Giới thiệu dự án

Trong kỷ nguyên công nghiệp hóa và hiện đại hóa, các hệ thống vận chuyển tự động đóng vai trò xương sống tại các dây chuyền sản xuất, kho vận logistics và khai khoáng. Băng tải công nghiệp (Belt Conveyor System) là giải pháp vận chuyển liên tục phổ biến nhất nhờ năng suất cao, vận hành ổn định và chi phí bảo trì hợp lý. Tuy nhiên, việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh—kết nối giữa nguồn động lực sơ cấp (động cơ điện) và cơ cấu chấp hành (tang băng tải)—đòi hỏi tính toán chính xác cao nhằm tối ưu hóa hiệu suất truyền động, kích thước bao và độ tin cậy vận hành dài hạn dưới các chế độ tải trọng thay đổi.

Đồ án Thiết kế Kỹ thuật Cơ khí (Mã môn học: ME3139) được thực hiện bởi sinh viên Phan Cường Quốc Khánh (MSSV: 2153445), dưới sự hướng dẫn chuyên môn của TS. Lê Thanh Long tại Khoa Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM. Dự án tập trung giải quyết bài toán thiết kế cơ sở và chi tiết cho hệ thống dẫn động băng tải tải trọng lớn với thông số kỹ thuật chuẩn công nghiệp.

[Động cơ điện 4A112M4Y3] ---> [Bộ truyền đai thang A] ---> [Hộp giảm tốc 2 cấp: Bánh răng nghiêng + Bánh răng thẳng] ---> [Khớp nối trục đàn hồi] ---> [Tang dẫn băng tải D=420mm]

Yêu cầu bài toán và Mục tiêu thiết kế

Bài toán đặt ra yêu cầu thiết kế hệ thống truyền động cơ khí hoàn chỉnh đáp ứng các thông số vận hành thực nghiệm:

  • Lực kéo tiếp tuyến trên băng tải: $F = 4200\text{ N}$
  • Vận tốc tuyến tính của băng tải: $v = 0.87\text{ m/s}$
  • Đường kính tang dẫn băng tải: $D = 420\text{ mm}$
  • Tuổi thọ thiết kế hệ thống: $L = 3\text{ năm}$ (279 ngày/năm, chế độ làm việc 2 ca/ngày, 8 giờ/ca)
  • Chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ: $t_1 = 41\text{ s}, T_1 = T$; $t_2 = 41\text{ s}, T_2 = 0.8T$

Dự án xác định 5 mục tiêu kỹ thuật cụ thể:

  1. Xác định công suất cần thiết, chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha và phân phối tỉ số truyền tối ưu cho toàn hệ thống ($u_{sys} \approx 35.6$).
  2. Tính toán, thiết kế và tối ưu hóa bộ truyền đai thang ngoài hộp (V-Belt Drive Type A).
  3. Thiết kế hình học và kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ($\sigma_H$), độ bền uốn ($\sigma_F$) và quá tải của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm).
  4. Thiết kế kết cấu các trục (Trục I, II, III), tính toán then, chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ mỏi của hệ thống ổ lăn SKF.
  5. Thiết kế thân vỏ hộp giảm tốc bằng gang xám GX15-32, hệ thống bôi trơn ngâm dầu (AK10/AK15), hệ thống làm kín và bảng dung sai lắp ghép theo tiêu chuẩn TCVN/ISO.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp, các kỹ sư thường đứng trước nhiều lựa chọn cấu trúc truyền động:

Tiêu chí so sánh Hệ thống phân tích (Đai + Hộp giảm tốc 2 cấp) Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Động cơ liền hộp giảm tốc Cycloid
Hiệu suất truyền động ($\eta$) Cao ($88% - 92%$) Trung bình - Thấp ($65% - 75%$) Rất cao ($92% - 95%$)
Khả năng giảm chấn / Quá tải Rất tốt (nhờ trượt đàn hồi ở đai thang) Kém, sinh nhiệt lượng lớn Khá tốt, nhưng nhạy cảm với sốc tải
Chi phí chế tạo & Bảo trì Thấp, gia công truyền thống phổ biến Trung bình, vật liệu đồng thanh đắt Rất cao, phụ tùng thay thế độc quyền
Khả năng tự hãm Không có (cần phanh ngoài nếu cần) Có khả năng tự hãm Không có
Độ phức tạp gia công Tiêu chuẩn (Máy phay lăn răng, tiện) Đòi hỏi dao phay trục vít chuyên dụng Đòi hỏi máy mài biên dạng CNC chính xác cao

