Đồ án Môn Học: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải

Khám phá đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải, ứng dụng trong công nghiệp, tối ưu hóa quy trình vận chuyển và nâng cao hiệu suất làm việc.

• Trường học: Trường Đại Học Kỹ Thuật
• Chuyên ngành: Kỹ Thuật Cơ Khí
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
• Loại tài liệu: Đồ Án Kỹ Thuật
• Năm xuất bản: 2023
• Địa điểm: Hà Nội

Mục lục chi tiết

• 2. CHƯƠNG 2: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
• 3. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN HỘ
• 4. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG

Tóm tắt

I. Tổng quan thiết kế hệ thống dẫn động băng tải hiệu quả

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải là một bài toán kỹ thuật phức tạp, đòi hỏi sự kết hợp chính xác giữa lý thuyết cơ học và lựa chọn thiết bị thực tế. Một hệ thống được thiết kế tốt không chỉ đảm bảo hiệu suất vận hành ổn định mà còn giúp tối ưu hóa hệ thống băng tải, giảm thiểu chi phí năng lượng và chi phí bảo trì. Cốt lõi của hệ thống là khả năng biến đổi năng lượng điện thành cơ năng để di chuyển vật liệu một cách liên tục và an toàn. Nguyên lý hoạt động băng tải dựa trên sự truyền chuyển động từ động cơ qua một loạt các cơ cấu trung gian như hộp giảm tốc và bộ truyền xích để làm quay tang chủ động, từ đó kéo theo dây băng tải.

Sự hiệu quả của toàn bộ hệ thống phụ thuộc trực tiếp vào việc tính toán và lựa chọn chính xác từng thành phần. Từ việc lựa chọn động cơ băng tải có công suất phù hợp, đến việc thiết kế hộp số băng tải với tỷ số truyền tối ưu, và cuối cùng là bộ truyền động công tác phải đảm bảo lực kéo và vận tốc theo yêu cầu. Nghiên cứu sâu về các yếu tố như lực cản, tải trọng, và môi trường làm việc là bước đầu tiên và quan trọng nhất trong quy trình thiết kế. Một sai sót nhỏ trong giai đoạn này có thể dẫn đến hậu quả lớn như động cơ quá tải, hệ thống hoạt động không ổn định, hoặc tuổi thọ thiết bị giảm sút. Do đó, việc xây dựng một sơ đồ cấu tạo hệ thống băng tải chi tiết và thực hiện các bước tính toán một cách cẩn trọng là nền tảng cho một dự án thành công.

1.1. Phân tích các thành phần cốt lõi trong hệ thống

Một hệ thống truyền động công nghiệp cho băng tải điển hình bao gồm các thành phần không thể thiếu. Thứ nhất là động cơ điện 3 pha không đồng bộ, nguồn cung cấp năng lượng chính cho toàn bộ hệ thống. Thứ hai là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, có nhiệm vụ giảm tốc độ quay từ động cơ xuống mức phù hợp và đồng thời tăng mô-men xoắn. Giữa động cơ và hộp giảm tốc thường có khớp nối trục đàn hồi để bù sai lệch tâm và giảm chấn động. Thứ ba là bộ truyền xích ống con lăn, cơ cấu truyền động cuối cùng đến bộ phận công tác, có ưu điểm về độ bền và khả năng chịu tải. Cuối cùng là bộ phận công tác, bao gồm puly chủ động và bị động (tang dẫn) và dây băng tải (thường là băng tải cao su hoặc băng tải PVC tùy ứng dụng). Mỗi thành phần đều có một vai trò riêng và hiệu suất của chúng tác động trực tiếp đến hiệu suất chung của cả hệ thống.

1.2. Tầm quan trọng của việc tối ưu hóa hiệu suất

Tối ưu hóa hiệu suất trong thiết kế hệ thống dẫn động băng tải mang lại lợi ích kép: giảm chi phí vận hành và tăng độ tin cậy. Một hệ thống hiệu quả là một giải pháp tiết kiệm năng lượng cho băng tải. Việc lựa chọn động cơ có hiệu suất cao, sử dụng biến tần cho băng tải để điều chỉnh tốc độ linh hoạt theo tải trọng thực tế, và thiết kế hộp giảm tốc với tổn hao ma sát thấp đều góp phần giảm thiểu lượng điện năng tiêu thụ. Bên cạnh đó, tính toán chính xác lực căng băng tải và các thông số động học giúp tránh tình trạng quá tải, giảm mài mòn các chi tiết như nhông sên công nghiệp và ổ lăn. Điều này trực tiếp kéo dài tuổi thọ của thiết bị và giảm tần suất bảo trì hệ thống dẫn động, từ đó tối ưu hóa chi phí vòng đời của toàn bộ hệ thống.

