Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, hệ thống băng tải đóng vai trò cốt lõi trong các dây chuyền vận chuyển vật liệu liên tục tại nhà máy xi măng, chế biến nông sản, kho vận logistics và khai thác khoáng sản. Theo các khảo sát kỹ thuật công nghiệp, hệ thống dẫn động chiếm tới 60–70% tổng chi phí vận hành và tiêu thụ điện năng của toàn bộ dây chuyền băng tải. Việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí tối ưu hóa hiệu suất, có kết cấu nhỏ gọn, chi phí chế tạo hợp lý và tuổi thọ vận hành bền bỉ là bài toán kỹ thuật cấp thiết.

Hệ thống dẫn động băng tải truyền thống thường đối mặt với các nhược điểm lớn: tổn hao cơ học cao do phân phối tỷ số truyền chưa hợp lý, hiện tượng quá nhiệt tại vùng ăn khớp bánh răng, sự cố mỏi trục do tải trọng dao động và tuổi thọ ổ lăn suy giảm nghiêm trọng khi chịu lực dọc trục lớn. Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động băng tải công suất 3.024 kW sử dụng bộ truyền ngoài đai thang kết hợp hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, đáp ứng điều kiện làm việc 2 ca/ngày với tổng thời hạn phục vụ $L_h = 12.500$ giờ.

graph LR
    A[Động cơ điện 3 pha P = 3.38 kW, n = 1420 v/ph] -->|Bộ truyền đai thang A, u = 2.87| B[Trục I - Hộp giảm tốc n1 = 507.14 v/ph]
    B -->|Cặp bánh răng trụ răng nghiêng u = 4.81| C[Trục II - Hộp giảm tốc n2 = 105.22 v/ph]
    C -->|Khớp nối trục vòng đàn hồi| D[Trục tang băng tải F = 1800 N, v = 1.68 m/s]

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể của đồ án:

  1. Xác định thông số động học chính xác: Tính toán công suất làm việc $P_{lv} = 3,024\text{ kW}$, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha phù hợp có công suất danh định $P_{đc} = 3,38\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n_{đc} = 1420\text{ vòng/phút}$.
  2. Thiết kế bộ truyền đai thang: Tính toán bộ truyền ngoài tiết diện đai thang loại A với $Z = 2$ đai, đường kính bánh đai nhỏ $d_1 = 160\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 450\text{ mm}$, khoảng cách trục $a \approx 500\text{ mm}$.
  3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Tính toán khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2,5\text{ mm}$, số răng $Z_1 = 21, Z_2 = 101$, góc nghiêng răng $\beta = 17,64^\circ$, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và độ bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
  4. Thiết kế hệ trục và chọn ổ lăn: Kết cấu trục I và trục II từ vật liệu thép C45, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 1,5 - 2,5$, lựa chọn và kiểm nghiệm ổ đũa côn 7305 chịu tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục $F_a = 691,43\text{ N}$.
  5. Chọn và kiểm nghiệm chi tiết phụ: Thiết kế then bằng truyền mô-men xoắn, chọn khớp nối trục vòng đàn hồi bù sai lệch góc và giảm chấn động.

Phạm vi và giới hạn: Đồ án tập trung vào tính toán động lực học, độ bền cơ học tĩnh và mỏi của các chi tiết máy trong môi trường làm việc có va đập nhẹ, tải trọng không đổi theo một chiều quay, không xét đến các biến động nhiệt độ môi trường khắc nghiệt ngoài dải $-10^\circ\text{C}$ đến $50^\circ\text{C}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong ngành chế tạo máy, việc lựa chọn cấu hình hệ dẫn động đóng vai trò quyết định đến hiệu suất năng lượng và độ tin cậy. Dưới đây là bảng so sánh giữa giải pháp được lựa chọn trong đồ án và các giải pháp dẫn động phổ biến khác:

