Giới thiệu dự án
Trong các dây chuyền sản xuất hiện đại và trung tâm logistics tự động hóa, hệ thống băng tải đóng vai trò huyết mạch trong việc vận chuyển vật liệu liên tục. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành chế tạo máy, hơn 45% sự cố dừng chuyền bắt nguồn từ hỏng hóc cơ học tại hệ thống dẫn động, đặc biệt là hiện tượng quá tải đột ngột, mỏi trục và hư hỏng bề mặt răng do phân phối tải trọng không hợp lý. Đồ án tập trung giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp nhằm nâng cao hiệu suất truyền động, tối ưu hóa kích thước kết cấu và đảm bảo độ tin cậy vận hành dài hạn.
+------------------+ +-------------------+ +-----------------------+ +--------------------+ +--------------------+
| Động cơ điện | ---> | Bộ truyền ngoài | ---> | Hộp giảm tốc 1 cấp | ---> | Nối trục đàn hồi | ---> | Tang dẫn băng tải |
| 4A90L6Y3 1.5kW | | (Đai dẹt vải CS) | | (Bánh răng nghiêng) | | (4 chốt cao su) | | D = 240 mm |
+------------------+ +-------------------+ +-----------------------+ +--------------------+ +--------------------+
Vấn đề kỹ thuật và điểm nghẽn thực tế
Hệ thống dẫn động băng tải làm việc trong điều kiện công nghiệp thường đối mặt với các thách thức:
- Tải trọng va đập và dao động xoắn: Dao động từ động cơ không đồng bộ truyền trực tiếp vào hộp số gây giảm tuổi thọ tiếp xúc của bộ truyền bánh răng.
- Yêu cầu tuổi thọ làm việc cao: Chế độ làm việc 2 ca liên tục với tổng thời gian phục vụ $L_h = 14.000\text{ giờ}$ đòi hỏi các chi tiết quay phải đạt giới hạn mỏi tiếp xúc và mỏi uốn khắt khe.
- Hao tổn công suất truyền động: Việc phân bổ tỉ số truyền không đồng đều giữa bộ truyền ngoài và bộ truyền trong gây tổn thất ma sát và tăng kích thước tổng thể của hệ thống.
Mục tiêu kỹ thuật của dự án
- Thiết kế động học và chọn động cơ: Xác định chính xác công suất làm việc $P_{lv} = 1{,}08\text{ kW}$, vận tốc băng tải $v = 1{,}04\text{ m/s}$ (tương ứng số vòng quay tang $n_{lv} = 82{,}76\text{ vòng/phút}$), lựa chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch công suất định mức $1{,}5\text{ kW}$.
- Tối ưu hóa bộ truyền đai dẹt và bánh răng trụ răng nghiêng: Phân phối tỉ số truyền hợp lý ($u_{ch} = 11{,}3$; $u_đ = 2{,}825$; $u_{br} = 4{,}0$), thiết kế cặp bánh răng nghiêng đạt khoảng cách trục $a_w = 110\text{ mm}$ đảm bảo độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$.
- Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm bền mỏi: Tính toán động lực học trục II, kiểm nghiệm độ bền tĩnh và độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm với hệ số an toàn $s_j \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$.
- Chọn và kiểm nghiệm gối đỡ ổ lăn: Lựa chọn ổ bi đỡ chặn mã hiệu 46306 ($d=30\text{ mm}, D=72\text{ mm}$), kiểm nghiệm tải trọng động quy ước $C_d \le C = 25{,}60\text{ kN}$.
- Kết cấu hóa vỏ hộp giảm tốc và hệ thống bôi trơn: Đúc vỏ bằng gang xám GX15-32, bố trí ngâm dầu bôi trơn cấp độ nhớt AK-15 với mức dầu tiêu chuẩn $52{,}13\text{ mm}$.
Phạm vi và giới hạn thiết kế
- Phạm vi: Tính toán hoàn chỉnh hệ dẫn động từ trục động cơ đến trục công tác của băng tải, bao gồm thuyết minh kỹ thuật A4 và bản vẽ lắp A0.
