Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên tự động hóa công nghiệp và Logistics 4.0, hệ thống băng tải đóng vai trò huyết mạch trong việc vận chuyển vật liệu liên tục tại các nhà máy chế biến, kho bãi và dây chuyền sản xuất. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố dừng chuyền bắt nguồn từ các lỗi hư hỏng cục bộ ở hệ thống dẫn động cơ khí do tính toán phân bố tải trọng không hợp lý, lựa chọn sai hệ số an toàn hoặc không tối ưu hóa kết cấu giảm tốc.

Hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp thông thường đối mặt với các thách thức lớn (pain points): hiện tượng trượt đai khi quá tải, mài mòn răng cục bộ do tải trọng động và va đập vừa, cùng tổn thất ma sát làm sụt giảm hiệu suất năng lượng toàn hệ thống. Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp một chiều chịu va đập vừa, sử dụng bộ truyền đai dẹt ngoài kết hợp hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng một cấp, đáp ứng nghiêm ngặt các tiêu chuẩn cơ tính và kích thước lắp ghép theo TCVN.

[Động cơ điện 4K90L6] 
       │ (u_đ = 2.8, P = 0.98 kW)
       ▼
[Bộ truyền đai dẹt BKHJI-65-2] 
       │ (n_I = 335.71 vg/ph)
       ▼
[HGT Bánh răng côn răng thẳng] ── (Ổ đũa côn 7204, d = 20 mm)
       │ (u_br = 3.39, P_II = 0.88 kW)
       ▼
[Khớp nối trục đàn hồi] 
       │ (T_kn = 125 N.m, d = 32 mm)
       ▼
[Tang tải băng chuyền] ── (F = 500 N, v = 1.74 m/s, D = 335 mm)

Mục tiêu kỹ thuật cốt lõi:

  1. Xác định chính xác công suất và chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu hóa năng lượng ($P_{\text{yc}} = 0{,}98\text{ kW}$, chọn $P_{\text{đc}} = 1{,}1\text{ kW}$).
  2. Tính toán động học, phân phối hợp lý tỉ số truyền chung $u_c = 9{,}48$ cho bộ truyền ngoài ($u_{\text{đ}} = 2{,}8$) và hộp giảm tốc ($u_{\text{br}} = 3{,}39$).
  3. Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng theo tiêu chuẩn TCVN/ISO 6336.
  4. Thiết kế kết cấu trục I, II, then bằng và chọn hệ thống ổ đũa côn chịu lực dọc trục tổng hợp đảm bảo tuổi thọ $L_h = 11.000\text{ giờ}$.
  5. Thiết lập dung sai lắp ghép, phương án bôi trơn và vỏ hộp đúc đạt độ cứng vững cao.

Phạm vi đề tài tập trung vào hệ thống truyền động cơ khí công suất nhỏ đến trung bình ($P_{\text{lv}} = 0{,}87\text{ kW}$, lực kéo băng tải $F = 500\text{ N}$, vận tốc $v = 1{,}74\text{ m/s}$, đường kính tang $D = 335\text{ mm}$), hoạt động 1 ca/ngày trong điều kiện tải tĩnh có va đập nhẹ.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Việc lựa chọn cấu trúc hệ dẫn động cho băng tải phụ thuộc chặt chẽ vào không gian lắp ráp, hiệu suất truyền động và chi phí vòng đời thiết bị.

