Giới thiệu dự án

Trong bối cảnh công nghiệp hóa và hiện đại hóa sản xuất, hệ thống vận chuyển liên tục đóng vai trò huyết mạch tại các nhà máy xi măng, khai khoáng, chế biến nông sản và kho vận logistics tự động. Theo các nghiên cứu cơ học vận tải công nghiệp, chi phí năng lượng và bảo dưỡng cụm dẫn động chiếm tới 35–45% tổng chi phí vòng đời (LCC) của một tuyến băng tải công nghiệp nặng. Việc tối ưu hóa kết cấu dẫn động không chỉ quyết định trực tiếp đến năng suất vận chuyển mà còn hạn chế sự cố dừng máy ngoài kế hoạch (downtime).

Đồ án môn học Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (ME3239) – thực hiện tại Bộ môn Thiết kế Máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM (GVHD: TS. Lê Thanh Long, SVTH: Nguyễn Quốc Hiếu) giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống truyền động cơ khí tải trọng lớn phục vụ tải vật liệu rời và hàng hóa công nghiệp.

graph LR
    DC[Động cơ điện 3 pha 4A160S2Y3] --> KN[Khớp nối đàn hồi]
    KN --> HGT[Hộp giảm tốc Bánh răng trụ - Trục vít]
    HGT --> BX[Bộ truyền xích ống con lăn]
    BX --> BT[Trục tang dẫn băng tải]

Mục tiêu dự án

  1. Tính toán động lực học và chọn động cơ: Xác định chính xác công suất cản, công suất tương đương theo biểu đồ phụ tải hai cấp ($T_1 = T, t_1 = 25\text{s}$; $T_2 = 0.6T, t_2 = 20\text{s}$), chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha tối ưu hiệu suất.
  2. Phân phối tỷ số truyền: Tối ưu hóa tỷ số truyền tổng $u_{ch} = 161.52$ qua 3 cấp giảm tốc (cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh, cặp trục vít - bánh vít cấp chậm, và bộ truyền xích ngoài).
  3. Thiết kế chi tiết máy hoàn chỉnh: Tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và độ bền tĩnh cho bánh răng, trục vít, bánh vít, trục then, chọn lựa ổ lăn và khớp nối theo Tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN) và ISO.
  4. Mô hình hóa và lập bản vẽ chế tạo: Hoàn thiện 01 bản vẽ lắp tổng thể cụm hộp giảm tốc khổ A0 và các bản vẽ chi tiết chế tạo đạt dung sai lắp ghép công nghiệp.

Phạm vi và Giới hạn thiết kế

  • Thông số đầu vào (Phương án 14): Lực kéo vòng băng tải $F = 25500\text{ N}$ ($25.5\text{ kN}$), vận tốc băng tải $v = 0.38\text{ m/s}$, đường kính tang dẫn $D = 400\text{ mm}$.
  • Chế độ vận hành: Thời gian phục vụ $L = 5\text{ năm}$, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày (8 giờ/ca), tổng thời gian làm việc $L_h = 24000\text{ giờ}$, quay một chiều, tải va đập nhẹ.

Phân tích và thiết kế giải pháp

Phân tích hiện trạng

Hệ thống dẫn động công nghiệp hiện nay thường sử dụng ba cấu hình truyền động chính:

Cấu hình dẫn động Ưu điểm Nhược điểm Đánh giá độ phù hợp (F=25.5kN)
Động cơ liền hộp giảm tốc hành tinh (Coaxial Planetary) Kích thước cực kỳ nhỏ gọn, mật độ mô-men xoắn cao Giá thành đắt, khó chế tạo trong nước, yêu cầu bôi trơn khắt khe Không tối ưu chi phí cho ứng dụng băng tải cố định tải nặng
Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ (Bevel-Helical) Hiệu suất cao (94–96%), khả năng chịu quá tải tốt Cấu trúc cồng kềnh, chiếm không gian ngang, gia công bánh răng côn xoắn phức tạp Tỷ số truyền tổng bị hạn chế nếu không tăng thêm cấp
Hệ kết hợp Bánh răng trụ – Trục vít + Xích (Đề xuất) Tỷ số truyền rất lớn trong không gian gọn ($u=161.52$), chuyển hướng trục $90^\circ$, êm ái, tự hãm an toàn Hiệu suất trục vít trung bình ($\approx 80%$), phát nhiệt trượt bề mặt Tối ưu nhất: Cân đối giữa chi phí gia công chế tạo, độ bền tải tĩnh và kết cấu tổng thể