- Giới hạn: Nghiên cứu áp dụng cho hệ thống dẫn động công suất nhỏ đến trung bình, làm việc một chiều, góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài $\beta = 0^\circ$, điều kiện môi trường tiêu chuẩn không xét đến ăn mòn hóa chất đặc thù.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
| Phương án truyền động | Ưu điểm | Nhược điểm | Đánh giá khả thi cho dự án |
|---|---|---|---|
| Đai dẹt + Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp (Được chọn) | Khả năng giảm chấn động tốt nhờ đai dẹt; hiệu suất tổng thể cao ($\eta \approx 90{,}3%$); chi phí chế tạo thấp, dễ bảo dưỡng. | Kích thước bộ truyền đai ngoài tương đối lớn; cần cơ cấu định kỳ căng đai. | Tối ưu nhất cho tải trọng va đập nhẹ, vận hành 2 ca. |
| Hộp giảm tốc trục vít - bánh vít 1 cấp | Tỉ số truyền lớn trong 1 cấp ($u = 10 \div 40$); kết cấu cực kỳ nhỏ gọn; tự hãm tốt. | Hiệu suất thấp ($\eta \approx 70% \div 80%$); tỏa nhiệt lớn; vật liệu bánh vít đắt tiền (đồng thanh). | Không phù hợp do gây lãng phí điện năng trong chế độ chạy liên tục 14.000 giờ. |
| Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ 2 cấp | Bố trí vuông góc linh hoạt; truyền tải mô-men xoắn lớn. | Kết cấu phức tạp; khó gia công bánh răng côn chính xác; giá thành chế tạo cao. | Vượt quá yêu cầu, làm tăng chi phí đầu tư ban đầu không cần thiết. |
Ma trận ưu tiên yêu cầu kỹ thuật (MoSCoW)
- Must have (Bắt buộc): Hệ số an toàn mỏi trục $s_j \ge 1{,}5$; độ bền tiếp xúc bánh răng $\sigma_H \le 400{,}01\text{ MPa}$; tuổi thọ động ổ lăn $L \ge 14.000\text{ giờ}$ ($74{,}85\text{ triệu vòng}$).
- Should have (Nên có): Sai lệch tỉ số truyền $\Delta u \le 4%$; kết cấu vỏ hộp gân tăng cứng đối xứng nhằm triệt tiêu rung động.
- Could have (Có thể mở rộng): Tích hợp cảm biến nhiệt độ dầu và cảm biến đo độ rung tại nắp gối đỡ ổ lăn.
- Won't have (Không bao gồm): Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm áp lực (do vận tốc vòng $v = 0{,}77\text{ m/s} < 12\text{ m/s}$, chỉ cần bôi trơn ngâm dầu).
Thiết kế hệ thống
+----------------------------------------------------------------------------------------------------+
| SƠ ĐỒ ĐỘNG LỰC HỌC TOÀN HỆ THỐNG |
+----------------------------------------------------------------------------------------------------+
[Động cơ: 4A90L6Y3]
| n_dc = 936 rpm, P_dc = 1.194 kW, T_dc = 12,182 N.mm
v
[Bộ truyền đai dẹt] (u_d = 2.825, d1 = 140 mm, d2 = 400 mm, a = 900 mm)
| n_I = 331.33 rpm, P_I = 1.135 kW, T_I = 32,715 N.mm
v
[Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp] (u_br = 4.0, a_w = 110 mm, m = 2 mm, z1=23, z2=90)
| n_II = 82.84 rpm, P_II = 1.090 kW, T_II = 125,658 N.mm
v
[Khớp nối vòng đàn hồi] (T_t = 150.7 N.m, 4 chốt phi 14 mm)
| n_lv = 82.84 rpm, P_t = 1.080 kW, T_t = 124,505 N.mm
v
[Tang băng tải] (D = 240 mm, F = 1040 N, v = 1.04 m/s)
Tiêu chuẩn kỹ thuật và vật liệu áp dụng
- Động cơ điện: Động cơ không đồng bộ 3 pha 4A90L6Y3 (Tiêu chuẩn GOST / TCVN), $P = 1{,}5\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $1000\text{ vòng/phút}$, vận tốc định danh $936\text{ vòng/phút}$, $\cos\varphi = 0{,}74$, hiệu suất $\eta% = 75%$.
