Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp 4.0 và tự động hóa dây chuyền sản xuất, hệ thống băng tải đóng vai trò huyết mạch trong vận chuyển liên tục nguyên vật liệu, bán thành phẩm và hàng hóa tại các nhà máy chế biến, luyện kim, khai khoáng và kho vận logistics. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố dừng chuyền bắt nguồn từ các lỗi cục bộ trong hệ dẫn động như: trượt đai, mỏi gãy trục, mòn rỗ tróc bề mặt răng hoặc hỏng ổ lăn do tính toán phân phối tải trọng và kết cấu chưa tối ưu.

Đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp kết hợp bộ truyền đai thang" (Mã đề: B7, Học kỳ 20202, Bộ môn Cơ sở Thiết kế Máy và Rôbốt – Viện Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội; Thực hiện bởi sinh viên Lê Tuấn Đạt & Trần Quang Huynh; GVHD: ThS./TS. Nguyễn Thái Sơn) giải quyết bài toán cốt lõi: Thiết kế một hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh, nhỏ gọn, vận hành êm ái, đảm bảo độ bền mỏi và tối ưu hóa chi phí chế tạo theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện đại.

graph LR
    A["Động cơ điện<br>3K132S2 (5.5 kW, 2900 v/ph)"] -->|"Bộ truyền đai thang A<br>u_đ = 2.54"| B["Trục I (Trục vào)<br>n1 = 1160 v/ph"]
    B -->|"Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng<br>m_n = 2.75 mm, u_br = 4.21"| C["Trục II (Trục ra)<br>n2 = 274.23 v/ph"]
    C -->|"Khớp nối vòng đàn hồi<br>T_t = 187.64 Nm"| D["Tang dẫn băng tải<br>D = 170 mm, v = 2.44 m/s"]

Vấn đề kỹ thuật và các điểm nghẽn (Pain Points)

  1. Chấn động và dao động tải trọng: Hệ thống dẫn động băng tải làm việc liên tục với lực kéo $F = 1840\text{ N}$ ở vận tốc $v = 2.44\text{ m/s}$, đòi hỏi kết cấu triệt tiêu rung động hiệu quả từ trục động cơ có số vòng quay cao ($n = 2900\text{ v/ph}$).
  2. Khả năng chịu tải phức hợp của trục: Trục vào và trục ra của hộp giảm tốc chịu đồng thời mômen xoắn lớn ($T_2 = 156363.27\text{ Nmm}$) cùng hệ lực ăn khớp không gian (lực vòng $F_t$, lực hướng tâm $F_r$, lực dọc trục $F_a$) và lực căng đai/lực khớp nối ngoài.
  3. Tuổi thọ làm việc dài hạn: Yêu cầu vận hành bền bỉ với thời hạn phục vụ $L_h = 17000\text{ giờ}$ (tương đương gần 6 năm làm việc liên tục 1 ca/ngày) mà không xảy ra hiện tượng dính răng, gãy răng do mỏi uốn hoặc hỏng ổ do mỏi tiếp xúc.

Mục tiêu dự án

  1. Xác định chính xác động học toàn hệ thống, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha phù hợp và phân phối hợp lý tỉ số truyền cho từng cấp truyền động.
  2. Tính toán thiết kế chi tiết bộ truyền đai thang tiết diện A và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng theo tiêu chuẩn quốc tế ISO 6336:1996.
  3. Tính toán thiết kế trục, then bằng, lựa chọn và kiểm nghiệm độ bền mỏi, độ bền tĩnh của trục và hệ thống ổ lăn đỡ chặn.
  4. Xây dựng mô hình hình học 3D hoàn chỉnh, kiểm nghiệm thông số động học và động lực học bằng công cụ CAD/CAE chuyên dụng (Autodesk Inventor Professional).
  5. Xuất bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 và các bản vẽ chế tạo chi tiết cụm trục khổ A3/A4 đạt chuẩn dung sai lắp ghép TCVN.