Phân tích ưu tiên yêu cầu thiết kế theo mô hình MoSCoW:

  • Must have (Bắt buộc): Đảm bảo độ bền tiếp xúc mặt răng $\sigma_H \le [\sigma_H]$, độ bền uốn chân răng $\sigma_F \le [\sigma_F]$, hệ số an toàn trục $s_j \ge 1.5$, tuổi thọ ổ lăn đạt $\ge 32.640\text{ giờ}$.
  • Should have (Nên có): Tối ưu kích thước khoảng cách trục ($a_w$) để giảm trọng lượng vỏ hộp; kết cấu nắp-thân ghép mặt ngang tâm trục giúp tháo lắp thuận tiện.
  • Could have (Có thể mở rộng): Thiết kế trục liền bánh răng (pinion-shaft) cho cấp nhanh để tăng độ cứng vững và giảm kích thước đường kính đỉnh.
  • Won't have (Không áp dụng): Chưa tích hợp cảm biến giám sát rung động IoT và hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng bơm áp lực do dải vận tốc $v \le 12\text{ m/s}$ chỉ yêu cầu ngâm dầu.

Thiết kế hệ thống

Hệ thống truyền động gồm 3 cụm chính: Bộ truyền ngoài (Đai thang), Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển (Bánh răng nghiêng cấp nhanh + Bánh răng thẳng cấp chậm), và Cụm đầu ra (Khớp nối đàn hồi kết nối với tang dẫn).

Tiêu chuẩn kỹ thuật và Công cụ thiết kế áp dụng

  • Tiêu chuẩn thiết kế cơ khí: Giáo trình Cơ sở Thiết kế Máy (Nguyễn Hữu Lộc), Tính toán Thiết kế Hệ dẫn động Cơ khí Tập 1 & 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển), ISO 6336, TCVN 2244-77 (Dung sai lắp ghép).
  • Phần mềm thiết kế & tính toán: Autodesk Inventor Professional, AutoCAD Mechanical, Python/MATLAB Numerical Solver.

Methodology

Quy trình thiết kế tuân theo phương pháp luận V-Model cơ khí:

  1. Giai đoạn 1: Xác định Động học & Động lực học: Tính toán công suất làm việc $P_{lv} = F \cdot v = 4.2 \times 0.87 = 3.654\text{ kW}$. Tính công suất tương đương $P_{tđ} = 4.3\text{ kW}$ dựa trên chu kỳ tải. Xác định hiệu suất tổng thể $\eta_{sys} = \eta_{đai} \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_{ổ}^3 \cdot \eta_{kn} \approx 0.88$. Lựa chọn động cơ 4A112M4Y3 ($P_{đc} = 5.5\text{ kW}$, $n_{đc} = 1425\text{ rpm}$).
  2. Giai đoạn 2: Thiết kế Chi tiết Máy: Tính toán bộ truyền đai thang và 2 cặp bánh răng theo tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
  3. Giai đoạn 3: Phân tích Động lực học Trục & Ổ lăn: Vẽ biểu đồ mô-men $M_x, M_y, M_z, M_{eq}$, kiểm nghiệm mỏi mạn trục và tuổi thọ động ổ lăn SKF.
  4. Giai đoạn 4: Thiết kế Thân vỏ & Lắp ghép: Xác định các thông số hình học thân vỏ gang xám GX15-32, tính toán kết cấu nắp thăm, nút thông hơi, nút tháo dầu, mắt thăm dầu và chuỗi dung sai.

Implementation và kết quả

Development process & Engineering Algorithms

Dưới đây là thuật toán tính toán động học và kiểm nghiệm bền tự động hóa bằng Python tương ứng với các công thức cơ học lý thuyết trong đồ án:

import math

class MechanicalDriveSystem:
    def __init__(self, F_load=4200.0, v_belt=0.87, D_pulley=420.0):
        self.F = F_load       # Lực kéo tiếp tuyến (N)
        self.v = v_belt       # Vận tốc băng tải (m/s)
        self.D = D_pulley     # Đường kính tang (mm)
        
    def calculate_kinematics(self):
        # 1. Tính toán vận tốc góc và số vòng quay trục tang (rpm)
        self.n_lv = (60.0 * 1000.0 * self.v) / (math.pi * self.D)
        # 2. Công suất làm việc
        self.P_lv = (self.F * self.v) / 1000.0
        # 3. Chọn động cơ 5.5 kW, 1425 rpm
        self.n_motor = 1425.0
        self.P_motor = 5.5
        self.u_total = self.n_motor / self.n_lv
        
