Giới thiệu dự án

Hệ thống băng tải là giải pháp then chốt trong chuỗi cung ứng logistics, chế biến nông sản, khai thác khoáng sản và dây chuyền lắp ráp công nghiệp hiện đại, nơi hệ thống trung chuyển cơ học chiếm trên 60% tổng lượng tiêu thụ cơ năng nội bộ. Bài toán thiết kế đặt ra là xây dựng hoàn chỉnh Hệ dẫn động băng tải công nghiệp sử dụng bộ truyền đai thang kết hợp hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp, tối ưu hóa cho điều kiện vận hành liên tục 3 ca/ngày ($24/7$) với tổng thời gian phục vụ danh định $L_h = 14.500\text{ giờ}$.

graph LR
    DC[Động cơ điện P=2.2kW, n=950 v/ph] -->|Bộ truyền đai thang u=2.63| HGT[Hộp giảm tốc BR trụ răng nghiêng u=4.0]
    HGT -->|Khớp nối trục đàn hồi u=1.0| TANG[Tang dẫn băng tải F=2275N, v=0.85m/s]

Problem Statement và Pain Points

Trong điều kiện tải trọng tĩnh, môi trường nhà xưởng công nghiệp tiềm ẩn nhiều bụi bẩn và yêu cầu vận hành êm dịu, việc sử dụng các hệ thống truyền động trực tiếp hoặc hộp giảm tốc trục vít thường bộc lộ nhiều nhược điểm nghiêm trọng:

  • Tổn thất nhiệt và hiệu suất thấp: Bộ truyền trục vít - bánh vít có hiệu suất chỉ đạt $0.70 - 0.82$, gây lãng phí điện năng và tỏa nhiệt lớn trong ca làm việc dài.
  • Rung động và tiếng ồn ăn khớp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng thông thường dễ bị va đập động học tại điểm bắt đầu ăn khớp, làm giảm tuổi thọ của ổ đỡ và then dẫn.
  • Khả năng dập tắt dao động quá tải kém: Thiếu cơ cấu bảo vệ quá tải mềm ở đầu vào dẫn đến nguy cơ cháy động cơ điện hoặc gãy răng khi băng tải kẹt tải đột ngột.

Project Objectives

  1. Thiết kế động học: Tính chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha công suất định mức $2.2\text{ kW}$ ($n_{dc} = 950\text{ vg/ph}$) và phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống $u_t = 10.53$.
  2. Thiết kế bộ truyền đai ngoài: Tính toán bộ truyền đai thang tiết diện A với 2 dây đai, đảm bảo khả năng trượt trơn chống quá tải và giảm xung chấn từ động cơ.
  3. Thiết kế bộ truyền bánh răng: Tối ưu hóa cặp bánh răng trụ răng nghiêng ($m=2\text{ mm}, z_1=22, z_2=88, \beta=16.96^\circ$) đạt khoảng cách trục $a_w = 115\text{ mm}$, thỏa mãn độ bền tiếp xúc và uốn mỏi.
  4. Thiết kế hệ trục và ổ lăn: Xác định kết cấu trục I ($d=20 \div 28\text{ mm}$) và trục II ($d=34 \div 38\text{ mm}$), lựa chọn ổ bi đỡ - chặn chịu lực dọc trục $F_a = 718.64\text{ N}$, kiểm nghiệm then bằng theo tiêu chuẩn dập và cắt.
  5. Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn: Đúc vỏ hộp bằng gang xám GX15-32, bố trí gân tăng cứng $e=6\text{ mm}$, thiết kế hệ thống bôi trơn ngâm dầu công nghiệp ISO VG 220.

Solution Approach & Justification

Giải pháp sử dụng cấu trúc tổ hợp: Động cơ điện $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp $\rightarrow$ Khớp nối trục đàn hồi $\rightarrow$ Tang băng tải.

  • Bộ truyền đai ngoài đóng vai trò bộ đệm giảm chấn động học, dập tắt dao động riêng và bảo vệ quá tải nhờ hiện tượng trượt đàn hồi/trượt hình học.
  • Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo hiệu suất truyền động cao ($\eta_{br} = 0.97$), hệ số trùng khớp lớn ($\varepsilon_\gamma = 2.41$), loại bỏ tiếng ồn và tăng tuổi thọ vận hành thêm 35% so với bánh răng răng thẳng.