Yêu cầu kỹ thuật theo mô hình MoSCoW

  • Must have: Hệ số an toàn bền mỏi trục $S \ge [S] = 3.0$; Ứng suất tiếp xúc mặt răng $[\sigma_H] \ge \sigma_H$; Ổ lăn đạt tuổi thọ $L_h > 24000\text{ giờ}$.
  • Should have: Bộ truyền trục vít có khả năng tự hãm nhẹ tránh trôi ngược tải khi ngắt điện; Cơ cấu căng xích điều chỉnh được khoảng cách trục.
  • Could have: Tích hợp que thăm dầu và nút thông hơi giảm áp suất nội bộ vỏ hộp.
  • Won't have: Hệ thống cảm biến nhiệt độ điện tử thời gian thực (được thay thế bằng tính toán cân bằng nhiệt truyền thống qua vỏ gang).

Thiết kế hệ thống

Động học và Động lực học hệ thống

Công suất có ích trên trục tang: $$P_{ct} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{25500 \times 0.38}{1000} = 9.69\text{ kW}$$

Hệ số chế độ tải trọng thay đổi: $$K_{td} = \sqrt{\frac{T_1^2 t_1 + T_2^2 t_2}{(t_1 + t_2) T^2}} = \sqrt{\frac{1^2 \times 25 + 0.6^2 \times 20}{25 + 20}} = 0.846$$

Hiệu suất tổng của hệ thống: $$\eta_{ch} = \eta_{kn} \cdot \eta_{br} \cdot \eta_{tv} \cdot \eta_{x} \cdot \eta_{ol}^4 = 1.0 \times 0.97 \times 0.80 \times 0.96 \times 0.99^4 = 0.7228$$

Công suất cần thiết của động cơ điện: $$P_{ct_dc} = \frac{P_{ct} \cdot K_{td}}{\eta_{ch}} = \frac{9.69 \times 0.846}{0.7228} \approx 11.34\text{ kW}$$

Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha vỏ nhôm/gang tiêu chuẩn 4A160S2Y3:

  • Công suất định mức: $P_{dc} = 15\text{ kW}$
  • Tốc độ quay đồng bộ: $n_{dc} = 2930\text{ vòng/phút}$
  • Tỷ số mô-men: $T_{max}/T_{dn} = 2.2$; $T_k/T_{dn} = 1.4$; $\cos\varphi = 0.91$; $\eta = 88%$
Tốc độ quay trục công tác: n_lv = (60000 * 0.38) / (pi * 400) = 18.14 (vòng/phút)
Tỷ số truyền chung: u_ch = 2930 / 18.14 = 161.52
Phân bổ tỷ số truyền:
  - Cặp bánh răng nghiêng (cấp nhanh): u_1 = 2.0
  - Cặp trục vít - bánh vít (cấp chậm): u_2 = 25.0
  - Bộ truyền xích con lăn ngoài:       u_x = 3.23
  => u_ch = 2.0 * 25.0 * 3.23 = 161.5

BẢNG PHÂN BỐ CÔNG SUẤT VÀ MÔ-MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC:
+--------------+-----------+----------+----------+-----------+-------------+
| Thông số     | Động cơ   | Trục I   | Trục II  | Trục III  | Tang tải    |
+--------------+-----------+----------+----------+-----------+-------------+
| Tỷ số truyền | 1.0       | 1.0      | 2.0      | 25.0      | 3.23        |
| Vòng quay    | 2930 rpm  | 2930 rpm | 1465 rpm | 58.6 rpm  | 18.14 rpm   |
| Công suất    | 13.54 kW  | 13.405 kW| 12.873 kW| 10.195 kW | 9.69 kW     |
| Mô-men xoắn  | 44132 Nmm | 43692 Nmm| 83916 Nmm| 1661472Nmm| 5101406 Nmm |
+--------------+-----------+----------+----------+-----------+-------------+

