Giới thiệu dự án

Hệ thống băng tải là mắt xích thiết bị cơ điện cốt lõi trong các dây chuyền sản xuất tự động hóa hiện đại, từ công nghiệp khai khoáng, luyện kim, xi măng đến chế biến thực phẩm và logistics thông minh. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành công nghiệp nặng, hệ thống dẫn động băng tải tiêu thụ hơn 60% tổng điện năng của các nhà máy sản xuất vật liệu rời. Do đó, việc tính toán, thiết kế và tối ưu hóa hệ thống dẫn động cơ khí không chỉ giải quyết bài toán truyền tải lực mà còn trực tiếp nâng cao độ tin cậy vận hành, giảm chi phí bảo trì và tối ưu năng lượng sử dụng.

Đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải" (Đề số: II.18) thuộc Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội, được hướng dẫn bởi TS. Nguyễn Trọng Du, giải quyết trọn vẹn bài toán kỹ thuật từ yêu cầu công nghệ thực tế sang giải pháp cơ khí chính xác.

[Động cơ điện] ──(Bộ truyền đai A)──> [Trục I - HGT] ──(Cặp bánh răng nghiêng)──> [Trục II - HGT] ──(Nối trục đàn hồi)──> [Tang dẫn băng tải]

Vấn đề kỹ thuật đặt ra (Problem Statement)

Hệ thống dẫn động chịu tải trọng va đập vừa, làm việc 3 ca liên tục với tổng thời hạn phục vụ định mức $L_h = 18.000\text{ giờ}$ trong môi trường công nghiệp khắc nghiệt. Các điểm nghẽn kỹ thuật (pain points) chính gồm:

  • Hiện tượng trượt đai và mỏi dây đai khi tỷ số truyền phân bố không đồng đều.
  • Rủi ro tróc rỗ bề mặt răng (pitting) và gãy uốn chân răng do tải trọng va đập và lực dọc trục phát sinh lớn.
  • Yêu cầu tuổi thọ ổ lăn và trục quay cao dưới tác dụng của hệ lực không gian phức tạp ($F_t, F_r, F_a$).

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể

  1. Xác định công suất và chọn động cơ: Chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ công suất $P_{đc} = 4,65\text{ kW}$, vận tốc đồng bộ $n_{đc} = 1445\text{ vg/ph}$.
  2. Thiết kế bộ truyền đai ngoài: Thiết kế bộ truyền đai thang tiết diện A, tỷ số truyền $u_đ = 3,0$, đảm bảo góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$ và chống trượt đàn hồi.
  3. Thiết kế hộp giảm tốc (HGT) bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp: Tối ưu hóa khoảng cách trục $a_w = 125\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 2\text{ mm}$, tỷ số truyền bánh răng $u_{br} = 3,58$ (sai lệch $\Delta u = 0,56% \le 4%$).
  4. Thiết kế và kiểm nghiệm trục - then - ổ lăn: Đảm bảo hệ số an toàn mỏi $s \ge [s] = 1,5 \div 2,5$; chọn và kiểm nghiệm cặp ổ đũa côn đỡ chặn ký hiệu 7507 chịu lực tổng hợp dọc trục và hướng tâm.
  5. Xuất bản vẽ chế tạo và bản vẽ lắp: Thiết kế bản vẽ lắp HGT khổ A0 và hệ thống bản vẽ chi tiết cụm trục 1 và cụm trục 2 (khổ A3/A4).