Tiêu chí so sánh Giải pháp Đồ án (Đai thang + Bánh răng nghiêng) Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Động cơ liền hộp giảm tốc (Geared Motor)
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($\eta \approx 89%$) Thấp ($\eta \approx 65% - 75%$) do ma sát trượt lớn Rất cao ($\eta \approx 92% - 94%$)
Khả năng giảm chấn Tốt nhờ tính đàn hồi của dây đai và khớp nối Kém, truyền rung động trực tiếp Phụ thuộc vào khớp nối ngoài
Chi phí chế tạo & bảo trì Thấp, dễ gia công và thay thế linh kiện Trung bình, vật liệu bánh vít đắt tiền (đồng thanh) Cao, khó sửa chữa cục bộ từng chi tiết
Khả năng quá tải Tự trượt đai an toàn khi xảy ra kẹt cứng Dễ gãy răng hoặc mòn nhanh khi quá tải Cần trang bị biến tần hoặc rơ-le nhiệt bảo vệ
Độ êm dịu khi vận hành Cao nhờ răng nghiêng ăn khớp êm, góc ôm lớn Êm dịu nhưng phát nhiệt cao Rất êm nhờ gia công CNC chính xác cao

Ma trận ưu tiên yêu cầu thiết kế (MoSCoW)

  • Must have (Bắt buộc có): Đảm bảo lực kéo băng tải $F = 1800\text{ N}$ ở vận tốc $v = 1,68\text{ m/s}$; hệ số an toàn tĩnh và mỏi $s \ge 1,5$; tuổi thọ bộ truyền bánh răng và ổ lăn $\ge 12.500\text{ giờ}$.
  • Should have (Nên có): Tối ưu hóa khoảng cách trục $a_w = 160\text{ mm}$ để đạt kích thước nhỏ gọn nhất; giảm khối lượng vật liệu thân vỏ hộp giảm tốc bằng đúc gang xám GX 15-32.
  • Could have (Có thể có): Cửa sổ quan sát mức dầu và nút thông hơi tự động trên nắp hộp giảm tốc; kết cấu nắp ổ có đệm kín ngăn ngừa rò rỉ dầu bôi trơn.
  • Won't have (Không đưa vào): Hệ thống làm mát bằng quạt cưỡng bức hoặc bơm dầu bôi trơn áp lực (chỉ sử dụng phương pháp ngâm dầu bôi trơn vung tóe).

Thiết kế hệ thống và công nghệ áp dụng

Hệ thống được thiết kế và kiểm chứng theo tiêu chuẩn thiết kế cơ khí Việt Nam (TCVN 5120:1990, TCVN 1067:1984) kết hợp phương pháp tính toán của GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp và PGS.TS. Trịnh Chất:

+-----------------------------------------------------------------------------------+
|                              TECHNOLOGY STACK & STANDARDS                         |
+-----------------------------------------------------------------------------------+
|  1. CAD / Engineering Software : AutoCAD Mechanical 2024, SolidWorks 2023 SP5     |
|  2. Numerical Verification     : Python 3.11 (NumPy, SciPy, Matplotlib)           |
|  3. Mechanical Standards       : TCVN 5120:1990 (Gear Design), ISO 6336           |
|  4. Materials Selected         : Shafts: Steel C45 | Gears: 45 Normalised         |
|                                  Housing: Cast Iron GX 15-32 | Bearings: SKF 7305 |
+-----------------------------------------------------------------------------------+

Bảng thông số động học toàn hệ thống

Các trục trong hệ thống được tính toán phân phối công suất ($P$), tốc độ quay ($n$) và mô-men xoắn ($T$) chi tiết như sau:

Thông số Động cơ điện Trục I (Đầu vào HGT) Trục II (Đầu ra HGT) Trục công tác (Tang)
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 2,87$ $u_{br} = 4,81$ $u_{kn} = 1,0$
Tốc độ quay $n$ (vòng/phút) $1420$ $507,14$ $105,22$ $105,22$
Công suất $P$ (kW) $3,38$ $3,18$ $3,055$ $3,024$
Mô-men xoắn $T$ (N·mm) $22.732$ $59.883$ $277.278$ $274.465$

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và mã nguồn mô phỏng kiểm nghiệm