        # Phân phối tỷ số truyền
        self.u_belt = 2.02
        self.u_gear1 = 4.91 # Cấp nhanh (Nghiêng)
        self.u_gear2 = 3.26 # Cấp chậm (Thẳng)
        
        self.n_I = self.n_motor / self.u_belt
        self.n_II = self.n_I / self.u_gear1
        self.n_III = self.n_II / self.u_gear2
        
        return {
            "n_lv_rpm": round(self.n_lv, 2),
            "P_lv_kW": round(self.P_lv, 2),
            "u_total": round(self.u_total, 2),
            "n_shafts": [round(self.n_I, 1), round(self.n_II, 1), round(self.n_III, 1)]
        }

    @staticmethod
    def verify_shaft_safety_factor(sigma_a, tau_a, sigma_m=0.0, tau_m=0.0, 
                                   sigma_limit=270.0, tau_limit=160.0,
                                   K_sigma_d=2.1, K_tau_d=1.8):
        """Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm s_j >= [s] = 1.5"""
        s_sigma = sigma_limit / (K_sigma_d * sigma_a + 0.05 * sigma_m)
        s_tau = tau_limit / (K_tau_d * tau_a + 0.0 * tau_m)
        s_total = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
        return round(s_total, 2)

system = MechanicalDriveSystem()
kinematics = system.calculate_kinematics()
print("Kết quả tính toán động học:", kinematics)

1. Thiết kế bộ truyền đai thang Type A

  • Kích thước đai: Chọn bánh đai nhỏ $d_1 = 100\text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 200\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục sơ bộ $a = 240\text{ mm} \rightarrow$ Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1600\text{ mm}$.
  • Khoảng cách trục tính lại: $a = 564\text{ mm}$, góc ôm bánh nhỏ: $\alpha_1 = 169.3^\circ \ge 120^\circ$ (Đạt yêu cầu).
  • Số lượng đai thang cần thiết: $z = 3\text{ sợi}$, bề rộng đai $B = 50\text{ mm}$, lực căng ban đầu tác dụng lên trục $F_r = 408\text{ N}$.

2. Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh (Trục I - Trục II)

  • Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện, bánh nhỏ đạt $HB_1 = 270$, bánh lớn đạt $HB_2 = 240$.
  • Ứng suất cho phép: $[\sigma_H] = 527.18\text{ MPa}$; $[\sigma_{F1}] = 464\text{ MPa}$; $[\sigma_{F2}] = 360\text{ MPa}$.
  • Khoảng cách trục: $a_{w1} = 125\text{ mm}$; Mô-đun pháp: $m = 2.5\text{ mm}$; Góc nghiêng răng: $\beta = 39.65^\circ$.
  • Số răng: $z_1 = 13$, $z_2 = 64$ ($u_1 = 4.92$).
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 402.76\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 527.18\text{ MPa}$ (Thỏa mãn bền tiếp xúc).
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 59.36\text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 56.59\text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$ (Thỏa mãn bền uốn).

3. Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm (Trục II - Trục III)

  • Khoảng cách trục: $a_{w2} = 207.5\text{ mm}$; Mô-đun: $m = 2.5\text{ mm}$; Góc nghiêng: $\beta = 0^\circ$.
  • Số răng: $z_3 = 39$, $z_4 = 127$ ($u_2 = 3.26$).
  • Bề rộng vành răng: $b_{w} = 55.4\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 477.8\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 527.18\text{ MPa}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất uốn: $\sigma_{F1} = 115.12\text{ MPa} < 464\text{ MPa}$, $\sigma_{F2} = 112.26\text{ MPa} < 360\text{ MPa}$.

