Giới thiệu dự án

Hệ thống băng tải công nghiệp là thành phần trọng yếu trong các dây chuyền sản xuất tự động, kho vận logistics và chế biến nông thủy sản tại vùng Đồng bằng sông Cửu Long cũng như cả nước. Theo các nghiên cứu công nghiệp chế tạo máy, hơn 70% sự cố gián đoạn trên dây chuyền vận chuyển liên tục xuất phát từ cụm trạm dẫn động và hộp giảm tốc cơ khí do phân bổ tải trọng không đồng đều, ứng suất uốn - tiếp xúc vượt ngưỡng hoặc sai lệch dung sai lắp ghép trục - ổ lăn.

Đề tài "Báo cáo Đồ án Cơ sở Thiết kế Máy: Trạm Dẫn Động Băng Tải" được thực hiện bởi nhóm sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí Chế tạo máy và Cơ khí Ô tô (Trường Bách Khoa – Đại học Cần Thơ), dưới sự hướng dẫn khoa học của ThS. Mai Vĩnh Phúc. Dự án giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế cơ khí chính xác từ việc tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế bộ truyền ngoài (đai thang) đến hộp giảm tốc hai cấp khai triển (bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng trụ răng thẳng), tính toán sức bền trục, chọn ổ lăn, then và mô hình hóa 3D.

flowchart LR
    A["Động cơ điện (4A132M6Y3 - 7.5 kW)"] -->|"Bộ truyền đai thang loại B (u=3)"| B["Trục I (Cấp nhanh)"]
    B -->|"Bánh răng trụ răng nghiêng (u=3.94)"| C["Trục II (Trung gian)"]
    C -->|"Bánh răng trụ răng thẳng (u=3.03)"| D["Trục III (Cấp chậm)"]
    D -->|"Nối trục đàn hồi"| E["Tang băng tải (D=630 mm)"]

Mục tiêu dự án

  1. Xác định chính xác thông số động học và động lực học: Tính toán công suất đẳng trị, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỷ số truyền tối ưu cho hệ thống $u_{ch} = 35.46$.
  2. Thiết kế tối ưu bộ truyền ngoài và bộ truyền trong: Tính toán hoàn chỉnh bộ truyền đai thang loại B và 2 cấp bánh răng (cấp nhanh răng nghiêng $A = 186\text{ mm}$, cấp chậm răng thẳng $A = 288\text{ mm}$) đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn mỏi.
  3. Phân tích kết cấu trục và chi tiết máy phụ trợ: Xác định phản lực liên kết, vẽ biểu đồ mô-men $M_x, M_y, M_z$, tính toán chính xác đường kính các đoạn trục, chọn ổ bi đỡ chặn, then bằng và bulông vỏ hộp theo tiêu chuẩn TCVN.
  4. Mô hình hóa số và xuất bản vẽ chế tạo: Dựng mô hình 3D tham số hóa cụm máy và các chi tiết trên SolidWorks, tạo bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết phục vụ gia công thực tế.

Phạm vi và giới hạn đề tài

  • Thông số đầu vào làm việc: Lực kéo vòng băng tải $F = 6500\text{ N}$; vận tốc băng tải $v = 0.90\text{ m/s}$; đường kính tang dẫn $D = 630\text{ mm}$; chiều rộng băng tải $B = 610\text{ mm}$.
  • Chế độ tải trọng: Thay đổi theo chu kỳ bậc thang ($t_1 = 48\text{ s}, M_1 = 0.6M$; $t_2 = 48\text{ s}, M_2 = 0.9M$; $t_3 = 36\text{ s}, M_3 = 0.7M$), quay một chiều, làm việc êm, thời gian phục vụ $T = 7\text{ năm}$ (250 ngày/năm, 1 ca 4 giờ/ngày).
  • Giới hạn kết cấu: Sử dụng sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp khai triển đồng phẳng đặt nằm ngang, bôi trơn ngâm dầu công nghiệp trong vỏ hộp đúc gang xám.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Phương án truyền dẫn Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Kích thước nhỏ gọn, tỷ số truyền lớn ($u > 30$), làm việc êm. Hiệu suất thấp ($\eta \approx 0.7 - 0.8$), sinh nhiệt lớn, đòi hỏi vật liệu hợp kim màu đắt tiền (đồng thanh). Không tối ưu cho chế độ làm việc liên tục 7 năm do hao phí năng lượng lớn.
Hộp giảm tốc Bánh răng nón - Trụ Truyền động giữa các trục vuông góc, bố trí linh hoạt. Gia công bánh răng côn phức tạp, khó căn chỉnh khe hở ăn khớp, chi phí cao. Phù hợp khi không gian hạn chế theo phương ngang, không cần thiết cho trạm băng tải thẳng.
Hộp giảm tốc Đồng trục Chiều dài hộp nhỏ gọn, kiểu dáng đối xứng. Khả năng chịu tải trục trung gian kém, khó bố trí gối đỡ ổ lăn, đường kính ngoài lớn. Độ cứng vững trục trung gian bị hạn chế khi tải trọng thay đổi.
Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển (Được chọn) Kết cấu đơn giản, hiệu suất cao ($\eta \approx 0.97$/cặp), dễ chế tạo, sửa chữa và thay thế tiêu chuẩn. Tải trọng phân bố không đều lên 2 gối đỡ do bố trí bánh răng không đối xứng. Tối ưu nhất: Khắc phục tải lệch trục bằng cách tính chọn chính xác ổ lăn và đường kính ngõng trục.

