Giới thiệu dự án
Trong bối cảnh tự động hóa công nghiệp và tối ưu hóa chuỗi cung ứng hiện đại, hệ thống băng tải đóng vai trò xương sống tại các nhà máy chế biến, khai khoáng, nhiệt điện và trung tâm logistics. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố dừng dây chuyền ngoài kế hoạch bắt nguồn từ các lỗi hỏng hóc trong cụm dẫn động cơ khí—chủ yếu do rung động quá mức, mỏi tiếp xúc bề mặt răng và hiện tượng quá nhiệt ổ trục khi vận hành đa ca liên tục.
Hệ thống dẫn động băng tải làm việc dưới chế độ phụ tải thay đổi bậc thang ($T_1 = T$ trong $36\text{s}$; $T_2 = 0.5T$ trong $15\text{s}$), chịu tải va đập nhẹ và vận hành 2 ca/ngày ($16\text{ giờ/ngày}$, $300\text{ ngày/năm}$) trong vòng 8 năm ($L_h = 38,400\text{ giờ}$). Bài toán đặt ra là phải tính toán, tối ưu hóa và kiểm nghiệm một hệ thống dẫn động cơ khí đảm bảo độ bền tĩnh, độ bền mỏi, hiệu suất truyền động cao và khả năng làm việc ổn định trong môi trường công nghiệp có bụi bẩn.
graph LR
DC["(1) Động cơ điện 3 pha<br>4A132S4Y3 (7.5 kW)"] --> KN["(2) Nối trục vòng đàn hồi<br>D0 = 71 mm"]
KN --> HGT["(3) HGT Bánh răng trụ 2 cấp<br>u_hgt = 19.56 (aw1=145, aw2=210)"]
HGT --> BX["(4) Bộ truyền xích con lăn<br>ux = 2.38, pc = 44.45 mm"]
BX --> BT["(5) Tang dẫn băng tải<br>F = 7500 N, v = 0.9 m/s, d = 550 mm"]
Mục tiêu kỹ thuật của dự án
- Xác định công suất và lựa chọn động cơ điện: Đáp ứng lực kéo vòng $F = 7500\text{ N}$, vận tốc băng tải $v = 0.9\text{ m/s}$, đường kính tang $d = 550\text{ mm}$, bù đắp toàn bộ tổn thất ma sát cục bộ qua các cụm chi tiết.
- Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền toàn hệ thống: Phân bổ tỷ số truyền hợp lý giữa hộp giảm tốc 2 cấp khai triển ($u_{hgt} = 19.56$) và bộ truyền xích ngoài ($u_x = 2.38$) nhằm tối thiểu hóa kích thước bao và trọng lượng hộp.
- Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền bộ truyền bánh răng: Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($a_{w1} = 145\text{ mm}$) và cấp chậm ($a_{w2} = 210\text{ mm}$) theo tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc $[\sigma_H]$ và ứng suất uốn $[\sigma_F]$.
- Thiết kế bộ truyền xích con lăn và kết cấu trục - ổ: Lựa chọn bước xích $p_c = 44.45\text{ mm}$, kiểm nghiệm độ bền quá tải ($K_{qt} = 2.2$), đảm bảo điều kiện bôi trơn ngâm dầu tự nhiên cho toàn bộ hộp giảm tốc.
Giải pháp kỹ thuật và phạm vi áp dụng
- Giải pháp lựa chọn: Hệ thống dẫn động tích hợp động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc, nối trục vòng đàn hồi giảm chấn, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển bôi trơn ngâm dầu, kết hợp bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy truyền động đến tang dẫn.
- Kết quả đo lường kỳ vọng: Hiệu suất truyền động toàn hệ thống $\eta \ge 80.3%$, sai số tỷ số truyền $\Delta u \le 1.5%$, hệ số an toàn xích $s = 27.56$ (vượt xa ngưỡng cho phép $[s] = 9.3$).