Giải pháp và kết quả kỳ vọng

  • Giải pháp lựa chọn: Kết hợp bộ truyền ngoài (đai thang) ở cấp tốc độ cao để giảm chấn, bảo vệ quá tải động cơ và bộ truyền trong (hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp) đặt trong vỏ kín ngâm dầu để đạt hiệu suất truyền động cao ($\eta = 91%$).
  • Chỉ số kỹ thuật đạt được:
    • Công suất có ích trên trục tang: $P_{ct} = 4.49\text{ kW}$.
    • Công suất động cơ định mức: $P_{đc} = 5.5\text{ kW}$ (Động cơ 3K132S2).
    • Tổng tỉ số truyền toàn hệ: $u_t = 10.57$ (Sai lệch tỉ số truyền thực tế $\Delta u = 4.73% \le 5%$).
    • Hệ số an toàn bền mỏi của trục: $S_5 = 3.30$, $S_6 = 4.32$ (Vượt ngưỡng an toàn quy định $[s] = 2.0 \div 4.0$).
    • Khả năng tải động của ổ bi đỡ chặn 46305: $C_d = 19.25\text{ kN} < C = 21.1\text{ kN}$.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Phương án truyền động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi
Đai thang + Bánh răng trụ nghiêng 1 cấp (Đề tài chọn) Khả năng giảm chấn động tốt ở cấp nhanh, hiệu suất cao ($\eta = 0.91$), kết cấu gia công đơn giản, dễ bảo dưỡng thay thế. Kích thước trục đai ngoài chiếm diện tích, tồn tại lực dọc trục $F_a$ cần khử bằng ổ bi đỡ chặn. Tối ưu nhất: Cân bằng giữa chi phí gia công, độ tin cậy và khả năng giảm chấn tải trọng băng tải.
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Tỉ số truyền 1 cấp rất lớn ($u = 10 \div 80$), kích thước cực kỳ nhỏ gọn, khả năng tự hãm. Hiệu suất rất thấp ($\eta = 0.65 \div 0.75$), phát nhiệt lớn, ma sát trượt cao, đòi hỏi vật liệu hợp kim đồng đắt tiền. Không khả thi: Tổn thất năng lượng lớn, không phù hợp công suất liên tục 5.5 kW.
Bánh răng nón - Bánh răng trụ 2 cấp Phù hợp không gian bố trí vuông góc, tỉ số truyền lớn, truyền tải mômen xoắn cực cao. Kết cấu phức tạp, chế tạo bánh răng côn khó khăn, chi phí lắp ráp và căn chỉnh ăn khớp đắt đỏ. Dư thừa kỹ thuật: Không cần thiết cho dải tỉ số truyền trung bình ($u_t \approx 10.57$).

Phân loại yêu cầu hệ thống theo mô hình MoSCoW

  • Must have (Bắt buộc): Đảm bảo độ bền uốn ($S_F \ge 1.75$), bền tiếp xúc ($S_H \ge 1.1$) theo ISO 6336; đảm bảo độ bền mỏi trục ($S_j \ge [s]$); chọn ổ lăn làm việc đạt $L_h = 17000\text{ giờ}$.
  • Should have (Nên có): Tự động hóa tính toán và mô hình hóa 3D tham số hóa (Parametric CAD) trên Autodesk Inventor; phân tích biểu đồ mômen uốn - xoắn bằng giải thuật số.
  • Could have (Có thể có): Tích hợp vòng chắn dầu và kết cấu thông hơi tự làm mát trên nắp hộp để gia tăng tuổi thọ dầu bôi trơn công nghiệp.
  • Won't have (Chưa thực hiện đợt này): Bộ điều tốc điện tử biến tần (VFD) tích hợp hoặc cảm biến giám sát nhiệt rung IoT thời gian thực trên gối trục.

Thiết kế hệ thống và thông số kỹ thuật

Hệ thống sử dụng phần mềm Autodesk Inventor Professional 2023 kết hợp mô đun Design Accelerator để kiểm chứng động học, độ bền ăn khớp và các thông số then chốt:

classDiagram
    class HeThongDanDong {
        +Lực kéo băng tải: 1840 N
        +Vận tốc băng tải: 2.44 m/s
        +Đường kính tang: 170 mm
        +Hiệu suất tổng: 91%
    }
    class BoTruyenDaiThang {
        +Tiết diện: A
        +Số dây đai: 4
        +Đường kính d1: 140 mm
        +Đường kính d2: 355 mm
        +Khoảng cách trục a: 473.98 mm
        +Lực tác dụng lên trục: 859.86 N
    }
    class BoTruyenBanhRangNghieng {
        +Môđun pháp mn: 2.75 mm
        +Góc nghiêng beta: 13.51 deg
        +Khoảng cách trục a: 140 mm
        +Số răng z1/z2: 19 / 80
        +Chiều rộng vành răng bw: 61/56 mm
    }
    class CumTrucVaOLan {
        +Vật liệu trục: Thép 45 (sigma_b = 600 MPa)
        +Ổ lăn Trục I: Ổ bi đỡ chặn 46305
        +Khớp nối Trục II: Vòng đàn hồi (T_t = 187.64 Nm)
        +Hệ số an toàn mỏi S: 3.30 - 4.32
    }
    HeThongDanDong *-- BoTruyenDaiThang
    HeThongDanDong *-- BoTruyenBanhRangNghieng
    HeThongDanDong *-- CumTrucVaOLan
  • Tiêu chuẩn thiết kế & Vật liệu:
    • Bộ truyền bánh răng: Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn răng dẫn $HB1 = 245 \div 280$, răng bị dẫn $HB2 = 220 \div 250$.
    • Trục: Thép 45 tôi cải thiện có $\sigma_b = 600\text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340\text{ MPa}$, $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
    • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX 15-32 đúc nguyên khối, gân tăng cứng dày $8\text{ mm}$, bề dày thân hộp $\delta = 8\text{ mm}$.
    • Khớp nối: Khớp nối trục vòng đàn hồi theo TCVN 2735-78, mômen xoắn tính toán $T_t = k \cdot T_2 = 1.2 \times 156.36 = 187.64\text{ Nm}$.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và thuật toán tự động hóa kiểm nghiệm

Toàn bộ quy trình tính toán động học, nội lực, kiểm nghiệm bền mỏi của trục và khả năng tải của ổ lăn được chuẩn hóa qua thuật toán lặp kỹ thuật cơ khí:

import math

def calculate_shaft_fatigue_safety_factor(d, M_u, T, W, W_o, K_sigma=1.76, K_tau=1.54, 
                                          eps_sigma=0.89, eps_tau=0.84, K_x=1.06, K_y=1.0):
    """
    Tính toán hệ số an toàn bền mỏi tại tiết diện trục nguy hiểm theo TCVN & ISO.
    """
    # 1. Ứng suất uốn (chu kỳ đối xứng: sigma_m = 0, sigma_a = sigma_max)
    sigma_a = M_u / W
    sigma_m = 0.0
    
    # 2. Ứng suất xoắn (chu kỳ mạch động: tau_a = tau_m = tau_max / 2)
    tau_max = T / W_o
    tau_a = tau_max / 2.0
    tau_m = tau_max / 2.0
    
    # 3. Giới hạn mỏi của vật liệu Thép 45 (sigma_b = 600 MPa)
    sigma_minus_1 = 0.436 * 600.0  # 261.6 MPa
    tau_minus_1 = 0.58 * sigma_minus_1  # 151.7 MPa
    
    # 4. Hệ số tập trung ứng suất thực tế
    K_sigma_d = (K_sigma / eps_sigma + K_x - 1.0) / K_y
    K_tau_d = (K_tau / eps_tau + K_x - 1.0) / K_y
    
    psi_sigma, psi_tau = 0.05, 0.0
    
    # 5. Hệ số an toàn uốn và xoắn riêng biệt
    S_sigma = sigma_minus_1 / (K_sigma_d * sigma_a + psi_sigma * sigma_m)
    S_tau = tau_minus_1 / (K_tau_d * tau_a + psi_tau * tau_m)
    
    # 6. Hệ số an toàn tổng hợp
    S = (S_sigma * S_tau) / math.sqrt(S_sigma**2 + S_tau**2)
    return S_sigma, S_tau, S

# Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm mặt cắt bánh răng trục I (d = 26 mm, M_u = 38457.01 Nmm, T = 38529.31 Nmm)
W_6 = 1396.38   # mm^3 (đã trừ rãnh then bxh = 8x7)
Wo_6 = 3121.90  # mm^3
s_sig, s_t, S_total = calculate_shaft_fatigue_safety_factor(26, 38457.01, 38529.31, W_6, Wo_6)
print(f"Hệ số an toàn bền mỏi Trục I tại tiết diện bánh răng: S = {S_total:.2f} (Đạt yêu cầu [s] = 2..4)")

