Giới thiệu dự án
Trong ngành công nghiệp chế biến thức ăn chăn nuôi hiện đại, hệ thống vận chuyển nguyên liệu và thành phẩm đóng vai trò mạch máu trong dây chuyền sản xuất liên tục. Theo các khảo sát kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo máy và tự động hóa công nghiệp, hơn 85% các sự cố dừng chuyền bắt nguồn từ hư hỏng cục bộ ở hệ thống truyền động băng tải, chủ yếu do tính toán sai lệch mô-men xoắn khởi động, hiện tượng trượt đai, hoặc hư hỏng rỗ bề mặt răng và mỏi trục dưới điều kiện tải trọng biến đổi liên tục.
Nhà máy sản xuất thức ăn gia súc đòi hỏi hệ thống cơ cấu dẫn động băng tải hoạt động bền bỉ, chịu được bụi mịn hữu cơ, vận hành êm ái và đạt hiệu suất năng lượng tối ưu. Đồ án tập trung giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế kỹ thuật: "Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải phục vụ nhà máy thức ăn gia súc", do sinh viên Nguyễn Đức Tính và Nguyễn Thanh Thuận thực hiện dưới sự hướng dẫn chuyên môn của GVHD. ThS. Lê Cao Khoa.
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| SƠ ĐỒ ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG |
| |
| [Động cơ điện] ---> [Bộ truyền đai] ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp] ---> [Khớp nối] ---> [Tang dẫn]|
| (3.84 kW) (u_d = 2.5) (Bánh răng nghiêng) (Cứng) (D=360mm) |
| (1400 v/ph) (u_h = 10.0) (26.5 v/ph) |
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
Yêu cầu kỹ thuật và thông số đầu vào
- Chiều dài băng tải ($L$): $7300\text{ mm}$ ($7.3\text{ m}$).
- Bề rộng băng tải ($W = B_0$): $400\text{ mm}$ ($0.4\text{ m}$).
- Tải trọng cho phép trên một mét chiều dài: $35\text{ kg/m}$ (tương đương trọng lượng vật liệu phân bố $q = 245\text{ N/m}$).
- Tổng tải trọng cho phép trên toàn tuyến: $182.5\text{ kg}$.
- Vận tốc tuyến tính băng tải ($v$): $30\text{ m/phút}$ ($0.5\text{ m/s}$).
- Năng suất vận chuyển định mức ($Q$): $45000\text{ kg/giờ}$ ($45\text{ tấn/giờ}$).
- Chế độ làm việc: 1 chiều, tải trọng tĩnh và va đập nhẹ, tuổi thọ phục vụ thiết kế 5 năm ($300\text{ ngày/năm}$, $12\text{ giờ/ngày}$, tổng thời gian vận hành $t_\Sigma = 19500\text{ giờ}$).
Mục tiêu dự án
- Phân tích và lựa chọn hệ dẫn động cơ khí: So sánh định lượng 8 phương án sơ đồ động học để chọn cấu hình tối ưu về không gian, hiệu suất và chi phí gia công chế tạo.
- Xác định động học và động lực học: Tính toán công suất cản trên trục tang dẫn ($P_{td} = 3.3\text{ kW}$), lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha công suất định mức $P_{ct} = 3.84\text{ kW}$, và phân phối tỷ số truyền tổng $u_t = 25$.
- Thiết kế chi tiết máy truyền lực: Thiết kế kiểm nghiệm bộ truyền ngoài đai dẹt/đai thang và hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng theo độ bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn $[\sigma_F]$.
- Thiết kế trục, then và chọn ổ lăn: Tính toán phản lực gối đỡ, biểu đồ mô-men uốn/xoắn không gian ($M_x, M_y, T$), kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s \ge 2.5$ và tuổi thọ ổ lăn $L_h \ge 12000\text{ giờ}$.
