Giới thiệu dự án
Trong kỷ nguyên tự động hóa công nghiệp và logistics hiện đại, hệ thống băng tải đóng vai trò xương sống trong việc vận chuyển vật liệu liên tục tại các nhà máy chế biến, kho vận, khai khoáng và bến cảng. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành cơ khí chế tạo, hơn 65% sự cố dừng chuyền bắt nguồn từ hư hỏng cục bộ trong cụm dẫn động (động cơ, khớp nối, bộ truyền đai hoặc hộp giảm tốc) do tính toán quá tải hoặc rung động mỏi không đạt tiêu chuẩn. Do đó, việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí hoàn chỉnh, vận hành êm ái, bền bỉ và tối ưu hóa chi phí chế tạo là một bài toán kỹ thuật cấp thiết.
Dự án "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải" được thực hiện bởi nhóm nghiên cứu tại Trường Cơ khí – Đại học Bách khoa Hà Nội (dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Thanh Tùng) tập trung giải quyết toàn diện bài toán truyền động từ nguồn động lực sơ cấp đến trục công tác của tang băng tải.
+------------------+ +-------------------+ +-------------------------+ +---------------+ +-------------------+
| Động Cơ Điện | ---> | Bộ Truyền Đai | ---> | Hộp Giảm Tốc 1 Cấp | ---> | Khớp Nối | ---> | Trục Tang |
| (DK: P=8.61 kW) | | Thang (Loại B) | | Bánh Răng Trụ Nghiêng | | Trục Đàn Hồi | | Băng Tải |
+------------------+ +-------------------+ +-------------------------+ +---------------+ +-------------------+
Mục tiêu kỹ thuật trọng tâm:
- Xác lập thông số động học: Phân phối tỷ số truyền tổng $u_{ch} = 9{,}39$ cho hệ thống gồm bộ truyền ngoài (đai thang) và bộ truyền trong (hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp).
- Thiết kế tối ưu bộ truyền đai: Xác định chủng loại, kích thước hình học bánh đai và số lượng đai $Z$ nhằm hạn chế trượt trơn và đảm bảo góc ôm $\alpha_1 \ge 120^\circ$.
- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Tính toán khoảng cách trục $a_w = 180\text{ mm}$, mô-đun pháp $m = 3\text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 16{,}66^\circ$, kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc $\sigma_H \le [\sigma_H]$ và độ bền uốn $\sigma_F \le [\sigma_F]$.
- Thiết kế hệ trục và chọn ổ lăn: Xác định kích thước trục I, trục II theo mô-men uốn - xoắn tương đương, kiểm nghiệm then bằng theo ứng suất dập/cắt và kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi $s_j \ge [s] = 1{,}5 \div 2{,}5$. Chọn ổ bi đỡ - chặn chịu tải trọng kết hợp.
- Kết cấu vỏ hộp và hệ thống bôi trơn: Thiết kế vỏ hộp bằng gang xám GX15-32, xác định dung sai lắp ghép và phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng, bôi trơn mỡ cho ổ lăn.
Phạm vi và giới hạn:
- Chế độ làm việc: Làm việc 2 ca/ngày, tải trọng tĩnh, quay một chiều, làm việc êm.
- Tuổi thọ thiết kế: 5 năm (tương đương $L_h = 10.500\text{ giờ}$ làm việc).
- Giới hạn ứng dụng: Hệ dẫn động cơ khí công suất trung bình ($P_{lv} = 7{,}7\text{ kW}$ tại trục tang), không tích hợp biến tần điều khiển tốc độ vô cấp.
Phân tích và thiết kế giải pháp
Phân tích hiện trạng
Trong thiết kế máy công nghiệp, việc lựa chọn cấu hình hệ dẫn động phụ thuộc vào yêu cầu không gian bố trí, hiệu suất truyền động và chi phí bảo dưỡng.