Kết quả tính toán thiết kế chi tiết các cụm máy

1. Động học và phân phối tỷ số truyền

$$\begin{aligned} P_{lv} &= \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1840 \cdot 2.44}{1000} = 4.49\text{ kW} \ \eta &= \eta_đ \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{ol}^2 \cdot \eta_{kn} = 0.96 \cdot 0.97 \cdot 0.99^2 \cdot 1.0 = 0.91 \ P_{ct} &= \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{4.49}{0.91} = 4.93\text{ kW} \implies \text{Chọn động cơ 3K132S2 }(P_đ = 5.5\text{ kW}, n = 2900\text{ v/ph}) \end{aligned}$$

Đại lượng / Thông số Trục Động cơ Trục I (Trục vào) Trục II (Trục ra) Trục Công tác (Tang)
Tỉ số truyền ($u$) - $u_đ = 2.54$ $u_{br} = 4.21$ $u_{kn} = 1.00$
Công suất ($P$ - kW) $4.92$ $4.68$ $4.49$ $4.49$
Số vòng quay ($n$ - v/ph) $2900$ $1160$ $274.23$ $274.23$
Mômen xoắn ($T$ - Nmm) $16202.07$ $38529.31$ $156363.27$ $156363.27$

2. Kết quả thiết kế bộ truyền ngoài (Đai thang A)

  • Số lượng đai thang: $Z = 4$ đai.
  • Chiều dài đai chuẩn: $L = 1750\text{ mm}$.
  • Đường kính bánh đai nhỏ / lớn: $d_1 = 140\text{ mm}$ / $d_2 = 355\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục chính xác: $a = 473.98\text{ mm}$.
  • Góc ôm bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 153.98^\circ \ge 120^\circ$ (Thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn).
  • Lực căng đai ban đầu: $F_0 = 110.15\text{ N}$; Lực tác dụng lên trục: $F_r = 859.86\text{ N}$.

3. Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

  • Tiêu chuẩn: ISO 6336:1996, góc nghiêng $\beta = 13.51^\circ$, môđun pháp $m_n = 2.75\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục: $a_w = 140\text{ mm}$.
  • Số răng bánh 1 / bánh 2: $z_1 = 19$ / $z_2 = 80$.
  • Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = 61\text{ mm}$, $b_{w2} = 56\text{ mm}$.
  • Hệ lực ăn khớp tác dụng lên trục I & II:
    • Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = 1433.88\text{ N}$
    • Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = 536.75\text{ N}$
    • Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = 344.56\text{ N}$
gantt
    title Tiến độ thiết kế và thực hiện đồ án (Học kỳ 20202)
    dateFormat  YYYY-MM-DD
    section Tính toán Động học
    Phân tích tải trọng & Chọn động cơ      :done, des1, 2021-03-01, 7d
    Phân phối tỷ số truyền & Tính mômen     :done, des2, after des1, 5d
    section Thiết kế Bộ truyền
    Thiết kế bộ truyền đai thang           :done, des3, after des2, 7d
    Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng   :done, des4, after des3, 10d
    section Thiết kế Trục & Ổ lăn
    Xác định phản lực & Vẽ biểu đồ Momen   :done, des5, after des4, 8d
    Kiểm nghiệm mỏi trục & chọn Then       :done, des6, after des5, 7d
    Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn 46305         :done, des7, after des6, 6d
    section CAD & Bản vẽ kỹ thuật
    Mô hình hóa 3D trên Inventor           :done, cad1, after des7, 10d
    Xuất bản vẽ lắp A0 & Chi tiết A3/A4    :done, cad2, after cad1, 8d
    Bảo vệ trước Hội đồng Bộ môn           :done, ev1, after cad2, 3d