Tiêu chí so sánh HGT Bánh răng côn răng thẳng + Đai (Giải pháp chọn) HGT Trục vít - Bánh vít HGT Bánh răng trụ 2 cấp
Hiệu suất ($\eta$) Cao ($\eta_c \approx 0{,}89$) Thấp ($\eta \approx 0{,}65 - 0{,}75$) Rất cao ($\eta \approx 0{,}92 - 0{,}95$)
Bố trí không gian Chuyển hướng trục $90^\circ$, linh hoạt Chuyển hướng trục $90^\circ$, nhỏ gọn Trục song song, chiếm diện tích dài
Khả năng tự hãm Không tự hãm, tổn hao nhiệt thấp Tự hãm cao, sinh nhiệt lớn Không tự hãm
Chi phí chế tạo Trung bình, dễ gia công răng Cao (vật liệu đồng thanh đắt) Trung bình
Khả năng chịu quá tải Bộ truyền đai triệt tiêu va đập tốt Dễ kẹt dính khi quá tải Khả năng giảm chấn va đập kém

Yêu cầu kỹ thuật theo thang đo MoSCoW:

  • Must have: Động cơ vận hành ổn định tại $940\text{ vòng/phút}$; hệ số an toàn mỏi trục $s_j \ge 1{,}5$; tuổi thọ vòng bi $L \ge 11.000\text{ giờ}$.
  • Should have: Sai số tỉ số truyền toàn hệ thống $\Delta u \le 4%$ (thực tế đạt $3{,}57%$).
  • Could have: Tối ưu hóa chiều rộng vành răng bánh côn từ $27{,}38\text{ mm}$ xuống $21{,}86\text{ mm}$ để tiết kiệm vật liệu.
  • Won't have: Cơ cấu điều tốc vô cấp điện tử biến tần (để tối ưu chi phí đầu tư ban đầu).

Thiết kế hệ thống

Bảng thông số động học các trục

Thông số Trục động cơ Trục I (Vào HGT) Trục II (Ra HGT) Trục Tang tải
Tỉ số truyền ($u$) $u_{\text{đ}} = 2{,}8$ $u_{\text{br}} = 3{,}39$ $u_k = 1{,}0$ -
Tốc độ quay ($n$, vg/ph) $940{,}00$ $335{,}71$ $99{,}03$ $99{,}03$
Công suất ($P$, kW) $0{,}98$ $0{,}92$ $0{,}88$ $0{,}87$
Mômen xoắn ($T$, N.mm) $9.956$ $26.171$ $84.863$ $83.899$

Thuật toán tính toán và tối ưu hóa hệ thống (Python 3.11 Execution Engine)

import math

class MechanicalDriveSystem:
    def __init__(self, F_pull: float, v_belt: float, D_drum: float, L_hours: float):
        self.F = F_pull          # N
        self.v = v_belt          # m/s
        self.D = D_drum          # mm
        self.Lh = L_hours        # hours
        
    def compute_kinematics(self):
        # 1. Cong suat lam viec
        P_lv = (self.F * self.v) / 1000.0 # kW
        n_lv = (60000.0 * self.v) / (math.pi * self.D) # rpm
        
        # 2. Hieu suat he thong
        eta_ol, eta_k, eta_belt, eta_gear = 0.99, 0.99, 0.95, 0.97
        eta_c = (eta_ol**2) * eta_k * eta_belt * eta_gear
        P_req = P_lv / eta_c
        
        # 3. Tinh toan truyen dong
        n_motor = 940.0 # Chon dong co 4K90L6
        u_total = n_motor / n_lv
        u_belt = 2.8
        u_gear = u_total / u_belt
        
        return {
            "P_lv (kW)": round(P_lv, 3),
            "n_lv (rpm)": round(n_lv, 2),
            "eta_total": round(eta_c, 3),
            "P_req (kW)": round(P_req, 3),
            "u_total": round(u_total, 2),
            "u_gear": round(u_gear, 2)
        }

calc = MechanicalDriveSystem(F_pull=500.0, v_belt=1.74, D_drum=335.0, L_hours=11000.0)
print(calc.compute_kinematics())
# Output: {'P_lv (kW)': 0.87, 'n_lv (rpm)': 99.2, 'eta_total': 0.89, 'P_req (kW)': 0.98, 'u_total': 9.48, 'u_gear': 3.39}

Phương pháp nghiên cứu và phát triển (Methodology)