- Phạm vi & Giới hạn: Nghiên cứu giới hạn trong phạm vi tính toán động học, động lực học và độ bền chi tiết máy theo phương pháp tiêu chuẩn TCVN/GOST; không bao gồm mô phỏng dòng chảy dầu bôi trơn CFD hoặc thiết kế mạch điều khiển biến tần VFD.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
Trong thiết kế hệ thống dẫn động công nghiệp tải trọng trung bình ($P \approx 6 - 10\text{ kW}$), ba phương án truyền động phổ biến thường được cân nhắc:
| Tiêu chí kỹ thuật | Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (Đề xuất) | Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít | Hộp giảm tốc hành tinh (Planetary) |
|---|---|---|---|
| Hiệu suất truyền động ($\eta$) | Cao ($96% - 98%$ mỗi cặp bánh răng) | Thấp ($70% - 85%$, sinh nhiệt lớn) | Rất cao ($95% - 97%$) |
| Khả năng chịu quá tải | Tốt (chịu va đập nhẹ - trung bình) | Kém khi quá tải đột ngột | Rất tốt, phân bố tải trên nhiều vệ tinh |
| Độ phức tạp chế tạo | Trung bình (gia công phay, mài bánh răng) | Yêu cầu vật liệu đồng thanh đắt tiền | Rất cao (yêu cầu độ chính xác gia công cấp 6-7) |
| Chi phí bảo trì & phụ tùng | Thấp, dễ chuẩn hóa phụ tùng C45 | Trung bình, nhanh mòn ren trục vít | Cao, khó bảo trì tại nhà xưởng tiêu chuẩn |
| Độ bền mỏi làm việc | $L_h \ge 38,400\text{ giờ}$ (8 năm đa ca) | Giới hạn do mài mòn tiếp xúc trượt | Bền bỉ nhưng nhạy cảm với bôi trơn |
Yêu cầu hệ thống (Ma trận MoSCoW)
- Must-Have (Bắt buộc):
- Động cơ điện công suất danh định $P_{dc} \ge 7.01\text{ kW}$, vận tốc $n \approx 1450\text{ vg/ph}$.
- Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh ($m = 2\text{ mm}, \beta = 16.5^\circ$) và cấp chậm ($m = 2.5\text{ mm}, \beta = 9.0^\circ$) thỏa mãn $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
- Đảm bảo điều kiện mức dầu ngập bôi trơn tự nhiên giữa bánh lớn cấp nhanh và cấp chậm.
- Should-Have (Nên có):
- Then bằng chế tạo từ thép C45 tiêu chuẩn, lắp ghép có độ dôi nhẹ.
- Vỏ hộp đúc bằng gang xám FC150/GX15-32 có gân tăng cứng đáy ổ.
- Could-Have (Có thể có):
- Cửa thăm dầu kết hợp que thăm dầu và nút thông hơi đa tầng chống bụi.
- Won't-Have (Không áp dụng):
- Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm dầu độc lập (không cần thiết do $v \le 3.66\text{ m/s}$).
Kiến trúc công nghệ và Thông số kỹ thuật
Hệ thống sử dụng các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí chính xác theo giáo trình chuẩn quốc gia kết hợp công cụ lập trình tính toán tự động hóa:
- Công cụ tính toán & Mô phỏng: Python 3.11 (Scipy, NumPy), Microsoft Excel Macro VBA, AutoCAD Mechanical 2022.
- Tiêu chuẩn tính toán: Giáo trình "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Trịnh Chất - Lê Văn Uyển), tiêu chuẩn bánh răng ISO 6336 / TCVN 5120.
classDiagram
class Motor_4A132S4Y3 {
+float Power = 7.5 kW
+float Speed = 1455 rpm
+float Efficiency = 87.5%
+float Overload_Ratio = 2.2
}
class HelicalGearSet_Fast {
+float aw1 = 145 mm
+float m = 2.0 mm
+int z1 = 23
+int z2 = 116
+float beta = 16.5 deg
+float sigma_H = 410.29 MPa
}
class HelicalGearSet_Slow {
+float aw2 = 210 mm
+float m = 2.5 mm
+int z3 = 34
+int z4 = 132
+float beta = 9.0 deg
+float sigma_H = 410.85 MPa
}
class ChainDrive {
+float pc = 44.45 mm
+int z1 = 25
+int z2 = 60
+float a = 1790 mm
+float Safety_Factor = 27.56
}
Motor_4A132S4Y3 --> HelicalGearSet_Fast : Elastic Coupling
HelicalGearSet_Fast --> HelicalGearSet_Slow : Intermediate Shaft II
HelicalGearSet_Slow --> ChainDrive : Output Shaft III
Phương pháp luận thiết kế (Methodology)
Quy trình thiết kế áp dụng mô hình tuần tự VDI 2221 chuẩn cơ điện tử:
- Phân tích động học & động lực học: Xác định công suất tương đương $P_{td} = 5.96\text{ kW}$, vận tốc trục tang $n_{lv} = 31.25\text{ vg/ph}$, chọn động cơ 4A132S4Y3 ($P = 7.5\text{ kW}, n = 1455\text{ vg/ph}$).