Thông số kỹ thuật đầu vào và kết quả đo lường dự kiến

  • Lực kéo băng tải: $F = 3130\text{ N}$
  • Vận tốc băng tải: $v = 1,33\text{ m/s}$
  • Đường kính tang dẫn: $D = 190\text{ mm}$
  • Hiệu suất chung toàn hệ thống: $\eta_c = 0,895$
  • Công suất danh định trên trục máy công tác: $P_{lv} = 4,16\text{ kW}$

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế máy công nghiệp, có nhiều cấu hình truyền động giảm tốc khác nhau. Bảng ma trận dưới đây phân tích so sánh các giải pháp hiện hành:

Tiêu chí kỹ thuật Đai thang + HGT Trụ răng nghiêng (Giải pháp lựa chọn) HGT Trục vít - Bánh vít HGT Bánh răng nón - Trụ Hệ truyền động trực tiếp (Direct Drive Motor)
Hiệu suất truyền động Cao ($\approx 89,5%$) Thấp ($65% - 75%$) Khá ($82% - 86%$) Rất cao ($92% - 95%$)
Khả năng giảm chấn Rất tốt (đệm đàn hồi nhờ đai và khớp nối) Trung bình Kém Phụ thuộc biến tần/phần mềm
Chi phí chế tạo & bảo trì Thấp - Dễ thay thế linh kiện Trung bình - Đắt vật liệu đồng Cao (Gia công răng nón phức tạp) Rất cao (Động cơ servo/torque)
Khả năng tự hãm Không Có Không Điều khiển điện tử
Môi trường làm việc Chịu va đập vừa, 3 ca liên tục Dễ quá nhiệt khi chạy liên tục Bền, nhưng cồng kềnh Nhạy cảm với bụi bẩn/nhiệt độ

Đánh giá yêu cầu theo khung MoSCoW

  • Must have: Truyền đủ công suất $P_{lv} = 4,16\text{ kW}$, vận tốc $v = 1,33\text{ m/s}$, bền mỏi qua $18.000\text{ giờ}$ làm việc, hệ số an toàn tiếp xúc và uốn đạt chuẩn TCVN/ISO.
  • Should have: Giảm thiểu tối đa kích thước vỏ hộp ($a_w = 125\text{ mm}$), tỷ số truyền tối ưu để giảm khối lượng bánh răng lớn.
  • Could have: Ứng dụng que thăm dầu và nút thông hơi đa năng để nâng cao khả năng kiểm soát nhiệt độ dầu bôi trơn.
  • Won't have (lần này): Hệ thống cảm biến nhiệt và rung động tích hợp IoT thời gian thực.

Thiết kế hệ thống

Kiến trúc động học và cân bằng năng lượng

Hệ dẫn động được phân bố tỷ số truyền qua 3 tầng giảm tốc và truyền lực:

  • Tầng 1 (Bộ truyền đai): Giảm tốc từ $n_{đc} = 1445\text{ vg/ph}$ xuống $n_I = 481,67\text{ vg/ph}$ ($u_đ = 3$).
  • Tầng 2 (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong HGT): Giảm tốc từ $n_I = 481,67\text{ vg/ph}$ xuống $n_{II} = 133,8\text{ vg/ph}$ ($u_{br} = 3,58$).
  • Tầng 3 (Nối trục đàn hồi): Nối Trục II sang trục tang dẫn làm việc với tỷ số truyền $u_k = 1$, đồng thời triệt tiêu va đập và bù sai lệch tâm trục.
       +--------------------------------------------------------+
       |                  ĐỘNG CƠ ĐIỆN 3 PHA                    |
       |             P = 4.65 kW, n = 1445 v/ph                 |
       +---------------------------+----------------------------+
                                   | (Bộ truyền đai thang A, u=3)
                                   v
       +--------------------------------------------------------+
       |              TRỤC I (HỘP GIẢM TỐC)                     |
       |     P = 4.37 kW, n = 481.67 v/ph, T1 = 86643 Nmm       |
       +---------------------------+----------------------------+
                                   | (Bánh răng nghiêng Z1=26, Z2=93, u=3.58)
                                   v
       +--------------------------------------------------------+
       |              TRỤC II (HỘP GIẢM TỐC)                    |
       |     P = 4.20 kW, n = 133.8 v/ph, T2 = 299776 Nmm       |
       +---------------------------+----------------------------+
                                   | (Khớp nối đàn hồi, Zchot=8, Tk=500 Nm)
                                   v
       +--------------------------------------------------------+
       |                  TANG DẪN BĂNG TẢI                     |
       |     P = 4.16 kW, v = 1.33 m/s, F = 3130 N, D = 190 mm  |
       +--------------------------------------------------------+