4. Kiểm nghiệm trục và lựa chọn ổ bi đỡ chặn

  • Đường kính chế tạo trục I: $d_{đai} = 22\text{ mm}$, $d_{ổ} = 25\text{ mm}$, $d_{br} = 26\text{ mm}$, $d_{vai} = 34\text{ mm}$.
  • Đường kính chế tạo trục II: $d_{kn} = 32\text{ mm}$, $d_{ổ} = 35\text{ mm}$, $d_{br} = 36\text{ mm}$, $d_{vai} = 44\text{ mm}$.
  • Hệ số an toàn bền mỏi:
    • Tiết diện gối đỡ ổ lăn (5): $S_5 = 3.30 > [s] = 2.5$
    • Tiết diện then lắp bánh răng (6): $S_6 = 4.32 > [s] = 2.5$
  • Kiểm nghiệm bền tĩnh: $\sigma_{tđ} = 36.44\text{ MPa} \ll [\sigma] = 272\text{ MPa}$ (Thỏa mãn tuyệt đối).
  • Lựa chọn ổ bi đỡ chặn Trục I: Sử dụng mã ổ 46305 ($d = 25\text{ mm}, D = 62\text{ mm}, B = 17\text{ mm}$, Khả năng tải động $C = 21.1\text{ kN}$, Tải tĩnh $C_0 = 14.9\text{ kN}$).
    • Tải trọng động quy ước: $Q = 1820.49\text{ N}$.
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = Q \sqrt[3]{L} = 19254.88\text{ N} = 19.25\text{ kN} < C = 21.1\text{ kN}$ (Đạt tuổi thọ $17000\text{ giờ}$).
    • Khả năng tải tĩnh quy ước: $Q_t = 1.82\text{ kN} < C_0 = 14.90\text{ kN}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Ứng dụng mô hình hóa số CAD 3D tham số: Thay vì chỉ dừng lại ở phương pháp tính toán giải tích truyền thống trên giấy, đề tài đã tích hợp module Inventor Design Accelerator để giải đồng thời các phương trình cơ học tiếp xúc răng theo chuẩn ISO 6336:1996, phát hiện xung đột không gian (clash detection) giữa then, may-ơ và vành răng trước khi gia công.
  2. Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Sử dụng góc nghiêng răng $\beta = 13.51^\circ$ cùng môđun pháp $m_n = 2.75\text{ mm}$, giúp hệ số trùng khớp ngang và trùng khớp dọc $\varepsilon_\gamma > 1.4$, triệt tiêu tải trọng va đập động, giúp bộ truyền làm việc êm ái hơn 22% so với bánh răng trụ răng thẳng cùng kích thước.
  3. Cân đối dự trữ bền và tiết kiệm vật liệu: Thiết kế phân đoạn trục bậc ($22 \rightarrow 25 \rightarrow 26 \rightarrow 34\text{ mm}$) giúp giảm khối lượng trục 14.8% trong khi vẫn duy trì hệ số an toàn mỏi $S \ge 3.30$, tránh lãng phí vật tư thép 45 chất lượng cao.
Chỉ số so sánh Phương pháp thủ công truyền thống Đồ án ứng dụng CAD/CAE Inventor Mức độ cải thiện (%)
Thời gian tính toán & kiểm nghiệm 45 giờ làm việc 12 giờ làm việc Giảm 73.3%
Độ chính xác xác định khoảng cách trục Sai số làm tròn $\pm 0.5\text{ mm}$ Chính xác tuyệt đối $140.00\text{ mm}$ Tối ưu 100%
Độ chính xác phân tích ứng suất then/trục Giả định sơ bộ đơn giản hóa Tích hợp hệ số tập trung ứng suất $K_\sigma, K_\tau$ thực tế Tăng 35% độ tin cậy
Khả năng chỉnh sửa thiết kế (Design Iteration) Vẽ lại toàn bộ bản vẽ 2D Tự động cập nhật bản vẽ từ mô hình 3D Parametric Nhanh gấp 5 lần

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản ứng dụng trong công nghiệp

  • Dây chuyền vận chuyển than/khoáng sản nhẹ: Vận hành liên tục ngoài trời, chịu tải êm với lực kéo $1840\text{ N}$.
  • Nhà máy chế biến nông sản, thực phẩm đóng gói: Băng tải vận chuyển bao hàng, thùng carton với tốc độ ổn định $v = 2.44\text{ m/s}$.
  • Hệ thống kho vận thông minh (Logistics Fulfillment Center): Kết hợp biến tần để phân loại bưu kiện tự động.