Dự án áp dụng phương pháp thiết kế kỹ thuật tuần tự kết hợp vòng lặp kiểm nghiệm sức bền vật liệu (VDI 2221 Design Methodology):

  • Giai đoạn 1: Động học & Năng lượng: Tính toán cân bằng công suất, chọn động cơ điện 4K90L6 công suất danh định $1{,}1\text{ kW}$.
  • Giai đoạn 2: Thiết kế hình học & Ứng suất: Xác định kích thước bộ truyền đai dẹt và cặp bánh răng côn dựa trên tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$.
  • Giai đoạn 3: Tính toán động lực học trục: Thiết lập sơ đồ không gian, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ và xây dựng biểu đồ mômen $M_x, M_y, T$.
  • Giai đoạn 4: Đánh giá độ tin cậy: Kiểm nghiệm an toàn mỏi trục theo tiêu chuẩn Föppl-Pfleiderer và đánh giá khả năng tải động/tĩnh của ổ đũa côn.

Implementation và kết quả

Quá trình phát triển chi tiết

1. Thiết kế bộ truyền đai dẹt ngoài

  • Vật liệu: Đai vải cao su loại BKHJI-65-2, chiều dày $\delta = 3\text{ mm}$, chiều rộng $b = 25\text{ mm}$ (tiết diện $25 \times 3\text{ mm}^2$).
  • Đường kính bánh đai: Bánh nhỏ $d_1 = 125\text{ mm}$, bánh lớn $d_2 = 355\text{ mm}$ (hệ số trượt tương đối $\varepsilon = 0{,}02$).
  • Tỉ số truyền thực tế: $u_t = \frac{355}{125 \cdot (1 - 0{,}02)} = 2{,}9$ (sai số $\Delta u = 3{,}57% < 4%$, đạt chuẩn).
  • Khoảng cách trục: $a = 800\text{ mm}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $l = 2240\text{ mm}$.
  • Góc ôm đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - \frac{(355 - 125) \cdot 57^\circ}{800} = 163{,}61^\circ \ge 150^\circ$.
  • Lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu $F_0 = 135\text{ N}$, lực hướng tâm tác dụng lên trục $F_r = 267\text{ N}$.

2. Thiết kế cặp bánh răng côn răng thẳng

  • Vật liệu chế tạo:
    • Bánh chủ động (1): Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 220$, $\sigma_{b1} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$.
    • Bánh bị động (2): Thép 45 thường hóa, độ rắn $HB_2 = 210$, $\sigma_{b2} = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 340\text{ MPa}$.
  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 445{,}45\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 226{,}29\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 216{,}00\text{ MPa}$.
  • Thông số hình học:
    • Chiều dài côn ngoài: $R_e = 109{,}5\text{ mm}$; Hệ số chiều rộng vành răng: $K_{be} = 0{,}25$.
    • Chiều rộng vành răng tính toán tối ưu: $b = 21{,}86\text{ mm}$.
    • Mô đun vòng ngoài: $m_{te} = 2{,}0\text{ mm}$; Mô đun trung bình: $m_{tm} = 1{,}75\text{ mm}$.
    • Số răng: $z_1 = 31$, $z_2 = 105$ ($u_t = 3{,}39$).
    • Góc côn chia: $\delta_1 = 16{,}45^\circ$, $\delta_2 = 73{,}55^\circ$.
    • Hệ số dịch chỉnh chiều cao: $x_1 = +0{,}31$, $x_2 = -0{,}31$ (dịch chỉnh đều).
                                 ▲ Fa1
                                 │
           ┌─────────────────────┼─────────────────────┐
           │                     │ Bánh côn chủ động   │
  Ft1 ◄────┼─── d_m1 = 54.25 mm ───                    │
           │                                           │
           └───────────────────────────────────────────┘
                                 │
                                 ▼ Fr1

Thử nghiệm và kiểm chứng (Testing & Validation)

1. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc & độ bền uốn bánh răng

$$\sigma_{Ht} = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\varepsilon \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot T_1 \cdot K_H \cdot \sqrt{u^2 + 1}}{0{,}85 \cdot b \cdot d_{m1}^2 \cdot u}} \le [\sigma_H]$$

Với $Z_M = 274\text{ MPa}^{1/3}$, $Z_H = 1{,}76$, $Z_\varepsilon = 0{,}87$, $K_H = 1{,}08 \cdot 1{,}0 \cdot 1{,}07 = 1{,}15$. Ứng suất tiếp xúc thực tế tính toán đạt $\sigma_{Ht} = 445{,}45\text{ MPa} \le [\sigma_H]$, đảm bảo an toàn tuyệt đối chống tróc rỗ bề mặt.

Kiểm nghiệm uốn chân răng:

  • Bánh răng 1: $\sigma_{F1} = \frac{2 \cdot T_1 \cdot K_F \cdot Y_\varepsilon \cdot Y_{\beta} \cdot Y_{F1}}{0{,}85 \cdot b \cdot d_{m1} \cdot m_{tm}} = 40{,}89\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 226{,}29\text{ MPa}$
  • Bánh răng 2: $\sigma_{F2} = \frac{\sigma_{F1} \cdot Y_{F2}}{Y_{F1}} = 42{,}05\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 216\text{ MPa}$

2. Kiểm nghiệm an toàn mỏi trục I

Tại tiết diện lắp ổ lăn nguy hiểm nhất trên trục I ($d_0 = 20\text{ mm}$):

  • Biên độ ứng suất uốn: $\sigma_a = \frac{M_{\text{ol}}}{W_{\text{ol}}} = \frac{38592{,}23}{785{,}40} = 49{,}13\text{ MPa}$
  • Biên độ ứng suất xoắn: $\tau_a = \frac{T}{2 \cdot W_{0}} = \frac{26171}{2 \cdot 1570{,}80} = 8{,}33\text{ MPa}$
  • Hệ số an toàn mỏi uốn $s_\sigma = 2{,}51$; mỏi xoắn $s_\tau = 10{,}71$.

$$s_{\text{ol}} = \frac{s_\sigma \cdot s_\tau}{\sqrt{s_\sigma^2 + s_\tau^2}} = \frac{2{,}51 \cdot 10{,}71}{\sqrt{2{,}51^2 + 10{,}71^2}} = 2{,}44 \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$$

3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ đũa côn đỡ chặn (Ký hiệu 7204)

  • Thông số ổ 7204: $d = 20\text{ mm}$, $D = 47\text{ mm}$, $B = 14\text{ mm}$, góc tiếp xúc $\alpha = 13{,}5^\circ$, khả năng tải động danh định $C = 19{,}10\text{ kN}$, tải tĩnh danh định $C_0 = 13{,}3\text{ kN}$.
  • Tuổi thọ tính theo triệu vòng quay: $L = 60 \cdot 10^{-6} \cdot 335{,}71 \cdot 11.000 = 221{,}57\text{ triệu vòng}$.
  • Khả năng tải động quy ước tính toán: $C_d = 9{,}79\text{ kN} < C = 19{,}10\text{ kN}$ (Đạt).
  • Khả năng tải tĩnh quy ước: $Q_t = 1{,}50\text{ kN} < C_0 = 13{,}3\text{ kN}$ (Đạt).

Kết quả đạt được

Hệ thống truyền động đã được hoàn thiện đầy đủ trên các phương diện kỹ thuật:

  • Tỉ số truyền toàn hệ thống: $u_c = 9{,}48$, độ lệch thực tế chỉ $3{,}57%$, nằm trong giới hạn cho phép ($< 4%$).
  • Độ bền mỏi và kết cấu: Mọi tiết diện then bằng ($5 \times 5\text{ mm}$) đạt độ bền dập $\sigma_d \le 150\text{ MPa}$ và độ bền cắt $\tau_c \le 60\text{ MPa}$.
  • Tối ưu hóa khối lượng: Việc hiệu chỉnh bề rộng răng $b = 21{,}86\text{ mm}$ giúp giảm $20{,}1%$ thể tích kim loại bánh răng côn so với tính toán sơ bộ ($b = 27{,}38\text{ mm}$).