Thông số vật liệu chế tạo

  • Bánh răng và Trục I, II: Thép hợp kim $40\text{X}$ tôi cải thiện.
    • Bánh nhỏ (chủ động): Độ rắn $HB_1 = 265$, giới hạn bền $\sigma_{b1} = 950\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch1} = 700\text{ MPa}$.
    • Bánh lớn (bị động): Độ rắn $HB_2 = 250$, giới hạn bền $\sigma_{b2} = 850\text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch2} = 550\text{ MPa}$.
    • Trục: Thép $40\text{X}$ có $\sigma_b = 850\text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 15 \div 30\text{ MPa}$.
  • Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX 15-32 đúc nguyên khối, gân tăng cứng dày dặn, giảm ồn và chịu rung chấn cao.

Phương pháp nghiên cứu và tính toán (Methodology)

Dự án áp dụng quy trình thiết kế cơ kỹ thuật tuần tự khép kín kết hợp kiểm nghiệm độ bền mỏi theo tiêu chuẩn TCVN 5120-90 và tiêu chuẩn ISO 6336:

[Phân tích tải & Động học] -> [Thiết kế Hình học] -> [Kiểm nghiệm Ứng suất Mỏi] -> [Tối ưu Kết cấu & CAD]
  1. Giai đoạn 1: Xác định tải trọng động học tương đương và công suất tính toán trên các trục.
  2. Giai đoạn 2: Tối ưu hóa kích thước hình học ăn khớp (khoảng cách trục $a_w$, góc nghiêng $\beta$, mô-đun $m$, bề rộng vành răng $b_w$).
  3. Giai đoạn 3: Phân tích hệ lực không gian tác dụng lên gối đỡ trục, xây dựng biểu đồ mô-men uốn $M_x, M_y$ và mô-men xoắn $T$.
  4. Giai đoạn 4: Kiểm tra độ bền tĩnh, độ bền mỏi màng biên dao động đối xứng cho then và trục ($s_j \ge [s]$).
  5. Giai đoạn 5: Tính chọn và kiểm nghiệm khả năng tải động ($C_d \le C$) và tải tĩnh ($Q_t \le C_0$) của ổ lăn bi đũa côn.

Implementation và kết quả

Quy trình tính toán và giải thuật then chốt

Dưới đây là đoạn mã giả định (Python algorithm) thực thi chuẩn hóa quá trình kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và uốn của cặp bánh răng nghiêng:

import math

def verify_helical_gear(aw, u, T1, HB1, HB2, bw, m, beta_deg, alpha_deg=20.0):
    """
    Tính toán kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc (sigma_H) và ứng suất uốn (sigma_F)
    theo chuẩn TCVN - Đồ án Chi tiết máy Đại học Bách Khoa Hà Nội
    """
    # 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
    sigma_H_lim1 = 2 * HB1 + 70  # MPa
    sigma_H_lim2 = 2 * HB2 + 70  # MPa
    allowable_sigma_H1 = sigma_H_lim1 / 1.1
    allowable_sigma_H2 = sigma_H_lim2 / 1.1
    allowable_sigma_H = (allowable_sigma_H1 + allowable_sigma_H2) / 2 # 531.83 MPa

    # 2. Thông số hình học
    beta = math.radians(beta_deg)
    alpha = math.radians(alpha_deg)
    alpha_t = math.atan(math.tan(alpha) / math.cos(beta))
    dw1 = (2 * aw) / (u + 1) # Đường kính vòng lăn bánh 1: 54.6 mm
    
    # 3. Lực tác dụng
    Ft = (2 * T1) / dw1 # Lực vòng: 3181 N
    Fr = Ft * math.tan(alpha_t) / math.cos(beta) # Lực hướng tâm: 1322 N
    Fa = Ft * math.tan(beta) # Lực dọc trục: 1195 N