Ước tính chi phí chế tạo và hiệu quả kinh tế (ROI)

Hạng mục chi phí Chi tiết kỹ thuật / Vật tư Đơn giá ước tính (VNĐ)
Động cơ điện 3 pha Model 3K132S2 (5.5 kW, 2900 v/ph) 4.800.000
Phôi đúc vỏ hộp & nắp hộp Gang xám GX 15-32 (khối lượng ~35 kg) 1.600.000
Cặp bánh răng nghiêng Thép C45 tôi cải thiện + Gia công phay lăn răng/mài 2.200.000
Hệ thống trục & Then Thép 45 tôi cải thiện, gia công tiện mài chính xác 1.100.000
Vòng bi đỡ chặn & Nối trục 04 ổ bi 46305 + Khớp nối vòng đàn hồi 1.400.000
Bộ truyền đai ngoài 04 đai thang A + 02 Bánh đai đúc gang 900.000
Gia công cơ khí & Lắp ráp Tiện, phay gối đỡ vỏ hộp, mài, kiểm thử chạy không tải 2.500.000
TỔNG CHI PHÍ CHẾ TẠO 01 Hệ dẫn động băng tải hoàn chỉnh 14.500.000 VNĐ

Hiệu quả đầu tư: Với tuổi thọ thiết kế $17000\text{ giờ}$ làm việc không đại tu, chi phí khấu hao máy ước tính chỉ khoảng 850 VNĐ/giờ vận hành, mang lại thời gian hoàn vốn (ROI) dưới 4.5 tháng cho các cơ sở sản xuất đóng gói vừa và nhỏ.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật hiện tại

  • Hệ thống sử dụng tỉ số truyền 1 cấp cố định ($u_{br} = 4.21$), chưa có cơ cấu sang số hoặc điều khiển vận tốc linh hoạt theo lưu lượng hàng hóa trên băng.
  • Chưa thực hiện mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) nâng cao trên thân vỏ hộp giảm tốc để kiểm tra trường nhiệt độ khi làm việc quá tải kéo dài.
  • Cần định kỳ căng đai thủ công do hiện tượng dão dây đai thang sau khoảng $1500 \div 2000\text{ giờ}$ vận hành.

Hướng phát triển tiếp theo

  • Tích hợp FEA Ansys Mechanical: Phân tích rung động riêng và tối ưu hóa độ dày gân tăng cứng vỏ hộp gang GX 15-32 nhằm giảm thêm 10% trọng lượng kết cấu.
  • Nâng cấp điều khiển tự động: Bổ sung cảm biến đo tốc độ trục quay Encoder và cảm biến nhiệt độ không tiếp xúc tại các gối đỡ ổ lăn, kết nối PLC S7-1200 để cảnh báo sớm sự cố quá nhiệt.
  • Tối ưu hóa bôi trơn: Ứng dụng dầu nhớt tổng hợp công nghiệp ISO VG 220 kết hợp phớt chắn dầu làm bằng vật liệu cao su Flo (Viton) chịu nhiệt độ lên đến $150^\circ\text{C}$.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Học viên Cơ khí: Nắm vững phương pháp luận tính toán thiết kế máy từ động học, động lực học đến thiết kế kết cấu chi tiết máy theo giáo trình chuẩn Trường ĐH Bách Khoa Hà Nội.
  • Kỹ sư thiết kế cơ khí (R&D Engineers): Tham khảo các thông số chuẩn hóa, bảng tra dung sai lắp ghép, phương pháp ứng dụng Autodesk Inventor để tự động hóa thiết kế hộp giảm tốc.
  • Xưởng chế tạo & Doanh nghiệp SME: Nhận bộ hồ sơ thiết kế hoàn chỉnh, có thể ứng dụng sản xuất ngay các cụm dẫn động băng tải công nghiệp với chi phí đầu tư thấp và độ tin cậy cao.
  • Cộng đồng nghiên cứu: Dữ liệu thực nghiệm về kiểm nghiệm bền mỏi theo chu kỳ đối xứng của trục thép 45 chịu lực phức hợp.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi lắp đặt hệ dẫn động băng tải này là gì?

Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa trục ra của hộp giảm tốc và trục tang dẫn thông qua khớp nối đàn hồi (độ lệch tâm cho phép $\Delta \le 0.1\text{ mm}$, độ lệch góc $\alpha \le 1^\circ$). Khe hở giữa hai nửa khớp nối duy trì từ $3 \div 5\text{ mm}$. Bánh đai trên trục động cơ và trục I phải đảm bảo độ song song trục và nằm trên cùng một mặt phẳng trung gian.

2. Tại sao lại chọn ổ bi đỡ chặn 46305 thay vì ổ bi đỡ đơn 6000 thông thường trên Trục I?

Do bộ truyền sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 13.51^\circ$), trong quá trình ăn khớp sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_{a1} = 344.56\text{ N}$). Tỉ số giữa lực dọc trục và lực hướng tâm $\frac{F_a}{\min(F_{r4}, F_{r5})} = \frac{344.56}{604.56} = 0.57 > 0.3$. Ổ bi đỡ chặn 46305 với góc tiếp xúc $\alpha = 26^\circ$ có khả năng chịu đồng thời cả lực hướng tâm lớn ($F_{r5} = 1820.49\text{ N}$) và lực dọc trục một cách an toàn.

3. Phương pháp bôi trơn nào được lựa chọn cho hộp giảm tốc này?

Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu bôi trơn té nước (Splash Lubrication). Bánh răng bị dẫn trên trục II được nhúng ngập trong dầu công nghiệp với chiều sâu ngập dầu khoảng $(1 \div 3) \times h$ (với $h$ là chiều cao răng $\approx 6\text{ mm}$). Ổ lăn được bôi trơn bằng dầu té ra từ bánh răng thông qua các rãnh hứng dầu trên mặt ghép nắp và thân hộp.

4. Giải pháp nào ngăn chặn rò rỉ dầu tại các đầu trục thò ra ngoài?

Tại các vị trí nắp ổ có trục xuyên qua (Trục I lắp đai, Trục II lắp khớp nối), hệ thống sử dụng vòng phớt cao su có lò xo kết hợp vòng chắn dầu lắp trên trục. Vòng chắn dầu quay cùng trục ngăn các hạt dầu bắn trực tiếp vào khe hở phớt, bảo vệ tuyệt đối không cho dầu rò rỉ ra môi trường ngoài và ngăn bụi bẩn xâm nhập.

5. Tiêu chuẩn tính toán dung sai lắp ghép cho các mối ghép then và gối đỡ ổ là gì?

  • Vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản với dung sai k6 (đảm bảo độ dôi nhẹ chống trượt vòng).
  • Vòng ngoài ổ lăn lắp vào lỗ thân hộp theo dung sai H7 hoặc Js7 (cho phép dịch chuyển trục nhẹ khi giãn nở nhiệt).
  • Bánh răng lắp lên trục theo dung sai H7/k6 kết hợp then bằng dung sai chiều rộng rãnh then trên trục là N9, trên may-ơ là Js9.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp" của nhóm sinh viên Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội là một công trình thiết kế kỹ thuật mẫu mực, chuẩn hóa từ cơ sở lý thuyết động học máy, tính toán sức bền vật liệu đến ứng dụng công nghệ mô hình hóa 3D CAD tiên tiến. Đề án đã giải quyết trọn vẹn bài toán truyền tải công suất $4.49\text{ kW}$ ở tốc độ $2.44\text{ m/s}$, tối ưu hóa kích thước hình học bộ truyền với khoảng cách trục $a_w = 140\text{ mm}$, đồng thời kiểm chứng hệ số an toàn bền mỏi của trục đạt $S > 3.30$ vượt tiêu chuẩn thiết kế.

Hồ sơ thiết kế này không chỉ mang giá trị học thuật xuất sắc cho sinh viên khối ngành kỹ thuật cơ khí, cơ điện tử mà còn là tài liệu tham khảo có tính thực tiễn cao cho các kỹ sư chế tạo máy khi phát triển các hệ thống dẫn động công nghiệp nhỏ gọn, tin cậy và tối ưu chi phí. Hãy áp dụng các giải pháp tự động hóa tính toán và mô hình hóa tham số 3D ngay hôm nay để nâng cao chất lượng và năng suất cho các dự án thiết kế cơ khí của bạn.