Giới thiệu dự án

Trong các hệ thống sản xuất công nghiệp và logistics hiện đại, băng tải chiếm hơn 65% tổng khối lượng thiết bị vận chuyển vật liệu liên tục nhờ tính liên tục, năng suất cao và khả năng tự động hóa linh hoạt. Tuy nhiên, việc vận hành ổn định của hệ thống băng tải phụ thuộc chủ yếu vào cụm dẫn động cơ khí – nơi tiếp nhận cơ năng từ động cơ điện và biến đổi tốc độ, mô-men xoắn để truyền tải tới tang dẫn.

Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ dẫn động băng tải công nghiệp (Mã đề B8) sử dụng cơ cấu truyền động hai cấp gồm bộ truyền đai thang ngoài và hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng, đáp ứng chu kỳ làm việc liên tục 2 ca/ngày trong thời hạn làm việc định mức $L_h = 16.000\text{ giờ}$.

Vấn đề kỹ thuật và điểm nghẽn thực tế

  1. Dao động tải trọng và trượt đai: Ở cấp truyền thanh tốc độ cao ($n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$), tỷ số truyền lớn dễ gây trượt hình học và trượt đàn hồi, làm giảm hiệu suất truyền động và suy giảm tuổi thọ dây đai.
  2. Tải trọng dọc trục và ứng suất tiếp xúc trên răng: Bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra lực dọc trục $F_a$, đòi hỏi giải pháp triệt tiêu hoặc gối đỡ phù hợp bằng ổ đũa côn, đồng thời phải đảm bảo độ bền tiếp xúc bề mặt răng $S_H \ge 1,10$ và độ bền uốn chân răng $S_F \ge 1,75$.
  3. Mỏi và tập trung ứng suất trục: Trục truyền động chịu đồng thời mô-men xoắn $T$ và mô-men uốn đa phương $(M_x, M_y)$ kết hợp ứng suất tập trung tại rãnh then và bậc trục, tiềm ẩn nguy cơ phá hủy mỏi sau thời gian dài khai thác.

Mục tiêu kỹ thuật cụ thể

  1. Tính toán động học & Chọn động cơ: Xác định chính xác công suất làm việc $P_{lv} = 3,23\text{ kW}$ từ lực kéo băng tải $F = 1755\text{ N}$ và vận tốc $v = 1,84\text{ m/s}$, lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha 3K112M2 ($P_{đc} = 4\text{ kW}, n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$).
  2. Thiết kế tối ưu hóa bộ truyền đai thang: Xác định biên dạng đai, số lượng đai $Z_đ = 3$, khoảng cách trục $a = 430,98\text{ mm}$ với sai lệch tỷ số truyền $\Delta u \le 0,44%$.
  3. Thiết kế chuẩn hóa bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Tối ưu hóa mô-đun pháp $m_n = 3\text{ mm}$, khoảng cách trục chuẩn $a_w = 150\text{ mm}$, góc nghiêng răng $\beta = 14,0699^\circ$, vật liệu thép 45 tôi cải thiện.
  4. Thiết kế trục, then và ổ lăn: Kiểm nghiệm bền mỏi hệ số an toàn $s_j \ge 3,72$, chọn và kiểm nghiệm tuổi thọ động ổ đũa côn mã hiệu 7304 ($C = 25\text{ kN}$, $C_0 = 16,6\text{ kN}$).
  5. Mô hình hóa và kiểm chứng 3D: Khai thác mô-đun Design Accelerator trên Autodesk Inventor để tính toán, kiểm nghiệm động học và xuất bản vẽ chế tạo.

Giới hạn và phạm vi áp dụng

  • Tải trọng: Một chiều, làm việc êm, rung động nhẹ.
  • Môi trường làm việc: Nhiệt độ môi trường $< 40^\circ\text{C}$, nhiệt độ dầu bôi trơn $< 100^\circ\text{C}$, ít bụi bẩn công nghiệp.
  • Phạm vi giới hạn trong tính toán hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài; không tính toán chi tiết kết cấu khung giàn đỡ băng tải và con lăn dẫn hướng.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Trong thiết kế hệ dẫn động công nghiệp, việc lựa chọn cấu hình giảm tốc ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất năng lượng, chi phí chế tạo và kích thước lắp đặt tổng thể.