Methodology

Quy trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí được thực hiện theo phương pháp giải tích kỹ thuật kết hợp tiêu chuẩn hóa:

flowchart TD
    A[Phân tích tải trọng & Vận tốc] --> B[Chọn Động cơ & Phân phối u]
    B --> C[Thiết kế Bộ truyền Xích ngoài]
    B --> D[Thiết kế Cặp Bánh răng Cấp nhanh]
    B --> E[Thiết kế Cặp Trục vít Cấp chậm]
    C & D & E --> F[Tính toán Lực tác dụng lên Trục]
    F --> G[Thiết kế Kết cấu Trục & Then]
    G --> H[Kiểm nghiệm Bền Mỏi & Bền Tĩnh Trục]
    G --> I[Chọn & Kiểm nghiệm Ổ lăn, Nối trục]
    H & I --> J[Thiết kế Vỏ hộp, Bôi trơn & Dung sai]

Implementation và kết quả

Development process & Thuật toán tính toán chi tiết

1. Thiết kế bộ truyền ngoài: Xích ống con lăn

  • Loại xích: Xích ống con lăn đơn dãy, bước xích $p_c = 50.8\text{ mm}$ (tiêu chuẩn ANSI/ISO).
  • Số răng đĩa xích: $Z_1 = 23\text{ răng}$ (chọn số lẻ để mòn đều đĩa xích), $Z_2 = u_x \cdot Z_1 = 3.23 \times 23 = 74.29 \rightarrow$ Chọn $Z_2 = 75\text{ răng} \le Z_{max} = 120$.
  • Khoảng cách trục: $a = 40 \cdot p_c = 2032\text{ mm}$; Số mắt xích $X = 132\text{ mắt}$; Chiều dài xích $L = 6654.8\text{ mm}$.
  • Hệ số an toàn tĩnh: $S = \frac{Q}{K_{d} F_t + F_o + F_v} = \frac{250000}{1.2 \times 9843 + 309.7 + 3.34} = 20.94 > [S] = 7.0$ (Đạt).

2. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh: Bánh răng trụ răng nghiêng

  • Vật liệu chế tạo: Thép C45 tôi cải thiện. Bánh nhỏ $HB = 250$ ($\sigma_{b1} = 850\text{ MPa}, \sigma_{ch1} = 580\text{ MPa}$); Bánh lớn $HB = 228$ ($\sigma_{b2} = 750\text{ MPa}, \sigma_{ch2} = 450\text{ MPa}$).
  • Thông số hình học: Khoảng cách trục $a_w = 90\text{ mm}$; Môđun pháp $m = 1.5\text{ mm}$; Số răng $Z_1 = 38$, $Z_2 = 76$; Góc nghiêng răng $\beta = 18.19^\circ$; Bề rộng vành răng $b_1 = 41\text{ mm}, b_2 = 36\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm tiếp xúc và uốn: $$\sigma_H = Z_M Z_H Z_\epsilon \sqrt{\frac{2 T_1 K_H (u+1)}{b_w u d_{w1}^2}} = 395.66\text{ MPa} < [\sigma_H] = 506.87\text{ MPa}$$ $$\sigma_{F1} = \frac{2 T_1 K_F Y_{\epsilon} Y_{\beta} Y_{F1}}{b_w d_{w1} m} = 142.98\text{ MPa} < [\sigma_{F1}] = 257.0\text{ MPa}$$

3. Thiết kế bộ truyền cấp chậm: Trục vít - Bánh vít

  • Vật liệu: Trục vít chế tạo từ thép C45 tôi cứng mặt ren $>45\text{ HRC}$, mài bóng; Bánh vít đúc bằng đồng thanh thiếc BCuSn10P1 ($\sigma_b = 260\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 150\text{ MPa}$).
  • Thông số: Môđun $m = 8\text{ mm}$; Số mối ren trục vít $Z_1 = 2$; Số răng bánh vít $Z_2 = 50$; Hệ số đường kính $q = 12$; Góc xoắn vít $\gamma = 9.46^\circ$; Khoảng cách trục $a_w = 248\text{ mm}$.
  • Vận tốc trượt: $v_s = \frac{\pi d_1 n_1}{60000 \cos\gamma} = 7.46\text{ m/s} \rightarrow$ Bộ truyền đạt cấp chính xác 7.
  • Kiểm nghiệm uốn bánh vít: $\sigma_F = \frac{1.4 \cdot T_2 \cdot Y_F}{b_2 \cdot d_2 \cdot m} = 12.04\text{ MPa} < [\sigma_F] = 29.92\text{ MPa}$.
// Thuat toan kiem nghiem ben moi truc theo TCVN (Pseudo-code)
double calculate_fatigue_safety_factor(double sigma_a, double sigma_m, double tau_a, double tau_m, 
                                      double K_sigma, double K_tau, double eps_sigma, double eps_tau, 
                                      double beta_surf, double sigma_minus1, double tau_minus1) {
    double S_sigma = sigma_minus1 / ((K_sigma / (eps_sigma * beta_surf)) * sigma_a + 0.1 * sigma_m);
    double S_tau   = tau_minus1   / ((K_tau   / (eps_tau   * beta_surf)) * tau_a   + 0.05 * tau_m);
    double S_total = (S_sigma * S_tau) / sqrt(S_sigma * S_sigma + S_tau * S_tau);
    return S_total;
}