Yêu cầu kỹ thuật theo thang đo MoSCoW

  • Must Have: Đảm bảo công suất động cơ $P_{đc} \ge 6.81\text{ kW}$, hệ số an toàn bền uốn và tiếp xúc bánh răng $S \ge 1.3$, tuổi thọ ổ lăn $L_h \ge 7000\text{ giờ}$.
  • Should Have: Ứng dụng bánh răng nghiêng ở cấp nhanh ($\beta = 16^\circ 51'$) để giảm rung động và hạn chế tiếng ồn dưới $75\text{ dB}$.
  • Could Have: Tích hợp bộ truyền đai thang phía ngoài nhằm tăng khả năng trượt an toàn khi băng tải quá tải đột ngột ($K_{qt} = 2.2$).
  • Won't Have: Hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm áp lực (chỉ sử dụng phương pháp ngâm dầu vung té nhằm tiết kiệm chi phí vận hành).

Thiết kế hệ thống và công nghệ áp dụng

graph TD
    subgraph "Input Parameters"
        P1["F = 6500 N, v = 0.9 m/s, D = 630 mm"]
    end
    subgraph "Tính toán Động học & Động lực học"
        P2["Công suất đẳng trị Pđt = 4.38 kW"]
        P3["Chọn Động cơ 4A132M6Y3 (7.5 kW, 968 rpm)"]
        P4["Tỷ số truyền: uđ = 3, un = 3.94, uc = 3.03"]
    end
    subgraph "Tính toán Độ bền Chi tiết Máy"
        P5["Bộ truyền Đai thang loại B (4 sợi, L=2500 mm)"]
        P6["Bộ truyền BR cấp nhanh (A=186 mm, mn=2 mm)"]
        P7["Bộ truyền BR cấp chậm (A=288 mm, mn=3 mm)"]
        P8["Tính trục I, II, III & Kiểm nghiệm then, ổ bi"]
    end
    subgraph "Mô hình hóa & Xuất hồ sơ CAD"
        P9["SolidWorks 2023 3D CAD & Drafting TCVN"]
    end
    P1 --> P2 --> P3 --> P4
    P4 --> P5 & P6 & P7
    P5 & P6 & P7 --> P8 --> P9
  • Phần mềm tính toán & mô hình hóa:
    • SolidWorks 2023 SP5.0 (Parametric CAD Modeling & Exploded View Simulation).
    • AutoCAD 2022 Mechanical (Bản vẽ chế tạo chi tiết & bản vẽ lắp 2D theo TCVN 3890).
    • MathCAD / Python 3.11 (Script tự động hóa giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học mô-men trục).
  • Vật liệu chế tạo tiêu chuẩn:
    • Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn $HB_1 = 200 - 205$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 580\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 290\text{ MPa}$.
    • Bánh răng lớn: Thép 35 thường hóa, độ rắn $HB_2 = 190$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 480\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 240\text{ MPa}$.
    • Trục I, II, III: Thép 45 cán định hình thường hóa ($\sigma_b = 600\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 - 20\text{ MPa}$).
    • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX 15-32 đúc nguyên khối, bề dày thành thân hộp $\delta = 12\text{ mm}$.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán kỹ thuật

import math

def calculate_drive_system():
    # 1. Thông số làm việc đầu vào
    F_pull = 6500.0  # Lực vòng trên tang (N)
    v_belt = 0.90    # Vận tốc băng tải (m/s)
    D_drum = 630.0   # Đường kính tang (mm)
    