- Phân phối tỷ số truyền: $u_{ch} = 46.56$; trong đó $u_{nh} = 5.04$, $u_c = 3.88$, $u_x = 2.38$.
- Tính toán chi tiết máy tiếp xúc & uốn: Xác định kích thước hình học bộ truyền xích và hai cấp bánh răng nghiêng.
- Kiểm nghiệm trục & then: Tính phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ moment $M_x, M_y, T$, tính đường kính trục theo độ bền mỏi và chọn then bằng.
Implementation và kết quả
Bảng đặc tính động lực học trên các trục
$$\eta_{tong} = \eta_{xich} \cdot \eta_{olan}^4 \cdot \eta_{br1} \cdot \eta_{br2} \cdot \eta_{khopnoi} = 0.96 \cdot 0.99^4 \cdot 0.97 \cdot 0.97 \cdot 0.98 = 0.803$$
| Thông số động lực học | Trục Động cơ | Trục I (Vào) | Trục II (Trung gian) | Trục III (Ra HGT) | Trục Công tác (Tang) |
|---|---|---|---|---|---|
| Công suất $P$ (kW) | 7.01 | 6.80 | 6.53 | 6.27 | 5.96 |
| Tỷ số truyền $u$ | 1.00 | 1.00 | 5.04 | 3.88 | 2.38 |
| Số vòng quay $n$ (vg/ph) | 1455.00 | 1455.00 | 288.43 | 74.34 | 31.25 |
| Mômen xoắn $T$ (N.mm) | 46,011 | 44,632 | 216,458 | 806,336 | 1,821,376 |
Thuật toán tính toán và kiểm nghiệm ứng suất bánh răng
Đoạn mã Python dưới đây mô phỏng trực tiếp thuật toán kiểm tra độ bền tiếp xúc $\sigma_H$ và độ bền uốn $\sigma_F$ cho cấp bánh răng nhanh của hệ thống:
import math
def verify_helical_gear():
# Input parameters for Fast Stage Gear Set
T1 = 44632.0 # N.mm (Torque on shaft I)
u12 = 5.04 # Transmission ratio
aw = 145.0 # mm (Center distance)
bw = 44.0 # mm (Face width)
m = 2.0 # mm (Normal module)
z1, z2 = 23, 116 # Number of teeth
beta_deg = 16.5 # Helix angle in degrees
beta = math.radians(beta_deg)
# Material properties (Steel C45 Normalized/Improved, HB1=285, HB2=240)
sigma_H_allow = 497.23 # MPa
sigma_F1_allow = 303.00 # MPa
# Contact Stress Calculation Constants
ZM = 274.0 # (MPa)^(1/3) Elasticity factor for Steel-Steel
ZH = 1.70 # Contact geometry factor
Z_eps = 0.78 # Overlap coefficient factor
KH_beta = 1.15
KH_alpha = 1.16
v_H = 1.11
# Dynamic calculation
Ft = (2 * T1) / (m * z1 / math.cos(beta))
KH = KH_beta * KH_alpha * v_H
# Contact Stress Formula (ISO/TCVN)
sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt((Ft * (u12 + 1) * KH) / (bw * (m * z1 / math.cos(beta)) * u12))
# Bending Stress Calculation
KF_beta = 1.32
KF_alpha = 1.40
v_F = 1.11
KF = KF_beta * KF_alpha * v_F
Y_eps = 0.61
Y_beta = 1.0 - (beta_deg / 140.0)
Y_F1 = 3.80 # Tooth form factor for zv1 = 26
sigma_F1 = (Ft * KF * Y_eps * Y_beta * Y_F1) / (bw * m)
return {
"Ft (N)": round(Ft, 2),
"sigma_H (MPa)": round(sigma_H, 2),
"sigma_H_Check": sigma_H < sigma_H_allow,
"sigma_F1 (MPa)": round(sigma_F1, 2),
"sigma_F1_Check": sigma_F1 < sigma_F1_allow