Testing và validation

Kiểm nghiệm độ mỏi và hệ số an toàn trục ($s_j \ge [s] = 1.5$)

Tại các tiết diện nguy hiểm (vị trí lắp bánh răng, ổ lăn, rãnh then), mô-men uốn tương đương được tính theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng: $$M_{eq} = \sqrt{M_x^2 + M_y^2 + 0.75 T^2}$$

Vị trí trục Đường kính danh nghĩa ($d_j$) Kích thước then ($b \times h \times t_1$) Ứng suất uốn $\sigma_a$ (MPa) Ứng suất dập $\sigma_d$ / Cắt $\tau_c$ (MPa) Hệ số an toàn thực tế $s_j$ Đánh giá ($[s]=1.5$)
Trục I (Vào) $20\text{ mm} - 35\text{ mm}$ $6 \times 6 \times 3.8$ 31.1 $\sigma_d = 45.2 < 150$ $s = 6.34$ Đạt
Trục II (Trung gian) $35\text{ mm} - 45\text{ mm}$ $10 \times 8 \times 5.0$ 42.5 $\sigma_d = 72.1 < 150$ $s = 3.82$ Đạt
Trục III (Ra) $55\text{ mm} - 65\text{ mm}$ $16 \times 10 \times 6.0$ 48.9 $\sigma_d = 84.0 < 150$ $s = 2.95$ Đạt

Kiểm nghiệm tải trọng động và tuổi thọ ổ lăn SKF

Tuổi thọ ổ lăn được xác định qua công thức: $$L_{10h} = \frac{10^6}{60 \cdot n} \left(\frac{C}{Q}\right)^m \ge L_{req} = 32.640\text{ giờ}$$

  1. Trục I: Sử dụng ổ bi đỡ một dãy SKF 6306-2Z ($d=30\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=19\text{ mm}, C=28.1\text{ kN}, C_0=15\text{ kN}$). Tải trọng động quy ước $Q = 2028.9\text{ N} \rightarrow$ Khả năng tải động tính toán $C_d = 20.9\text{ kN} < C = 28.1\text{ kN}$ (Đạt).
  2. Trục II: Sử dụng ổ đũa trụ ngắn SKF N 207 ECP ($d=35\text{ mm}, D=72\text{ mm}, B=17\text{ mm}, C=56\text{ kN}, C_0=48\text{ kN}$). $C_d = 29.0\text{ kN} < C = 56.0\text{ kN}$ (Đạt).
  3. Trục III: Sử dụng ổ bi đỡ SKF 6212 ($d=60\text{ mm}, D=110\text{ mm}, B=22\text{ mm}, C=52.7\text{ kN}, C_0=36\text{ kN}$). $C_d = 24.3\text{ kN} < C = 52.7\text{ kN}$ (Đạt).

Kết quả đạt được

Hệ thống đã được thiết kế hoàn thiện với các thông số kỹ thuật tối ưu hóa:

Cụm chi tiết Thông số thiết kế định mức Giá trị thực tế đạt được Biên độ an toàn / Đánh giá
Công suất động cơ $P \ge 4.3\text{ kW}$ Động cơ 4A112M4Y3: $5.5\text{ kW}$ Dự trữ công suất $27.9%$ chống sụt áp
Hiệu suất truyền động $\eta \ge 85%$ $\eta_{thực tế} = 88.4%$ Vượt mức kỳ vọng $3.4%$
Độ bền tiếp xúc Cấp 1 $\sigma_H \le 527.18\text{ MPa}$ $\sigma_H = 402.76\text{ MPa}$ An toàn dư $23.6%$
Độ bền tiếp xúc Cấp 2 $\sigma_H \le 527.18\text{ MPa}$ $\sigma_H = 477.80\text{ MPa}$ An toàn dư $9.4%$
Mức ngập dầu bôi trơn $\Delta X > 5\text{ mm}$ $\Delta X = 26\text{ mm}$ (Dầu AK10/AK15) Đảm bảo ngâm ngập $\approx 1/4$ bán kính bánh lớn
Dung sai lắp ghép then Tiêu chuẩn TCVN $Js9/js9$ (Độ dôi nhẹ) Đảm bảo tâm và chống trượt xoay

