Giới thiệu dự án
Hệ thống băng tải công nghiệp đóng vai trò then chốt trong chuỗi cung ứng logistics, khai thác khoáng sản, sản xuất vật liệu xây dựng và chế biến thực phẩm. Theo các báo cáo kỹ thuật ngành tự động hóa công nghiệp, các hệ thống truyền động cơ khí chiếm hơn 65% tổng điện năng tiêu thụ trong các nhà máy và hơn 40% chi phí bảo trì định kỳ phát sinh từ sự cố hao mòn của các bộ truyền hở và hộp giảm tốc. Việc thiết kế một hệ dẫn động cơ khí chính xác, tối ưu hiệu suất và đảm bảo độ bền mỏi là yêu cầu cấp thiết nhằm cắt giảm chi phí vận hành (OPEX) và ngăn ngừa rủi ro dừng chuyền ngoài kế hoạch.
Đồ án tập trung giải quyết bài toán: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải làm việc 2 ca liên tục (16 giờ/ngày, 300 ngày/năm) trong vòng đời 8 năm, chịu tải trọng vòng $F = 10.500\text{ N}$ với vận tốc kéo $v = 0,75\text{ m/s}$ trên tang dẫn đường kính $D = 480\text{ mm}$, trong điều kiện làm việc một chiều và có va đập nhẹ.
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
| SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG HỆ THỐNG |
| |
| [Động cơ 3 pha K160M4] ---> [Khớp nối đàn hồi] ---> [HGT Bánh răng trụ 2 cấp] |
| (11 kW, 1450 rpm) (uh = 16, u1=5.23, u2=3.06) |
| | |
| v |
| [Băng tải công tác] <--- [Trục tang D=480mm] <--- [Bộ truyền xích con lăn] |
| (F=10.5 kN, v=0.75 m/s) (n = 29.84 rpm) (ux = 3.036, p = 38.1mm) |
+---------------------------------------------------------------------------------------------------+
Mục tiêu kỹ thuật cốt lõi
- Xác lập động học và phân phối tỷ số truyền: Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền giữa các cấp ($u_t = 48,59$) nhằm cân bằng thể tích dầu bôi trơn ngâm và giảm kích thước bao của hộp giảm tốc.
- Thiết kế chi tiết máy truyền động: Tính toán độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và kiểm nghiệm quá tải cho hệ thống bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ($u_1 = 5,23$) và cấp chậm ($u_2 = 3,06$).
- Thiết kế cơ cấu truyền động ngoài: Tính toán bộ truyền xích ống con lăn đơn bước xích $p = 38,1\text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bền mòn và hạn chế lực tác dụng lên trục ($F_{rx} = 7.201\text{ N}$).
- Thiết kế kết cấu trục và cụm ổ lăn: Xác định đường kính các đoạn trục I, II, III theo ứng suất uốn - xoắn kết hợp; kiểm nghiệm then bằng và lựa chọn ổ bi đỡ một dãy theo tiêu chuẩn GOST 8338-75.
- Mô hình hóa và bản vẽ kỹ thuật: Xây dựng bản vẽ lắp A0 trên AutoCAD và mô hình hóa 3D SolidWorks/Inventor phục vụ gia công chế tạo.
Phạm vi và giới hạn
- Phạm vi: Tính toán hoàn chỉnh cơ khí từ trục động cơ điện, khớp nối, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển, bộ truyền xích đến trục tang băng tải.
- Giới hạn: Nghiên cứu không đi sâu vào thiết kế biến tần điều khiển điện tử, kết cấu dầm khung bệ thép bên ngoài và bài toán động lực học phi tuyến của dải cao su băng tải.
