡng bức bằng bơm dầu tuần hoàn (do hệ thống giải nhiệt tự nhiên qua bề mặt vỏ hộp đã đáp ứng đủ).

Thiết kế hệ thống

1. Động lực học và công suất truyền dẫn

Công suất làm việc trên trục xích tải: $$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{20000 \cdot 0{,}5}{1000} = 10\text{ kW}$$

Công suất tính toán tương đương theo tải trọng thay đổi: $$P_{t} = P_{lv} \sqrt{\frac{\sum \left(\frac{T_i}{T_{max}}\right)^2 t_i}{\sum t_i}} = 10 \cdot \sqrt{\frac{1^2 \cdot 45 + 0{,}8^2 \cdot 41}{45 + 41}} = 9{,}1015\text{ kW}$$

Hiệu suất toàn hệ thống: $$\eta = \eta_đ \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^3 \cdot \eta_{nt} = 0{,}95 \cdot 0{,}87 \cdot 0{,}96 \cdot (0{,}99)^3 \cdot 1{,}0 = 0{,}7698$$

Công suất cần thiết trên trục động cơ: $$P_{ct} = \frac{P_t}{\eta} = \frac{9{,}1015}{0{,}7698} = 11{,}8221\text{ kW}$$

Lựa chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ DK 63-4:

  • Công suất định mức: $P_{đc} = 14{,}0\text{ kW}$
  • Tốc độ quay đồng bộ: $n_{đb} = 1500\text{ vòng/phút}$, tốc độ định danh: $n_{đc} = 1460\text{ vòng/phút}$
  • Khả năng quá tải mở máy: $\frac{T_K}{T_{dn}} = 1{,}4$; $\frac{T_{max}}{T_{dn}} = 2{,}3$; $\cos\varphi = 0{,}88$

2. Phân phối tỷ số truyền và thông số trên các trục

+---------------------------------------------------------------------------------------+
| BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC CÁC TRỤC TRUYỀN DẪN                           |
+-------------------+----------------+---------------+----------------+-----------------+
| Thông số          | Trục Động cơ   | Trục I (Vít)  | Trục II (Trung)| Trục III (Xích) |
+-------------------+----------------+---------------+----------------+-----------------+
| Công suất P (kW)  | 11,8221        | 11,1187       | 9,5765         | 9,1015          |
| Tỷ số truyền u    | -              | 1,75 (đai)    | 10,0 (trục vít)| 3,039 (bánh răng|
| Vận tốc n (v/ph)  | 1460,0         | 834,29        | 83,43          | 27,27           |
| Mô-men xoắn (Nmm) | 77.329,49      | 127.274,67    | 1.096.216,77   | 3.187.051,68    |
+-------------------+----------------+---------------+----------------+-----------------+

3. Bảng công nghệ và vật liệu chế tạo (Engineering Stack)

  • Bộ truyền đai ngoài: Đai thang hẹp loại B (kích thước tiết diện $14 \times 10{,}5\text{ mm}$, $d_1 = 160\text{ mm}, d_2 = 280\text{ mm}$, số đai $z = 5$).
  • Bộ truyền trục vít: Trục vít chế tạo từ thép cacbon/hợp kim tôi bề mặt đạt độ rắn $\text{HB} < 350$, số mối ren $z_1 = 4$, hệ số đường kính $q = 10$, mô-đun $m = 10\text{ mm}$.
  • Vành bánh vít: Hợp kim đồng thanh không thiếc đúc khuôn kim loại БpA10-4-4 ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 200\text{ MPa}$), số răng $z_2 = 40$.
  • Bộ truyền bánh răng trụ: Cặp bánh răng trụ răng thẳng bằng thép hợp kim 40X tôi cải thiện đạt độ rắn $\text{HB } 230 - 260$, $\sigma_b = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 550\text{ MPa}$, mô-đun $m = 6\text{ mm}$, khoảng cách trục $a_w = 429{,}8\text{ mm}$.
  • Trục & Khớp nối: Thép 40X tôi cải thiện; Khớp nối trục vòng đàn hồi tiêu chuẩn truyền mô-men $3{,}18\text{ kNm}$.