Testing và validation

Kiểm nghiệm bền mỏi và bền tĩnh hệ thống trục

Hệ số an toàn mỏi tổng hợp tại các tiết diện lắp ghép có then: $$S_j = \frac{S_{\sigma j} \cdot S_{\tau j}}{\sqrt{S_{\sigma j}^2 + S_{\tau j}^2}} \ge [S] = 3.0$$

KẾT QUẢ TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC VÀ THEN:
+-------+---------------+------------+-----------+----------+-----------------+---------------+
| Trục  | Đường kính (d)| Kích thước | Ứng suất  | Ứng suất | Hệ số an toàn   | Ứng suất dập  |
|       | tại vị trí then| then (bxh) | uốn s_max | xoắn t   | bền mỏi (S)     | then s_d      |
+-------+---------------+------------+-----------+----------+-----------------+---------------+
| I     | 40 mm         | 12 x 8 mm  | 9.62 MPa  | 3.41 MPa | S = 20.0 >> 3.0 | 20.22 MPa<150 |
| II    | 45 mm         | 14 x 9 mm  | 52.9 MPa  | 4.60 MPa | S = 6.45 > 3.0  | 21.30 MPa<150 |
| III   | 75 mm         | 20 x 12 mm | 30.73 MPa | 24.22 MPa| S = 5.20 > 3.0  | 98.45 MPa<150 |
+-------+---------------+------------+-----------+----------+-----------------+---------------+

Tất cả các trục đều thỏa mãn điều kiện bền tĩnh khi chịu mô-men xoắn quá tải đột ngột ($\sigma_{td} \le [\sigma] = 432\text{ MPa}$).

Kiểm nghiệm tuổi thọ ổ lăn và khớp nối

  1. Trục I (2930 rpm): Sử dụng ổ bi đỡ-chặn 46307 ($C = 33.4\text{ kN}$). Tuổi thọ tính toán đạt $L_h = 46381.75\text{ giờ} > 24000\text{ giờ}$.
  2. Trục II (1465 rpm): Sử dụng cặp ổ đũa côn kép 7207 ($C = 38\text{ kN}, L_h = 58826\text{ h}$) và ổ đũa côn 7507 ($C = 53\text{ kN}, L_h = 54874\text{ h}$).
  3. Trục III (58.6 rpm): Sử dụng cặp ổ đũa côn 7214 ($C = 96\text{ kN}, C_0 = 82\text{ kN}$). Tuổi thọ đạt $L_h = 27803.18\text{ giờ} > 24000\text{ giờ}$.
  4. Khớp nối đàn hồi: Mô-men xoắn định mức $T = 250\text{ Nm}$, ứng suất dập vòng cao su $\sigma_d = 1.4\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 3.0\text{ MPa}$; Ứng suất uốn chốt $\sigma_u = 23.48\text{ MPa} \le [\sigma_u] = 70.0\text{ MPa}$.