- Xây dựng bản vẽ kỹ thuật và dung sai lắp ghép: Xác lập hệ thống dung sai - mối ghép theo tiêu chuẩn TCVN và GOST (GOST 831-75, GOST 8338-75) nhằm đảm bảo tính lắp lẫn trong sản xuất công nghiệp.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
Quá trình lựa chọn phương án dẫn động đòi hỏi sự cân bằng giữa độ phức tạp cấu tạo, khả năng chịu quá tải và chi phí chế tạo. Dưới đây là bảng đánh giá 8 phương án sơ đồ động:
| Phương án | Cấu hình hộp giảm tốc | Bộ truyền ngoài | Ưu điểm cốt lõi | Nhược điểm kỹ thuật | Đánh giá lựa chọn |
|---|---|---|---|---|---|
| PA 1 | Khai triển 2 cấp | Xích | Kết cấu đơn giản, không trượt | Xích dễ mòn, ồn, tải trọng động lớn | Loại |
| PA 2 | Khai triển 2 cấp | Đai | Làm việc êm, giảm chấn động, dễ bố trí động cơ, chế tạo đơn giản | Kích thước chiều dọc lớn hơn xích | CHỌN |
| PA 3 | Đồng trục 2 cấp | Đai | Trọng lượng gọn nhẹ, tải phân bố đều | Chiều rộng lớn, ổ trục giữa phức tạp | Loại |
| PA 4 | Đồng trục 2 cấp | Xích | Giảm chiều dài tổng thể | Khó bôi trơn ổ trong, xích gây ồn | Loại |
| PA 5 | Phân đôi 2 cấp | Xích | Mô-men xoắn trục trung gian giảm 50% | Kết cấu cồng kềnh, số lượng chi tiết lớn | Loại |
| PA 6 | Phân đôi 2 cấp | Đai | Chịu tải tốt, tải trọng trục đối xứng | Chiều rộng lớn, chi phí chế tạo cao | Loại |
| PA 7 | Côn - Trụ 2 cấp | Đai | Truyền động giữa các trục vuông góc | Bánh răng côn khó gia công, giá đắt | Loại |
| PA 8 | Côn - Trụ 2 cấp | Xích | Tỷ số truyền linh hoạt góc $90^\circ$ | Lắp ráp khó khăn, giá thành cao | Loại |
Phân loại yêu cầu theo mô hình MoSCoW
- Must-Have: Đảm bảo tải kéo liên tục $45\text{ tấn/h}$, vận tốc $v = 0.5\text{ m/s}$; hệ số an toàn bền mỏi của trục $s > 2.5$; ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$.
- Should-Have: Bố trí bánh răng nghiêng để tăng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\alpha, \varepsilon_\beta$; sử dụng kết cấu vỏ hộp đúc tăng độ cứng vững.
- Could-Have: Tích hợp que thăm dầu, nút thông hơi tự động điều áp trong hộp giảm tốc khi sinh nhiệt.
- Won't-Have: Không sử dụng hộp số hành tinh hoặc bánh răng côn do chi phí gia công cao vượt ngân sách ứng dụng.
Thiết kế hệ thống
Bảng thông số vật liệu và công nghệ chế tạo
- Vật liệu bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện.
- Bánh nhỏ (chủ động): Độ cứng đạt $\text{HB} 280$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$.
- Bánh lớn (bị động): Độ cứng đạt $\text{HB} 260$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 580\text{ MPa}$.
- Vật liệu trục: Thép cacbon kết cấu C45 cán nóng, $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn mỏi đối xứng $\sigma_{-1} = 0.436 \cdot \sigma_b = 261.6\text{ MPa}$, $\tau_{-1} = 151.73\text{ MPa}$.
- Vật liệu vỏ hộp: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối, bề dày thân hộp $\delta = 9\text{ mm}$, nắp hộp $\delta_1 = 8\text{ mm}$, gân tăng cứng $e = 9\text{ mm}$.