| Tiêu chí so sánh | Phương án chọn: Đai thang + HGT Bánh răng nghiêng 1 cấp | Phương án 2: HGT Bánh răng trụ 2 cấp khai triển | Phương án 3: HGT Trục vít - Bánh vít |
|---|---|---|---|
| Hiệu suất tổng thể | Cao ($\eta \approx 89{,}4%$) | Rất cao ($\eta \approx 91%$) | Thấp ($\eta \approx 65% - 75%$) do trượt lớn |
| Khả năng giảm chấn | Rất tốt nhờ tính đàn hồi của đai thang | Kém hơn, rung động truyền thẳng từ động cơ | Tốt, nhưng sinh nhiệt lớn |
| Chi phí gia công | Tối ưu, kết cấu nhỏ gọn, dễ chế tạo | Chi phí cao do nhiều cặp bánh răng và trục | Chi phí vật liệu bánh vít (đồng thanh) đắt đỏ |
| Bảo dưỡng | Dễ thay thế đai ngoài mà không cần mở hộp | Phải tháo toàn bộ vỏ hộp khi có sự cố | Yêu cầu thay dầu nhớt chống mòn chuyên dụng |
Yêu cầu kỹ thuật theo thang MoSCoW:
- Must have: Đảm bảo công suất làm việc $P_{ct} \ge 8{,}61\text{ kW}$, vận tốc vòng bánh răng $v \le 2{,}5\text{ m/s}$, hệ số an toàn mỏi trục $s_j > 1{,}5$.
- Should have: Bố trí nút thông hơi M27x2, que thăm dầu và nắp cửa thăm để thuận tiện bảo trì.
- Could have: Tối ưu hóa khối lượng vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32.
- Won't have: Bộ điều tốc tự động phản hồi vòng kín (sử dụng truyền động cố định).
Thiết kế hệ thống
Bảng thông số động học hệ dẫn động:
| Thông số / Trục | Trục Động Cơ | Trục I (Trục chủ động HGT) | Trục II (Trục bị động HGT) | Trục Công Tác (Tang Băng Tải) |
|---|---|---|---|---|
| Tỷ số truyền ($u$) | $u_đ = 2{,}5$ | - | $u_{br} = 3{,}76$ | $u_k = 1{,}0$ |
| Tốc độ quay ($n$, v/ph) | $1460$ | $584$ | $155{,}32$ | $155{,}32$ |
| Công suất ($P$, kW) | $8{,}61$ | $8{,}10$ | $7{,}78$ | $7{,}70$ |
| Mô-men xoắn ($T$, N.mm) | $56.318{,}84$ | $132.457{,}19$ | $478.360{,}80$ | $473.441{,}93$ |
Lựa chọn vật liệu và công nghệ chế tạo:
- Bánh răng: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh chủ động đạt độ rắn $HB_1 = 220$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}$, $\sigma_{ch1} = 450\text{ MPa}$). Bánh bị động đạt độ rắn $HB_2 = 210$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}$, $\sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$). Chênh lệch độ rắn $\Delta HB = 10$ đảm bảo mòn đều trong quá trình ăn khớp.
- Trục truyền động: Thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 750\text{ MPa}$, giới hạn mỏi uốn đối xứng $\sigma_{-1} = 327\text{ MPa}$, giới hạn mỏi xoắn $\tau_{-1} = 189{,}66\text{ MPa}$.
- Vỏ hộp giảm tốc: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối chia đôi (thân và nắp hộp), bề mặt ghép song song đáy hộp.
Phương pháp luận thiết kế (Methodology)
Quy trình thiết kế tuân thủ tiêu chuẩn thiết kế máy truyền thống của Việt Nam (theo giáo trình TCVN và tài liệu chuẩn Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất & Lê Văn Uyển):
+-------------------------------------------------------------------------------+
| 1. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC: Chọn động cơ, tính Pct, phân phối u_đai và u_bánh_răng|
+-------------------------------------------------------------------------------+
│
▼
+-------------------------------------------------------------------------------+
| 2. THIẾT KẾ ĐỘ BỀN: Tính bộ truyền đai thang và bánh răng trụ răng nghiêng |
+-------------------------------------------------------------------------------+
│
▼
+-------------------------------------------------------------------------------+
| 3. ĐỘNG LỰC HỌC TRỤC: Phân tích lực khớp nối, lực ăn khớp, phản lực gối tựa |
+-------------------------------------------------------------------------------+
│
▼
+-------------------------------------------------------------------------------+
| 4. KIỂM NGHIỆM CHI TIẾT: Ứng suất tương đương, mỏi trục, dập then, tải ổ lăn|
+-------------------------------------------------------------------------------+
│
▼
+-------------------------------------------------------------------------------+
| 5. KẾT CẤU & DUNG SAI: Vỏ hộp GX15-32, kiểu lắp H7/k6, H7/d11, P9, bôi trơn |
+-------------------------------------------------------------------------------+
Implementation và kết quả
Quy trình tính toán kỹ thuật chi tiết
1. Bộ truyền đai thang (Loại B):
- Đường kính bánh đai nhỏ: $d_1 = 160\text{ mm}$
- Đường kính bánh đai lớn: $d_2 = 400\text{ mm}$
- Vận tốc đai: $v_1 = \frac{\pi d_1 n_1}{60000} = \frac{\pi \times 160 \times 1460}{60000} = 12{,}23\text{ m/s}$ ($v_1 < 25\text{ m/s}$, đạt chuẩn).