Implementation và kết quả

Development Process & Mathematical Modeling

Quá trình tính toán chi tiết từng phân hệ tuân theo các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí chính xác:

# Mô hình thuật toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc bánh răng trụ
def check_gear_contact_stress(T2, u, bw, dw1, ZM, ZH, Ze, KH):
    """
    T2: Moment xoan tren banh chu dong (Nmm)
    u: Ty so truyen
    bw: Chieu rong vanh rang (mm)
    dw1: Duong kinh vong lan (mm)
    ZM: He so co tinh vat lieu (274 MPa^0.5)
    ZH: He so hinh dang be mat tiep xuc (1.7639)
    Ze: He so trung khop (0.86154)
    KH: He so tai trong (0.6446)
    """
    sigma_H = ZM * ZH * Ze * ((2 * T2 * KH * (u + 1)) / (bw * (dw1**2) * u))**0.5
    return sigma_H

# Thực thi kiểm nghiệm số liệu dự án
sigma_H_calc = check_gear_contact_stress(
    T2=1096216.77, u=3.03905, bw=127.0, dw1=209.901,
    ZM=274.0, ZH=1.7639, Ze=0.86154, KH=0.6446
)
# Kết quả: sigma_H_calc = 241.065 MPa <= [sigma_H] = 354.695 MPa (Thỏa mãn bền tiếp xúc)

Thuật toán kiểm nghiệm bền mỏi trục tại các tiết diện nguy hiểm:
1. Xác định phản lực gối đỡ: Sum(Fx) = 0, Sum(Fy) = 0, Sum(Mx) = 0, Sum(My) = 0
2. Vẽ biểu đồ mô-men uốn Mx, My và mô-men xoắn T
3. Tính mô-men tương đương: Mtd = sqrt(M_u^2 + 0.75 * T^2)
4. Xác định giới hạn mỏi: sigma_-1 = 0.436 * sigma_b; tau_-1 = 0.58 * sigma_-1
5. Tính hệ số an toàn:
   s_sigma = sigma_-1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
   s_tau = tau_-1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)
   s = (s_sigma * s_tau) / sqrt(s_sigma^2 + s_tau^2) >= [s] = 2.5 ... 3.0

Testing và Validation

Toàn bộ các bộ phận cấu thành hệ dẫn động đều được kiểm chứng thông qua các chỉ số định lượng khắt khe:

+---------------------------------------------------------------------------------------+
| BẢNG KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN VÀ CÁC THÔNG SỐ AN TOÀN HỆ DẪN ĐỘNG                           |
+--------------------------+--------------------+-------------------+-------------------+
| Hạng mục kiểm nghiệm     | Giá trị tính toán  | Giá trị cho phép  | Đánh giá kỹ thuật |
+--------------------------+--------------------+-------------------+-------------------+
| Ứng suất tiếp xúc trục vít| sigma_H = 141,79 MPa| [sigma_H] = 383,24| Vượt bền 63,0%    |
| Ứng suất uốn vành bánh vít| sigma_F = 9,61 MPa | [sigma_F] = 96,91 | Vượt bền 90,1%    |
| Ứng suất tiếp xúc bánh răng| sigma_H = 241,07 MPa| [sigma_H] = 354,69| An toàn (đạt 67%) |
| Ứng suất uốn bánh răng 1 | sigma_F1 = 63,91 MPa| [sigma_F1]= 142,15| An toàn (đạt 45%) |
| Ứng suất quá tải bánh răng| sigma_Hmax=265,59MPa| [sigma_Hmax]= 1540| Chịu quá tải tốt  |
| Hệ số an toàn mỏi Trục I | s_j min = 13,28    | [s] = 2,5 - 3,0   | Rất an toàn       |
| Hệ số an toàn mỏi Trục II| s_j min = 5,86     | [s] = 2,5 - 3,0   | Rất an toàn       |
| Tải trọng động ổ lăn 7609 | Cd = 77,70 kN      | C = 104,0 kN      | Thỏa mãn tuổi thọ |
| Tải trọng động ổ lăn 7313 | Cd = 12,09 kN      | C = 134,0 kN      | Thỏa mãn tuổi thọ |
| Ứng suất dập then Trục II| sigma_d = 94,43 MPa| [sigma_d] = 100 MPa| Thỏa mãn bền dập  |
+--------------------------+--------------------+-------------------+-------------------+

Cân bằng nhiệt hộp giảm tốc trục vít

Do bộ truyền trục vít có hiệu suất $\eta_{tv} = 0{,}8476$, lượng nhiệt sinh ra do ma sát trượt được kiểm tra bằng phương trình cân bằng nhiệt bề mặt vỏ: $$t_1 = t_0 + \frac{1000(1 - \eta)P_1}{K_t A (1 + \psi)} = 27 + \frac{1000 \cdot (1 - 0{,}8476) \cdot 11{,}1187}{17 \cdot 1{,}3067 \cdot (1 + 0{,}275)} = 81{,}19^\circ\text{C}$$

Nhiệt độ tính toán $t_1 = 81{,}19^\circ\text{C} < [t_d] = 90^\circ\text{C}$, chứng minh hộp giảm tốc tự giải nhiệt an toàn ra môi trường không khí mà không cần gắn cánh tản nhiệt phụ hay hệ thống ống sinh hàn cưỡng bức.