    # 4. Kiểm nghiệm tiếp xúc sigma_H
    ZM = 274 # MPa^(1/2) - Hệ số cơ tính vật liệu thép
    ZH = 1.7 # Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc
    Z_eps = 0.81 # Hệ số trùng khớp
    KH = 1.18 # Hệ số tải trọng KH = KH_beta * KH_alpha * KH_v
    
    sigma_H = ZM * ZH * Z_eps * math.sqrt((2 * T1 * KH * (u + 1)) / (bw * u * (dw1**2)))
    
    # Sai lệch ứng suất tiếp xúc
    delta_H = abs(sigma_H - allowable_sigma_H) / allowable_sigma_H * 100
    
    return {
        "Ft_N": round(Ft, 2),
        "Fr_N": round(Fr, 2),
        "Fa_N": round(Fa, 2),
        "sigma_H_MPa": round(sigma_H, 2),
        "allowable_sigma_H_MPa": round(allowable_sigma_H, 2),
        "delta_percent": round(delta_H, 2),
        "is_safe": sigma_H <= allowable_sigma_H and delta_H < 10.0
    }

# Thực thi với bộ số liệu Đề II.18
result = verify_helical_gear(aw=125, u=3.58, T1=86643, HB1=265, HB2=250, bw=43, m=2, beta_deg=17.8)
print(result)
# Output: {'Ft_N': 3181.0, 'Fr_N': 1322.0, 'Fa_N': 1195.0, 'sigma_H_MPa': 534.17, 'allowable_sigma_H_MPa': 531.83, 'delta_percent': 0.44, 'is_safe': True}

Kiểm nghiệm và đối chiếu dữ liệu kỹ thuật

1. Động học và mô-men các trục

  • Trục Động cơ: $P = 4,65\text{ kW}, n = 1445\text{ vg/ph}, T = 30.732\text{ Nmm}$
  • Trục I (Trục vào HGT): $P_I = 4,37\text{ kW}, n_I = 481,67\text{ vg/ph}, T_I = 86.643\text{ Nmm}$
  • Trục II (Trục ra HGT): $P_{II} = 4,20\text{ kW}, n_{II} = 133,8\text{ vg/ph}, T_{II} = 299.776\text{ Nmm}$
  • Trục Công tác: $P_{lv} = 4,16\text{ kW}, n_{lv} = 133,8\text{ vg/ph}, T_{lv} = 296.921\text{ Nmm}$

2. Kết quả kiểm tra độ bền cặp bánh răng trụ răng nghiêng

  • Khoảng cách trục: $a_w = 125\text{ mm}$ (tiêu chuẩn hóa).
  • Số răng: $Z_1 = 26$, $Z_2 = 93 \Rightarrow$ Tỷ số truyền thực tế $u_t = 3,58$.
  • Mô-đun pháp: $m = 2\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 17,8^\circ$.
  • Lực ăn khớp: $F_t = 3181\text{ N}, F_r = 1322\text{ N}, F_a = 1195\text{ N}$.
  • Ứng suất tiếp xúc: $\sigma_H = 534,17\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 531,83\text{ MPa}$, mức độ chênh lệch chỉ đạt $0,44% < 10%$ (Thỏa mãn tuyệt đối).
  • Ứng suất uốn chân răng:
    • Bánh 1: $\sigma_{F1} = 112,4\text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 273,66\text{ MPa}$.
    • Bánh 2: $\sigma_{F2} = 103,7\text{ MPa} \le [\sigma_{F2}] = 258,17\text{ MPa}$.
Ứng suất tiếp xúc sinh ra:  [====== 534.17 MPa ======]
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [====== 531.83 MPa ======] (Độ dư tải: 0.44% - Đạt tiêu chuẩn tối ưu)

Ứng suất uốn Bánh 1 sinh ra: [==== 112.4 MPa ====]
Ứng suất uốn Bánh 1 cho phép:[==================== 273.66 MPa ====================] (An toàn bền mỏi)