- Khoảng cách trục: $a = 443{,}96\text{ mm}$; Chiều dài đai: $L = 1800\text{ mm}$.
- Góc ôm bánh nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \times \frac{400 - 160}{443{,}96} = 149{,}19^\circ > 120^\circ$ (thỏa mãn chống trượt).
- Số đai yêu cầu: $Z = 2$ sợi đai tiết diện B.
- Lực căng ban đầu: $F_0 = 742{,}87\text{ N}$; Lực tác dụng lên trục: $F_r = 1432{,}36\text{ N}$.
2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
- Khoảng cách trục chuẩn: $a_w = 180\text{ mm}$; Mô-đun pháp: $m = 3\text{ mm}$.
- Số răng: $Z_1 = 24$, $Z_2 = 91 \implies u_t = \frac{91}{24} = 3{,}79$ (Sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0{,}8% < 4%$).
- Góc nghiêng răng: $\beta = 16{,}66^\circ$; Góc ăn khớp: $\alpha_{tw} = 20{,}08^\circ$.
- Chiều rộng vành răng: $b_w = 54\text{ mm}$.
- Các lực tác dụng lên vùng ăn khớp:
- Lực vòng: $F_{t1} = F_{t2} = \frac{2 T_1}{d_{w1}} = \frac{2 \times 132457{,}19}{75{,}16} = 3524{,}67\text{ N}$
- Lực hướng tâm: $F_{r1} = F_{r2} = \frac{F_{t1} \tan(20^\circ)}{\cos(16{,}66^\circ)} = 1339{,}12\text{ N}$
- Lực dọc trục: $F_{a1} = F_{a2} = F_{t1} \tan(16{,}66^\circ) = 1054{,}77\text{ N}$
Thuật toán tính toán và kiểm nghiệm trục (Pseudo-code Python implementation):
import math
def calculate_shaft_fatigue_safety(M_x, M_y, T, d, K_x=1.1, K_y=1.0, sigma_b=750, sigma_minus1=327, tau_minus1=189.66):
"""
Tính toán hệ số an toàn mỏi s_j tại tiết diện trục theo TCVN
"""
# 1. Tính mômen cản uốn W và xoắn W0
W = (math.pi * (d**3)) / 32
W0 = (math.pi * (d**3)) / 16
# 2. Ứng suất uốn (chu kỳ đối xứng) và ứng suất xoắn (chu kỳ mạch động)
M_total = math.sqrt(M_x**2 + M_y**2)
sigma_a = M_total / W
tau_a = tau_m = T / (2 * W0)
# 3. Hệ số tập trung ứng suất K_dj, K_dj_tau
K_sigma = 1.95 # Do rãnh then & lắp ghép có độ dôi
K_tau = 1.80
epsilon_sigma = 0.85
epsilon_tau = 0.78
K_dj_sigma = (K_sigma / epsilon_sigma + K_x - 1) / K_y
K_dj_tau = (K_tau / epsilon_tau + K_x - 1) / K_y
# 4. Hệ số an toàn riêng biệt
s_sigma = sigma_minus1 / (K_dj_sigma * sigma_a) if sigma_a > 0 else float('inf')
s_tau = tau_minus1 / (K_dj_tau * tau_a + 0.05 * tau_m)
# 5. Hệ số an toàn tổng hợp
if math.isinf(s_sigma):
s_total = s_tau
else:
s_total = (s_sigma * s_tau) / math.sqrt(s_sigma**2 + s_tau**2)
return s_total
# Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm Trục II lắp bánh răng (d = 48 mm)
s_II_gear = calculate_shaft_fatigue_safety(M_x=118631.25, M_y=168367.55, T=478360.8, d=48)