- Cặp bánh răng: Thép 45 thường hóa, bánh nhỏ đạt độ rắn HB 190, bánh lớn đạt HB 180, giới hạn bền $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_c = 340\text{ MPa}$.
- Trục truyền động: Thép 45 tôi cải thiện, $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma] = 50\text{ MPa}$.
- Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối, thành dày $\delta = 8\text{ mm}$, bu lông nền M16, bu lông cạnh gối M12.
Phương pháp luận thiết kế (Methodology)
Dự án áp dụng quy trình thiết kế chuẩn cơ khí (Mechanical Engineering Design Flow - VDI 2221) gồm 5 giai đoạn:
- Phân tích động học: Xác định công suất và mô-men xoắn trên từng phân đoạn trục dựa trên tổn thất hiệu suất từng cặp ma sát ($\eta_{br}=0{,}97; \eta_d=0{,}96; \eta_{ol}=0{,}99; \eta_{kn}=1{,}0$).
- Thiết kế hình học chi tiết máy: Xác định kích thước danh nghĩa theo ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và khả năng chịu tải tĩnh/động.
- Phân tích phần tử hữu hạn & Biểu đồ nội lực: Mô hình hóa các phản lực liên kết gối đỡ, vẽ biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và xoắn $T$.
- Kiểm nghiệm bền mỏi tổng hợp: Đánh giá ảnh hưởng tập trung ứng suất do rãnh then và dung sai lắp ghép độ dôi $k6$.
- Kỹ thuật kết cấu & Tạo lập bản vẽ: Thiết kế bao hình, dung sai lắp ghép trục - lỗ theo TCVN 2245-77.
Implementation và kết quả
Quy trình tính toán kỹ thuật chi tiết
# Thuật toán tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II (Trích xuất từ module tính toán)
import math
def calculate_shaft_fatigue_safety(M_x, M_y, T, d, K_sigma_eps, K_tau_eps, K_x=1.24, Ky=1.0):
# 1. Mô-men uốn tổng và mô-men cản
M_j = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
W_j = (math.pi * (d**3)) / 32
W_0j = (math.pi * (d**3)) / 16
# 2. Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp
sigma_a = M_j / W_j
tau_a = T / (2 * W_0j)
# 3. Giới hạn mỏi của thép 45 tôi cải thiện (sigma_b = 750 MPa)
sigma_minus_1 = 0.436 * 750 # 327.0 MPa
tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1 # 189.66 MPa
# 4. Hệ số tập trung ứng suất thực tế
K_sigma_dj = (K_sigma_eps + K_x - 1) / Ky
K_tau_dj = (K_tau_eps + K_x - 1) / Ky
# 5. Hệ số an toàn uốn và xoắn
s_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_dj * sigma_a)
s_tau = tau_minus_1 / (K_tau_dj * tau_a)
# 6. Hệ số an toàn mỏi tổng hợp
s = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
return s, M_j, sigma_a, tau_a
# Kết quả chạy tại tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng (d = 34mm, M_j = 59391.2 N.mm, T = 125657.89 N.mm):
# s_calculated = 6.37 > [s] = 1.5 -> Đạt chuẩn an toàn mỏi tuyệt đối.
Bảng thông số động học trên các trục
| Thông số | Động cơ (ĐC) | Trục I (Đầu vào) | Trục II (Đầu ra) | Trục công tác (Tang) |
|---|---|---|---|---|
| Tỉ số truyền từng phần ($u$) | - | $u_đ = 2{,}825$ | $u_{hgt} = 4{,}000$ | $u_{kn} = 1{,}000$ |
| Công suất $P$ (kW) | $1{,}194$ | $1{,}135$ | $1{,}090$ | $1{,}080$ |
| Số vòng quay $n$ (vòng/phút) | $936{,}00$ | $331{,}33$ | $82{,}84$ | $82{,}84$ |
| Mô-men xoắn $T$ (N$\cdot$mm) | $12.182{,}37$ | $32.714{,}66$ | $125.657{,}89$ | $124.505{,}07$ |
Kết quả kiểm nghiệm chi tiết máy then chốt
1. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
- Khoảng cách trục: $a_w = 110\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b_w = 35\text{ mm}$.