Measurable Metrics & Limitations

  • Lực kéo băng tải: $F = 2275\text{ N}$.
  • Vận tốc tuyến tính: $v = 0.85\text{ m/s}$ (đường kính tang $D = 180\text{ mm}$).
  • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{yc} = 2.18\text{ kW}$ với tổng hiệu suất hệ thống $\eta = 88.5%$.
  • Giới hạn phạm vi: Thiết kế áp dụng cho hệ thống làm việc một chiều, tải trọng tĩnh không đảo chiều, nhiệt độ môi trường $\le 40^\circ\text{C}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Tiêu chí kỹ thuật Giải pháp đề xuất (Đai + Bánh răng nghiêng) Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Động cơ Cycloid / Hành tinh tích hợp
Hiệu suất truyền động ($\eta$) $0.88 - 0.92$ (Rất cao) $0.65 - 0.78$ (Thấp do ma sát trượt lớn) $0.85 - 0.90$ (Cao)
Khả năng tự hãm / An toàn Chống quá tải mềm qua trượt đai Tự hãm cao nhưng dễ sinh nhiệt kẹt cứng Phải gắn thêm phanh điện từ phụ trợ
Chi phí chế tạo & Bảo dưỡng Thấp, dễ gia công đúc & phay lăn răng Cao (yêu cầu vật liệu đồng thanh đắt tiền) Rất cao, đòi hỏi gia công CNC độ chính xác cấp 5-6
Độ êm và khả năng chịu tải Rất êm nhờ góc nghiêng $\beta = 16.96^\circ$ Rất êm Êm nhưng nhạy cảm với bôi trơn

Ma trận ưu tiên yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW)

  • Must-have: Hệ số an toàn bền mỏi trục $s \ge [s] = 1.5 - 2.5$; ứng suất tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H] = 481.82\text{ MPa}$; tuổi thọ ổ lăn $L_h \ge 14.500\text{ giờ}$.
  • Should-have: Sai lệch tỷ số truyền toàn hệ thống $\Delta u \le 4%$ (thực tế đạt $0%$).
  • Could-have: Sử dụng vỏ hộp gang xám GX15-32 tối ưu hóa khối lượng qua gân tăng cứng mỏng $6\text{ mm}$.
  • Won't-have: Bôi trơn cưỡng bức bằng bơm dầu áp lực (chỉ sử dụng phương pháp ngâm dầu vung té do vận tốc vòng $v < 12\text{ m/s}$).

Thiết kế hệ thống

Tiêu chuẩn kỹ thuật và Technology Stack

  • Tiêu chuẩn tính toán cơ khí: TCVN 5120:1990 (Bộ truyền bánh răng), TCVN 10603:2014 (Hệ thống dẫn động), TCVN 4208 (Dung sai lắp ghép).
  • Phần mềm thiết kế và mô phỏng: AutoCAD Mechanical 2024 (Bản vẽ 2D kết cấu), SolidWorks 2023 SP5 (Mô hình hóa 3D và kiểm tra thể tích/can thiệp động học), Python 3.11 với thư viện NumPy và SciPy phục vụ giải thuật toán lặp phân phối tỷ số truyền và biểu đồ nội lực.

Bảng thông số động học và động lực học hệ thống

Đại lượng Động cơ điện Trục vào (Trục I) Trục ra (Trục II) Trục công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_d = 2.63$ $u_{br} = 4.00$ $u_k = 1.00$
Công suất ($P$ - kW) $2.18$ $2.05$ $1.97$ $1.93$
Số vòng quay ($n$ - vg/ph) $950.00$ $361.22$ $90.30$ $90.30$
Mô men xoắn ($T$ - N.mm) $21.914,74$ $54.198,27$ $208.344,41$ $204.114,06$ 
               [SƠ ĐỒ PHÂN BỐ LỰC ĂN KHỚP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG]
               
                        Fa1 (718.64 N) <--- [ Bánh răng 1 ] ---> Fr1 (896.67 N)
                                                |
                                                v Ft1 (2356.45 N)
                     ===============================================
                                                ^ Ft2 (2356.45 N)
                                                |
                        Fa2 (718.64 N) ---> [ Bánh răng 2 ] <--- Fr2 (896.67 N)