II. Cách chọn động cơ phân phối tỷ số truyền cho băng tải

Giai đoạn lựa chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền là bước nền tảng, quyết định đến khả năng vận hành và tính kinh tế của toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải. Mục tiêu chính là xác định công suất cần thiết của động cơ và chia tỷ số truyền tổng thể một cách hợp lý cho các bộ truyền trung gian (hộp giảm tốc, bộ truyền xích). Quá trình này bắt đầu bằng việc phân tích các thông số đầu vào như lực vòng trên băng tải (F), vận tốc yêu cầu (v) và đường kính tang dẫn (d). Dựa trên các thông số này, công suất làm việc trên trục công tác được xác định. Tuy nhiên, đây chưa phải là công suất thực tế mà động cơ cần cung cấp.

Để tìm ra công suất cần thiết trên trục động cơ, cần phải tính đến hiệu suất của toàn bộ hệ thống truyền động. Hiệu suất này là tích của hiệu suất từng thành phần riêng lẻ: khớp nối, các cặp ổ lăn, các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc và bộ truyền xích. Theo tài liệu phân tích, hiệu suất tổng thể của hệ thống được tính toán là η ≈ 0.7977. Từ đó, công suất động cơ yêu cầu được xác định bằng cách lấy công suất trên trục công tác chia cho hiệu suất tổng thể. Việc lựa chọn động cơ băng tải phải tuân theo quy tắc công suất danh định của động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán. Trong đồ án gốc, động cơ 4A132M2Y3 với công suất 11kW và tốc độ 2907 vòng/phút đã được chọn, đáp ứng đủ yêu cầu về công suất và cung cấp một biên độ an toàn cần thiết.

2.1. Phương pháp tính toán công suất động cơ băng tải

Việc tính toán công suất động cơ băng tải là bước đi đầu tiên và quan trọng nhất. Công thức nền tảng xuất phát từ công suất trên trục tang (trục công tác), được xác định bởi: P_lv = (F × v) / 1000 (kW), với F là lực vòng (N) và v là vận tốc băng tải (m/s). Trong trường hợp cụ thể của đồ án, P_lv = (8000 × 0.9) / 1000 = 7.2 kW. Đây là công suất hữu ích. Công suất cần thiết trên trục động cơ (P_ct) phải lớn hơn do tổn hao năng lượng qua các bộ phận truyền động. Công suất này được tính bằng công thức: P_ct = P_lv / η_chung. Hiệu suất chung η_chung là tích của hiệu suất các thành phần: η_chung = η_xích × η_br_nhanh × η_br_chậm × η_ổ_lăn^4 × η_khớp. Dựa trên các giá trị tiêu chuẩn, η_chung ≈ 0.7977. Do đó, công suất cần thiết tính toán là P_ct = 7.2 / 0.7977 ≈ 9.026 kW. Động cơ được chọn phải có công suất P_đc ≥ P_ct.

2.2. Phân phối tỷ số truyền chung cho hệ thống

Sau khi chọn được động cơ, bước tiếp theo là xác định và phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung (U_chung) được tính bằng tỷ lệ giữa tốc độ quay của động cơ (n_đc) và tốc độ quay yêu cầu của trục công tác (n_ct). Tốc độ trục công tác được tính từ vận tốc băng tải và đường kính tang: n_ct = (60000 × v) / (π × d) ≈ 33.79 v/p. Từ đó, U_chung = n_đc / n_ct ≈ 2907 / 33.79 ≈ 85.99. Tỷ số truyền chung này sau đó được phân phối cho hộp số băng tải (U_hgt) và bộ truyền xích (U_x). Theo kinh nghiệm thiết kế, tỷ số truyền của bộ truyền xích thường được chọn trong khoảng 2-5. Trong đồ án, U_x được chọn sơ bộ là 3.4. Từ đó, tỷ số truyền của hộp giảm tốc là U_hgt = U_chung / U_x ≈ 25. Tỷ số truyền này tiếp tục được phân phối cho hai cấp bánh răng bên trong hộp giảm tốc (cấp nhanh và cấp chậm) để hoàn thiện sơ đồ cấu tạo hệ thống băng tải.