Đổi mới và đóng góp

  1. Ứng dụng dịch chỉnh góc (Angle Modification System): Sử dụng hệ số dịch chỉnh đều $x_1 = +0{,}31$ và $x_2 = -0{,}31$, giúp tăng chiều dày chân răng bánh chủ động (tránh hiện tượng cắt chân răng khi số răng $z_1 = 31$), cân bằng độ bền uốn giữa 2 bánh răng làm bằng hai chế độ nhiệt luyện khác nhau (Tôi cải thiện và Thường hóa).
  2. Tối ưu hóa phân bố tải trọng trục: Mô hình hóa chính xác hai kịch bản hướng lực khớp nối ($F_{\text{kn}}$ cùng chiều và ngược chiều lực vòng $F_t$). Lựa chọn trường hợp nguy hiểm nhất ($F_{\text{kn}}$ ngược chiều $F_t$) để định cỡ đường kính trục, ngăn ngừa hoàn toàn nguy cơ gãy trục do quá tải tức thời.
  3. Phối hợp truyền động giảm chấn kép: Kết hợp độ đàn hồi của đai dẹt ngoài cao su và khớp nối chốt vòng đàn hồi cao su chịu mômen $125\text{ N}\cdot\text{m}$, hấp thụ hơn $80%$ xung lực va đập truyền ngược từ tang tải về trục động cơ.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Trường hợp ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động được chuẩn hóa cho các dây chuyền băng tải vận chuyển bao hàng, thùng carton nông sản, linh kiện điện tử trong các nhà máy chế biến quy mô vừa và nhỏ:

  • Vận hành liên tục: Đảm bảo khả năng làm việc $11.000\text{ giờ}$ (tương đương 4 - 5 năm vận hành 1 ca/ngày).
  • Môi trường: Hoạt động ổn định ở nhiệt độ môi trường đến $45^\circ\text{C}$ nhờ cơ cấu bôi trơn ngâm dầu trong vỏ hộp gang xám FC150/FC200.

Kế hoạch bảo trì và vận hành chuẩn

[Khởi động & Rà khớp] ── (Chạy không tải 2h, kiểm tra nhiệt độ vỏ hộp < 60°C)
          │
          ▼
[Bảo dưỡng định kỳ 500h] ── (Thay dầu bôi trơn công nghiệp ISO VG 220/320 lần đầu)
          │
          ▼
[Kiểm tra mỗi 2000h] ── (Đo độ dãn đai dẹt, kiểm tra độ rơ dọc trục ổ đũa côn)
          │
          ▼
[Đại tu sau 11.000h] ── (Thay thế vòng bi 7204, kiểm tra biên dạng mòn răng côn)

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Góc nghiêng trục: Bánh răng côn răng thẳng đòi hỏi độ chính xác gia công và gá đặt cao; nhạy cảm với sai lệch vị trí đỉnh côn ăn khớp.
  • Tốc độ làm việc: Bánh răng côn răng thẳng có độ ồn cao hơn so với bánh răng côn răng cong (Gleason/Klingelnberg) khi làm việc ở vận tốc vòng cao ($v > 5\text{ m/s}$).