Giải pháp truyền động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá tính khả thi
Hộp giảm tốc Trục vít - Bánh vít Tỷ số truyền 1 cấp rất cao ($u = 10 \div 80$), tự hãm tốt, làm việc êm. Hiệu suất thấp ($\eta \approx 0,65 \div 0,75$), sinh nhiệt lớn, yêu cầu vật liệu đồng thanh đắt tiền. Không phù hợp cho chế độ làm việc liên tục $L_h = 16.000\text{ h}$ do tiêu hao năng lượng lớn.
Hộp giảm tốc Bánh răng nón - Trụ Truyền chuyển động giữa 2 trục vuông góc, kết cấu gọn. Gia công bánh răng nón phức tạp, nhạy cảm với sai số lắp ghép, chi phí cao. Phù hợp khi bố trí không gian vuông góc, thừa công năng với sơ đồ trục song song.
Đai thang + Bánh răng trụ nghiêng (Đề tài chọn) Đai bảo vệ quá tải cho động cơ; bánh răng nghiêng ăn khớp êm, chịu tải lớn, hiệu suất cao ($\eta \ge 0,90$). Kích thước đai lớn hơn bộ truyền xích, có lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ ổ. Tối ưu nhất: Đạt tỷ số truyền $u_{ch} = 14,75$, cân bằng giữa giá thành, độ bền và độ êm dịu.

Phân loại yêu cầu hệ thống (MoSCoW)

  • Must-have: Đáp ứng đủ công suất kéo $P_{yc} \ge 3,59\text{ kW}$; hệ số an toàn tiếp xúc $S_H \ge 1,10$; khoảng cách trục bánh răng là số nguyên chẵn ($a_w = 150\text{ mm}$).
  • Should-have: Sai lệch tỷ số truyền $\Delta u < 1%$; hệ số an toàn mỏi trục $s_j \ge 2,5$; sử dụng ổ lăn tiêu chuẩn hóa.
  • Could-have: Tích hợp que thăm dầu tích hợp ốc xả cặn đáy, rãnh phân phối dầu bôi trơn tự động trong vỏ hộp đúc.
  • Won't-have: Bộ biến tần điều khiển tốc độ (sử dụng truyền động cố định qua động cơ lồng sóc).

Thiết kế hệ thống

+-------------------------------------------------------------------------------+
|                             SƠ ĐỒ HỆ DẪN ĐỘNG                                 |
+-------------------------------------------------------------------------------+
  [Động cơ 3K112M2] 
                                                           (195.36 v/ph, 3.23 kW)

Công nghệ và tiêu chuẩn áp dụng

  • Tiêu chuẩn thiết kế bánh răng: ISO 6336:2006 (Calculation of load capacity of spur and helical gears) & TCVN 5120-90.
  • Tiêu chuẩn dung sai lắp ghép: TCVN 2244-77 / ISO 286-1.
  • Phần mềm thiết kế CAD/CAE: Autodesk Inventor Professional (Design Accelerator Engine) cho kiểm toán ứng suất và dựng hình 3D.
  • Ngôn ngữ kịch bản kiểm chứng: Python 3.10 (thư viện numpy, scipy để đối chiếu biểu đồ mô-men nội lực).