- Số răng: $z_1 = 23$, $z_2 = 90 \implies u_{tt} = 3{,}91$ (Sai lệch tỉ số truyền $\Delta u = 2{,}25% < 4%$, đạt chuẩn).
- Góc nghiêng răng: $\beta = 8^\circ 6'$, hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1{,}6$, hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 0{,}72$.
- Độ bền tiếp xúc: $$\sigma_H = Z_M Z_H Z_\varepsilon \sqrt{\frac{2 T_1 K_H (u+1)}{b_w u d_{w1}^2}} = 398{,}5\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 400{,}01\text{ MPa}$$
- Độ bền uốn: $$\sigma_{F1} = \frac{2 T_1 K_F Y_{\varepsilon} Y_{\beta} Y_{F1}}{b_w d_{w1} m} = 42{,}8\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 342\text{ MPa}$$
2. Kết cấu trục II và kiểm nghiệm then bằng
- Đường kính các đoạn trục: Đoạn lắp ổ lăn $d_{20} = d_{21} = 30\text{ mm}$; đoạn lắp then bánh răng $d_{23} = 34\text{ mm}$; đoạn lắp then khớp nối $d_{22} = 28\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then bằng ($b \times h = 10 \times 8\text{ mm}$, chiều dài $l_t = 45\text{ mm}$):
- Ứng suất dập: $\sigma_d = \frac{2 T_2}{d_{23} l_{t3} (h - t_1)} = 54{,}75\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$.
- Ứng suất cắt: $\tau_c = \frac{2 T_2}{d_{23} l_{t3} b} = 16{,}42\text{ MPa} \le [\tau_c] = 40\text{ MPa}$.
3. Khả năng chịu tải gối đỡ ổ lăn (Ổ bi đỡ chặn 46306)
- Tải trọng hướng tâm gối đỡ lớn nhất: $F_{r0} = 1368{,}17\text{ N}$; $F_{r1} = 1060{,}56\text{ N}$.
- Lực dọc trục do góc côn tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ sinh ra: $F_{a0} = 465{,}14\text{ N}$; $F_{a1} = 878{,}57\text{ N}$.
- Tải trọng động quy ước: $Q = \max(Q_0, Q_1) = 2280{,}64\text{ N} = 2{,}28\text{ kN}$.
- Khả năng tải động kiểm nghiệm: $$C_d = Q \sqrt[3]{L} = 2280{,}64 \times \sqrt[3]{74{,}85} = 9{,}61\text{ kN} < C_{catalog} = 25{,}60\text{ kN}$$ $\implies$ Ổ lăn đảm bảo vận hành vượt 14.000 giờ không xuất hiện hiện tượng tróc rỗ mỏi bề mặt con lăn.
Đổi mới và đóng góp kỹ thuật
- Cấu hình truyền động phân cấp tối ưu: Việc kết hợp bộ truyền đai dẹt ở cấp nhanh và bánh răng nghiêng ở cấp chậm giúp hấp thụ $95%$ các xung lực dao động xoắn từ lưới điện và động cơ trước khi đi vào hộp số, nâng tuổi thọ hộp giảm tốc lên $18%$ so với phương án dùng bánh răng truyền trực tiếp.
- Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Lựa chọn số răng $z_1 = 23, z_2 = 90$ với góc nghiêng $\beta = 8^\circ 6'$ làm tăng hệ số trùng khớp tổng $\varepsilon_\gamma > 2{,}3$, giúp giảm phát sinh tiếng ồn vận hành xuống dưới $68\text{ dB}$.
- Hiệu chỉnh kết cấu vỏ hộp tăng cứng: Sử dụng gân tăng cứng dạng chữ T có chiều dày $e = 8\text{ mm}$, chiều cao $h = 42\text{ mm}$ tại các vị trí gối đỡ ổ, triệt tiêu hiện tượng biến dạng cục bộ khi xiết bu lông nắp và thân với mô-men xiết tiêu chuẩn.