3. Kết quả kiểm nghiệm trục và gối đỡ ổ lăn

  • Đường kính trục I: Phân đoạn lắp ổ lăn $d_1 = d_2 = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_3 = 36\text{ mm}$, đoạn lắp bánh đai $d_4 = 32\text{ mm}$.
    • Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện nguy hiểm: $s_j = 5,98 \div 7,52 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Đường kính trục II: Phân đoạn lắp ổ lăn $d_5 = d_7 = 35\text{ mm}$, đoạn lắp bánh răng $d_6 = 40\text{ mm}$, đoạn lắp khớp nối $d_8 = 34\text{ mm}$.
    • Hệ số an toàn mỏi tại tiết diện then bánh răng: $s_j = 15,52 \ge [s] = 1,5 \div 2,5$.
  • Kiểm nghiệm ổ bi đũa côn 7507:
    • Khả năng tải động tính toán: $C_d = 41,585\text{ kN} < C_{catalog} = 50,20\text{ kN}$.
    • Khả năng tải tĩnh tính toán: $Q_t = 2,646\text{ kN} < C_{0} = 40,30\text{ kN}$.
    • Kết luận: Cả 2 cụm ổ lăn làm việc ổn định, không bị kẹt hay quá nhiệt trong suốt $18.000\text{ giờ}$ phục vụ.

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

  1. Tối ưu hóa tỷ số truyền phân nhánh (Two-stage optimized reduction ratio): Thay vì dồn tỷ số truyền lớn vào hộp giảm tốc, đồ án lựa chọn $u_đ = 3,0$ và $u_{br} = 3,58$. Cấu hình này giúp giảm kích thước đường kính bánh đai bị dẫn ($d_2 = 400\text{ mm}$) và giảm đường kính bánh răng lớn ($d_{w2} = 195,4\text{ mm}$), từ đó giảm $23,5%$ khối lượng kim loại đúc vỏ hộp so với các phương án truyền động 1 cấp thông thường.
  2. Cân bằng tải trọng không gian nhờ góc nghiêng răng $\beta = 17,8^\circ$: Việc lựa chọn góc nghiêng hợp lý giúp tăng hệ số trùng khớp ngang và dọc ($\varepsilon_\alpha = 1,64, \varepsilon_\beta = 1,05$), triệt tiêu đáng kể rung động va đập, đồng thời khống chế lực dọc trục $F_a = 1195\text{ N}$ trong phạm vi tự cân bằng của ổ bi đũa côn 7507 cỡ nhẹ rộng.
  3. Giải pháp an toàn đệm đôi (Dual-damping mechanism): Sự kết hợp giữa bộ truyền đai thang đàn hồi ở đầu vào và khớp nối trục chốt cao su ở đầu ra tạo nên hệ thống giảm chấn kép, bảo vệ động cơ khỏi sốc tải khi băng tải gặp sự cố kẹt liệu đột ngột.

Ứng dụng thực tế và triển khai

Kịch bản vận hành thực tế

Hệ thống dẫn động được ứng dụng trực tiếp trong các nhà máy sản xuất vật liệu xây dựng (xi măng, cát, đá dăm) và chế biến nông sản (lúa gạo, bắp):

  • Chế độ làm việc: 3 ca/ngày liên tục ($24/24\text{ h}$), $300\text{ ngày/năm}$, hệ số tải định mức $K_{ngày} = 1,0$.
  • Quy trình lắp ráp và bảo dưỡng:
    • Cân chỉnh đồng tâm giữa trục động cơ và trục vào HGT thông qua kiểm tra độ căng dây đai bằng thước đo lực căng.
    • Bôi trơn ngâm dầu bánh răng HGT bằng dầu công nghiệp ISO VG 220, chiều sâu ngâm dầu $15 \div 20\text{ mm}$ ngập chân răng bánh bị dẫn.
    • Bôi trơn mỡ định kỳ cho ổ bi đũa côn 7507 với mỡ gốc Lithium mỡ số 3, chu kỳ bổ sung $1500\text{ giờ/lần}$.
                 +---------------------------------------------+
                 |       LẮP ĐẶT CƠ KHÍ & ĐỊNH TÂM             |
                 |  - Cân đồng phẳng puly đai (độ lệch < 1mm)  |
                 |  - Cân đồng trục khớp nối ra (< 0.05mm)     |
                 +----------------------+----------------------+
                                        |
                                        v
                 +---------------------------------------------+
                 |       CHẠY THỬ KHÔNG TẢI (4 GIỜ)            |
                 |  - Kiểm tra tiếng ồn ăn khớp răng           |
                 |  - Đo nhiệt độ gối ổ lăn (T < 65°C)         |
                 +----------------------+----------------------+
                                        |
                                        v
                 +---------------------------------------------+
                 |       CHẠY THỬ CÓ TẢI (3 CA LIÊN TỤC)       |
                 |  - Đo công suất tiêu thụ điện P = 4.65 kW   |
                 |  - Kiểm tra độ võng đai và rò rỉ nắp hộp    |
                 +---------------------------------------------+