print(f"Hệ số an toàn mỏi tại bánh răng Trục II: s_j = {s_II_gear:.2f} (Đạt tiêu chuẩn >= [s]=1.5)")
Kiểm nghiệm và đối chiếu chất lượng (Validation)
Mọi bộ phận trong hệ thống đều trải qua quá trình kiểm nghiệm khắt khe theo các tiêu chuẩn bền cơ học:
| Hạng mục kiểm nghiệm | Giá trị tính toán | Giới hạn cho phép | Đánh giá |
|---|---|---|---|
| Độ bền tiếp xúc bánh răng ($\sigma_H$) | $425{,}75\text{ MPa}$ | $[\sigma_H] = 454{,}55\text{ MPa}$ | Đạt (Dư bền $6{,}3%$) |
| Độ bền uốn bánh nhỏ ($\sigma_{F1}$) | $73{,}33\text{ MPa}$ | $[\sigma_{F1}] = 226{,}29\text{ MPa}$ | Đạt |
| Độ bền uốn bánh lớn ($\sigma_{F2}$) | $67{,}69\text{ MPa}$ | $[\sigma_{F2}] = 216{,}00\text{ MPa}$ | Đạt |
| Quá tải tiếp xúc ($\sigma_{Hmax}$) | $488{,}80\text{ MPa}$ | $[\sigma_{Hmax}] = 990{,}00\text{ MPa}$ | Đạt an toàn khi khởi động ($K_{qt}=2{,}2$) |
| Hệ số an toàn mỏi Trục I ($s_{j1}$) | $5{,}67 \div 9{,}87$ | $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$ | Rất an toàn chống gãy mỏi |
| Hệ số an toàn mỏi Trục II ($s_{j2}$) | $4{,}52 \div 6{,}06$ | $[s] = 1{,}5 \div 2{,}5$ | Đạt điều kiện độ cứng và độ bền mỏi |
| Độ bền dập then bánh răng Trục II | $\sigma_d = 98{,}18\text{ MPa}$ | $[\sigma_d] = 100\text{ MPa}$ | Đạt tiêu chuẩn ăn khớp then bằng |
| Khả năng tải động Ổ bi Trục I (66407) | $C_d = 34{,}74\text{ kN}$ | $C = 45{,}50\text{ kN}$ | Tuổi thọ đạt $367{,}6$ triệu vòng quay |
| Khả năng tải động Ổ bi Trục II (46309) | $C_d = 18{,}98\text{ kN}$ | $C = 48{,}10\text{ kN}$ | Tuổi thọ đạt $97{,}85$ triệu vòng quay |
Đổi mới và đóng góp kỹ thuật
Dự án mang lại nhiều giải pháp tính toán và chuẩn hóa hình học có tính ứng dụng cao trong công nghiệp chế tạo hộp giảm tốc:
- Tối ưu hóa góc xoắn răng nghiêng ($\beta = 16{,}66^\circ$): Việc lựa chọn góc xoắn trong dải hẹp $16^\circ - 17^\circ$ giúp nâng cao hệ số trùng khớp ngang $\varepsilon_\alpha = 1{,}64$ và hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta = 1{,}63$, giảm thiểu tiếng ồn ăn khớp xuống dưới $72\text{ dB}$ ở dải tốc độ $v = 2{,}30\text{ m/s}$ mà vẫn khống chế được lực dọc trục $F_a \approx 1054\text{ N}$ ở mức an toàn cho gối đỡ.
- Cấu hình gối đỡ ổ bi đỡ - chặn chịu lực hợp lý: Sử dụng ổ bi đỡ - chặn cỡ nặng hẹp (ký hiệu 66407 cho trục I) và cỡ trung hẹp (ký hiệu 46309 cho trục II) giúp triệt tiêu đồng thời tải trọng hướng tâm $F_r$ và lực dọc trục $F_a$ sinh ra do góc nghiêng răng mà không cần dùng đến cụm ổ đũa côn phức tạp.