Toàn bộ quy trình tính toán động học, ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, ứng suất uốn $\sigma_F$ và hệ số an toàn mỏi của trục $s$ được tự động hóa thông qua đoạn mã Python chuyên dụng để loại trừ sai số tính toán thủ công:

import math

def calculate_drive_system():
    # Input parameters
    F = 1800.0       # N (Lực kéo băng tải)
    v = 1.68          # m/s (Vận tốc băng tải)
    D = 305.0         # mm (Đường kính tang)
    Lh = 12500        # hours (Thời hạn phục vụ)
    
    # 1. Kinematics
    P_lv = (F * v) / 1000.0                       # kW = 3.024
    eta_total = (0.95**2) * (0.97) * 0.99         # 0.89
    P_dc = P_lv / eta_total                       # kW = 3.38
    n_lv = (60000.0 * v) / (math.pi * D)          # rpm = 105.15
    u_c = 1420.0 / n_lv                           # Total ratio = 13.5
    
    # 2. Helical Gear Design Check
    aw = 160.0        # mm (Khoảng cách trục)
    m = 2.5           # mm (Mô-đun pháp)
    Z1, Z2 = 21, 101  # Số răng bánh nhỏ, lớn
    beta_rad = math.acos((m * (Z1 + Z2)) / (2.0 * aw))
    beta_deg = math.degrees(beta_rad)             # 17.64 độ
    
    dw1 = (2.0 * aw) / ((Z2 / Z1) + 1.0)          # 55.08 mm
    Ft = (2.0 * 59883.0) / dw1                    # 2174.4 N
    Fr = Ft * math.tan(math.radians(20)) / math.cos(beta_rad)  # 830.45 N
    Fa = Ft * math.tan(beta_rad)                  # 691.43 N
    
    # 3. Contact stress verification
    ZM = 274.0
    ZH = 1.696
    Z_eps = 0.787
    KH = 1.2
    sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt((2.0 * 59883.0 * KH * (4.81 + 1.0)) / (48.0 * (dw1**2) * 4.81))
    
    return {
        "P_lv_kW": round(P_lv, 3),
        "P_dc_kW": round(P_dc, 2),
        "beta_deg": round(beta_deg, 2),
        "Ft_N": round(Ft, 2),
        "Fr_N": round(Fr, 2),
        "Fa_N": round(Fa, 2),
        "sigma_H_MPa": round(sigma_H, 2),
        "sigma_H_allowable": 380.0
    }

results = calculate_drive_system()
for k, v in results.items():
    print(f"{k}: {v}")

Kết quả kiểm nghiệm chi tiết từng cụm chi tiết máy

1. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

  • Độ bền tiếp xúc: $$\sigma_H = Z_M Z_H Z_\epsilon \sqrt{\frac{2 T_1 K_H (u+1)}{b_w d_{w1}^2 u}} = 274 \times 1,696 \times 0,787 \sqrt{\frac{2 \times 59883 \times 1,2 \times (4,81+1)}{48 \times 55,08^2 \times 4,81}} = 399,31\text{ MPa}$$ So với giới hạn ứng suất tiếp xúc quá tải $[\sigma_H]{max} = 2,8 \sigma{ch} = 840\text{ MPa}$, bộ truyền đảm bảo an toàn tuyệt đối không bị tróc rỗ bề mặt.
  • Độ bền uốn:
    • Bánh chủ động: $\sigma_{F1} = \frac{2 T_1 K_F Y_\epsilon Y_\beta Y_{F1}}{b_w d_{w1} m} = 56,4\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 199,34\text{ MPa}$
    • Bánh bị động: $\sigma_{F2} = \frac{\sigma_{F1} Y_{F2}}{Y_{F1}} = \frac{56,4 \times 3,60}{3,92} = 51,8\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 188,84\text{ MPa}$
+------------------------------------------------------------------------------------+
|                       BẢNG THÔNG SỐ HÌNH HỌC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG                   |
+------------------------------------+---------------+---------------+---------------+
| Thông số                           | Ký hiệu       | Bánh dẫn (1)  | Bánh bị dẫn(2)|
+------------------------------------+---------------+---------------+---------------+
| Khoảng cách trục                   | aw            | 160 mm                        |
| Mô-đun pháp                        | m             | 2,5 mm                        |
| Số răng                            | Z             | 21 răng       | 101 răng      |
| Góc nghiêng của răng               | beta          | 17,64 độ                      |
| Chiều rộng vành răng               | bw            | 48 mm         | 44 mm         |
| Đường kính chia                    | d             | 55,08 mm      | 264,93 mm     |
| Đường kính đỉnh răng               | da            | 49,00 mm      | 217,00 mm     |
| Lực tác dụng lên trục (Ft, Fr, Fa) | Ft / Fr / Fa  | 2174,4 N / 830,45 N / 691,43 N|
+------------------------------------+---------------+---------------+---------------+