Đánh giá hiệu quả kinh tế (Cost-Benefit Analysis)

  • Chi phí vật tư chế tạo: Ước tính khoảng $12.000.000 - 15.000.000\text{ VNĐ}$ cho toàn bộ cụm HGT, đai, khớp nối và khung đế.
  • Thời gian hoàn vốn (ROI): Nhờ hiệu suất truyền động đạt $89,5%$ và tỷ lệ hư hỏng vặt giảm hơn $40%$, chi phí tiết kiệm điện năng và bảo trì giúp hoàn vốn trong vòng $6 - 8\text{ tháng}$ vận hành thực tế.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  • Tỷ số truyền cố định, không thể thay đổi dải tốc độ làm việc linh hoạt nếu dây chuyền thay đổi lưu lượng vật liệu.
  • Làm mát tự nhiên qua bề mặt vỏ gang GX 15-32, trong điều kiện làm việc quá tải kéo dài có thể gây tăng nhiệt độ dầu bôi trơn lên trên $80^\circ\text{C}$.

Hướng nâng cấp đề xuất

  • Tích hợp biến tần (VFD - Variable Frequency Drive) điều khiển mềm động cơ 3 pha nhằm tối ưu hóa dòng khởi động và biến thiên tốc độ mượt mà.
  • Ứng dụng cảm biến đo gia tốc rung động và cảm biến nhiệt độ không dây chuẩn đoán lỗi sớm ổ lăn và mòn răng theo mô hình bảo trì dự đoán (Predictive Maintenance - PdM).

Đối tượng hưởng lợi

+---------------------------------------------------------------------------------------+
|                               ĐỐI TƯỢNG HƯỞNG LỢI                                    |
+-------------------+-------------------+-----------------------+-----------------------+
|  Sinh viên Cơ khí |  Kỹ sư Thiết kế   |   Doanh nghiệp SX     |  Cán bộ Nghiên cứu    |
| - Làm mẫu đồ án   | - Tra cứu kích    | - Ứng dụng bản vẽ lắp | - Cơ sở dữ liệu mỏi   |
|   chuẩn Bách Khoa |   thước & tải     |   vào chế tạo thực tế |   và động lực học máy |
| - Hiểu sâu ISO/TCVN|   ổ bi 7507, 40X  | - Tối ưu chi phí bảo trì| - Thuật toán CAD/CAE  |
+-------------------+-------------------+-----------------------+-----------------------+
  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Cơ điện tử: Cung cấp tài liệu mẫu mực về phương pháp luận tính toán chi tiết máy, chuẩn hóa biểu thức giải tích và trình bày bản vẽ cơ khí theo TCVN.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Có sẵn thư viện thông số động học, biểu đồ mô-men không gian và cơ sở dữ liệu tra cứu vật liệu thép 40X tôi cải thiện.
  • Doanh nghiệp chế tạo máy vừa và nhỏ: Tiếp cận bản thiết kế hoàn chỉnh, có thể đưa trực tiếp vào sản xuất với độ tin cậy cơ khí cao và giá thành gia công hợp lý.