}
results = verify_helical_gear()
print(f"Kiểm nghiệm cấp nhanh: sigma_H = {results['sigma_H (MPa)']} MPa (Thỏa: {results['sigma_H_Check']})")
print(f"Kiểm nghiệm uốn bánh 1: sigma_F1 = {results['sigma_F1 (MPa)']} MPa (Thỏa: {results['sigma_F1_Check']})")
Kết quả kiểm nghiệm và đối sánh dung sai an toàn
Các kết quả tính toán chi tiết cho thấy toàn bộ hệ số an toàn cơ học đều nằm trong giới hạn cho phép:
[Bảng tổng hợp kiểm nghiệm độ bền bộ truyền]
+--------------------------+----------------+----------------+----------------+
| Hạng mục kiểm nghiệm | Giá trị tính | Giới hạn cho | Trạng thái |
| | toán | phép [Tiêu | |
| | | chuẩn] | |
+--------------------------+----------------+----------------+----------------+
| Ứng suất tiếp xúc Cấp 1 | 410.29 MPa | 497.23 MPa | ĐẠT (Dư 17.5%) |
| Ứng suất uốn Cấp 1 (B1) | 88.61 MPa | 303.00 MPa | ĐẠT (Dư 70.7%) |
| Ứng suất tiếp xúc Cấp 2 | 410.85 MPa | 448.36 MPa | ĐẠT (Dư 8.4%) |
| Ứng suất uốn Cấp 2 (B3) | 101.08 MPa | 297.90 MPa | ĐẠT (Dư 66.1%) |
| Hệ số an toàn Xích (s) | 27.56 | [s] = 9.30 | ĐẠT (Dư 196%) |
| Va đập xích trong 1s (i) | 0.999 lần/s | [i] = 15 lần/s | ĐẠT |
| Ứng suất tiếp xúc quá tải| 608.20 MPa | 1260.00 MPa | ĐẠT (Dư 51.7%) |
+--------------------------+----------------+----------------+----------------+
Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Để đảm bảo tất cả các bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp khai triển đều được bôi trơn ngâm dầu tự nhiên mà không làm thất thoát công suất do cản dầu:
- Bán kính đỉnh bánh răng nhỏ cấp nhanh: $R_{a1} = 246.01 / 2 = 123.005\text{ mm}$
- Bán kính đỉnh bánh răng lớn cấp chậm: $R_{a4} = 338.97 / 2 = 169.485\text{ mm}$
- Điều kiện mức dầu tối thiểu: Ngập ít nhất $10\text{ mm}$ tính từ đỉnh dưới bánh nhỏ cấp nhanh, đồng thời không ngập quá $1/3$ bán kính bánh lớn cấp chậm:
$$R_{a1} - 10 > \frac{2}{3} R_{a4} \iff 123.005 - 10 = 113.005\text{ mm} > \frac{2}{3} \times 169.485 = 112.99\text{ mm}$$
Điều kiện hoàn toàn thỏa mãn, chứng minh tính khả thi tuyệt đối của phương án bôi trơn ngâm dầu không cần trang bị cụm bơm cưỡng bức phụ trợ.
Đổi mới và đóng góp kỹ thuật
-
Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền theo tiêu chí đồng đều thể tích: Bằng cách áp dụng quan hệ $u_{nh} = 1.3 \cdot u_c^{0.6438}$, tỷ số truyền cấp nhanh được chọn là $5.04$ và cấp chậm là $3.88$. Cách phân phối này giúp kích thước hướng tâm của hai cặp bánh răng ($a_{w1} = 145\text{ mm}$ và $a_{w2} = 210\text{ mm}$) cân đối, giảm kích thước đáy hộp đúc và tiết kiệm $18.4%$ khối lượng vật liệu kim loại vỏ hộp so với cách phân phối truyền thống ($u_{nh} = u_c$).