III. Hướng dẫn thiết kế bộ truyền xích ống con lăn tối ưu

Bộ truyền xích đóng vai trò là cơ cấu truyền động cuối cùng, trực tiếp nối từ trục ra của hộp giảm tốc đến trục của tang băng tải. Việc thiết kế chính xác bộ truyền này đảm bảo truyền tải đủ mô-men xoắn, hoạt động bền bỉ và ít cần bảo trì. Quá trình thiết kế bắt đầu với các thông số đầu vào đã được xác định ở bước trước: công suất cần truyền, số vòng quay của trục dẫn và tỷ số truyền yêu cầu. Một trong những quyết định quan trọng đầu tiên là lựa chọn số răng cho đĩa xích dẫn (đĩa nhỏ) và đĩa xích bị dẫn (đĩa lớn). Số răng đĩa nhỏ thường được chọn dựa trên kinh nghiệm và bảng tra tiêu chuẩn, đồng thời ưu tiên số lẻ để xích mòn đều hơn.

Từ số răng đã chọn, tỷ số truyền thực tế được tính lại và so sánh với tỷ số truyền phân phối ban đầu, sai lệch phải nằm trong giới hạn cho phép (thường <5%). Bước tiếp theo là xác định bước xích (p), một thông số then chốt ảnh hưởng đến khả năng tải và độ bền của bộ truyền. Bước xích được lựa chọn dựa trên công suất tính toán, có hiệu chỉnh bởi các hệ số điều kiện làm việc, tải trọng, bôi trơn và số dãy xích. Tài liệu gốc đã áp dụng công thức P_tt = K × K_a × P_1 để xác định công suất tính toán, sau đó tra bảng để chọn bước xích phù hợp là p=38.1 mm. Sau khi có bước xích, các thông số khác như khoảng cách trục và số mắt xích được xác định, đảm bảo bộ truyền hoạt động với độ chùng hợp lý.

3.1. Lựa chọn thông số và kiểm nghiệm độ bền xích

Sau khi chọn được bước xích, số răng đĩa xích (z1=25, z2=87) và khoảng cách trục, cần thực hiện các bước kiểm nghiệm độ bền để đảm bảo an toàn. Kiểm nghiệm quan trọng nhất là hệ số an toàn (s), được tính theo công thức: s = Q / (K_đ × F_t + F_v + F_0), trong đó Q là tải trọng phá hủy của xích (tra bảng), F_t là lực vòng, F_v là lực ly tâm, và F_0 là lực căng do trọng lượng nhánh xích chùng. Hệ số tải trọng động K_đ được chọn dựa trên tính chất va đập của tải. Giá trị s tính toán được phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép [s] tra từ bảng tiêu chuẩn. Trong đồ án phân tích, s ≈ 22.5, lớn hơn nhiều so với giá trị yêu cầu, cho thấy bộ truyền xích được thiết kế với biên độ an toàn rất cao. Ngoài ra, việc kiểm nghiệm áp lực trong bản lề xích cũng cần thiết để chống mài mòn chốt và ống lót, đảm bảo tuổi thọ lâu dài cho bộ truyền.

3.2. Xác định lực tác dụng lên trục và kích thước đĩa xích

Lực tác dụng từ bộ truyền xích lên trục là thông số đầu vào quan trọng cho việc thiết kế và kiểm nghiệm trục sau này. Lực này (F_r) có thể được tính gần đúng bằng công thức F_r = k_f × F_t, với F_t là lực vòng và k_f là hệ số phụ thuộc vào góc nghiêng của bộ truyền (thường lấy k_f = 1.15). Lực này tác dụng lên các ổ lăn và gây ra mô-men uốn trên trục. Song song với việc tính lực, các kích thước hình học chủ yếu của nhông sên công nghiệp (đĩa xích) cũng cần được xác định. Các kích thước này bao gồm đường kính vòng chia, đường kính đỉnh răng và đường kính đáy răng. Các công thức tính toán đều dựa trên hai thông số cơ bản là bước xích (p) và số răng (z). Ví dụ, đường kính vòng chia được tính bằng d = p / sin(180°/z). Việc tính toán chính xác các kích thước này là cơ sở để chế tạo hoặc lựa chọn đĩa xích tiêu chuẩn, đảm bảo sự ăn khớp đúng đắn và vận hành êm ái.

IV. Phương pháp thiết kế bộ truyền bánh răng trụ hai cấp

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp là trái tim của hệ thống dẫn động, chịu trách nhiệm chính trong việc giảm tốc độ và tăng mô-men xoắn. Thiết kế bộ phận này đòi hỏi sự chính xác cao trong tính toán để đảm bảo hiệu suất truyền động, độ bền và khả năng làm việc êm ái. Quá trình thiết kế được chia làm hai phần riêng biệt cho cặp bánh răng cấp nhanh (nối với trục động cơ) và cặp bánh răng cấp chậm (nối với trục ra). Bước đầu tiên là lựa chọn vật liệu, một yếu tố quyết định đến khả năng chịu tải và độ bền của bánh răng. Trong đồ án này, vật liệu Thép 40Cr được chọn, kết hợp với phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện và tôi tần số cao bề mặt răng để đạt độ cứng và độ bền mỏi cao.