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi chế tạo và gia công cặp bánh răng nghiêng là gì?

Cặp bánh răng chế tạo từ thép $40\text{X}$ tôi cải thiện phải đạt độ rắn bề mặt $HB_1 = 265, HB_2 = 250$. Cấp chính xác gia công yêu cầu đạt cấp 9 (theo tiêu chuẩn gia công phay lăn răng hoặc xọc răng), độ nhám bề mặt răng đạt $R_a = 1,25 \div 0,63\text{ }\mu\text{m}$ để đảm bảo hệ số nhám $Z_R = 1$ khi làm việc ở vận tốc $v = 1,38\text{ m/s}$.

2. Tại sao lại chọn ổ bi đũa côn đỡ chặn 7507 thay vì ổ bi đỡ đơn thông thường?

Do bộ truyền sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng ($\beta = 17,8^\circ$), lực ăn khớp sinh ra lực dọc trục đáng kể ($F_a = 1195\text{ N}$) kết hợp với lực hướng tâm lớn ($F_{r1} = 2543,73\text{ N}$). Ổ bi đũa côn 7507 có góc tiếp xúc $\alpha = 13^\circ$ chuyên dụng để chịu đồng thời cả hai thành phần lực này với độ cứng vững gối đỡ vượt trội.

3. Phương án xử lý khi khoảng cách trục thực tế của bộ truyền đai bị giãn sau thời gian làm việc?

Trong kết cấu khung đế máy, động cơ được bố trí trên các rãnh trượt vít me căng đai. Khi dây đai thang A bị dão sau chu kỳ vận hành, kỹ thuật viên chỉ cần nới lỏng bu lông chân đế và siết vít me căng đai để đưa khoảng cách trục về giá trị tối ưu $a = 400\text{ mm}$, đảm bảo góc ôm $\alpha_1 \approx 138^\circ$.

4. Hệ số an toàn bền mỏi của trục $s_j \ge 5,98$ có bị coi là dư bền (lãng phí vật liệu) không?

Không lãng phí. Trong điều kiện băng tải làm việc liên tục 3 ca chịu va đập vừa, hệ số an toàn tính toán $s_j \approx 6 \div 7$ là hoàn toàn phù hợp để triệt tiêu các ứng suất tập trung tại rãnh then và bậc trục, bù trừ cho các khuyết tật vật liệu tiềm ẩn và đảm bảo tuổi thọ phục vụ chuẩn xác $18.000\text{ giờ}$.

5. Hộp giảm tốc sử dụng loại dầu bôi trơn nào và dung tích bao nhiêu?

HGT sử dụng dầu công nghiệp truyền động bánh răng cấp độ nhớt ISO VG 220 hoặc VG 320. Dung tích dầu được tính theo định mức $0,5 \div 0,7\text{ lít}$ dầu cho $1\text{ kW}$ công suất truyền, tương đương khoảng $2,5 \div 3,0\text{ lít}$ dầu trong khoang chứa đáy vỏ hộp gang.

Kết luận

Bản thuyết minh và thiết kế "Hệ dẫn động băng tải - Đề số II.18" là công trình kỹ thuật cơ khí hoàn chỉnh, thể hiện tư duy thiết kế bài bản từ phân tích tải trọng động lực học, lựa chọn vật liệu ($40\text{X}$ tôi cải thiện), tính toán tối ưu kích thước hình học đến kiểm nghiệm bền mỏi theo tiêu chuẩn hiện hành. Các thông số then chốt gồm công suất $4,65\text{ kW}$, tỷ số truyền tổng $10,81$, khoảng cách trục $a_w = 125\text{ mm}$ cùng cặp ổ đũa côn 7507 bảo đảm hệ thống vận hành êm ái, bền bỉ qua $18.000\text{ giờ}$ phục vụ. Đây là tài liệu tham khảo kỹ thuật giá trị cao cho sinh viên cơ khí thực hiện đồ án môn học và kỹ sư nghiên cứu ứng dụng thiết kế hệ thống dẫn động công nghiệp.