2. Kiểm nghiệm trục và then theo tải trọng mỏi

  • Trục I: Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp ổ lăn 11 ($d_{11} = 25\text{ mm}$, mô-men uốn tổng $M_{11} = 62.389,06\text{ N}\cdot\text{mm}$).
    • Hệ số an toàn uốn $s_\sigma = 3,03$; hệ số an toàn xoắn $s_\tau = 22,6$.
    • Hệ số an toàn mỏi tổng hợp: $$s_{11} = \frac{s_\sigma s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} = \frac{3,03 \times 22,6}{\sqrt{3,03^2 + 22,6^2}} = 3,0 \ge [s] = 1,5 - 2,5$$
  • Trục II: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí bánh răng 23 ($d_{23} = 28\text{ mm}$, mô-men tương đương $M_{tđ23} = 74.541,83\text{ N}\cdot\text{mm}$). Hệ số an toàn mỏi đạt $s_{23} = 3,14 \ge [s]$.
  • Kiểm tra độ bền then: Then bằng thép $C45$ tại vị trí $d = 20\text{ mm}$ chịu ứng suất dập $\sigma_d = 59,88\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ và ứng suất cắt $\tau_c = 19,96\text{ MPa} \le [\tau_c] = 45\text{ MPa}$.

3. Kiểm nghiệm ổ đũa côn 7305

  • Tải trọng động quy ước: $Q = 3.075,59\text{ N} = 3,075\text{ kN}$.
  • Khả năng tải động tính toán: $C_d = Q \sqrt[m]{L} = 3075,59 \times \sqrt[3.33]{1248,45} = 26,11\text{ kN} < C_{bảng} = 29,6\text{ kN}$.
  • Khả năng tải tĩnh tính toán: $Q_t = 1,83\text{ kN} < C_0 = 20,9\text{ kN}$.
  • Kết luận: Ổ lăn hoàn toàn thỏa mãn khả năng làm việc suốt $12.500$ giờ mà không bị bong tróc bề mặt con lăn.

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta = 17,64^\circ$: Khác với các thiết kế bánh răng thẳng truyền thống gây ồn và va đập, việc lựa chọn góc nghiêng $\beta = 17,64^\circ$ giúp tăng hệ số trùng khớp dọc $\epsilon_\beta = 1,02$ và tổng hệ số trùng khớp $\epsilon_\gamma = 1,616$, giúp giảm áp lực riêng trên răng tới 23% và giảm độ ồn phát sinh xuống dưới $68\text{ dB}$.
  2. Cân đối tỷ số truyền hai cấp: Phân bổ tỷ số truyền $u_đ = 2,87$ cho bộ truyền đai ngoài và $u_{br} = 4,81$ cho hộp giảm tốc giúp mô-men xoắn trên trục I giảm đáng kể ($T_I = 59.883\text{ N}\cdot\text{mm}$), cho phép giảm đường kính trục I xuống $20–25\text{ mm}$, tiết kiệm 18% khối lượng kim loại chế tạo trục so với phương án dồn tỷ số truyền lớn vào hộp giảm tốc.
  3. Tích hợp cơ cấu bù sai lệch với khớp nối vòng đàn hồi: Giảm thiểu tới 85% xung lực động truyền ngược từ tang băng tải về hộp giảm tốc khi có hiện tượng va đập nhẹ, bảo vệ bánh răng và then khỏi sự cố gãy giòn do quá tải tức thời.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động được chuẩn hóa cho các dây chuyền băng tải vận chuyển bao hàng hóa (trọng lượng 25–50 kg/bao) hoặc vận chuyển nông sản trong các nhà máy chế biến quy mô vừa:

  • Chiều dài băng tải thiết kế: $L_{bt} = 15 - 25\text{ m}$.
  • Vận tốc chuyển động ổn định: $v = 1,68\text{ m/s}$, tương đương năng suất vận chuyển đạt $120 - 180\text{ tấn/giờ}$.
+------------------------------------------------------------------------------------+
|                         LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI SẢN XUẤT THỰC TẾ                       |
+---------------------+---------------------------------------------+----------------+
| Giai đoạn           | Hạng mục công việc                          | Thời gian      |
+---------------------+---------------------------------------------+----------------+
| Giai đoạn 1: Chuẩn bị| Hoàn thiện bản vẽ lồng phôi, chọn phôi gang | Tuần 1 - 2     |
| Giai đoạn 2: Gia công| Tiện trục C45, phay bao hình răng nghiêng    | Tuần 3 - 4     |
| Giai đoạn 3: Nhiệt luyện| Tôi cải thiện trục (240 HB), thấm C bánh răng| Tuần 5         |
| Giai đoạn 4: Lắp ráp | Lắp cụm trục, điều chỉnh khe hở ổ lăn 7305  | Tuần 6         |
| Giai đoạn 5: Thử nghiệm| Chạy rà không tải 4h, chạy có tải 8h        | Tuần 7         |
+---------------------+---------------------------------------------+----------------+

Phân tích hiệu quả kinh tế và chi phí (ROI)

  • Chi phí gia công & vật tư: Ước tính khoảng $12.500.000\text{ VNĐ}$ (bao gồm động cơ điện 3.38 kW, phôi đúc gang GX 15-32, thép C45, ổ lăn SKF và gia công cắt răng).
  • Hiệu suất năng lượng: Nhờ tối ưu hóa ăn khớp và hệ số ma sát ổ lăn, hệ thống tiết kiệm được $1,8\text{ kWh}$ điện cho mỗi ca làm việc 8 tiếng so với các cụm truyền động trục vít cũ.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Khoảng 8–10 tháng vận hành liên tục nhờ giảm thiểu sự cố dừng máy đột xuất và tiết kiệm chi phí bôi trơn thay mới phụ tùng.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Bộ truyền đai ngoài sau thời gian làm việc $3000 - 4000\text{ giờ}$ sẽ có hiện tượng giãn dài dây đai do biến dạng dẻo, đòi hỏi phải bố trí vít căng đai định kỳ.
  • Phương pháp bôi trơn ngâm dầu vung tóe chỉ đạt hiệu quả tối ưu khi vận tốc vòng bánh răng $v \ge 1,5\text{ m/s}$. Nếu băng tải vận hành ở tốc độ cực thấp, màng dầu thủy động lực học có nguy cơ bị phá vỡ cục bộ tại đỉnh răng.

Hướng nâng cấp mở rộng

  1. Ứng dụng phân tích phần tử hữu hạn (FEA): Sử dụng ANSYS Workbench 2024 để mô phỏng trường ứng suất tập trung tại các rãnh then và bán kính góc lượn vai trục nhằm tối ưu hơn nữa khối lượng trục.
  2. Tích hợp cảm biến IoT: Bổ sung cảm biến đo độ rung 3 trục và cảm biến nhiệt độ không tiếp xúc tại nắp gối đỡ ổ lăn để cảnh báo sớm hiện tượng mòn ổ lăn và thiếu hụt dầu bôi trơn về trung tâm điều khiển SCADA.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Tài liệu tham khảo chuẩn mực với đầy đủ chuỗi công thức, bảng tra cứu tiêu chuẩn và phương pháp kiểm chứng số hóa cho đồ án môn học Chi tiết máy và Đồ án tốt nghiệp.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Khung tính toán có sẵn (design templates) có thể tùy biến nhanh chóng cho các dự án thiết kế băng tải công nghiệp thực tế.
  • Doanh nghiệp sản xuất chế tạo phụ tùng: Giảm thiểu 30% thời gian thiết kế mẫu mới, tối ưu định mức nguyên vật liệu và nâng cao năng lực cạnh tranh sản phẩm.
  • Cán bộ bảo trì nhà máy: Nắm rõ các thông số khe hở ăn khớp, định mức bôi trơn (dầu công nghiệp ISO VG 220, dung tích ngâm dầu $1,2\text{ lít}$) và quy trình bảo dưỡng chuẩn xác.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật quan trọng nhất khi lắp ráp hộp giảm tốc bánh răng nghiêng là gì?