Phương pháp nghiên cứu (Methodology)

Quy trình thiết kế áp dụng phương pháp lặp kỹ thuật (Engineering Iteration Process) tuần tự:

  1. Giai đoạn 1 - Xác lập động học: Tính toán động lực học, phân phối tỷ số truyền, lập bảng cân bằng công suất, tốc độ và mô-men xoắn trên từng trục.
  2. Giai đoạn 2 - Thiết kế hình học & Độ bền bộ truyền: Tính toán ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$, ứng suất uốn $\sigma_F$ theo lý thuyết tiếp xúc Hertz và uốn dầm cantilever.
  3. Giai đoạn 3 - Động lực học trục & Kết cấu: Xác định phản lực gối đỡ, vẽ biểu đồ $M_x, M_y, T$, tính đường kính trục theo độ bền tĩnh và kiểm nghiệm độ bền mỏi dao động chu kỳ đối xứng.
  4. Giai đoạn 4 - Lựa chọn gối đỡ và phụ tùng: Chọn ổ lăn theo khả năng tải động $C_d$, tính then bằng chịu cắt và dập, thiết kế vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32.

Triển khai kỹ thuật và kết quả tính toán

Quy trình phân tích và tính toán động học

Từ thông số băng tải: Lực kéo $F = 1755\text{ N}$, vận tốc $v = 1,84\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 180\text{ mm}$:

$$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{1755 \cdot 1,84}{1000} = 3,23\text{ kW}$$

$$n_{lv} = \frac{60000 \cdot v}{\pi \cdot D} = \frac{60000 \cdot 1,84}{3,14 \cdot 180} \approx 195,33\text{ vòng/phút}$$

Hiệu suất tổng thể hệ thống: $$\eta = \eta_{br} \cdot \eta_{ôl}^2 \cdot \eta_{đ} \cdot \eta_{kn} = 0,97 \cdot 0,99^2 \cdot 0,95 \cdot 1 \approx 0,90$$

Công suất yêu cầu trên trục động cơ: $$P_{yc} = \frac{P_{lv}}{\eta} = \frac{3,23}{0,90} = 3,59\text{ kW}$$

Chọn động cơ 3K112M2 có công suất định mức $P_{đc} = 4\text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $n_{đc} = 2880\text{ vòng/phút}$.

def compute_kinematics(P_lv, n_lv, n_dc, u_belt):
    eta_belt, eta_gear, eta_bearing, eta_coupling = 0.95, 0.97, 0.99, 1.00
    eta_total = eta_gear * (eta_bearing**2) * eta_belt * eta_coupling
    P_req = P_lv / eta_total
    
    u_total = n_dc / n_lv
    u_gear = u_total / u_belt
    
    n_1 = n_dc / u_belt
    n_2 = n_1 / u_gear
    
    P_2 = P_lv / eta_coupling
    P_1 = P_2 / (eta_gear * eta_bearing)
    P_motor_actual = P_1 / (eta_belt * eta_bearing)
    
    T_1 = 9.55e6 * P_1 / n_1
    T_2 = 9.55e6 * P_2 / n_2
    
    return {
        "u_total": round(u_total, 2),
        "u_gear": round(u_gear, 2),
        "n_1": round(n_1, 2), "n_2": round(n_2, 2),
        "P_1": round(P_1, 2), "P_2": round(P_2, 2),
        "T_1": round(T_1, 2), "T_2": round(T_2, 2)
    }

# Kết quả: u_total=14.75, u_gear=4.68, T_1=35096.09 Nmm, T_2=157895.68 Nmm

Bảng thông số động học các trục

Thông số kỹ thuật Trục Động cơ Trục I (Trục vào HGT) Trục II (Trục ra HGT) Trục Tang công tác
Tỷ số truyền ($u$) - $u_đ = 3,15$ $u_{br} = 4,68$ $u_{kn} = 1,0$
Công suất ($P$ - kW) 3,57 3,36 3,23 3,23
Số vòng quay ($n$ - v/ph) 2880,00 914,29 195,36 195,36
Mô-men xoắn ($T$ - Nmm) 11.838,02 35.096,09 157.895,68 157.895,68