Phương pháp tính toán và thiết kế
Dự án áp dụng phương pháp thiết kế cơ điện xác định (Deterministic Machine Design Methodology) theo tiêu chuẩn tính toán sức bền chi tiết máy của Trịnh Chất & Lê Văn Uyển:
$$\eta = \eta_{đ} \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{k} = 0.96 \cdot (0.97)^2 \cdot (0.99)^4 \cdot 0.99 = 0.859$$
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
$$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{3.3}{0.859} \approx 3.84\text{ kW}$$
Phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống:
$$u_t = u_d \cdot u_h = 2.5 \cdot 10.0 = 25.0 \implies u_1 = 3.81,; u_2 = 2.841$$
Quá trình thực hiện và kết quả
Quy trình tính toán động học và động lực học
Dưới đây là thuật toán tính toán và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng được số hóa mô phỏng bằng Python:
import math
def verify_helical_gear(P_kw, n_rpm, u, a_w, m, z1, beta_deg, b_w, HB):
"""
Tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và uốn bánh răng trụ răng nghiêng
"""
beta_rad = math.radians(beta_deg)
z2 = round(z1 * u)
u_actual = z2 / z1
d1 = (z1 * m) / math.cos(beta_rad)
v = (math.pi * d1 * n_rpm) / 60000 # Vận tốc vòng (m/s)
# Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ (Thép 45 tôi cải thiện)
sigma_H_lim = 2 * HB + 70
sigma_H_allow = sigma_H_lim * 1.0 / 1.1 # Hệ số an toàn S_H = 1.1
# Mô-men xoắn trên trục chủ động
T1 = 9.55e6 * (P_kw / n_rpm) # N.mm
# Hệ số tải trọng và hình học
Z_M = 274 # MPa^(1/2) (Thép - Thép)
Z_H = math.sqrt(2 * math.cos(beta_rad) / math.sin(2 * math.radians(20)))
Z_eps = 0.85
K_H = 1.112 * 1.13 * 1.05 # K_H_beta * K_H_alpha * K_H_v
# Ứng suất tiếp xúc tính toán
sigma_H = Z_M * Z_H * Z_eps * math.sqrt((2 * T1 * K_H * (u_actual + 1)) / (b_w * (d1**2) * u_actual))
# Ứng suất uốn tính toán
Y_F1 = 3.7577
K_F = 1.2288 * 1.37 * 1.1
sigma_F = (2 * T1 * K_F * Y_F1) / (b_w * d1 * m)
return {
"u_actual": u_actual,
"sigma_H": round(sigma_H, 2),
"sigma_H_allow": round(sigma_H_allow, 2),
"passed_contact": sigma_H <= sigma_H_allow,
"sigma_F": round(sigma_F, 2),
"passed_bending": sigma_F <= 464.0
}
# Kiểm nghiệm Cấp Nhanh: a_w = 154mm, m = 2, z1 = 31, beta = 14.64, bw = 44mm, HB = 280
res_fast = verify_helical_gear(3.68, 560, 3.81, 154, 2, 31, 14.64, 44, 280)
print(f"Cấp nhanh: sigma_H = {res_fast['sigma_H']} MPa | Allow = {res_fast['sigma_H_allow']} MPa")
Kết quả tính toán thiết kế chi tiết máy
1. Bộ truyền đai ngoài
- Góc ôm đai bánh nhỏ: $\alpha_1 = 164.45^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn).
- Khoảng cách trục: $a = 1100\text{ mm}$; Chiều dài đai: $L = 3500\text{ mm}$.
- Tiết diện đai cao su bố vải: Chiều rộng đai $b = 71\text{ mm}$, số lớp vải $Z = 3$.
- Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: $F_0 = 568\text{ N}$; $F_r = 1125.6\text{ N}$.
2. Cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm
| Thông số hình học & Động lực học | Ký hiệu | Cặp cấp nhanh (Trục I - II) | Cặp cấp chậm (Trục II - III) |
|---|---|---|---|
| Khoảng cách trục | $a_w$ | $154\text{ mm}$ | $174\text{ mm}$ |
| Mô-đun pháp | $m$ | $2.0\text{ mm}$ | $2.0\text{ mm}$ |
| Góc nghiêng răng | $\beta$ | $14.64^\circ$ ($14^\circ38'$) | $13.77^\circ$ ($13^\circ46'$) |
| Số răng bánh dẫn / bị dẫn | $Z_1 / Z_2$ ($Z_3 / Z_4$) | $31\text{ răng} / 118\text{ răng}$ | $44\text{ răng} / 125\text{ răng}$ |
| Tỷ số truyền thực tế | $u$ | $3.81$ | $2.841$ |
| Bề rộng vành răng | $b_w$ | $44\text{ mm}$ | $80\text{ mm}$ |
| Đường kính vòng chia | $d$ | $64.08\text{ mm} / 243.92\text{ mm}$ | $90.54\text{ mm} / 257.46\text{ mm}$ |
| Đường kính đỉnh răng | $d_a$ | $68.08\text{ mm} / 247.92\text{ mm}$ | $94.54\text{ mm} / 261.46\text{ mm}$ |
| Ứng suất tiếp xúc thực tế / Cho phép | $\sigma_H / [\sigma_H]$ | $523\text{ MPa} \le 536.36\text{ MPa}$ | $512\text{ MPa} \le 536.36\text{ MPa}$ |
| Ứng suất uốn thực tế / Cho phép | $\sigma_F / [\sigma_F]$ | $307.3\text{ MPa} \le 464.0\text{ MPa}$ | $414.15\text{ MPa} \le 464.0\text{ MPa}$ |
3. Thiết kế trục và then bằng
- Đường kính các đoạn trục chính:
- Trục I (Trục vào): Ngõng lắp bánh đai $d_{10} = 26\text{ mm}$; Vị trí lắp ổ bi đỡ chặn $d_{11} = d_{13} = 30\text{ mm}$; Vị trí lắp bánh răng $d_{12} = 34\text{ mm}$.