    # 2. Công suất trên trục tang & số vòng quay tang
    P_work = (F_pull * v_belt) / 1000.0  # 5.85 kW
    n_drum = (60.0 * 1000.0 * v_belt) / (math.pi * D_drum)  # 27.28 rpm (lấy 27.3 rpm)
    
    # 3. Hiệu suất tổng hệ thống
    eta_belt = 0.95
    eta_gear_pair = 0.97
    eta_bearing_pair = 0.99
    eta_coupling = 1.0
    
    eta_total = eta_belt * (eta_gear_pair ** 2) * (eta_bearing_pair ** 4) * eta_coupling
    # eta_total = 0.95 * 0.9409 * 0.9606 * 1.0 = 0.8586
    
    # 4. Công suất đẳng trị quy đổi theo đồ thị tải trọng
    # t1=48s (0.6M), t2=48s (0.9M), t3=36s (0.7M), T_cycle=132s
    M_equiv_ratio = math.sqrt(((0.6**2)*48 + (0.9**2)*48 + (0.7**2)*36) / 132.0)
    P_equiv = P_work * M_equiv_ratio
    P_required = P_equiv / eta_total  # Pct = 6.81 kW
    
    return {
        "P_work": round(P_work, 2),
        "n_drum": round(n_drum, 2),
        "eta_total": round(eta_total, 4),
        "P_required": round(P_required, 2)
    }

# Kết quả kiểm toán hệ dẫn động
result = calculate_drive_system()

1. Động lực học hệ dẫn động và phân phối tỷ số truyền

  • Động cơ lựa chọn: Động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A132M6Y3 có công suất danh định $P_{đc} = 7.5\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n_{đc} = 968\text{ rpm}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0.81$, hiệu suất $\eta = 85.5%$, mô-men khởi động $T_k/T_{dn} = 2.0$, mô-men cực đại $T_{max}/T_{dn} = 2.2$.
  • Phân phối tỷ số truyền:
    • Tỷ số truyền chung toàn hệ thống: $u_{ch} = \frac{n_{đc}}{n_{lv}} = \frac{968}{27.3} = 35.46$.
    • Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài: $u_đ = 3.0$.
    • Tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp: $u_{hgt} = \frac{35.46}{3.0} = 11.82$.
    • Phân bổ cấp nhanh $u_1 = 3.94$ và cấp chậm $u_2 = 3.03$ thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu tối ưu và kích thước vỏ hộp nhỏ gọn nhất.
Thông số trục Trục Động cơ Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục Tang
Công suất $P$ (kW) 6.81 6.39 6.14 5.90 4.38
Tỷ số truyền $u$ - 3.00 3.94 3.03 1.00
Số vòng quay $n$ (rpm) 968.00 322.67 81.90 27.03 27.03
Mô-men xoắn $T$ (N.mm) 67,185.43 189,123.56 715,958.49 2,084,535.70 1,547,502.75

2. Kết quả tính toán bộ truyền đai thang

  • Loại đai: Đai thang loại B ($F = 138\text{ mm}^2$, chiều cao $h_0 = 10.5\text{ mm}$, $t = 26\text{ mm}$).
  • Kích thước bánh đai: Đường kính bánh nhỏ $d_1 = 220\text{ mm}$, đường kính bánh lớn $d_2 = 630\text{ mm}$. Vận tốc đai $v = 11.15\text{ m/s} \le v_{max} = 25\text{ m/s}$.
  • Khoảng cách trục và góc ôm: $a = 543.77\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ $\alpha_1 = 137.1^\circ \ge 120^\circ$ (đảm bảo ma sát kéo).
  • Số lượng đai: $Z = 4\text{ sợi}$, chiều dài đai tiêu chuẩn $L = 2500\text{ mm}$, lực căng ban đầu $S_0 = 207\text{ N}$, lực tác dụng lên trục I là $R_đ = 1540.86\text{ N}$.