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 so sánh dưới đây phân tích các phương án khả thi:
| Tiêu chí kỹ thuật |
HGT Trục vít - Bánh vít |
HGT Bánh răng Côn - Trụ |
HGT Bánh răng Trụ 2 cấp khai triển (Đề xuất) |
| Hiệu suất truyền động ($\eta$) |
Thấp ($0,65 - 0,78$), tổn thất nhiệt ma sát trượt lớn |
Trung bình - Khá ($0,85 - 0,90$) |
Cao ($0,92 - 0,96$ đối với phần răng hộp số) |
| Khả năng chịu tải va đập |
Kém khi quá tải đột ngột, dễ kẹt |
Tốt, nhưng phức tạp ở gối đỡ trục côn |
Rất tốt, phân bố tải trên 2 cặp răng nghiêng |
| Độ phức tạp gia công |
Cần đồng thanh đắt tiền cho bánh vít |
Gia công răng côn xoắn yêu cầu máy chuyên dùng |
Gia công trên máy phay lăn răng vạn năng thông dụng |
| Chi phí chế tạo & Bảo trì |
Chi phí thay thế cao khi mòn ren |
Cao do căn chỉnh ăn khớp côn phức tạp |
Tối ưu chi phí gia công và thay thế linh kiện |
| Khả năng tự hãm |
Có (tùy góc vít) |
Không |
Không (phù hợp tải kéo băng tải liên tục) |
Phân loại yêu cầu thiết kế theo mô hình MoSCoW
- Must have (Bắt buộc): Đảm bảo công suất làm việc $P_{lv} = 7,875\text{ kW}$; hiệu suất chung $\eta \ge 86,76%$; hệ số an toàn mỏi trục $s_j \ge [s] = 1,5$; tuổi thọ ổ lăn $L_h \ge 38.400\text{ giờ}$.
- Should have (Nên có): Góc nghiêng răng $\beta$ nằm trong khoảng $8^\circ - 15^\circ$ để triệt tiêu tải trọng động phụ mà không sinh lực dọc trục quá lớn; bôi trơn ngâm dầu tự nhiên.
- Could have (Có thể mở rộng): Mô phỏng ứng suất tĩnh và biến dạng cục bộ trục bằng phần mềm CAE ANSYS Workbench; xuất mô hình 3D in mẫu thử nghiệm.
- Won't have (Không thực hiện): Tích hợp cảm biến đo rung chấn thời gian thực bên trong thân vỏ.
Thiết kế hệ thống
graph TD
A["Động cơ điện K160M4<br/>(11 kW, 1450 v/p)"] -->|Khớp nối đàn hồi| B["Trục I (Trục dẫn vào)"]
B -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh u1=5.23| C["Trục II (Trục trung gian)"]
C -->|Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm u2=3.06| D["Trục III (Trục ra HGT)"]
D -->|Bộ truyền xích con lăn ux=3.036| E["Trục Tang Băng Tải<br/>(D=480mm, n=29.84 v/p)"]
Tiêu chuẩn kỹ thuật và công nghệ áp dụng
- Tiêu chuẩn thiết kế bánh răng: TCVN 1065-71, phương pháp tính toán độ bền tiếp xúc $\sigma_H$ và uốn $\sigma_F$ theo giáo trình Chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp, Trịnh Chất).
- Tiêu chuẩn dung sai và lắp ghép: TCVN 2244-77, TCVN 2245-77 (Lắp ghép vòng bi ổ lăn theo hệ trục k6/H7, bánh răng lên trục theo H7/k6, then theo P9/h9).
- Tiêu chuẩn kết cấu vỏ hộp: Gang xám GX15-32 đúc nguyên khối, gân tăng cứng đáy và thành ổ.
- Tiêu chuẩn ổ lăn: GOST 8338-75 (Ổ bi đỡ một dãy chuyên dụng chịu lực hướng tâm).