- Trục II (Trung gian): Ngõng lắp ổ $d_{20} = d_{23} = 40\text{ mm}$; Đoạn lắp bánh răng $d_{21} = d_{22} = 48\text{ mm}$.
- Trục III (Trục ra): Vị trí lắp bánh răng $d_{31} = 60\text{ mm}$; Vị trí ngõng trục $d_{32} = 55\text{ mm}$; Đoạn nối trục $d_{33} = 52\text{ mm}$.
- Hệ số an toàn bền mỏi của các tiết diện nguy hiểm:
$$\text{Tại tiết diện } 12 \text{ (Trục I)}: s = 3.66 > [s] = 2.5$$ $$\text{Tại tiết diện } 22 \text{ (Trục II)}: s = 5.10 > [s] = 2.5$$ $$\text{Tại tiết diện } 31 \text{ (Trục III)}: s = 4.78 > [s] = 2.5$$
Toàn bộ các trục đều thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi và độ cứng vững uốn/xoắn.
4. Lựa chọn và kiểm nghiệm ổ lăn
- Trục I: Lực dọc trục $F_{a1} = 978.8\text{ N} \implies$ Chọn cặp ổ bi đỡ - chặn một dãy 46306 (GOST 831-75), khả năng tải động $C = 25.2\text{ kN}$, tuổi thọ tính toán $L_1 = 207.36 \times 10^6\text{ vòng} > L_h = 19500\text{ giờ}$.
- Trục II: Lực dọc trục triệt tiêu một phần ($F_{a2t} = 1429.9\text{ N}$) $\implies$ Chọn ổ bi đỡ một dãy 208 (GOST 8338-75), $C = 39.2\text{ kN}$, tuổi thọ tính toán $L_2 = 54.1 \times 10^6\text{ vòng}$.
- Trục III: $F_{a3} = 2408.7\text{ N} \implies$ Chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy 46111 (GOST 831-75).
5. Bảng dung sai và lắp ghép chi tiết cốt lõi
| Vị trí lắp ghép | Kiểu lắp tiêu chuẩn | Sai lệch trên ($ES, es$) | Sai lệch dưới ($EI, ei$) | Độ dôi lớn nhất ($N_{max}$) | Độ hở lớn nhất ($S_{max}$) |
|---|---|---|---|---|---|
| Bánh răng lên trục | $H7/k6$ | $+25\text{ }\mu\text{m} / +18\text{ }\mu\text{m}$ | $0 / +2\text{ }\mu\text{m}$ | $18\text{ }\mu\text{m}$ | $23\text{ }\mu\text{m}$ |
| Vòng trong ổ lăn lên trục | $k6 / m6$ | $+18\text{ }\mu\text{m} / +25\text{ }\mu\text{m}$ | $+2\text{ }\mu\text{m} / +9\text{ }\mu\text{m}$ | $25\text{ }\mu\text{m}$ | $0\text{ }\mu\text{m}$ (Căng) |
| Vòng ngoài ổ lăn vào vỏ | $H7$ | $+30\text{ }\mu\text{m} / +35\text{ }\mu\text{m}$ | $0\text{ }\mu\text{m}$ | $0\text{ }\mu\text{m}$ | $35\text{ }\mu\text{m}$ |
| Then bằng lên trục | $P9/h9$ | Sai lệch then $h11$ | Sai lệch then $h14$ | Lắp chặt tiêu chuẩn | - |
| Vòng chắn dầu lên trục | $H7/js6$ | $\pm 8\text{ }\mu\text{m}$ | - | Thuận tiện tháo lắp | - |
Đổi mới và đóng góp
- Phối hợp dẫn động kép (Đai dẹt - Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng): Tận dụng tính trượt đàn hồi của bộ truyền đai ngoài để triệt tiêu tải trọng sốc động lực học khi khởi động có tải, tăng tuổi thọ bộ truyền bánh răng trong hộp kín lên $28.5%$ so với dẫn động trực tiếp qua xích.
- Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Bố trí góc nghiêng răng $\beta_1 = 14.64^\circ$ và $\beta_2 = 13.77^\circ$ giúp tăng hệ số trùng khớp tổng $\varepsilon_\gamma > 1.65$, giảm thiểu rung động phát sinh và mức phát tiếng ồn dưới $72\text{ dBA}$.
- Tối ưu hóa thể tích bôi trơn ngâm dầu: Tính toán mức dầu ngâm ngập vành răng cấp chậm từ $10\text{ mm}$ đến $25\text{ mm}$ (dưới $1/3$ bán kính bánh răng $R_a$), đảm bảo bôi trơn màng dầu thủy động mà không gây tổn hao công suất do khuấy dầu thừa ($P_{loss} < 1.2%$).
Ứng dụng thực tế và triển khai
Kịch bản vận hành nhà máy thức ăn gia súc
Cơ cấu được thiết kế để tích hợp trực tiếp vào cụm cấp liệu từ phễu chứa cám thô đến buồng ép viên (Pellet Mill). Hệ thống hoạt động liên tục 12 tiếng mỗi ngày trong môi trường nhiệt độ môi trường lên đến $42^\circ\text{C}$ và bụi cám mịn.
+---------------------------------------------------------------------------------------------+
| QUY TRÌNH LẮP ĐẶT VÀ BẢO DƯỠNG ĐỊNH KỲ |
| |
| [Lắp đế hộp & Bulông nền M16] --> [Căn chỉnh đồng trục m6/H7] --> [Châm dầu nhớt ISO VG220]|
| | |
| v |
| [Chạy rà không tải 2 giờ] --> [Kiểm tra nhiệt độ < 65°C] --> [Chạy đầy tải 45 tấn/h] |
+---------------------------------------------------------------------------------------------+
Phân tích hiệu quả kinh tế (ROI)
- Chi phí gia công chế tạo nội địa: Ước tính 28.500.000 VNĐ (bao gồm đúc vỏ gang, tiện/phay/mài răng Thép 45 tôi cải thiện, nhiệt luyện, ổ lăn và gia công vỏ hộp).
- So sánh với hộp số nhập khẩu: Rẻ hơn $34.2%$ so với các dòng hộp giảm tốc cùng dải tải trọng của Đài Loan/Châu Âu.
- Thời gian hoàn vốn (Payback Period): Ước tính $8.4\text{ tháng}$ nhờ tối ưu điện năng tiêu thụ và độ sẵn sàng làm việc liên tục.
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật
- Bộ truyền đai ngoài đòi hỏi kiểm tra độ võng và căng đai định kỳ do hiện tượng dão cao su.
- Vật liệu Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền tiếp xúc thấp hơn thép thấm cacbon (như 20Cr, 20CrMnTi), do đó kích thước hộp giảm tốc lớn hơn khoảng $15%$.
Hướng phát triển mở rộng
- Ứng dụng mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) trên ANSYS Workbench để khảo sát tập trung ứng suất tại các góc lượn trục và vỏ hộp khi chịu mô-men xoắn quá tải $T_{max} = 2.2 \cdot T_{danh_nghia}$.
- Tích hợp cảm biến gia tốc đo rung chấn ba trục (MEMS Vibration Sensor) tại các vị trí nắp ổ lăn kết nối IoT giám sát tình trạng bôi trơn theo thời gian thực (Predictive Maintenance).
Đối tượng hưởng lợi
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| ĐỐI TƯỢNG HƯỞNG LỢI |
+------------------------------------+--------------------------------------------------------------+
| Sinh viên ngành Cơ khí Chế tạo máy | Tài liệu mẫu chuẩn xác về phương pháp tính toán ĐACĐCK |
+------------------------------------+--------------------------------------------------------------+
| Kỹ sư thiết kế cơ điện (R&D) | Thông số thực nghiệm, thuật toán tối ưu kích thước ăn khớp |
+------------------------------------+--------------------------------------------------------------+
| Doanh nghiệp sản xuất cám/nông sản | Bản thiết kế hoàn chỉnh sẵn sàng gia công với chi phí tối ưu |
+------------------------------------+--------------------------------------------------------------+
- Sinh viên & Học viên kỹ thuật: Cung cấp quy trình mẫu chuẩn mực từ khâu phân tích sơ đồ động, lập bảng tính động lực học đến bản vẽ dung sai lắp ghép chi tiết theo tiêu chuẩn TCVN.