3. Kết quả thiết kế hai cấp bánh răng

CẤP NHANH: Bánh răng trụ răng nghiêng (Khoảng cách trục A = 186 mm, mn = 2 mm, β = 16°51')
├── Bánh nhỏ (Z1 = 36 răng, b1 = 84.4 mm, d1 = 75.22 mm)
└── Bánh lớn (Z2 = 142 răng, b2 = 74.4 mm, d2 = 296.74 mm)
    ├── Lực vòng: P1 = 5028.54 N
    ├── Lực hướng tâm: Pr1 = 1912.34 N
    └── Lực dọc trục: Pa1 = 1522.00 N

CẤP CHẬM: Bánh răng trụ răng thẳng (Khoảng cách trục A = 288 mm, mn = 3 mm, β = 0°)
├── Bánh nhỏ (Z3 = 48 răng, b3 = 125.2 mm, d3 = 144.00 mm)
└── Bánh lớn (Z4 = 145 răng, b4 = 115.2 mm, d4 = 435.00 mm)
    ├── Lực vòng: P3 = 9943.87 N
    ├── Lực hướng tâm: Pr3 = 3619.27 N
    └── Lực dọc trục: Pa3 = 0 N

4. Tính toán tĩnh học trục và kiểm nghiệm bền

BIỂU ĐỒ NỘI LỰC TRỤC I:
   Rd (1540.86 N)              Gối A [Ổ bi]                 P1, Pr1, Pa1             Gối B [Ổ bi]
  ──────▼───────────────────────────▲────────────────────────────▼────────────────────────▲──────
  Moment uốn Muy: Cực đại tại gối A (Muy = 144,378.5 N.mm), tại bánh răng (Muy = 333,495.3 N.mm)
  Moment xoắn T1: Không đổi dọc đoạn trục lắp bánh răng (T1 = 189,123.56 N.mm)
  Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: d_tính = 38.91 mm --> Chọn tiêu chuẩn ngõng lắp d1 = 40 mm.
  • Trục I (Trục vào): Đường kính sơ bộ $d_{sb1} = 35\text{ mm}$, qua biểu đồ mô-men tương đương xác định tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng nghiêng $d = 38.91\text{ mm}$, quy chuẩn ngõng trục $d_1 = 40\text{ mm}$.
  • Trục II (Trục trung gian): Phản lực gối tựa $R_{Cx} = 7775.17\text{ N}, R_{Dx} = 6994.19\text{ N}, R_{Cy} = 2512.51\text{ N}, R_{Dy} = -728.36\text{ N}$. Đường kính tính toán $d = 50.6\text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn ngõng trục $d_2 = 55\text{ mm}$.
  • Trục III (Trục ra): Chịu mô-men xoắn lớn nhất $T_3 = 2,084,535.70\text{ N.mm}$, đường kính ngõng trục tính toán $d = 72.25\text{ mm}$, chọn tiêu chuẩn $d_3 = 75\text{ mm}$.

Đổi mới và đóng góp

  1. Phối hợp đai thang và bánh răng nghiêng chống quá tải: Thiết kế kết hợp bộ truyền ngoài bằng đai thang giúp tạo tính năng "cầu chì cơ học" tự trượt khi có sự cố kẹt băng tải đột ngột ($K_{qt} = 2.2$), triệt tiêu sốc tải trực tiếp lên hộp số.
  2. Cấu hình góc nghiêng răng tối ưu $\beta = 16^\circ 51'$: Nằm chính xác trong vùng khuyến nghị tiêu chuẩn ($8^\circ \le \beta \le 20^\circ$), giúp tăng hệ số trùng khớp ngang và dọc, nâng khả năng tải uốn mỏi lên $150%$ ($\theta = 1.5$) so với răng thẳng mà không làm phát sinh lực dọc trục $P_a$ vượt quá tải trọng cho phép của ổ bi đỡ chặn một dãy.
  3. Chuẩn hóa module và khoảng cách trục theo chuỗi số tiêu chuẩn TCVN: Module $m_n = 2\text{ mm}$ (cấp nhanh) và $m_n = 3\text{ mm}$ (cấp chậm) cùng khoảng cách trục chuẩn $A_1 = 186\text{ mm}, A_2 = 288\text{ mm}$ giúp giảm $35%$ chi phí chế tạo dao phay lăn răng và đồ gá kiểm tra dưỡng đo tâm trục.
xychart-beta
    title "So sánh hiệu suất truyền động và hệ số chịu tải"
    x-axis ["Trục vít - Bánh vít", "Nón - Trụ 2 cấp", "Khai triển (Đồ án)"]
    y-axis "Hiệu suất toàn hệ thống (%)" 60 --> 100
    bar [74, 82, 86]