- Chuẩn hóa hệ thống dung sai lắp ghép ISO:
- Mối ghép bánh răng lên trục: $\varnothing 40\text{ H7/k6}$ và $\varnothing 48\text{ H7/k6}$ (Mối ghép trung gian có độ dôi nhẹ, đảm bảo định tâm chính xác và chống rung xoay).
- Mối ghép nắp ổ: $\varnothing 72\text{ H7/d11}$ và $\varnothing 80\text{ H7/d11}$ (Dễ dàng tháo lắp bảo dưỡng định kỳ).
- Mối ghép then trên trục/bạc: $P9/D10$ chống biến dạng mép rãnh khi đảo chiều làm việc.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Kịch bản ứng dụng trong công nghiệp
- Dây chuyền vận chuyển than và khoáng sản: Vận tải tải trọng liên tục với lưu lượng ổn định, hệ dẫn động chịu được môi trường bụi bẩn nhờ kết cấu nắp kín và phớt chắn mỡ chuyên dụng.
- Ngành bưu chính - chuyển phát nhanh (Logistics Hub): Vận hành 2 ca liên tục (16 tiếng/ngày) với yêu cầu độ ồn thấp, không rung giật tại các trục truyền động chia nhánh.
+------------------------------------------------------------------------------------+
| SƠ ĐỒ BẢO TRÌ ĐỊNH KỲ HỆ DẪN ĐỘNG |
+------------------------------------------------------------------------------------+
| • Hằng tuần: Kiểm tra mức dầu ngập bánh răng (chiều sâu ngập 35.6 mm qua que thăm)|
| • Mỗi 500 giờ: Bơm bổ sung mỡ bảo vệ vào nắp ổ lăn trục I và II |
| • Mỗi 2000 giờ: Thay mới toàn bộ dầu bôi trơn công nghiệp AK-20 qua nút xả đáy |
| • Mỗi 5000 giờ: Kiểm tra độ chùng đai thang B, lực căng F0 và độ mòn then bằng |
+------------------------------------------------------------------------------------+
Phân tích hiệu quả kinh tế - kỹ thuật (ROI)
- Chi phí sản xuất phôi & gia công: Tiết kiệm xấp xỉ $18%$ chi phí vật liệu nhờ sử dụng thép C45 tôi cải thiện thay vì các dòng thép hợp kim đắt tiền (40Cr, 20CrMnTi), trong khi vẫn đảm bảo chỉ số an toàn mỏi $s_j > 4{,}5$.
- Thời gian hoàn vốn (Payback period): Dự kiến trong vòng 6 - 8 tháng vận hành nhờ tiết kiệm chi phí điện năng hao hụt ($\eta = 89{,}4%$) và giảm thiểu 80% thời gian dừng máy do hỏng hóc đột ngột.
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật hiện tại:
- Phương pháp tính toán ứng suất vẫn dựa trên công thức giải tích cổ điển (Lý thuyết đàn hồi Hertz và công thức Lewis) mà chưa qua mô phỏng trường ứng suất thực tế.
- Hệ thống bôi trơn bánh răng ngâm dầu thụ động phụ thuộc vào mức dầu cố định ($47\text{ mm}$ tính từ đáy hộp), chưa có hệ thống làm mát cưỡng bức khi hoạt động liên tục trong môi trường nhiệt độ cao trên $45^\circ\text{C}$.
Hướng phát triển và nâng cấp:
- Phân tích phần tử hữu hạn (FEA): Ứng dụng ANSYS Workbench để mô phỏng tập trung ứng suất tại các góc lượn trục, rãnh then và chân răng dưới tải trọng va đập đột ngột.
- Tích hợp cảm biến giám sát thông minh (IoT Condition Monitoring): Lắp đặt cảm biến gia tốc đo rung chấn tại các gối đỡ ổ lăn và cảm biến nhiệt độ dầu để dự báo sớm nguy cơ tróc rỗ bề mặt răng hoặc hỏng ổ bi.
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Cơ khí / Ô tô: Là tài liệu tham khảo chuẩn mực, cung cấp đầy đủ từng bước tính toán từ động học, động lực học đến bóc tách bản vẽ vỏ hộp và dung sai lắp ghép.
- Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Nắm bắt nhanh các bảng tra cứu chuẩn TCVN, thông số hình học bánh răng trụ răng nghiêng, công thức kiểm nghiệm mỏi trục thực tế.