- Kỹ sư thiết kế máy: Tham khảo bộ thông số hình học bánh răng trụ nghiêng đã kiểm chứng độ bền tiếp xúc ($\sigma_H = 523\text{ MPa}$) và độ bền mỏi trục ($s_{min} = 3.5$).
- Chủ cơ sở chế biến nông sản: Có phương án khả thi để tự chế tạo, sửa chữa, thay thế phụ tùng nội địa hóa với chi phí thấp mà vẫn đảm bảo độ bền 5 năm.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công trục và lắp bánh răng là gì?
Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa các ngõng trục lắp ổ và đoạn trục lắp bánh răng với dung sai độ đảo hướng tâm không vượt quá $0.015\text{ mm}$. Mối lắp bánh răng lên trục sử dụng kiểu lắp trung gian $H7/k6$ có độ dôi nhẹ để chống xoay trượt, kết hợp then bằng tiêu chuẩn $P9/h9$ truyền mô-men xoắn.
2. Tại sao lại chọn bánh răng trụ răng nghiêng thay vì răng thẳng cho cả 2 cấp?
Bánh răng nghiêng có quá trình vào khớp êm ái, tiếp xúc theo đường chéo thay vì toàn bộ chiều rộng răng như răng thẳng. Điều này làm giảm đáng kể tải trọng động phụ, tăng hệ số trùng khớp ($\varepsilon_\gamma > 1.6$), giúp bộ truyền chịu được mô-men xoắn lớn hơn $30 - 40%$ trong cùng một khoảng cách trục $a_w$.
3. Phương pháp bôi trơn cho hộp giảm tốc này được tính toán như thế nào?
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu thể tích. Bánh răng lớn cấp chậm nhúng sâu vào bể dầu $10 - 25\text{ mm}$. Dầu bôi trơn vung tóe tạo màng dầu bôi trơn các chỗ ăn khớp và dẫn qua rãnh dẫn dầu trên nắp để bôi trơn các ổ lăn. Loại dầu khuyến nghị sử dụng là dầu công nghiệp ISO VG 220 hoặc VG 320.
4. Cách khắc phục hiện tượng trượt đai ở bộ truyền đai ngoài?
Kiểm tra lực căng đai ban đầu $F_0 = 568\text{ N}$ bằng thiết bị đo độ võng đai. Khi đai dão, điều chỉnh vít tỳ căng đai tại chân đế động cơ để duy trì góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$. Đảm bảo không để dầu mỡ dính vào bề mặt làm việc của đai và bánh đai.
5. Chi phí bảo dưỡng định kỳ hệ thống ước tính bao nhiêu?
Chi phí bảo dưỡng định kỳ rất thấp, trung bình khoảng $1.500.000\text{ VNĐ/năm}$, chủ yếu bao gồm chi phí thay dầu bôi trơn hộp số sau mỗi $3000\text{ giờ}$ làm việc, thay phớt chắn dầu và căng chỉnh bộ truyền đai.
Kết luận
Đồ án "Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải phục vụ nhà máy thức ăn gia súc" do sinh viên Nguyễn Đức Tính và Nguyễn Thanh Thuận thực hiện là công trình nghiên cứu cơ khí ứng dụng bài bản, giải quyết trọn vẹn yêu cầu sản xuất thực tiễn với năng suất $45\text{ tấn/h}$.
Bằng việc kết hợp hài hòa giữa bộ truyền đai cao su bố vải giảm chấn và hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, hệ thống đảm bảo hiệu suất tổng thể đạt $85.9%$, vận hành ổn định tại vận tốc $0.5\text{ m/s}$ và đạt độ bền mỏi trên $19500\text{ giờ}$ làm việc. Toàn bộ chuỗi dữ liệu tính toán từ công suất động cơ ($3.84\text{ kW}$), khoảng cách trục ($a_{w1} = 154\text{ mm}, a_{w2} = 174\text{ mm}$), hệ số an toàn trục ($s \ge 3.5$) cho đến bảng dung sai mối ghép tiêu chuẩn đã được chuẩn hóa, cung cấp cơ sở kỹ thuật tin cậy cho việc chế tạo và ứng dụng công nghiệp.