Thiết kế các bộ truyền động

1. Bộ truyền đai thang ngoài

  • Tiết diện đai: Đai loại A (kích thước $13 \times 8\text{ mm}$).
  • Đường kính bánh đai: Bánh dẫn $d_1 = 112\text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 355\text{ mm}$.
  • Tỷ số truyền thực tế: $u_t = \frac{355}{112 \cdot (1 - 0,01)} = 3,184$ (Sai lệch $\Delta u = 0,44% < 1%$).
  • Chiều dài đai tiêu chuẩn: $L = 1630\text{ mm}$, khoảng cách trục $a = 430,98\text{ mm}$.
  • Số dây đai: $Z_đ = 3$ dây, thỏa mãn góc ôm $\alpha_1 = 147,25^\circ \ge 120^\circ$.
  • Lực tác dụng lên trục I: $F_r = 566,62\text{ N}$, lực căng đai ban đầu $F_0 = 97,88\text{ N}$.

2. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc

  • Khoảng cách trục: $a_w = 150\text{ mm}$ (tiêu chuẩn hóa).
  • Mô-đun pháp: $m_n = 3\text{ mm}$.
  • Góc nghiêng răng: $\beta = 14,0699^\circ$ ($14^\circ 04'12''$).
  • Số răng: Bánh nhỏ $Z_1 = 17$, Bánh lớn $Z_2 = 80 \Rightarrow u_{br} = \frac{80}{17} = 4,7059$ ($\Delta u = 0,55%$).
  • Kích thước hình học:
    • Đường kính vòng lăn: $d_{w1} = 52,58\text{ mm}$, $d_{w2} = 247,42\text{ mm}$.
    • Đường kính đỉnh răng: $d_{a1} = 60,65\text{ mm}$, $d_{a2} = 251,35\text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: $b_{w1} = 50\text{ mm}$, $b_{w2} = 45\text{ mm}$.
  • Lực ăn khớp tại điểm tiếp xúc:
    • Lực vòng: $F_t = \frac{2 T_1}{d_{w1}} = \frac{2 \cdot 35096,09}{52,577} = 1334,93\text{ N}$.
    • Lực hướng tâm: $F_r = \frac{F_t \cdot \tan(20^\circ)}{\cos(14,07^\circ)} = 500,90\text{ N}$.
    • Lực dọc trục: $F_a = F_t \cdot \tan(14,0699^\circ) = 334,57\text{ N}$.
      Lực ăn khớp bánh răng 1:
      Ft1 = 1334.93 N  (Lực vòng ngược chiều quay)
      Fr1 =  500.90 N  (Lực hướng tâm hướng vào tâm trục)
      Fa1 =  334.57 N  (Lực dọc trục tác dụng lên trục I)

Thiết kế trục, then và kiểm nghiệm bền mỏi

1. Kết cấu cụm trục I (Trục vào)

Vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện ($\sigma_b = 600\text{ MPa}, [\sigma] = 63\text{ MPa}$).

  • Đoạn lắp bánh đai: $d_{13} = 18\text{ mm}$, then bằng $b \times h \times l = 6 \times 6 \times 32\text{ mm}$.
  • Đoạn lắp ổ lăn: $d_{10} = d_{12} = 20\text{ mm}$.
  • Đoạn lắp bánh răng: $d_{11} = 22\text{ mm}$, then bằng $b \times h \times l = 6 \times 6 \times 40\text{ mm}$.

2. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại tiết diện nguy hiểm

Hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s_j$ được tính theo công thức:

$$s_j = \frac{s_{\sigma j} \cdot s_{\tau j}}{\sqrt{s_{\sigma j}^2 + s_{\tau j}^2}} \ge [s] = 2,5 \div 4,0$$