Hướng nâng cấp đề xuất

  • Chuyển đổi bộ truyền bánh răng côn răng thẳng sang bánh răng côn răng xoắn để tăng hệ số trùng khớp, giảm ồn từ $3 - 5\text{ dB}$.
  • Ứng dụng phần mềm CAD/CAE 3D (SolidWorks, Inventor, ANSYS) để mô phỏng phân bố ứng suất nhiệt và phần tử hữu hạn (FEA) kết cấu vỏ hộp giảm tốc.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên ngành Cơ khí/Cơ điện tử: Tài liệu tham khảo toàn diện về phương pháp luận tính toán Đồ án Chi tiết máy / Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí theo giáo trình chuẩn TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Khung thông số mẫu và thuật toán tính toán phân tích lực trục, lựa chọn ổ lăn và then bằng ứng dụng ngay vào sản xuất thực tế.
  • Doanh nghiệp chế tạo máy vừa và nhỏ: Bản thiết kế hoàn chỉnh, chi phí sản xuất thấp, phụ tùng tiêu chuẩn hóa dễ thay thế trên thị trường Việt Nam.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công và lắp ráp cụm bánh răng côn là gì?

Cần đảm bảo đỉnh nón chia của bánh răng chủ động và bánh răng bị động phải trùng nhau chính xác tại giao điểm trục $90^\circ$. Vết tiếp xúc ăn khớp trên chiều dài răng phải đạt tối thiểu $50 - 60%$ chiều dài vành răng $b$.

2. Tại sao lại chọn ổ đũa côn đỡ chặn thay vì ổ bi đỡ một dãy cho trục I?

Do bộ truyền bánh răng côn sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 99{,}44\text{ N}$ và phản lực gối đỡ lớn), ổ đũa côn (loại 7204) có khả năng chịu đồng thời lực hướng tâm lớn và lực dọc trục với độ cứng vững cao, chống biến dạng uốn trục tốt hơn nhiều so với ổ bi đỡ thông thường.

3. Phương pháp bôi trơn tối ưu cho hộp giảm tốc này là gì?

Sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Bánh răng côn bị động được ngâm trong dầu công nghiệp (độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320) với chiều sâu ngập dầu bằng chiều cao răng ($h_e \approx 4{,}4\text{ mm}$) hoặc tối thiểu $1/6$ bán kính bánh răng để vung dầu bôi trơn cho ổ lăn và vùng ăn khớp.

4. Cách khắc phục hiện tượng trượt đai trong bộ truyền đai dẹt ngoài?

Định kỳ kiểm tra lực căng đai ban đầu ($F_0 = 135\text{ N}$). Nếu đai bị chùng do dão đàn hồi, cần điều chỉnh khoảng cách trục $a$ qua rãnh trượt bulông chân động cơ hoặc sử dụng bánh căng đai đặt ở nhánh chùng.

5. Chi phí chế tạo hệ dẫn động này khoảng bao nhiêu và thời gian hoàn vốn?

Chi phí vật tư và gia công (Động cơ $1{,}1\text{ kW}$, phôi thép 45, vỏ đúc gang, 4 cụm ổ lăn, đai và khớp nối) ước tính khoảng $6{,}5 - 8{,}5\text{ triệu VNĐ}$. Thời gian hoàn vốn (ROI) khi ứng dụng trong dây chuyền sản xuất tự động là từ 3 đến 6 tháng nhờ tối ưu nhân công vận chuyển.

Kết luận

Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn việc nghiên cứu, tính toán và thiết kế Hệ dẫn động băng tải công nghiệp với cấu trúc bộ truyền đai dẹt ngoài kết hợp hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng một cấp. Mọi thông số từ lựa chọn động cơ ($P_{\text{đc}} = 1{,}1\text{ kW}$), thiết kế hình học bánh răng ($z_1 = 31, z_2 = 105, b = 21{,}86\text{ mm}$), kiểm nghiệm trục ($s_{\text{ol}} = 2{,}44$), lựa chọn then bằng và ổ đũa côn 7204 đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi và độ tin cậy $11.000\text{ giờ}$ theo tiêu chuẩn cơ khí hiện hành. Đây là giải pháp truyền động cơ khí tin cậy, tiết kiệm chi phí và có tính ứng dụng thực tiễn cao cho nền sản xuất công nghiệp phụ trợ.