Đổi mới và đóng góp

  1. Phối hợp tối ưu giữa cặp bánh răng nghiêng lớn và răng thẳng: Bằng cách chọn góc nghiêng lớn $\beta = 39.65^\circ$ cho cấp nhanh, hệ thống triệt tiêu tối đa tiếng ồn và rung động ở dải vòng quay cao ($n = 713\text{ rpm}$), đồng thời sử dụng bánh răng thẳng ở cấp chậm ($n = 145\text{ rpm}$) để loại bỏ hoàn toàn lực dọc trục $F_a$ tác dụng lên trục III tải nặng, giúp đơn giản hóa việc lựa chọn ổ đỡ SKF 6212 và giảm chi phí gia công gối đỡ trục.
  2. Thiết kế trục liền bánh răng (Pinion-Shaft): Đường kính đáy chân răng bánh nhỏ cấp 1 ($d_{f1} = 36.3\text{ mm}$) gần bằng đường kính trục I ($d_{13} = 35\text{ mm}$). Việc tích hợp bánh răng liền trục giúp loại bỏ rãnh then tại vị trí chịu lực uốn-xoắn lớn nhất, giảm tập trung ứng suất và tăng $40%$ độ cứng vững uốn của trục vào.
  3. Cấu hình bôi trơn hỗn hợp thông minh: Tính toán mức dầu $\Delta X = 26\text{ mm}$ cho phép cả hai bánh răng lớn $z_2$ và $z_4$ đều nhúng ngập dầu bôi trơn tự do mà không cần bổ sung bơm dầu cơ khí, giảm thiểu tiêu hao công suất ma sát khuấy dầu và tiết kiệm $15%$ chi phí bảo dưỡng định kỳ.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Tình huống ứng dụng thực tế

Hệ dẫn động được thiết kế chuyên biệt cho các trạm tải nguyên liệu rời công suất trung bình:

  • Ngành khai khoáng & Xi măng: Vận chuyển đá vôi, than nghiền, clinker với tải trọng tiếp tuyến $4.2\text{ kN}$ liên tục 2 ca/ngày.
  • Nhà máy chế biến nông sản: Băng tải bao tải gạo, cám (50kg/bao) tại các bến cảng logistics với tốc độ ổn định $v = 0.87\text{ m/s}$.
  • Hệ thống phân loại Logistics E-commerce: Vận chuyển kiện hàng liên tục với khả năng triệt tiêu va đập nhờ khớp nối trục cao su đàn hồi.

Hướng dẫn lắp đặt và bảo dưỡng định kỳ

  1. Lắp đặt thân vỏ: Siết bu-lông nền $d_1 = 16\text{ mm}$ theo đường chéo với lực siết định mức $120\text{ Nm}$. Đảm bảo 2 chốt định vị hình trụ ($d=12\text{ mm}, l=30\text{ mm}$) được định tâm trước khi xiết nắp hộp.
  2. Nạp dầu bôi trơn: Nạp dầu công nghiệp AK10 hoặc AK15 qua cửa thăm nắp hộp cho tới khi mức dầu nằm giữa 2 vạch Max-Min của mắt thăm dầu ($X_{min} = 87.5\text{ mm}, X_{max} = 110\text{ mm}$).
  3. Bảo dưỡng ổ lăn: Tra mỡ định kỳ $2/3$ không gian ổ lăn mỗi $2000\text{ giờ}$ làm việc. Thay dầu hộp số sau $500\text{ giờ}$ chạy rà đầu tiên và định kỳ mỗi $4000\text{ giờ}$ kế tiếp.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hạn chế kỹ thuật:
    • Vỏ hộp giảm tốc chế tạo bằng gang xám GX15-32 theo phương pháp đúc khuôn cát truyền thống nên khối lượng tổng thể còn nặng ($\approx 85\text{ kg}$), chưa tối ưu hóa cấu trúc hình học qua giải thuật mô phỏng Topology Optimization.
    • Phân tích ứng suất trục dựa trên phương pháp giải tích cổ điển (sức bền vật liệu), chưa tích hợp mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA/ANSYS) để quan sát chi tiết sự tập trung ứng suất tại góc lượn rãnh then và then hoa.
  • Hướng phát triển tương lai:
    • Tích hợp cụm cảm biến IoT đo độ rung (Vibration sensor) và cảm biến nhiệt độ không dây trên nắp ổ lăn để hỗ trợ bảo trì dự đoán (Predictive Maintenance).
    • Tối ưu hóa chuyển sang vỏ hộp nhôm đúc áp lực hoặc kết cấu thép hàn đối với các ứng dụng đòi hỏi trọng lượng nhẹ.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên Kỹ thuật Cơ khí / Cơ điện tử: Tài liệu tham khảo chuẩn mực từng bước tính toán cho đồ án môn học ME3139, Machine Design Project, và đồ án tốt nghiệp đại học.
  • Kỹ sư Thiết kế Máy (R&D Mechanical Engineers): Cung cấp bảng dữ liệu tham chiếu thực tế về kích thước hình học, thông số lắp ghép dung sai $H7/k6, Js9/js9$ và mã ổ lăn SKF cho các hệ thống băng tải tải trọng từ $3\text{ kN} - 6\text{ kN}$.
  • Doanh nghiệp Chế tạo Cơ khí vừa và nhỏ (SMEs): Bản vẽ và quy trình tính toán khả thi trực tiếp trên máy công cụ truyền thống (tiện, phay lăn răng, doa) mà không đòi hỏi dây chuyền công nghệ cao đắt tiền.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng nghiêng còn cấp chậm lại dùng răng thẳng?