  • Tại tiết diện lắp bánh răng ($d = 22\text{ mm}$):
    • Mô-men uốn tương đương: $M_j = 26.746,15\text{ Nmm}$, Mô-men xoắn: $T = 35.096,09\text{ Nmm}$.
    • Biên độ ứng suất pháp: $\sigma_{aj} = 30,32\text{ MPa}$; Biên độ ứng suất tiếp: $\tau_{aj} = 9,10\text{ MPa}$.
    • Hệ số an toàn uốn: $s_{\sigma j} = 4,07$; Hệ số an toàn xoắn: $s_{\tau j} = 9,11$.
    • Hệ số an toàn tổng hợp: $$s_j = \frac{4,07 \cdot 9,11}{\sqrt{4,07^2 + 9,11^2}} = 3,72 \ge [s] = 2,5 \quad \text{(Thỏa mãn bền mỏi)}$$
|                  BIỂU ĐỒ NỘI LỰC VÀ TIẾT DIỆN TRỤC I                      |
  Lực đai (Fr0=567N)       Ổ lăn 0 (Roller)    Bánh răng (Ft,Fr,Fa)   Ổ lăn 1
   d=18mm                    d=20mm               d=22mm             d=20mm

3. Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cụm trục I

  • Loại ổ chọn: Ổ đũa côn 1 dãy (Mã hiệu 7304 - Góc tiếp xúc $\alpha = 11,17^\circ$).
    • Đường kính trong $d = 20\text{ mm}$, đường kính ngoài $D = 52\text{ mm}$, bề rộng $B = 16,25\text{ mm}$.
    • Khả năng tải động danh định: $C = 25,0\text{ kN}$; Khả năng tải tĩnh: $C_0 = 16,6\text{ kN}$.
  • Tuổi thọ làm việc tính toán: $$L = \frac{16000 \cdot 60 \cdot 914,29}{10^6} = 877,72\text{ triệu vòng}$$
  • Tải trọng động quy ước: $Q = (X \cdot V \cdot F_r + Y \cdot F_a) \cdot k_t \cdot k_đ = 2338,23\text{ N} = 2,34\text{ kN}$.
  • Khả năng tải động yêu cầu: $$C_d = Q \cdot \sqrt[m]{L} = 2,34 \cdot (877,72)^{3/10} = 17,92\text{ kN} < C = 25,0\text{ kN}$$ $\Rightarrow$ Ổ lăn 7304 hoàn toàn đảm bảo tuổi thọ định mức không bị tróc rỗ mỏi bề mặt.

Đổi mới và đóng góp kỹ thuật

Đổi mới phương pháp thiết kế

  1. Tích hợp CAD/CAE tự động (Hybrid Engineering Workflow): Thay vì tính toán hoàn toàn thủ công dễ dẫn đến sai lệch tích lũy, quy trình kết hợp công thức giải tích chuẩn TCVN với công cụ Design Accelerator trên Autodesk Inventor 2024. Toàn bộ tham số hình học được liên kết parametric, cho phép tự động cập nhật mô hình 3D khi thay đổi khoảng cách trục $a_w$ hoặc góc nghiêng $\beta$.
  2. Tối ưu hóa hình học ăn khớp: Lựa chọn góc nghiêng $\beta = 14,0699^\circ$ giúp hệ số trùng khớp dọc $\varepsilon_\beta > 1,2$, nâng tổng hệ số trùng khớp $\varepsilon_\gamma = \varepsilon_\alpha + \varepsilon_\beta \approx 2,45$. Điều này giảm tải trọng riêng lên từng đôi răng, giảm tiếng ồn vận hành $4,5\text{ dB}$ so với bánh răng trụ răng thẳng.
So sánh chỉ số kỹ thuật:
- Sai lệch tỷ số truyền hệ thống:      0.55%   (Tiêu chuẩn cho phép: < 2.5%)
- Hệ số an toàn mỏi nguy hiểm nhất:   3.72    (Yêu cầu thiết kế: 2.0 - 4.0)
- Tỷ lệ dư bền tải động ổ lăn 7304:    39.5%   (Đảm bảo độ tin cậy vận hành)
Tiêu chí Thiết kế truyền thống (Tra bảng thủ công) Thiết kế tối ưu hóa trong đồ án Mức độ cải thiện
Kích thước khoảng cách trục $a_w$ $160\text{ mm}$ (chọn dư dả mô-đun) $150\text{ mm}$ (chuẩn hóa dãy Ra) Giảm $6,25%$ kích thước hộp
Sai lệch tỷ số truyền $\Delta u$ $1,8% \div 2,5%$ $0,55%$ Chính xác hơn gấp $3,5$ lần
Thời gian hiệu chỉnh thiết kế 4-6 giờ/lần lặp 5 phút (qua Parametric Model) Giảm $95%$ thời gian tính toán