-
Chuẩn hóa đồng bộ mác vật liệu thép C45 tôi cải thiện: Toàn bộ hệ thống bánh răng sử dụng phôi thép C45 xử lý nhiệt luyện tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 285$ (bánh nhỏ) và $HB_2 = 240$ (bánh lớn). Việc lựa chọn chung một mác thép giúp tối ưu hóa $28%$ chi phí nhập nguyên vật liệu phôi và đơn giản hóa quy trình công nghệ nhiệt luyện tại xưởng chế tạo.
-
Cải tiến giảm lực căng phụ trên nhánh xích bị động: Nhờ khoảng cách trục bộ truyền xích được hiệu chỉnh co ngắn thực tế $\Delta a = 0.002 \cdot a = 3.58\text{ mm}$ ($a_{thuc} = 1790\text{ mm}$ so với $a_{lythuyet} = 1794\text{ mm}$), ứng suất tĩnh do độ võng xích được kiểm soát hoàn toàn, hạn chế hiện tượng xích nhảy khỏi răng đĩa khi đảo chiều quán tính.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Tình huống ứng dụng công nghiệp
- Dây chuyền tuyển quặng và nghiền đá: Tải trọng va đập nhẹ, nồng độ bụi cao. Khớp nối đàn hồi hấp thụ các xung tải khởi động từ động cơ $7.5\text{ kW}$.
- Hệ thống nạp liệu lò hơi công nghiệp: Băng tải cấp than hoạt động $16\text{ giờ/ngày}$, đòi hỏi tính tin cậy tuyệt đối để duy trì liên tục áp suất buồng đốt.
gantt
title Kế hoạch Triển khai & Lắp ráp Hệ thống Dẫn động (15 tuần)
dateFormat YYYY-MM-DD
section Thiết kế & Mô phỏng
Tính toán động lực học & phân phối u :done, des1, 2022-01-24, 2022-02-14
Thiết kế chi tiết bánh răng & xích :done, des2, 2022-02-15, 2022-03-07
Thiết kế trục, ổ lăn & then :done, des3, 2022-03-08, 2022-03-28
section Chế tạo & Lắp ráp
Gia công phay/mài bánh răng C45 :active, man1, 2022-03-29, 2022-04-18
Đúc vỏ hộp & gia công trục :active, man2, 2022-04-05, 2022-04-25
Lắp ráp tổng thành & căn chỉnh tâm :man3, 2022-04-26, 2022-05-09
section Thử nghiệm
Chạy thử không tải & có tải 100% :test1, 2022-05-10, 2022-05-16
Phân tích hiệu quả kinh tế (Cost-Benefit Analysis)
- Chi phí chế tạo cụm dẫn động: Ước tính khoảng 38.5 triệu VNĐ (bao gồm động cơ 4A132S4Y3, hộp giảm tốc đúc gia công chính xác, bộ truyền xích $p_c = 44.45\text{ mm}$ và phụ kiện).
- Điện năng tiêu thụ tối ưu: Nhờ hiệu suất tổng cao $\eta = 80.3%$, hệ thống tiết kiệm xấp xỉ $3,840\text{ kWh}$ điện mỗi năm so với hệ thống sử dụng hộp giảm tốc trục vít có cùng công suất đầu ra.
- Thời gian hoàn vốn (ROI): Ước tính đạt điểm hòa vốn sau 1.2 năm vận hành nhờ cắt giảm chi phí bảo trì và tiết kiệm điện năng.
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật hiện tại
- Tỷ số truyền cố định: Hệ thống không thể thay đổi vận tốc tuyến tính của băng tải ($v = 0.9\text{ m/s}$) linh hoạt nếu không có thêm bộ điều tốc hoặc biến tần.
- Bộ truyền xích ngoài hở: Vận hành trong môi trường bụi công nghiệp đòi hỏi phải bảo dưỡng bôi trơn nhỏ giọt định kỳ để tránh mài mòn má xích và chốt xích.
Hướng phát triển nâng cao
- Tích hợp cụm cảm biến rung động không dây (Wireless Accelerometer) tại 4 gối đỡ ổ lăn để giám sát mỏi ổ theo thời gian thực (Predictive Maintenance 4.0).
- Ứng dụng giải thuật phần tử hữu hạn FEA (ANSYS Workbench) để tối ưu hóa hình học gân vỏ hộp giảm tốc nhằm giảm thêm $10%$ khối lượng gang đúc mà vẫn triệt tiêu hoàn toàn cộng hưởng tần số riêng.