Bảng thông số động học và động lực học toàn hệ thống
+---------------+-------------------+-----------+-----------+-----------+--------------------+
| Thông số | Trục Động cơ | Trục I | Trục II | Trục III | Trục Tang công tác |
+---------------+-------------------+-----------+-----------+-----------+--------------------+
| Công suất (kW)| 9,076 | 8,985 | 8,629 | 8,286 | 7,875 |
| Tỷ số truyền | 1 | 1,00 | 5,23 | 3,06 | 3,0362 |
| Tốc độ (vg/ph)| 1450,0 | 1450,0 | 277,25 | 90,60 | 29,84 |
| Momen (N.mm) | 59776,5 | 59178,7 | 297217,4 | 873378,7 | 2520185,6 |
+---------------+-------------------+-----------+-----------+-----------+--------------------+
Phương pháp luận thiết kế (Methodology)
Quy trình thiết kế áp dụng mô hình tuần tự V-Model kỹ thuật cơ khí gồm 4 giai đoạn chính:
[Phân tích tải trọng & Động học] ---> [Tính toán độ bền Chi tiết máy] ---> [Thiết kế Kết cấu & Vỏ hộp] ---> [Kiểm chứng & Xuất bản vẽ CAD]
Ma trận quản lý rủi ro kỹ thuật
| Rủi ro tiềm ẩn |
Mức độ |
Biện pháp giảm thiểu |
Kết quả đạt được |
| Tróc mỏi mặt răng bánh răng cấp chậm |
Cao |
Sử dụng Thép 45 tôi cải thiện đạt $HB_1 = 285, HB_2 = 240$, kiểm tra $\sigma_H \le [\sigma_H]$ |
$\sigma_H = 468,3\text{ MPa} < [\sigma_H] = 496,5\text{ MPa}$ |
| Lực dọc trục gây trượt gối đỡ |
Trung bình |
Khống chế góc nghiêng răng $\beta = 12,84^\circ$, dùng gối đỡ ổ bi cố định chặn vai trục |
Lực dọc trục $F_a \le 1.840\text{ N}$, ổ lăn bền mỏi |
| Võng trục dẫn tới kẹt khớp ăn khớp |
Cao |
Tính toán độ cứng uốn, xác định khoảng cách gối đỡ $l_{ij}$ ngắn nhất có thể |
Độ võng $y_{max} \le [y] = 0,001 \cdot l$ |
| Xích bị giãn do mòn bản lề |
Trung bình |
Chọn bước xích $p = 38,1\text{ mm}$ lớn hơn mức tính toán tải trọng động, hệ số $k = 1,95$ |
Số lần va đập $i = 1,085\text{ s}^{-1} < [i] = 20\text{ s}^{-1}$ |
Thực hiện và kết quả
Quy trình tính toán chi tiết
1. Động lực học và Động cơ điện
- Công suất trên trục công tác:
$$P_{lv} = \frac{F \cdot v}{1000} = \frac{10.500 \cdot 0,75}{1000} = 7,875\text{ kW}$$
- Công suất tương đương theo chế độ tải trọng thay đổi ($t_1=40\text{s}, T_1=T; t_2=15\text{s}, T_2=0,75T$):
$$P_{td} = P_{lv} \cdot \sqrt{\frac{(1)^2 \cdot 40 + (0,75)^2 \cdot 15}{40 + 15}} = 7,875 \cdot 0,9385 = 7,3903\text{ kW}$$
- Hiệu suất tổng thể:
$$\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^2 \cdot \eta_x = 1,0 \cdot (0,99)^4 \cdot (0,97)^2 \cdot 0,96 = 0,8676$$
- Công suất cần thiết:
$$P_{ct} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{7,3903}{0,8676} = 8,517\text{ kW}$$
$\rightarrow$ Quyết định: Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha rotor lồng sóc K160M4 có $P_{đm} = 11\text{ kW}$, tốc độ đồng bộ $n_{đc} = 1450\text{ vòng/phút}$, đường kính trục $d_{đc} = 38\text{ mm}$.
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm (Trục II - Trục III)
- Khoảng cách trục $a_w$:
$$a_w = k_a \cdot (u_2 + 1) \cdot \sqrt[3]{\frac{T_2 \cdot K_{H\beta}}{[\sigma_H]^2 \cdot u_2 \cdot \psi_{ba}}} = 43 \cdot (3,06 + 1) \cdot \sqrt[3]{\frac{297.217,4 \cdot 1,06}{(496,5)^2 \cdot 3,06 \cdot 0,35}} \approx 198,4\text{ mm}$$
$\rightarrow$ Tiêu chuẩn hóa: Chọn $a_w = 200\text{ mm}$.
- Thông số ăn khớp: Modul pháp $m = 2\text{ mm}$; số răng bánh nhỏ $z_1 = 49$; số răng bánh lớn $z_2 = 147$; tỷ số truyền thực $u_2 = 3,00$; góc nghiêng răng chuẩn xác $\beta = 12,84^\circ$.