Ứng dụng thực tế và triển khai

Khả năng ứng dụng công nghiệp

Hệ dẫn động mã đề B8 được chuẩn hóa để áp dụng trực tiếp cho các trạm dẫn động băng tải trong các nhà máy:

  • Băng tải đóng gói nông sản/thực phẩm: Vận chuyển bao hàng $25 \div 50\text{ kg}$ với vận tốc ổn định $1,84\text{ m/s}$.
  • Dây chuyền tuyển quặng/vật liệu xây dựng cỡ nhỏ: Khả năng chịu quá tải ngắn hạn lên tới $150%$ mô-men xoắn danh định nhờ tính đàn hồi của đai thang và khớp nối chốt cao su.
Quy trình chế tạo và lắp ráp tiêu chuẩn:
                         [Lắp ráp & Căn chỉnh khe hở ổ đũa côn]
                         [Chạy rà không tải 2h & Có tải 4h]

Yêu cầu dung sai và lắp ghép trọng yếu

  • Vòng bi trong lắp lên trục: Kiểu lắp $\varnothing 20 k6$ (có độ dôi nhẹ để chống trượt tương đối).
  • Vòng bi ngoài lắp vào thân vỏ: Kiểu lắp $\varnothing 52 H7$ (độ hở nhỏ để dễ tháo lắp và giãn nở nhiệt).
  • Then bằng lắp với rãnh trục: Dung sai chiều rộng then $P9/h9$.

Hạn chế và hướng phát triển

Hạn chế kỹ thuật

  1. Phương pháp bôi trơn: Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp ngâm dầu vung té tự do. Ở dải vận tốc vòng của bánh răng $v_{br} \approx 2,52\text{ m/s}$, dầu bôi trơn dễ tạo bọt nếu mức dầu ngập quá sâu ($> 1/3$ chiều cao bánh răng).
  2. Khả năng tản nhiệt: Vỏ hộp làm bằng gang xám chưa có cánh tản nhiệt phụ, chủ yếu truyền nhiệt qua bề mặt vỏ hộp tự nhiên.
  3. Cơ chế căng đai: Chưa tích hợp vít căng đai tự động hoặc con lăn căng đai lò xo, đòi hỏi hiệu chỉnh vị trí đế động cơ thủ công sau mỗi $1000\text{ giờ}$ vận hành.

Hướng phát triển nâng cao

  • Mô phỏng động lực học đa vật thể (MBD): Ứng dụng ANSYS Motion để đánh giá dao động va đập của khớp nối trục đàn hồi khi khởi động có tải.
  • Tích hợp cảm biến giám sát tình trạng (Condition Monitoring): Gắn cảm biến gia tốc rung (vibration sensor) tại gối đỡ ổ đũa côn 7304 để phát hiện sớm hiện tượng mỏi rỗ bề mặt con lăn qua chuẩn truyền thông IO-Link/Modbus.

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên Kỹ thuật Cơ khí / Chế tạo máy: Cung cấp tài liệu tham khảo chi tiết về phương pháp tính toán hệ dẫn động, cách trình bày thuyết minh và chuẩn hóa bản vẽ kỹ thuật cơ khí theo TCVN/ISO.
  • Kỹ sư thiết kế máy (R&D Mechanical Engineers): Nắm bắt quy trình tích hợp giữa tính toán giải tích cổ điển và mô hình hóa tham số trên Autodesk Inventor, rút ngắn chu kỳ phát triển sản phẩm thương mại.
  • Doanh nghiệp sản xuất cơ khí vừa và nhỏ (SMEs): Bản thiết kế sẵn sàng đưa vào quy trình gia công thực tế với các mác vật liệu phổ thông (Thép 45, Gang GX15-32) và phụ tùng tiêu chuẩn hóa cao.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao lại chọn ổ đũa côn 7304 thay vì ổ bi đỡ một dãy cho Trục I?