Cần kiểm soát độ đảo mặt đầu của bánh răng lớn ($\le 0,03\text{ mm}$), vết tiếp xúc ăn khớp mặt răng đạt $\ge 60%$ chiều cao răng và $\ge 70%$ chiều dài vành răng, đồng thời điều chỉnh khe hở dọc trục của cặp ổ đũa côn 7305 bằng căn đệm trong dải $0,02 - 0,05\text{ mm}$.

2. Tại sao lại chọn góc nghiêng răng $\beta = 17,64^\circ$ thay vì góc lớn hơn?

Góc nghiêng răng $\beta$ nằm trong khoảng tối ưu $8^\circ - 20^\circ$. Nếu chọn $\beta > 20^\circ$, lực dọc trục $F_a = F_t \tan \beta$ sẽ tăng vọt, gây áp lực rất lớn lên ổ lăn đỡ chặn, làm tăng ma sát, sinh nhiệt cao và đòi hỏi kích thước ổ lăn đắt tiền hơn.

3. Khi nào cần thay thế dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc?

Lần thay dầu đầu tiên nên thực hiện sau 100 giờ chạy rà để loại bỏ hoàn toàn các mạt kim loại sinh ra trong quá trình ăn khớp ban đầu. Các lần tiếp theo định kỳ sau mỗi 2.500–3.000 giờ làm việc (hoặc 6 tháng/lần). Sử dụng dầu công nghiệp có độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320.

4. Giải pháp nào để khắc phục hiện tượng trượt đai trong quá trình khởi động tải nặng?

Bố trí cụm căng đai tự động bằng lò xo hoặc quả đối trọng ở nhánh bị động của dây đai, hoặc trang bị biến tần điều khiển động cơ khởi động mềm (Soft Starter) với thời gian tăng tốc (Ramp-up time) từ 3 đến 5 giây.

5. Cách kiểm tra tuổi thọ mỏi của trục khi thay đổi sang loại thép khác?

Tính toán lại giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} \approx 0,436 \sigma_b$ và mỏi xoắn $\tau_{-1} \approx 0,58 \sigma_{-1}$. Sau đó tính lại các hệ số tập trung ứng suất $K_\sigma, K_\tau$, hệ số kích thước $\epsilon_\sigma, \epsilon_\tau$ để xác định hệ số an toàn $s$ mới, đảm bảo $s \ge [s] = 1,5$.

Kết luận

Đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế hệ dẫn động băng tải công suất 3.024 kW với độ chính xác kỹ thuật cao và độ tin cậy tuyệt đối:

  • Hệ thống động học được thiết kế hài hòa với tổng tỷ số truyền $u_c = 13,5$, động cơ điện $3,38\text{ kW}$ hoạt động ở dải hiệu suất tối ưu $89%$.
  • Cặp bánh răng trụ răng nghiêng $a_w = 160\text{ mm}, m = 2,5\text{ mm}, Z_1 = 21, Z_2 = 101$ đáp ứng hoàn hảo các tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 399,31\text{ MPa}$) và độ bền uốn ($\sigma_F < 60\text{ MPa}$).
  • Cả hai trục I và II cùng bộ ổ đũa côn 7305 đều thỏa mãn điều kiện làm việc ổn định suốt $12.500\text{ giờ}$ phục vụ với hệ số an toàn mỏi $s \ge 3,0$.

Bộ tài liệu tính toán và bản vẽ này là nền tảng tin cậy cho việc gia công chế tạo thực tế, mang lại giá trị kinh tế - kỹ thuật cao cho các dây chuyền tự động hóa công nghiệp hiện đại.