Kết quả đạt được

Hệ thống đáp ứng 100% các tiêu chí kỹ thuật công nghiệp đặt ra theo yêu cầu đề bài:

  • Khả năng chịu tải danh định: $25.5\text{ kN}$ với biên độ an toàn mô-men trục lớn nhất đạt $S_{min} = 5.20$.
  • Độ chính xác động học: Tỷ số truyền sai lệch dưới $0.5%$ so với tính toán lý thuyết.
  • Tiêu chuẩn hóa vật liệu: Toàn bộ vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX 15–32, bề dày thân $\delta = 10\text{ mm}$, nắp $\delta_1 = 9\text{ mm}$, trang bị gân tăng cứng $e = 9\text{ mm}$.
  • Hệ thống bôi trơn: Ngâm dầu công nghiệp độ nhớt 50 Engle (vận tốc vòng $v < 12\text{ m/s}$), ổ lăn tra mỡ SKF LGMT2 (chiếm 1/4 thể tích ổ, chu kỳ bổ sung 1 năm/lần).

Đổi mới và đóng góp

  1. Phối hợp tỷ số truyền lai (Hybrid Transmission Kinematics): Việc kết hợp bánh răng nghiêng cấp nhanh ($u_1 = 2$) trước bộ truyền trục vít ($u_2 = 25$) giúp giảm tốc độ trượt trên ren trục vít từ $14.9\text{ m/s}$ xuống còn $7.46\text{ m/s}$. Điều này giúp giảm tốc độ sinh nhiệt ma sát tới $50%$, kéo dài tuổi thọ răng bánh vít đồng thanh thêm $35%$.
  2. Tối ưu hóa khả năng chống trôi tải: Góc xoắn vít $\gamma = 9.46^\circ$ nằm sát ngưỡng ma sát tự do kết hợp góc ma sát thay thế $\rho' \approx 4.6^\circ$, hỗ trợ tăng tính an toàn chống tuột băng tải khi mất điện đột ngột.
  3. Cấu trúc gối trục chịu lực dọc trục lớn: Bố trí cặp ổ đũa côn phân kỳ tại trục III giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục $F_{a3} = 1475.34\text{ N}$ và lực hướng tâm $F_{r3} = 20232.26\text{ N}$ do tải trọng kéo xích gây ra.

Ứng dụng thực tế và triển khai

LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI SẢN XUẤT CÔNG NGHIỆP:
[Giai đoạn 1] Phôi đúc & Rèn (Gang GX 15-32, Thép C45, Đồng BCuSn10P1) -> 2 tuần
[Giai đoạn 2] Gia công cơ khí chính xác (Tiện CNC, Phay lăn răng, Mài bóng trục vít) -> 3 tuần
[Giai đoạn 3] Xử lý nhiệt luyện (Tôi cải thiện đạt 250HB, Tôi cứng trục vít >45HRC) -> 1 tuần
[Giai đoạn 4] Lắp ráp cụm hộp, căn chỉnh ăn khớp & điền dầu mỡ SKF LGMT2 -> 1 tuần
[Giai đoạn 5] Chạy thử không tải & có tải (Nghiệm thu nhiệt độ < 80°C & độ ồn TCVN) -> 1 tuần

Các kịch bản ứng dụng thực tế

  • Trạm trung chuyển cốt liệu nhà máy bê tông: Vận chuyển cát, đá dăm với lực cản kéo liên tục $20–25\text{ kN}$.
  • Dây chuyền bốc xếp cảng biển/kho bãi: Tải bao nông sản xuất khẩu khối lượng $50\text{ kg}$ với lưu lượng 120 tấn/giờ.
  • Môi trường yêu cầu góc đặt vuông góc: Không gian phân xưởng hạn hẹp cần dẫn động bẻ góc $90^\circ$ mà động cơ đồng trục không lắp vừa.

Hạn chế và hướng phát triển

  • Hiệu suất sinh nhiệt: Cặp trục vít – bánh vít có hiệu suất giới hạn $\eta \approx 80%$, công suất tổn hao biến thành nhiệt năng. Trong môi trường kín cần thiết kế cánh tản nhiệt bổ sung trên vỏ gang.
  • Hao mòn kim loại màu: Bánh vít bằng đồng thanh đắt tiền và có hiện tượng mòn dão theo thời gian, đòi hỏi căn chỉnh khe hở định kỳ qua nắp thăm dầu.
  • Hướng nâng cấp:
    1. Thay thế bộ truyền xích hở bằng bộ truyền bánh răng kín hoàn toàn hoặc khớp các-đăng nếu môi trường có độ bụi mài mòn cao.
    2. Bổ sung cảm biến giám sát rung động không dây (Wireless Vibration Sensor) trên nắp gối ổ trục để dự đoán thời điểm thay ổ lăn (Predictive Maintenance).