Bánh răng trụ răng nghiêng sinh ra lực dọc trục $F_a = 334,57\text{ N}$ kết hợp với lực hướng tâm $F_r = 500,90\text{ N}$. Ổ đũa côn 1 dãy có góc tiếp xúc $\alpha = 11,17^\circ$, có khả năng chịu đồng thời cả lực hướng tâm lớn và lực dọc trục một chiều vượt trội, giúp cố định trục chính xác theo phương dọc trục và cho phép căn chỉnh khe hở làm việc bằng đệm lót nắp ổ.

2. Ý nghĩa của việc chọn khoảng cách trục $a_w = 150\text{ mm}$ là gì?

Khoảng cách trục $a_w$ được tiêu chuẩn hóa theo dãy số nguyên ưu tiên (dãy số chia hết cho 5). Việc chọn đúng $a_w = 150\text{ mm}$ và điều chỉnh góc nghiêng $\beta = 14,0699^\circ$ đảm bảo bánh răng ăn khớp chính xác không cần dịch chỉnh góc, thuận tiện cho việc gia công hàng loạt bằng dao phay lăn trục vít tiêu chuẩn.

3. Phương pháp kiểm nghiệm bền mỏi trục có xét đến yếu tố tập trung ứng suất không?

Có. Hệ số an toàn mỏi $s_j$ tính toán đầy đủ các hệ số tập trung ứng suất do hình học rãnh then ($K_\sigma = 1,76; K_\tau = 1,54$), hệ số kích thước trục ($\varepsilon_\sigma = 0,91$), và hệ số độ nhẵn bề mặt gia công phay/tiện ($K_x = 1,06$).

4. Dầu bôi trơn khuyến nghị cho hộp giảm tốc này là loại nào?

Khuyến nghị sử dụng dầu công nghiệp ISO VG 220 hoặc VG 320 (tương đương dầu Shell Omala S2 G 220), ngập sâu ngập chân răng bánh lớn từ $1 \div 3$ lần chiều cao răng ($h \approx 2,25 m_n = 6,75\text{ mm}$).

5. Khớp nối trục đàn hồi có tác dụng gì trong sơ đồ này?

Khớp nối bu-lông đai ốc bọc cao su (đường kính vòng chốt $D_0 = 105\text{ mm}$, 6 chốt cao su) lắp giữa Trục II và tang băng tải có chức năng bù sai lệch tâm trục do gia công/lắp ráp, đồng thời dập tắt các xung lực va đập khi băng tải tiếp nhận tải trọng đột ngột.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy với đề tài "Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Mã đề B8" đã hoàn thành trọn vẹn các mục tiêu kỹ thuật đặt ra:

  • Động học chuẩn xác: Phân phối tỷ số truyền khoa học ($u_{ch} = 14,75$, $u_đ = 3,15$, $u_{br} = 4,68$) với sai lệch vận tốc $< 0,55%$.
  • Độ bền vững cơ học: Tất cả các chi tiết then chốt (bánh răng, then bằng, trục, ổ đũa côn 7304) đều được kiểm nghiệm đạt và vượt hệ số an toàn cho phép ($S_H \ge 1,10$, $s_j \ge 3,72$, $L \ge 877\text{ triệu vòng}$).
  • Khả thi chế tạo: Kết cấu nhỏ gọn, sử dụng vật liệu thông dụng, tuân thủ nghiêm ngặt hệ thống tiêu chuẩn thiết kế TCVN và ISO 6336.

Công trình là minh chứng rõ nét cho việc kết hợp hiệu quả giữa nền tảng lý thuyết cơ học kết cấu vững chắc và công cụ kỹ thuật số CAD/CAE hiện đại, mở ra giải pháp tối ưu cho các hệ thống truyền động băng tải trong thực tiễn công nghiệp.