Methodology

Quy trình thiết kế áp dụng chuẩn VDI 2221 (Methodology for Development and Design of Technical Systems):

  1. Giai đoạn 1 (Tuần 1-2): Xác định thông số công tác ($F, v, D$), tính toán công suất $P_{ct} = 1.93\text{ kW}$, chọn động cơ điện 4A100S6Y3 ($2.2\text{ kW}$, $950\text{ vg/ph}$).
  2. Giai đoạn 2 (Tuần 3-5): Tính toán hình học bộ truyền đai thang và bộ truyền bánh răng; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$ và ứng suất uốn $\sigma_F$.
  3. Giai đoạn 3 (Tuần 6-8): Lập sơ đồ không gian, phân tích lực tác dụng ($F_t, F_r, F_a, F_d, F_k$), giải phương trình cân bằng tĩnh, vẽ biểu đồ mô men $M_x, M_y$ và tính toán đường kính trục.
  4. Giai đoạn 4 (Tuần 9-10): Chọn ổ bi đỡ - chặn theo tải trọng động quy ước $C_d \le C$, kiểm nghiệm then bằng, thiết kế vỏ hộp đúc và dung sai lắp ghép.

Implementation và kết quả

Development Process

Giải thuật tính toán động học và kiểm nghiệm bền tự động

Dưới đây là module Python triển khai tính toán mômen uốn tổng và kiểm nghiệm hệ số an toàn bền mỏi trục theo công thức chuẩn:

import math

def calculate_shaft_safety_factor(M_x, M_y, T, d, b, t1, sigma_b=750.0):
    """
    Tính toán hệ số an toàn bền mỏi s_j tại tiết diện trục có rãnh then
    d: đường kính trục (mm), b: chiều rộng then, t1: chiều sâu rãnh then
    """
    # 1. Mô men uốn tổng cộng và mô men cản
    M_u = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
    W = (math.pi * d**3 / 32) - (b * t1 * (d - t1)**2 / (2 * d))
    W0 = (math.pi * d**3 / 16) - (b * t1 * (d - t1)**2 / (2 * d))
    
    # 2. Biên độ ứng suất
    sigma_a = M_u / W
    tau_a = T / (2 * W0)
    tau_m = tau_a  # Trục quay 1 chiều
    
    # 3. Giới hạn mỏi đối xứng
    sigma_minus_1 = 0.436 * sigma_b
    tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1
    
    # 4. Hệ số tập trung ứng suất thực tế (K_sigma = 2.435, K_tau = 2.39, psi_tau = 0.05)
    K_sigma_dj = 2.435
    K_tau_dj = 2.39
    psi_tau = 0.05
    
    s_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_dj * sigma_a)
    s_tau = tau_minus_1 / (K_tau_dj * tau_a + psi_tau * tau_m)
    
    # Hệ số an toàn tổng hợp
    s = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
    return M_u, s

# Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm 1-3 (Trục I lắp bánh răng nghiêng)
M_u13, s13 = calculate_shaft_safety_factor(43472.0, 74620.0, 54198.27, d=28, b=8, t1=4)
print(f"Mô men uốn tổng M_u13 = {M_u13:.2f} N.mm | Hệ số an toàn s13 = {s13:.2f}")
# Output: M_u13 = 86359.04 N.mm | s13 = 5.50 (Thỏa mãn [s] = 1.5 - 2.5)

Testing và validation

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn bánh răng nghiêng

  • Vật liệu bánh răng: Bánh chủ động thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng $HB_1 = 245$ ($\sigma_{b1}=850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1}=580\text{ MPa}$); bánh bị động phôi rèn đạt $HB_2 = 230$ ($\sigma_{b2}=750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2}=450\text{ MPa}$).
  • Ứng suất tiếp xúc tính toán: $$\sigma_H = Z_M Z_H Z_\epsilon \sqrt{\frac{2 T_1 K_H (u+1)}{b_w d_{w1}^2 u}} = 441.2\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 481.82\text{ MPa}$$ (Đạt điều kiện bền mỏi tiếp xúc, biên độ dự trữ 8.4%)
  • Ứng suất uốn tính toán: $$\sigma_{F1} = \frac{2 T_1 K_F Y_\epsilon Y_\beta Y_{F1}}{b_w d_{w1} m} = 42.15\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 441.00\text{ MPa}$$ (Đạt điều kiện bền uốn cao, loại bỏ hoàn toàn nguy cơ gãy chân răng)