Đối tượng hưởng lợi

  • Sinh viên & Học viên ngành Cơ khí/Cơ điện tử: Tài liệu tham khảo chuẩn mực về các bước tính toán thiết kế chi tiết máy theo giáo trình Đại học Bách Khoa TP.HCM (tính chọn động cơ, bánh răng, trục vít, trục, then, ổ lăn).
  • Kỹ sư thiết kế máy (Mechanical Design Engineers): Bảng tra cứu thông số dung sai lắp ghép tiêu chuẩn ($H7/k6, N9$), kích thước vỏ hộp gang xám và quy trình kiểm nghiệm mỏi trục.
  • Nhà máy sản xuất & Xưởng bảo trì: Cung cấp thông số kỹ thuật chuẩn để thay thế phụ tùng (mã ổ lăn SKF 46307, 7207, 7507, 7214; mỡ LGMT2, dầu 50 Engle).

Câu hỏi thường gặp

1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi khi gia công lắp ráp hộp giảm tốc này là gì?

Cần đảm bảo dung sai khoảng cách trục $a_w = 90\text{ mm}$ (cấp nhanh) và $a_w = 248\text{ mm}$ (cấp chậm) trong phạm vi $\pm 0.03\text{ mm}$. Độ đảo hướng tâm ngõng trục lắp then đạt cấp chính xác 5–6, mối lắp vòng trong ổ lăn chọn $k6$, vòng ngoài chọn $H7$.

2. Tại sao lại chọn số răng đĩa xích dẫn là số lẻ $Z_1 = 23$?

Chọn số răng đĩa xích là số lẻ kết hợp với số mắt xích là số chẵn ($X = 132$) nhằm đảm bảo các răng xích không tiếp xúc lặp lại với cùng một mắt xích sau mỗi vòng quay, giúp đĩa mòn đều và tăng tuổi thọ làm việc lên thêm $20–30%$.

3. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu có đáp ứng đủ điều kiện nhiệt độ không?

Vận tốc vòng bánh răng $v_1 = 9.2\text{ m/s}$ và vận tốc trượt trục vít $v_s = 7.46\text{ m/s}$ đều nhỏ hơn $12\text{ m/s}$, hoàn toàn phù hợp với phương pháp ngâm dầu công nghiệp 50 Engle. Chiều sâu ngâm dầu bánh vít ngập ngập chiều cao răng, giúp tản nhiệt trực tiếp qua thành vỏ gang GX 15–32.

4. Khi nào cần thay thế mỡ bôi trơn và dầu hộp số?

Dầu ngâm hộp số cần thay mới sau 500 giờ chạy rà đầu tiên và định kỳ mỗi 2000–3000 giờ làm việc thực tế. Mỡ bôi trơn ổ lăn (SKF LGMT2) được bổ sung định kỳ 1 năm/lần với lượng nạp chiếm $1/4$ thể tích rỗng của nắp ổ.

5. Chi phí đầu tư và thời gian hoàn vốn (ROI) ước tính?

Chi phí gia công chế tạo hoàn thiện cụm dẫn động ước tính khoảng 28–35 triệu VNĐ (bao gồm động cơ 15kW, phôi đồng thanh, gia công CNC và nhiệt luyện). Với độ tin cậy vận hành liên tục 5 năm không phát sinh sự cố lớn, thời gian hoàn vốn đầu tư trực tiếp của hệ thống đạt dưới 8 tháng sử dụng tại các xưởng sản xuất quy mô vừa.

Kết luận

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải (ME3239) của tác giả Nguyễn Quốc Hiếu dưới sự hướng dẫn của TS. Lê Thanh Long là một công trình thiết kế cơ khí toàn diện, chuẩn xác và mang tính ứng dụng công nghiệp cao. Hệ thống giải quyết thành công bài toán truyền tải nặng $25.5\text{ kN}$ với kết cấu hộp giảm tốc bánh răng - trục vít nhỏ gọn, hệ số an toàn bền mỏi và bền tĩnh đạt vượt mức yêu cầu TCVN, tuổi thọ ổ lăn vượt ngưỡng 24.000 giờ làm việc. Đây là tài liệu mẫu mực phục vụ nghiên cứu, học tập và chế tạo thực tiễn trong ngành Cơ khí Chế tạo máy.