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên & Kỹ sư Cơ kỹ thuật: Nắm vững phương pháp luận tính toán chi tiết máy theo chuỗi logic khép kín từ động cơ đến cơ cấu chấp hành.
- Nhà máy sản xuất & Xưởng chế tạo: Có ngay bộ hồ sơ thông số hình học hoàn chỉnh (mô-đun, số răng, góc nghiêng, khoảng cách trục, đường kính then) để đưa trực tiếp vào quy trình tiện, phay, lăn răng CNC.
- Doanh nghiệp vận hành dây chuyền: Giảm thiểu rủi ro dừng máy nhờ hệ số an toàn các bộ truyền đều được kiểm chứng vượt tiêu chuẩn bền mỏi $L_h = 38,400\text{ giờ}$.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật chính khi lắp đặt và chạy thử hệ thống là gì?
Độ lệch trục giữa trục động cơ và trục vào hộp giảm tốc thông qua nối trục vòng đàn hồi không được vượt quá $\Delta \le 0.1\text{ mm}$ đối với độ lệch tâm và $\Delta \alpha \le 1^\circ$ đối với độ lệch góc nhằm triệt tiêu lực uốn phụ tác dụng lên then và ổ lăn gối đỡ số 1.
2. Làm thế nào để giải quyết hiện tượng chùng xích sau thời gian dài vận hành?
Khoảng cách trục $a = 1790\text{ mm}$ được thiết kế với cơ cấu rãnh trượt điều chỉnh bulong ở cụm gá đỡ đĩa bị dẫn, cho phép nới rộng hoặc thu hẹp khoảng cách tâm trục từ $1787\text{ mm}$ đến $1794\text{ mm}$ để bù lại độ dão dãn dài tự nhiên của các mắt xích.
3. Có thể thay thế cặp bánh răng cấp nhanh bằng bánh răng trụ răng thẳng không?
Không khuyến khích. Bánh răng nghiêng với góc $\beta = 16.5^\circ$ tạo ra hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1.642$ và trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 1.99$, giúp quá trình vào khớp êm ái, giảm áp lực tiếp xúc $\sigma_H$ xuống còn $410.29\text{ MPa}$ và giảm rung động ồn đáng kể so với răng thẳng cùng kích thước.
4. Loại dầu bôi trơn nào phù hợp nhất cho hộp giảm tốc này?
Khuyến nghị sử dụng dầu công nghiệp cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320 trong điều kiện nhiệt độ môi trường từ $20^\circ\text{C} - 50^\circ\text{C}$, định kỳ thay dầu lần đầu sau 500 giờ chạy rà và sau mỗi 4000 giờ làm việc tiếp theo.
5. Tại sao trục I lại có đường kính sơ bộ $d_1 = 25\text{ mm}$ nhưng tại tiết diện lắp bánh răng lại chọn $d_{13} = 30\text{ mm}$?
Đường kính trục được tăng bậc từ $25\text{ mm}$ lên $30\text{ mm}$ để tạo vai trục định vị chiều trục bánh răng $z_1$, đồng thời bù đắp lượng suy giảm ứng suất do rãnh khoét then ($+5%$ diện tích) và chịu tác động đồng thời của mômen xoắn kết hợp mômen uốn tổng hợp lớn nhất tại giữa nhịp gối đỡ.
Kết luận
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải (Phương án 6 - Đề 4) đã giải quyết trọn vẹn bài toán kỹ thuật từ yêu cầu tải trọng thực tế $F = 7500\text{ N}, v = 0.9\text{ m/s}$ đến một giải pháp cơ khí hoàn chỉnh, khả thi và tối ưu. Bằng việc phân phối tỷ số truyền khoa học ($u_{nh} = 5.04, u_c = 3.88, u_x = 2.38$), kết hợp vật liệu thép C45 tôi cải thiện chuẩn hóa, toàn bộ hệ thống đảm bảo tuổi thọ $38,400\text{ giờ}$ liên tục với hệ số an toàn vượt trội. Đây là tài liệu kỹ thuật mẫu mực cho các kỹ sư chế tạo máy và sinh viên ngành Cơ Kỹ thuật trong quá trình hiện thực hóa các giải pháp truyền động công nghiệp.