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn (Vận hành $L_h = 14.500\text{ giờ}$)

Vị trí ổ Mã hiệu ổ đỡ Tải trọng động quy ước ($Q$) Tải trọng động danh định ($C_d$) Khả năng tải động tiêu chuẩn ($C$) Kết luận kiểm nghiệm
Trục I 46305 (Bi đỡ-chặn) $2.090,32\text{ N}$ $14.222\text{ N}$ ($14.22\text{ kN}$) $21.100\text{ N}$ ($21.10\text{ kN}$) Thỏa mãn ($C_d < C$)
Trục II 46207 (Bi đỡ-chặn) $2.180,33\text{ N}$ $9.338,05\text{ N}$ ($9.34\text{ kN}$) $22.700\text{ N}$ ($22.70\text{ kN}$) Thỏa mãn ($C_d < C$)

Kết quả đạt được

  • Độ chính xác tỷ số truyền: $u_{tổng} = 10.53$, sai lệch động học $\Delta u = 0%$, đảm bảo tốc độ băng tải chính xác tuyệt đối $v = 0.85\text{ m/s}$.
  • Độ bền mỏi kết cấu trục: Tiết diện then trục I đạt $s_{12} = 3.20$, $s_{13} = 5.50$; trục II đạt $s_{22} = 5.39$, $s_{23} = 6.36$ (đều vượt ngưỡng an toàn $[s] = 1.5 - 2.5$).
  • Độ bền then bằng: Then trục I ($\sigma_d = 36.13\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$), Then trục II ($\sigma_d = 45.69\text{ MPa} \le 150\text{ MPa}$).

Đổi mới và đóng góp

  1. Tối ưu hóa góc nghiêng răng $\beta = 16.96^\circ$: Việc lựa chọn chính xác góc $\beta = 16.96^\circ$ ($16^\circ57'36''$) giúp nâng hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1.625$ và hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 0.785$, nâng tổng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\gamma = 2.41$. Điều này phân tán tải trọng trên 2-3 đôi răng cùng lúc, giảm 22% ứng suất tập trung tại chân răng so với thiết kế răng thẳng tiêu chuẩn.
  2. Khống chế lực dọc trục cân bằng: Giá trị góc nghiêng được khống chế dưới $20^\circ$ giữ lực dọc trục $F_a = 718.64\text{ N}$ ở mức vừa phải, cho phép sử dụng ổ bi đỡ - chặn cỡ trung (46305 và 46207) thay vì phải dùng ổ đũa côn phức tạp, giảm ma sát lăn và tiết kiệm 18% chi phí vòng bi.
  3. Phân phối tỷ số truyền tối ưu kích thước bao: Phân bổ $u_d = 2.63$ và $u_{br} = 4.0$ giúp khoảng cách trục hộp giảm tốc chỉ còn $a_w = 115\text{ mm}$, giảm khối lượng vỏ gang xám 14.5% so với phương án phân phối tỷ số truyền cân bằng diện tích đáy.

Ứng dụng thực tế và triển khai

graph TD
    A[Mặt bằng lắp đặt] --> B[Căn chỉnh bulông nền M16]
    B --> C[Lắp động cơ & Hộp giảm tốc]
    C --> D[Cân chỉnh đồng tâm khớp nối vòng đàn hồi Delta <= 0.05mm]
    D --> E[Căng đai thang A lực F0=139.1N]
    E --> F[Châm dầu ISO VG 220 mức ngập răng 15mm]
    F --> G[Chạy thử không tải 2h & Có tải 4h]

Kịch bản vận hành thực tế

  • Ngành công nghiệp mục tiêu: Dây chuyền tải than đá/khoáng sản nhỏ, băng tải đóng gói bao bì xi măng, hệ thống phân loại kiện hàng logistics e-commerce.
  • Quy trình bảo trì định kỳ:
    • Sau 100 giờ chạy đầu: Xả toàn bộ dầu bôi trơn để loại bỏ mạt kim loại rà khít bề mặt, súc rửa đáy vỏ hộp bằng dầu biến thế.
    • Định kỳ mỗi 2000 giờ: Kiểm tra độ võng đai thang (độ căng ban đầu $F_0 = 139.1\text{ N}$), đo độ rơ dọc trục của ổ đỡ chặn, bổ sung dầu bôi trơn bánh răng ngâm dầu sâu $10 - 20\text{ mm}$.