Đổi mới và đóng góp

  1. Cấu trúc phân phối tỷ số truyền 3 cấp linh hoạt:
    • Kết hợp giảm tốc đai ngoài ($u_đ = 1{,}75$) giúp triệt tiêu rung động và xung lực va đập đầu vào từ động cơ điện trước khi truyền vào hộp giảm tốc.
    • Cấp trục vít ($u_{tv} = 10$) giải quyết triệt để bài toán không gian đổi hướng vuông góc $90^\circ$ và hạ tốc độ quay nhanh chóng, giúp cấp bánh răng trụ phía sau ($u_{br} = 3{,}039$) chịu mô-men xoắn lớn mà không bị cồng kềnh.
  2. Cải tiến lựa chọn vật liệu cặp tiếp xúc trục vít – bánh vít:
    • Thay vì dùng đồng thanh thiếc đắt tiền, tác giả đã tính toán chính xác vận tốc trượt $v_s = 4{,}5\text{ m/s} < 5\text{ m/s}$ và ứng dụng đồng thanh không thiếc БpA10-4-4 đúc khuôn kim loại, tiết kiệm hơn 35% chi phí vật liệu chế tạo vành răng mà vẫn đảm bảo cơ tính chống mòn dính tuyệt vời ($[\sigma_H] = 383{,}24\text{ MPa}$).
  3. Độ tin cậy mỏi cao vượt trội:
    • Kết cấu trục bậc được tính toán tỉ mỉ với bán kính lượn góc rãnh then và bậc trục hợp lý, đưa hệ số an toàn bền mỏi của các trục lên ngưỡng an toàn rất cao ($s_{min} = 5{,}86$ so với yêu cầu tối thiểu $[s] = 2{,}5$), đảm bảo không gãy trục do mỏi chu kỳ tải đối xứng trong suốt 9 năm làm việc.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

Hệ thống dẫn động xích tải được thiết kế sẵn sàng cho việc lắp ráp tại các nhà máy:

  • Ngành công nghiệp nặng: Vận chuyển phôi đúc, thép tấm, chi tiết rèn dập nóng có tải trọng cục bộ lên tới $2\text{ tấn}$ với tốc độ ổn định $0{,}5\text{ m/s}$.
  • Ngành chế biến nông sản & thực phẩm: Dây chuyền cấp liệu xích cào tải hạt, lúa mì, nguyên liệu thô liên tục 2 ca/ngày ($16\text{ giờ/ngày}$).
[Mặt sàn nhà máy / Bệ máy bê tông]
  │── Gá đặt động cơ DK 63-4 trên rãnh trượt căng đai
  │── Căn chỉnh khoảng cách trục đai a = 450 mm
  │── Định vị hộp giảm tốc bằng chốt định vị côn & bu-lông nền M24
  │── Lắp khớp nối trục đàn hồi nối trục III với trục đĩa xích tải
  └── Đổ dầu công nghiệp ISO VG 320 ngập 1/3 chiều cao bánh vít

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

  • Chi phí chế tạo ban đầu: Giảm 20% so với hộp giảm tốc nhập khẩu nhờ tận dụng phôi đúc gang xám FC20 cho vỏ hộp và bánh răng gia công trên máy phay lăn răng nội địa.
  • Chi phí bảo trì: Nhờ hệ số bền dự phòng cao và cơ chế tự bôi trơn ngâm dầu, chu kỳ thay dầu kéo dài lên đến $3.000\text{ giờ}$ vận hành; tuổi thọ vòng đệm then và ổ lăn đạt $> 5\text{ năm}$ trước kỳ đại tu đầu tiên.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Hiệu suất nhiệt cục bộ: Mặc dù $t_1 = 81{,}19^\circ\text{C}$ đạt chuẩn an toàn ($< 90^\circ\text{C}$), vào những ngày thời tiết nóng đỉnh điểm (nhiệt độ môi trường $t_0 > 38^\circ\text{C}$), nhiệt độ dầu có thể xấp xỉ ngưỡng giới hạn, làm suy giảm độ nhớt động lực học của dầu bôi trơn.
  • Khối lượng hệ trục II lớn: Đường kính ngỗng trục $d_3 = 75\text{ mm}$ chịu mô-men xoắn lớn làm tăng tự trọng của cụm ruột hộp giảm tốc.