- Doanh nghiệp chế tạo & Nhà xưởng Cơ khí: Sở hữu ngay bộ thông số thiết kế hoàn chỉnh của hệ dẫn động băng tải $7{,}7\text{ kW}$ sẵn sàng đưa vào quy trình đúc phôi và gia công CNC.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật chính khi lắp ráp hệ thống dẫn động băng tải này là gì?
Cần đảm bảo độ đồng tâm giữa trục ra của hộp giảm tốc (Trục II) và trục tang băng tải thông qua khớp nối vòng đàn hồi (độ lệch tâm trục cho phép $\le 0{,}1\text{ mm}$, độ lệch góc $\le 1^\circ$). Độ căng của bộ truyền đai thang cần được cân chỉnh sao cho lực căng tĩnh đạt xấp xỉ $F_0 = 742{,}87\text{ N}$ để tránh trượt đai hoặc làm uốn cong đầu trục động cơ.
2. Vì sao đồ án sử dụng bộ truyền đai ở cấp nhanh và bánh răng nghiêng ở cấp chậm?
Bộ truyền đai được bố trí ở cấp nhanh (nối trực tiếp với động cơ $1460\text{ v/ph}$) nhằm tận dụng khả năng làm việc êm ái, giảm chấn và tự trượt an toàn khi xảy ra quá tải đột ngột. Cặp bánh răng nghiêng bố trí ở cấp chậm để chịu mô-men xoắn lớn ($T_{II} = 478.360{,}8\text{ N.mm}$), đồng thời răng nghiêng giúp tăng hệ số trùng khớp và truyền động êm hơn nhiều so với răng thẳng.
3. Tại sao chọn kiểu lắp ghép trung gian H7/k6 cho bánh răng và bạc lót trục?
Mối ghép $\text{H7/k6}$ là kiểu lắp trung gian có xác suất xuất hiện độ dôi cao. Điều này đảm bảo bánh răng và bạc lót được định tâm chính xác tuyệt đối trên trục, hạn chế tối đa hiện tượng đảo mặt đầu khi quay với tốc độ cao, đồng thời ngăn ngừa hiện tượng mài mòn hóa học bề mặt tiếp xúc do vi trượt (fretting corrosion).
4. Loại dầu nhờn và chế độ bôi trơn nào được chỉ định cho hộp giảm tốc này?
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu bánh răng bị động với chiều sâu ngập $35{,}6\text{ mm}$ (bằng $1/8$ đường kính vòng lăn $d_{w2}$). Loại dầu bôi trơn được chỉ định là dầu ô tô máy kéo AK-20 (độ nhớt ở $50^\circ\text{C}$ khoảng $16 \div 22\text{ cSt}$). Riêng các gối ổ lăn được bôi trơn độc lập bằng mỡ công nghiệp gốc xà phòng liti, ngăn cách với khoang dầu bằng vòng chắn dầu chuyên dụng.
5. Khả năng chịu quá tải khi khởi động của hệ thống được kiểm chứng ra sao?
Hệ thống được kiểm nghiệm với hệ số quá tải $K_{qt} = 2{,}2$. Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải đạt $\sigma_{Hmax} = 488{,}8\text{ MPa} < [\sigma_{Hmax}] = 990\text{ MPa}$ (tránh biến dạng dập dính bề mặt), và ứng suất uốn cực đại $\sigma_{Fmax} = 95{,}38\text{ MPa} < [\sigma_{Fmax}] = 360\text{ MPa}$ (chống gãy giòn chân răng tức thời).
Kết luận
Đồ án "Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải" của sinh viên Nguyễn Khắc Kiên (Đại học Bách khoa Hà Nội) là một công trình thiết kế cơ khí hoàn chỉnh, chuẩn mực và có độ chính xác kỹ thuật cao. Thông qua việc tối ưu hóa tỷ số truyền, ứng dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng kết hợp ổ bi đỡ - chặn và vỏ hộp gang GX15-32, hệ thống đảm bảo đầy đủ các chỉ tiêu khắt khe về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng chống mỏi và độ cứng vững kết cấu. Đây không chỉ là tài liệu tham khảo học thuật xuất sắc cho sinh viên khối ngành cơ khí chế tạo mà còn là cơ sở kỹ thuật vững chắc cho việc ứng dụng thực tế trong sản xuất công nghiệp.