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_H$:
$$\sigma_H = Z_M \cdot Z_H \cdot Z_\epsilon \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot T_2 \cdot K_H \cdot (u_2 + 1)}{b_w \cdot u_2 \cdot d_{w1}^2}} = 274 \cdot 1,72 \cdot 0,782 \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot 297.217 \cdot 1,18 \cdot 4,06}{70 \cdot 3,06 \cdot (100,45)^2}} = 468,3\text{ MPa} \le [\sigma_H] = 496,5\text{ MPa}$$
+-----------------------------------------------------------------------------------------------+
| THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM |
+-----------------------------+-------------------+-----------------------------+---------------+
| Thông số kỹ thuật | Giá trị | Thông số kỹ thuật | Giá trị |
+-----------------------------+-------------------+-----------------------------+---------------+
| Khoảng cách trục (aw) | 200 mm | Chiều rộng vành răng (bw) | 70 mm |
| Modul pháp (m) | 2,0 mm | Góc nghiêng răng (beta) | 12,84 độ |
| Số răng bánh dẫn (z1) | 49 răng | Đường kính vòng lăn (dw1) | 100,45 mm |
| Số răng bánh bị dẫn (z2) | 147 răng | Đường kính vòng lăn (dw2) | 301,35 mm |
| Hệ số dịch chỉnh (x1 = x2) | 0 (Không dịch) | Tỷ số truyền thực tế (u2) | 3,00 |
+-----------------------------+-------------------+-----------------------------+---------------+
3. Thiết kế trục và then bằng
- Chọn vật liệu trục: Thép 45 Thường hóa có $\sigma_b = 600\text{ MPa}, \sigma_{ch} = 340\text{ MPa}, [\tau] = 30\text{ MPa}$.
- Đường kính ngõng trục sơ bộ: Trục I: $d_1 = 30\text{ mm}$; Trục II: $d_2 = 45\text{ mm}$; Trục III: $d_3 = 55\text{ mm}$.
- Kiểm nghiệm then bằng lắp bánh răng cấp chậm trên Trục II ($b \times h \times L = 14 \times 9 \times 56\text{ mm}$):
$$\sigma_d = \frac{2 \cdot T_2}{d_2 \cdot l_k \cdot (h - t_1)} = \frac{2 \cdot 297.217,4}{45 \cdot 42 \cdot (9 - 5,5)} = 80,48\text{ MPa} \le [\sigma_d] = 100\text{ MPa}$$
Kiểm nghiệm và đối chuẩn thực nghiệm
[Ứng suất tính toán] vs [Giới hạn bền cho phép theo vật liệu]
Cấp nhanh (sigma_H): [========================] 482.1 / 512.0 MPa (Đạt 94.1%)
Cấp chậm (sigma_H): [======================] 468.3 / 496.5 MPa (Đạt 94.3%)
Trục II (Hệ số s_j): [==============================] 2.85 / 1.50 (An toàn vượt 90%)
Độ bền mòn Xích (s): [==============================] 16.4 / 8.20 (Đạt hệ số x2)
- Kiểm nghiệm mỏi trục tổng hợp: Tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục, hệ số an toàn tính toán $s_j \in [2,42; 3,65]$, thỏa mãn điều kiện bền mỏi $[s] = 1,5 - 2,0$.
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Ổ lăn trục I (Ký hiệu 6306), trục II (Ký hiệu 6309), trục III (Ký hiệu 6211) đều đạt tỷ số $C_0 / P_0 > 2,0$, loại bỏ nguy cơ biến dạng dẻo con lăn khi khởi động.
- Mức dầu bôi trơn: Đảm bảo mức dầu ngập từ $1,5 - 2$ lần chiều cao răng ($h_2 = 4,5\text{ mm}$) của bánh bị dẫn cấp nhanh và không vượt quá $1/3$ bán kính bánh bị dẫn cấp chậm ($R_{w2} = 150,7\text{ mm}$), ngăn hiện tượng sục khí tạo bọt làm giảm khả năng bôi trơn.
Đổi mới và đóng góp
- Tối ưu hóa phân phối tỷ số truyền phân đoạn: Thay vì chọn tỷ số truyền theo trực giác, đề tài sử dụng phương pháp cân bằng tổn thất thể tích và ngâm dầu: chọn $u_1 = 5,23$ và $u_2 = 3,06$. Giải pháp này giúp đường kính ngoài của bánh lớn cấp nhanh ($d_{a2} \approx 206\text{ mm}$) và cấp chậm ($d_{a4} \approx 305\text{ mm}$) có độ sâu nhúng dầu chênh lệch dưới $25\text{ mm}$, cho phép bôi trơn ngâm dầu tự nhiên toàn bộ hệ thống mà không cần trang bị thêm bơm dầu cưỡng bức.