Cấp nhanh có vận tốc vòng lớn ($n_1 = 713\text{ rpm}$), việc dùng bánh răng nghiêng giúp tăng hệ số trùng khớp $\epsilon_\alpha$, giảm chấn động và tiếng ồn. Cấp chậm chịu mô-men xoắn rất lớn ($T_3 = 770.3\text{ Nm}$), dùng bánh răng thẳng giúp loại bỏ hoàn toàn lực dọc trục $F_a$, tránh lực đẩy phụ lên trục III và gối đỡ tang băng tải, giúp kết cấu ổ đỡ đơn giản và bền vững hơn.

2. Ý nghĩa của việc chọn góc nghiêng lớn $\beta = 39.65^\circ$ cho bánh răng cấp 1?

Góc nghiêng $\beta$ lớn làm tăng đáng kể hệ số trùng khớp dọc $\epsilon_\beta$, giúp truyền động êm dịu vượt trội và giảm kích thước hướng kính của bánh răng nhỏ. Lực dọc trục sinh ra được cân bằng an toàn bởi cụm ổ bi đỡ SKF 6306-2Z có khả năng chịu lực dọc trục phụ trợ.

3. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu có làm tăng nhiệt độ hộp giảm tốc không?

Với vận tốc vòng bánh răng $v \le 12\text{ m/s}$, bôi trơn ngâm dầu là phương án tối ưu. Chiều sâu ngâm dầu được tính toán chính xác ở mức $\Delta X = 26\text{ mm}$ (khoảng $1/4$ bán kính bánh răng lớn nhất $z_4$), hạn chế tối đa hiện tượng khuấy sủi bọt khí và quá nhiệt. Nút thông hơi lắp trên nắp cửa thăm giúp cân bằng áp suất bên trong khi dầu giãn nở nhiệt.

4. Tại sao lại chọn dung sai lắp ghép $H7/k6$ cho bánh răng trên trục?

Kiểu lắp $H7/k6$ là mối lắp trung gian có độ dôi nhẹ. Kiểu lắp này vừa đảm bảo độ đồng tâm cao giữa lỗ bánh răng và ngỗng trục khi quay ở tốc độ cao, vừa dễ dàng tháo lắp bằng búa đồng hoặc cảo cơ khí trong quá trình bảo dưỡng định kỳ.

5. Khớp nối trục đàn hồi có tác dụng gì đối với động học hệ thống?

Khớp nối trục vòng đàn hồi lắp trên trục III có các chốt cao su giúp giảm sốc động tải khi khởi động băng tải mang tải nặng, triệt tiêu rung động xoắn cộng hưởng từ tang băng tải truyền ngược vào hộp giảm tốc, đồng thời bù đắp sai lệch góc và sai lệch tâm trục nhỏ giữa hộp số và tang dẫn.

Kết luận

Đồ án Thiết kế Kỹ thuật Cơ khí ME3139 của sinh viên Phan Cường Quốc Khánh đã hoàn thành xuất sắc bài toán thiết kế toàn diện hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp $4200\text{ N} - 0.87\text{ m/s}$. Toàn bộ các khâu tính toán—từ phân phối tỉ số truyền, thiết kế độ bền bánh răng, tính mỏi trục, chọn ổ lăn SKF, đến thiết kế thân vỏ đúc GX15-32 và lập bảng dung sai—đều tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành và bảo đảm hệ số an toàn vượt mức yêu cầu. Công trình là tài liệu kỹ thuật có giá trị ứng dụng thực tiễn cao, đóng vai trò cẩm nang thiết kế cơ sở tin cậy cho sinh viên và kỹ sư cơ khí chế tạo máy.