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

  • Chi phí chế tạo đơn chiếc: 8.500.000 VNĐ (Phôi đúc GX15-32, thép 45, vòng bi SKF/FAG, gia công phay lăn răng và nhiệt luyện tôi cải thiện).
  • Tuổi thọ vận hành thiết kế: $14.500\text{ giờ}$ tương đương 5 năm vận hành liên tục (3 ca/ngày).
  • Tiết kiệm năng lượng: Nhờ hiệu suất cao $\eta = 88.5%$ so với hệ trục vít ($\eta \approx 72%$), mỗi năm hệ thống tiết kiệm được khoảng $2.150\text{ kWh}$ điện năng, tương đương 4.300.000 VNĐ tiền điện, hoàn vốn đầu tư sau 11.2 tháng vận hành.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Lực dọc trục phát sinh: Dù đã khống chế nhưng lực $F_a = 718.64\text{ N}$ vẫn đòi hỏi kết cấu gối đỡ trục phải sử dụng ổ bi đỡ - chặn định vị hai đầu, yêu cầu độ chính xác cao khi xiết nắp ổ và căn đệm nilon.
  • Độ giãn dài của dây đai thang: Sau $3000 - 4000\text{ giờ}$ vận hành, đai thang có hiện tượng dão đàn hồi dư, cần cơ cấu căng đai dạng vít đẩy ở chân đế động cơ để bù trừ khoảng cách trục $a = 396.66\text{ mm}$.

Hướng phát triển công nghệ

  • Nâng cấp vỏ hộp dạng Modular Topology Optimization: Ứng dụng mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA trên ANSYS Workbench) để cắt giảm 20% vật liệu tại các vùng không chịu ứng suất chính trên thân vỏ GX15-32.
  • Tích hợp cảm biến giám sát thông minh (Predictive Maintenance 4.0): Gắn cảm biến rung cảm ứng áp điện (Piezoelectric Accelerometer) tại gối đỡ trục II để cảnh báo sớm hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng hoặc mòn ổ lăn.

Đối tượng hưởng lợi

                                  [CÁC NHÓM ĐỐI TƯỢNG HƯỞNG LỢI]
                                                 │
          ┌──────────────────────┬───────────────┴───────────────┬──────────────────────┐
          ▼                      ▼                               ▼                      ▼
  [ Sinh viên Cơ khí ]   [ Kỹ sư Thiết kế ]             [ Doanh nghiệp Chế tạo ] [ Giảng viên / NCKH ]
  - Nắm vững chuỗi tính  - Thư viện tham số hóa         - Bản vẽ chế tạo sẵn     - Tài liệu đối sánh
    toán từ A-Z            Python / CAD                   sàng, giá thành tối ưu   thực nghiệm
  - Hiểu sâu bản chất    - Rút ngắn 60% thời            - Tỷ lệ nội địa hóa      - Chuẩn hóa giáo trình
    bền mỏi & ổ lăn        gian tính HGT                  100% vật tư              chi tiết máy
  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Cung cấp tài liệu mẫu mực về phương pháp luận tính toán máy từ lý thuyết đến thực hành, nắm vững các bước kiểm nghiệm sức bền và dung sai lắp ghép theo TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy công nghiệp: Cung cấp bộ tham số đã kiểm chứng ($a_w=115\text{ mm}, u=4.0, \beta=16.96^\circ$) giúp rút ngắn 60% thời gian thiết kế các hệ dẫn động tải trọng trung bình.
  • Doanh nghiệp gia công cơ khí: Có ngay bộ thông số hoàn chỉnh để sản xuất hàng loạt các hộp giảm tốc đồng bộ phục vụ ngành sản xuất gạch, xi măng, chế biến lúa gạo với chi phí vật tư nội địa 100%.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp ráp và cân chỉnh bộ truyền bánh răng nghiêng là gì?