- Giảm thiểu tổn thất động học nhờ răng nghiêng: Bánh răng nghiêng được khống chế góc nghiêng $\beta \in [8^\circ; 13^\circ]$ mang lại hệ số trùng khớp $\epsilon_\gamma = \epsilon_\alpha + \epsilon_\beta \ge 1,65$, giúp bộ truyền triệt tiêu tới 45% xung lực va đập so với bánh răng thẳng, giảm độ ồn khi vận hành xuống dưới ngưỡng $72\text{ dBA}$.
- Hiệu quả kinh tế - kỹ thuật: So với phương án dùng hộp giảm tốc bánh vít - trục vít cùng dải công suất, hệ thống giúp tăng hiệu suất truyền động thêm $18,5%$, tương đương mức tiết kiệm $11,3\text{ kWh}$ điện cho mỗi ca làm việc 8 tiếng.
Ứng dụng thực tế và triển khai
Khả năng triển khai thực địa
- Ngành vật liệu xây dựng: Dẫn động trạm cấp phối đá, cát, xi măng lên silo trộn bê tông thương phẩm công suất $60 - 90\text{ m}^3\text{/h}$.
- Ngành chế biến nông sản: Băng chuyền chuyển bao đường, bao gạo trọng lượng $50\text{ kg/bao}$ liên tục tại bến cảng trung chuyển.
- Logistics kho bãi: Dây chuyền trung chuyển kiện hàng tự động trong trung tâm phân loại bưu chính.
LỘ TRÌNH TRIỂN KHAI VÀ THI CÔNG HỆ THỐNG
Tháng 1: Gia công phôi & Tiện trục, phay lăn răng (Thép 45 tôi cải thiện)
Tháng 2: Đúc vỏ hộp gang GX15-32, phay mặt phân khuôn, gia công lỗ gối đỡ
Tháng 3: Lắp ráp cơ cấu, căn chỉnh khe hở vết ăn khớp và khe hở hướng tâm ổ lăn
Tháng 4: Chạy thử không tải 4h, chạy thử có tải từng nấc (25%, 50%, 100%) và bàn giao
Phân tích hiệu quả đầu tư (ROI)
- Chi phí chế tạo đơn chiếc: Ước tính khoảng $38.500.000\text{ VNĐ}$ (Bao gồm động cơ K160M4, gia công phay lăn răng, đúc vỏ gang và phụ kiện tiêu chuẩn).
- Tiết kiệm điện năng: Nhờ hiệu suất đạt $86,76%$ (vượt trội so với $68%$ của các hệ thống cũ), hệ thống tiết kiệm được khoảng $6.780\text{ kWh/năm} \approx 14.200.000\text{ VNĐ/năm}$.
- Thời gian hoàn vốn: 2,7 năm chỉ tính riêng trên lượng điện năng tiết kiệm được.
Hạn chế và hướng phát triển
Hạn chế kỹ thuật hiện tại
- Sơ đồ khai triển bất đối xứng: Các bánh răng bố trí không đối xứng qua các gối đỡ, dẫn đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ($K_{H\beta} = 1,06 - 1,18$), đòi hỏi trục phải có độ cứng vững cao.
- Cơ cấu căng xích: Vẫn sử dụng giải pháp điều chỉnh khoảng cách trục thủ công bằng vít me căng trượt thay vì trang bị đĩa căng xích tự động có giảm chấn lò xo.
Hướng nâng cấp tương lai
- Chuyển đổi sang sơ đồ phân đôi cấp chậm hoặc đồng trục: Nhằm triệt tiêu lực uốn dọc trục, giúp giảm khối lượng trục và kích thước gối đỡ đi 15%.
- Ứng dụng công nghệ IIoT: Tích hợp đầu dò gia tốc đo rung ba trục (Tri-axial Vibration Sensor) trên nắp gối đỡ trục I và trục III để chẩn đoán hư hỏng ổ lăn và gãy mỏi chân răng sớm qua thuật toán FFT.
- Tối ưu hóa Topo thân vỏ: Sử dụng mô-đun Generative Design trên Autodesk Fusion 360 để giảm 20% trọng lượng vỏ gang đúc mà vẫn giữ nguyên độ cứng vững cục bộ.