Hướng nâng cấp mở rộng

  • Tối ưu hóa hình học vỏ hộp: Thiết kế thêm các gân tản nhiệt đúc nổi trên bề mặt vỏ hộp tại khu vực ăn khớp trục vít để tăng diện tích thoát nhiệt $A$ thêm 15 - 20%.
  • Nâng cấp công nghệ bôi trơn: Ứng dụng dầu tổng hợp gốc Polyglycol (PAG) giúp tăng hiệu suất truyền động trục vít thêm 3 - 5% và giảm ma sát mài mòn vành răng.
  • Tích hợp giám sát thông minh (IoT Condition Monitoring): Gắn cảm biến rung chấn MEMS 3 trục và cảm biến nhiệt độ RTD PT100 tại các gối đỡ ổ lăn để cảnh báo sớm hiện tượng mỏi tiếp xúc mặt lăn.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Kỹ sư Cơ khí: Nguồn tài liệu mẫu chuẩn xác về phương pháp tính toán chi tiết máy theo giáo trình cơ học máy Việt Nam, cung cấp toàn diện biểu đồ phân tích nội lực và bài toán độ bền mỏi.
  • Kỹ sư vận hành bảo trì (O&M Engineers): Nắm rõ các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn (kích thước then, mã vòng bi 7609, 7313, 309, lượng dầu bôi trơn) phục vụ công tác lập kế hoạch vật tư thay thế định kỳ.
  • Doanh nghiệp chế tạo máy: Bản thiết kế hoàn chỉnh có tính khả thi công nghệ cao, dễ dàng đưa vào gia công chế tạo hàng loạt bằng trang thiết bị cơ khí phổ thông tại xưởng Việt Nam.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp đặt hộp giảm tốc này là gì?

Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa trục ra của hộp giảm tốc và trục tang xích thông qua khớp nối đàn hồi (độ lệch trục cho phép $\Delta \le 0{,}1\text{ mm}$, độ lệch góc $\alpha \le 1^\circ$). Đồng thời xiết chặt bu-lông móng và định vị thân vỏ bằng 2 chốt định vị côn để chống xô lệch do phản lực mô-men xoắn $3.187\text{ Nm}$.

2. Tại sao lại chọn cặp ổ đũa côn cho trục I và trục II?

Trục vít sinh ra lực dọc trục rất lớn ($F_{a1} = 5.481{,}08\text{ N}$), đồng thời bánh vít trên trục II cũng chịu lực dọc trục $F_{a2} = 3.149{,}96\text{ N}$. Ổ đũa côn (mã 7609 và 7313) có khả năng chịu đồng thời lực hướng tâm lớn và lực dọc trục cao vượt trội so với ổ bi đỡ thông thường.

3. Phương pháp bôi trơn nào được áp dụng cho hộp giảm tốc này?

Hộp sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu (vung tóe). Bánh vít và bánh răng lớn được ngâm vào đáy dầu với chiều sâu ngập khoảng $1 - 2$ lần chiều cao răng. Dầu vung tóe lên nắp hộp tạo sương dầu bôi trơn các gối ổ lăn thông qua rãnh dẫn dầu chuyên dụng.

4. Khi nào cần thay dầu bôi trơn hộp giảm tốc?

Sau $500\text{ giờ}$ chạy rà ban đầu cần xả sạch dầu cũ để loại bỏ mạt kim loại gia công, sau đó duy trì chu kỳ thay dầu định kỳ mỗi $2.500 - 3.000\text{ giờ}$ vận hành (tương đương 6 tháng làm việc 2 ca).

5. Làm thế nào để kiểm tra mức dầu trong quá trình vận hành?

Vỏ hộp được trang bị que thăm dầu có 2 vạch khấc định mức (Max - Min) đặt ở phần thân hộp dưới, kết hợp với nút thông hơi trên nắp cửa thăm để cân bằng áp suất bên trong khi nhiệt độ dầu tăng cao.

Kết luận

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải của sinh viên Hồ Tấn Lộc là một công trình tính toán cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn xác và mang giá trị thực tiễn sâu sắc. Bằng việc kết hợp hài hòa giữa cơ sở lý thuyết sức bền vật liệu, nguyên lý máy và tiêu chuẩn chi tiết máy thực tế, dự án đã đưa ra một giải pháp dẫn động cơ khí mạnh mẽ, chịu tải $20.000\text{ N}$ với mô-men xoắn đầu ra vượt $3{,}18\text{ kNm}$, đảm bảo an toàn tuyệt đối về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi trục và cân bằng nhiệt năng. Đây là nguồn tài liệu tham khảo kỹ thuật giá trị cao cho sinh viên ngành Cơ Kỹ thuật, Cơ khí Chế tạo máy cũng như các kỹ sư thiết kế hệ thống truyền động công nghiệp.