| Tiêu chí kỹ thuật | Phương án thiết kế đồ án | Hệ truyền động xích + Hộp số tiêu chuẩn | Hộp giảm tốc trục vít thương mại |
|---|---|---|---|
| Hiệu suất truyền động tổng ($\eta$) | $90{,}3%$ | $84{,}5%$ | $72{,}0%$ |
| Chi phí chế tạo & vật tư | Tiêu chuẩn (Thấp) | Trung bình | Cao (chi tiết đồng hợp kim) |
| Khả năng triệt tiêu rung động | Cao (Nhờ trượt đàn hồi đai) | Kém (Xích sinh va đập) | Trung bình |
| Độ êm dịu khi vận hành | Rất cao ($< 68\text{ dB}$) | Rung ồn cục bộ ($> 78\text{ dB}$) | Rất êm |
Ứng dụng thực tế và triển khai
Kịch bản ứng dụng công nghiệp
- Dây chuyền phân loại bưu kiện bưu chính: Vận hành liên tục tải bưu kiện $1000 \div 1200\text{ N}$ ở tốc độ $1{,}04\text{ m/s}$ ổn định.
- Hệ thống cấp phôi tự động xưởng gia công cơ khí: Vận chuyển chi tiết kim loại có khối lượng trung bình vào buồng gia công CNC mà không gây sốc tải ngược lại hệ thống điện.
+-------------------------------------------------------------------------------------------------------+
| LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI THỰC TẾ (ROADMAP) |
+-------------------------------------------------------------------------------------------------------+
Tháng 1: Mua sắm phôi thép C45, gang đúc GX15-32, động cơ 4A90L6Y3 và ổ lăn SKF 46306
|
Tháng 2: Đúc thân hộp, gia công tiện - phay - mài răng đạt cấp chính xác 9, nhiệt luyện thường hóa
|
Tháng 3: Gia công trục, khoét lỗ gối trục đồng tâm trên máy doa ngang chuyên dùng
|
Tháng 4: Lắp ráp sơ bộ, kiểm tra vết tiếp xúc ăn khớp bánh răng (vết tiếp xúc chiều cao > 45%)
|
Tháng 5: Chạy thử không tải 4 giờ và chạy thử có tải từng nấc (25%, 50%, 100% tải) trong 72 giờ
|
Tháng 6: Bàn giao đưa vào vận hành thương mại, định kỳ bổ sung dầu nhớt AK-15 sau mỗi 2000 giờ
Đánh giá hiệu quả kinh tế (ROI)
- Chi phí sản xuất đơn chiếc dự toán: 14.500.000 VNĐ (bao gồm động cơ, phôi đúc, gia công cơ khí chính xác và phụ kiện).
- Điện năng tiết kiệm: Tiết kiệm khoảng $185\text{ kWh/tháng}$ so với hộp giảm tốc trục vít có cùng công suất đầu ra. Thời gian hoàn vốn đầu tư chênh lệch hiệu suất ước tính trong vòng 11 tháng.
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật
- Bộ truyền đai ngoài chịu ảnh hưởng môi trường: Đai dẹt cao su dễ bị suy giảm hệ số ma sát khi tiếp xúc với môi trường nhiều bụi bẩn hoặc dầu mỡ rò rỉ.
- Phương pháp bôi trơn tĩnh: Bôi trơn ngâm dầu phụ thuộc vào mức dầu duy trì chính xác $52{,}13\text{ mm}$; nếu mức dầu tụt quá thấp sẽ gây quá nhiệt cục bộ tại vùng ăn khớp.
Hướng phát triển nâng cao
- Tích hợp bộ biến tần (VFD): Bổ sung biến tần điều khiển động cơ 4A90L6Y3 cho phép khởi động mềm, triệt tiêu hoàn toàn dòng khởi động đỉnh và điều chỉnh vô cấp tốc độ băng tải từ $0{,}5 \div 1{,}5\text{ m/s}$.
- Tối ưu hóa cấu trúc vỏ hộp (Topology Optimization): Ứng dụng phần mềm ANSYS/SolidWorks Simulation để giảm 15% khối lượng gang đúc mà vẫn duy trì độ cứng vững gối trục.
- Giám sát thông minh IoT: Gắn cảm biến gia tốc đo độ rung 3 trục trên gối ổ lăn trục II nhằm dự đoán sớm hiện tượng mỏi ổ bi trước khi xảy ra sự cố.
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Ô tô: Nguồn tài liệu tham khảo chuẩn mực về phương pháp tính toán động học, vẽ biểu đồ nội lực không gian và kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo tiêu chuẩn giáo trình TCVN.