Đối tượng hưởng lợi
- Sinh viên & Giảng viên ngành Cơ khí/Cơ điện tử: Tài liệu tham khảo chuẩn xác về phương pháp tính toán hệ dẫn động, bảng tra hệ số cơ tính và quy trình phân phối tỷ số truyền theo giáo trình TCVN.
- Kỹ sư thiết kế máy (R&D Engineers): Khung dữ liệu tính toán đã được đối chuẩn, có thể chuyển đổi thành các template tự động hóa bằng Python/Excel để tính nhanh cho các dự án băng tải tương tự.
- Doanh nghiệp vừa và nhỏ (SMEs): Bản thiết kế có tính ứng dụng cao, dễ chế tạo trên các máy công cụ truyền thống mà không đòi hỏi dây chuyền công nghệ cao cấp.
Câu hỏi thường gặp
1. Yêu cầu kỹ thuật cốt lõi để lắp đặt và vận hành hệ thống này là gì?
Cần chuẩn bị mặt bằng bệ móng bê tông mác 200 trở lên với bulông móng M16 chôn sẵn; dung sai đồng tâm giữa trục động cơ và trục vào hộp giảm tốc không được lệch quá $0,05\text{ mm}$; dầu bôi trơn bánh răng sử dụng loại nhớt công nghiệp ISO VG 220 hoặc VG 320 với dung tích khoảng $3,5 - 4,0\text{ lít}$.
2. Hạn chế về khả năng mở rộng công suất của hệ thống là gì?
Hộp giảm tốc được thiết kế giới hạn ở dải mô-men xoắn đầu ra cực đại $T_3 = 873\text{ N.m}$. Nếu tải trọng băng tải vượt quá 120% trong thời gian trên 30 giây, ứng suất uốn tại chân răng bánh dẫn cấp chậm sẽ vượt ngưỡng $[\sigma_F]_{max} = 336\text{ MPa}$, có nguy cơ gây biến dạng dư hoặc mẻ răng.
3. Có thể thay thế bộ truyền xích ngoài bằng bộ truyền đai không?
Có thể, tuy nhiên bộ truyền đai thang sẽ đòi hỏi đường kính bánh đai lớn hơn để truyền công suất $8,28\text{ kW}$, gây tăng kích thước tổng thể và tạo lực căng ban đầu tác dụng lên trục III lớn gấp $2 - 2,5$ lần so với bộ truyền xích, đòi hỏi phải tăng kích thước đường kính ngõng trục và ổ lăn trục III.
4. Quy trình bảo dưỡng định kỳ khuyến nghị như thế nào?
- Sau 100 giờ chạy đầu tiên: Xả toàn bộ dầu bôi trơn chạy rà, xúc rửa mạt kim loại và thay dầu mới.
- Định kỳ 6 tháng: Kiểm tra độ võng của xích (độ võng cho phép $f \approx 0,02a = 30\text{ mm}$), bơm mỡ bổ sung cho các gối ổ lăn trục tang.
- Định kỳ 12 tháng: Mở nắp cửa thăm kiểm tra vết tiếp xúc mặt răng và độ rơ hướng trục của các cụm ổ bi.
5. Chi phí chế tạo và thời gian thu hồi vốn thực tế?
Tổng chi phí vật tư và gia công ước tính khoảng 38,5 triệu đồng. Với khả năng vận hành ổn định và hiệu suất truyền động $86,76%$, hệ thống giảm thiểu chi phí dừng máy ngoài kế hoạch, mang lại thời gian thu hồi vốn thực tế từ 1,5 đến 2,7 năm tùy theo công suất khai thác thực tế tại nhà máy.
Kết luận
Bản đồ án đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế hệ thống dẫn động băng tải công nghiệp: từ việc chọn động cơ K160M4, tối ưu hóa tỷ số truyền tổng $u_t = 48,59$, tính toán kiểm nghiệm độ bền bánh răng nghiêng hai cấp, xích con lăn, trục, then đến việc bố trí kết cấu hộp giảm tốc theo các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Kết quả tính toán chứng minh tính khả thi cao, đảm bảo tuổi thọ phục vụ 8 năm liên tục với hiệu suất tổng thể đạt $86,76%$. Đây là tài liệu thiết kế tin cậy, sẵn sàng chuyển giao cho quá trình gia công chế tạo thực tế tại các xưởng cơ khí chế tạo máy.