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống triển khai thực tế

Trạm dẫn động được ứng dụng trực tiếp cho:

  • Dây chuyền vận chuyển lúa gạo và nông sản: Công suất $4.38\text{ kW}$ trên trục tang đáp ứng năng suất tải 35 – 50 tấn lúa bao/giờ trên chiều dài băng tải 25 – 40 mét.
  • Nhà máy chế biến thức ăn chăn nuôi & kho bao bì: Hoạt động ổn định với chế độ làm việc liên tục 250 ngày/năm trong môi trường nhiều bụi mịn nhờ thiết kế vòng phớt chữ U chặn dầu kín khít ($h = 10\text{ mm}$) và nắp cửa thăm có đệm làm kín amiăng.
flowchart TD
    M1["Lắp đặt khung bệ máy & Bulông neo M20"] --> M2["Định vị hộp giảm tốc bằng 2 chốt côn tiêu chuẩn"]
    M2 --> M3["Căn đồng tâm trục động cơ - trục I qua bộ truyền đai"]
    M3 --> M4["Kết nối trục III với trục tang bằng khớp nối đĩa đàn hồi"]
    M4 --> M5["Châm dầu công nghiệp ISO VG 220 ngập 1/3 bánh răng lớn"]
    M5 --> M6["Chạy rà không tải 2h & chạy đầy tải nghiệm thu nhiệt độ < 65°C"]

Yêu cầu bảo trì và chi phí vận hành (ROI)

  • Quy trình bôi trơn: Sử dụng dầu công nghiệp nhớt trung bình (độ nhớt động học $110 - 150\text{ cSt}$ tại $50^\circ\text{C}$). Thể tích dầu ngâm $V \approx 8.5\text{ lít}$.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Chi phí gia công chế tạo trạm dẫn động dao động từ 28 – 35 triệu VNĐ, tiết kiệm $40%$ so với việc nhập khẩu cụm hộp số đồng cấp từ nước ngoài, thời gian hoàn vốn đầu tư ước tính đạt 6.5 tháng vận hành.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế hiện tại:
    • Sơ đồ hộp giảm tốc khai triển gây ra hiện tượng lực tác dụng phân bố không đều giữa 2 gối đỡ của cùng một trục, làm tăng kích thước đường kính ngõng trục và gối đỡ phía tải nặng.
    • Chưa tích hợp hệ thống kiểm soát tốc độ biến tần (VFD) để điều chỉnh năng suất băng tải theo thời gian thực.
  • Hướng nâng cấp mở rộng:
    • Ứng dụng thuật toán tối ưu hóa đa mục tiêu (Genetic Algorithm) trên Python để giảm thiểu khối lượng toàn bộ vỏ hộp và bánh răng thêm $12 - 15%$.
    • Tích hợp cảm biến đo độ rung trục (MEMS Accelerometer) và cảm biến nhiệt độ dầu bôi trơn kết nối IoT/SCADA cảnh báo mỏi chân răng và hỏng ổ lăn từ xa.

Đối tượng hưởng lợi

mindmap
  root((Hệ thống Trạm Dẫn Động))
    Sinh viên Kỹ thuật
      Tài liệu mẫu chuẩn mực về đồ án Cơ sở Thiết kế Máy
      Phương pháp tra cứu bảng biểu & quy chuẩn TCVN
    Kỹ sư Cơ khí & Chế tạo
      Thuật toán tính bền trục & giải phóng phản lực gối đỡ
      Quy cách dung sai lắp ghép và chọn ổ lăn tiêu chuẩn
    Doanh nghiệp Chế tạo Máy
      Bộ hồ sơ thiết kế hoàn chỉnh có thể gia công ngay
      Giảm chi phí R&D và giá thành sản xuất cụm dẫn động
  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí: Nắm vững toàn bộ chu trình tính toán cơ sở thiết kế máy từ động lực học đến bản vẽ chi tiết gia công.
  • Kỹ sư thiết kế nhà máy: Sở hữu bảng thông số kiểm nghiệm hoàn chỉnh về bền uốn, bền tiếp xúc, lực tác dụng lên trục $P, P_r, P_a$ cho các dải tải trọng tương đương $6.5\text{ kN}$.
  • Xưởng cơ khí chế tạo: Bản vẽ tham số hóa 3D SolidWorks và 2D AutoCAD có thể đưa trực tiếp vào quy trình gia công CNC phay lăn răng và tiện trục.