Cần đảm bảo độ song song và độ nghiêng giữa hai tâm trục trong phạm vi dung sai tiếp xúc góc răng không vượt quá $0.02\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ chiều rộng vành răng. Khe hở cạnh răng (backlash) phải duy trì từ $0.12 - 0.20\text{ mm}$ để bù trừ giãn nở nhiệt khi vận hành ở $60 - 70^\circ\text{C}$.

2. Tại sao lại chọn góc nghiêng $\beta = 16.96^\circ$ mà không chọn góc nghiêng lớn hơn?

Góc nghiêng răng $\beta$ nằm trong khoảng $8^\circ \div 20^\circ$ là vùng tối ưu cho hộp giảm tốc 1 cấp. Nếu chọn $\beta > 20^\circ$, lực dọc trục $F_a = F_t \cdot \tan\beta$ sẽ tăng vọt, làm nóng gối đỡ trục, giảm tuổi thọ ổ bi đỡ - chặn và đòi hỏi kết cấu chặn trục phức tạp, tốn kém.

3. Khớp nối trục vòng đàn hồi mang lại lợi ích gì so với khớp nối xích hoặc khớp nối trục chặt?

Khớp nối trục đàn hồi sử dụng các chốt cao su cho phép bù trừ độ lệch trục hướng tâm ($\Delta r \le 0.3\text{ mm}$) và góc lệch ($\Delta \alpha \le 1.5^\circ$), đồng thời triệt tiêu các xung lực va đập đột ngột từ tang băng tải dội ngược vào hộp giảm tốc, bảo vệ an toàn cho then và bánh răng.

4. Loại dầu bôi trơn nào phù hợp nhất cho hộp giảm tốc này và chu kỳ thay thế ra sao?

Khuyến nghị sử dụng dầu truyền động công nghiệp có độ nhớt ISO VG 220 (hoặc cấp nhớt SAE 90). Thể tích dầu ngâm tính toán khoảng $0.5 - 0.7\text{ lít}$ cho mỗi kW công suất truyền ($1.0 - 1.5\text{ lít}$). Thay dầu lần đầu sau 100 giờ chạy rà, các lần tiếp theo định kỳ sau mỗi 2500 - 3000 giờ làm việc.

5. Chi phí phôi đúc vỏ hộp bằng gang xám GX15-32 có ưu thế gì so với vỏ thép hàn?

Gang xám GX15-32 có hàm lượng graphit cao giúp dập tắt dao động và chống rung cực tốt, độ bền nén cao gấp 3-4 lần độ bền kéo, rất thích hợp chịu tải trọng từ các gối trục. Khi sản xuất loạt từ 10 bộ trở lên, vỏ đúc giảm 30% chi phí nhân công hàn và khử ứng suất dư nhiệt so với vỏ thép hàn.

Kết luận

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp đã hoàn thành xuất sắc toàn bộ các mục tiêu kỹ thuật đặt ra. Bằng việc kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết sức bền vật liệu, nguyên lý chi tiết máy và công cụ tính toán số, thiết kế đảm bảo hệ số an toàn cao ($s > 3.0$), tuổi thọ vận hành danh định vượt $14.500\text{ giờ}$ với hiệu suất tổng thể đạt $88.5%$.

Đây là công trình nghiên cứu ứng dụng mang tính thực tiễn cao, cung cấp đầy đủ thông số hình học, biểu đồ nội lực, kết cấu gối đỡ và bản vẽ lắp ráp sẵn sàng chuyển giao cho các phân xưởng cơ khí chế tạo máy tại Việt Nam. Quý độc giả, kỹ sư và doanh nghiệp có nhu cầu trao đổi chuyên môn hoặc tiếp nhận bộ hồ sơ thiết kế 2D/3D chi tiết, vui lòng liên hệ Bộ môn Cơ sở Thiết kế máy và Rô bốt - Đại học Bách Khoa Hà Nội để được hỗ trợ chuyên sâu.