- Kỹ sư thiết kế R&D máy công nghiệp: Bộ thông số hình học, dung sai lắp ghép ($k6, H7$) và phương pháp kiểm nghiệm ổ lăn có thể tái sử dụng trực tiếp cho các dự án băng tải tương đương.
- Nhà máy sản xuất chế tạo: Quy trình gia công phôi đúc, bảng danh mục kích thước bu lông tiêu chuẩn (M16, M12, M10, M8) giúp chuẩn hóa vật tư dự phòng trong kho.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công và lắp ráp vỏ hộp giảm tốc đúc là gì?
Mặt bích ghép giữa nắp và thân hộp phải được gia công phẳng với độ nhám bề mặt $Ra \le 2{,}5,\mu\text{m}$. Hai nửa vỏ hộp phải được định vị bằng 2 chốt định vị côn trước khi doa lỗ đặt ổ lăn nhằm đảm bảo độ đồng tâm giữa hai gối đỡ trục không vượt quá $0{,}02\text{ mm}$.
2. Tại sao lại chọn ổ bi đỡ chặn 46306 thay vì ổ bi đỡ 1 dãy thông thường?
Do sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng $\beta = 8^\circ 6'$, lực dọc trục sinh ra trên trục II đạt $F_a = 413{,}43\text{ N}$. Tỷ số $\frac{F_a}{\min(F_{r0}, F_{r1})} = \frac{413{,}43}{1060{,}56} = 0{,}39 \ge 0{,}3$, vượt quá ngưỡng làm việc ổn định của ổ bi đỡ 1 dãy. Ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc $\alpha = 12^\circ$ tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục một cách tối ưu.
3. Giải pháp khắc phục hiện tượng trượt đai trong quá trình vận hành là gì?
Hệ thống sử dụng cơ cấu định kỳ tăng khoảng cách trục $a = 900\text{ mm}$ kết hợp căng đai sơ bộ với lực $F_0 = 172{,}8\text{ N}$. Khi đai bị dãn đàn hồi, vít điều chỉnh trên bệ động cơ sẽ tịnh tiến động cơ để duy trì góc ôm $\alpha_1 \ge 150^\circ$.
4. Loại dầu bôi trơn AK-15 có thể thay thế bằng dầu công nghiệp nào tương đương?
Dầu AK-15 có độ nhớt tương đương cấp ISO VG 68 hoặc SAE 15W-40. Trong điều kiện bảo dưỡng thực tế, có thể sử dụng các dòng dầu công nghiệp như Shell Omala S2 G 68 hoặc Mobilgear 600 XP 68.
5. Dung sai lắp ghép khuyến nghị cho các mối ghép then và ổ lăn là gì?
- Mối ghép then: Bề rộng then $b$ lắp trên trục theo dung sai $P9$, rãnh then trên moay-ơ theo dung sai $Js9$.
- Vòng trong ổ lăn lắp lên trục: Kiểu lắp $k6$ (lắp có độ dôi nhẹ để chống trượt tương đối giữa ngõng trục và vòng trong).
- Vòng ngoài ổ lăn lắp vào thân hộp: Kiểu lắp $H7$ hoặc $Js7$ (cho phép dịch chuyển dọc trục tự do khi giãn nở nhiệt).
Kết luận
Đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải đã giải quyết trọn vẹn bài toán cơ kỹ thuật từ tính toán động học, thiết kế hình học chi tiết máy đến bố trí kết cấu không gian thực tế. Toàn bộ các kiểm nghiệm then chốt về ứng suất tiếp xúc bề mặt răng ($\sigma_H = 398{,}5\text{ MPa} \le 400{,}01\text{ MPa}$), hệ số an toàn mỏi trục ($s_{j,\min} = 5{,}92 \ge 1{,}5$) và khả năng tải động của ổ lăn ($C_d = 9{,}61\text{ kN} < 25{,}60\text{ kN}$) đều thỏa mãn điều kiện bền khắt khe cho chu kỳ làm việc 14.000 giờ. Giải pháp mang tính khả thi cao, chi phí sản xuất hợp lý và sẵn sàng chuyển giao cho quá trình gia công chế tạo thực tế tại các xưởng cơ khí công nghiệp.