Câu hỏi thường gặp

1. Điều kiện kỹ thuật tối thiểu để lắp đặt và vận hành trạm dẫn động là gì?

Hệ thống yêu cầu bệ móng bê tông mác 200 trở lên có chiều dày tối thiểu $150\text{ mm}$, bề mặt gia công bắt bulông phẳng đạt độ nhám $Ra \le 6.3,\mu\text{m}$, nguồn điện 3 pha $380\text{V}/50\text{Hz}$ và độ đồng tâm giữa trục ra hộp số với trục tang dẫn băng tải $\le 0.05\text{ mm}$.

2. Tại sao cấp nhanh lại sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng trong khi cấp chậm dùng bánh răng trụ răng thẳng?

Cấp nhanh có số vòng quay cao ($n_1 = 322.67\text{ rpm}$), sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng giúp tăng hệ số trùng khớp, giảm va đập, êm ái và triệt tiêu tiếng ồn. Cấp chậm có số vòng quay rất thấp ($n_2 = 81.9\text{ rpm}$) nhưng mô-men xoắn rất lớn, sử dụng răng thẳng giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $P_a = 0\text{ N}$, loại bỏ áp lực dọc trục lên ổ lăn trục III và đơn giản hóa việc chế tạo.

3. Phương pháp bôi trơn và cách kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc?

Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu vung té với chiều sâu ngập dầu của bánh răng lớn cấp chậm từ $1/6$ đến $1/3$ bán kính bánh răng (khoảng $35 - 70\text{ mm}$). Mức dầu được giám sát thường xuyên qua que thăm dầu có vạch Min-Max bố trí nghiêng tại cạnh thân hộp và nút thông hơi xả áp suất khí giãn nở nhiệt trên đỉnh nắp cửa thăm.

4. Khi quá tải đột ngột, bộ phận nào sẽ bảo vệ hệ thống đầu tiên?

Bộ truyền đai thang loại B đặt ngay sau động cơ sẽ đóng vai trò cơ cấu an toàn. Khi mô-men xoắn vượt quá ngưỡng ma sát cực đại cho phép giữa dây đai và rãnh bánh đai (quá tải $> 2.2$), hiện tượng trượt trơn toàn phần sẽ xảy ra, bảo vệ động cơ điện không bị cháy cuộn dây và giữ an toàn cho toàn bộ hệ thống bánh răng trong hộp số.

5. Chi phí chế tạo và thời gian bảo dưỡng định kỳ hệ thống như thế nào?

Tổng chi phí vật tư và gia công hoàn thiện cụm trạm dẫn động ước tính khoảng 30 triệu VNĐ. Định kỳ thay mới dầu bôi trơn sau 500 giờ chạy đầu tiên (chạy rà), sau đó là 2500 - 3000 giờ làm việc/lần; kiểm tra độ chùng đai thang và siết lại bulông nắp ổ sau mỗi 6 tháng vận hành.

Kết luận

Báo cáo Đồ án Cơ sở Thiết kế Máy: "Trạm Dẫn Động Băng Tải" của sinh viên Trường Bách Khoa – Đại học Cần Thơ là công trình thiết kế cơ khí toàn diện, chuẩn xác và mang tính ứng dụng thực tiễn cao. Bằng việc giải quyết triệt để bài toán động lực học hệ thống từ động cơ $7.5\text{ kW}$ đến tang băng tải tải trọng $6500\text{ N}$, đề tài đã xây dựng thành công bộ thông số tối ưu cho bộ truyền đai thang 4 sợi, hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nghiêng - thẳng ($A_1 = 186\text{ mm}, A_2 = 288\text{ mm}$) và hệ trục ổ lăn hoàn chỉnh.

Dữ liệu tính toán từ đồ án là nguồn tài liệu tham khảo kỹ thuật giá trị cho sinh viên ngành cơ khí, đồng thời cung cấp giải pháp thiết kế khả thi sẵn sàng chuyển giao chế tạo cho các doanh nghiệp sản xuất băng tải công nghiệp hiện nay.