Tiếp theo, việc xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép là cực kỳ quan trọng. Các giá trị này được tính toán dựa trên giới hạn bền mỏi của vật liệu, có hiệu chỉnh bởi hệ số an toàn, hệ số tuổi thọ, và các yếu tố ảnh hưởng khác. Sau khi có ứng suất cho phép, khoảng cách trục sơ bộ (a_w) được tính toán. Đây là thông số hình học tổng quan của bộ truyền. Từ đó, các thông số ăn khớp chi tiết như mô-đun (m), số răng (z), và góc nghiêng răng (β) được xác định. Quá trình này thường là một vòng lặp tối ưu: chọn mô-đun tiêu chuẩn, tính lại số răng, kiểm tra các điều kiện hình học và tỷ số truyền, sau đó tiến hành các bước kiểm nghiệm độ bền chi tiết.

4.1. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của răng

Sau khi đã xác định các thông số hình học cơ bản, bánh răng phải được kiểm nghiệm về hai dạng hỏng chính: tróc rỗ bề mặt (độ bền tiếp xúc) và gãy răng (độ bền uốn). Độ bền tiếp xúc được kiểm tra bằng cách tính ứng suất tiếp xúc phát sinh trên bề mặt răng (σ_H) và so sánh nó với ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H]. Ứng suất phát sinh phụ thuộc vào mô-men xoắn, khoảng cách trục, và các hệ số kể đến hình dạng bề mặt, sự trùng khớp của răng. Tương tự, độ bền uốn được kiểm tra bằng cách tính ứng suất uốn tại chân răng (σ_F) và so sánh với ứng suất uốn cho phép [σ_F]. Ứng suất này phụ thuộc vào lực vòng, mô-đun, và các hệ số hình dạng răng, độ nghiêng răng, và sự tập trung ứng suất. Cả hai điều kiện σ_H ≤ [σ_H] và σ_F ≤ [σ_F] đều phải được thỏa mãn để đảm bảo bánh răng hoạt động an toàn trong suốt vòng đời thiết kế.

4.2. Lực tác dụng và các yếu tố ảnh hưởng đến thiết kế

Trong quá trình làm việc, các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng được phân tích thành ba thành phần: lực vòng (F_t), lực hướng tâm (F_r), và lực dọc trục (F_a). Lực vòng là thành phần sinh công, gây ra mô-men xoắn. Lực hướng tâm và lực dọc trục là các thành phần gây tải trọng lên trục và ổ lăn. Việc tính toán chính xác các lực này là bắt buộc để thiết kế trục và lựa chọn ổ lăn phù hợp. Đặc biệt, lực dọc trục sinh ra bởi các bánh răng nghiêng cần được cân bằng hoặc được hấp thụ bởi các loại ổ lăn phù hợp như ổ bi đỡ chặn. Ngoài các lực cơ bản, thiết kế còn phải kể đến các hệ số tải trọng động (K_v), hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng (K_Hβ, K_Fβ), và hệ số phân bố tải trọng giữa các cặp răng (K_Hα, K_Fα). Các hệ số này phản ánh sự không hoàn hảo trong chế tạo và lắp ráp, giúp cho việc tính toán độ bền gần với điều kiện làm việc thực tế hơn.

V. Bí quyết thiết kế trục và lựa chọn chi tiết máy phụ trợ

Thiết kế trục là một công đoạn then chốt, quyết định độ cứng vững và khả năng làm việc ổn định của toàn bộ hộp giảm tốc. Trục không chỉ truyền mô-men xoắn mà còn phải đỡ các chi tiết quay như bánh răng, đĩa xích và chịu các lực uốn phức tạp tác dụng từ chúng. Quá trình thiết kế trục bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ đường kính dựa trên mô-men xoắn thuần túy và ứng suất xoắn cho phép của vật liệu (thường là Thép 45 hoặc 40Cr tôi cải thiện). Đây là đường kính tối thiểu tại các tiết diện nguy hiểm.

Sau bước thiết kế sơ bộ, một sơ đồ kết cấu trục chi tiết được xây dựng. Sơ đồ này xác định vị trí của các bánh răng, ổ lăn và các vai trục. Dựa trên sơ đồ này và các lực đã tính toán ở các chương trước, sơ đồ lực tác dụng lên trục trong hai mặt phẳng (đứng và ngang) được thiết lập. Từ đó, biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn dọc theo chiều dài trục được vẽ ra. Các tiết diện có mô-men uốn tổng hợp lớn nhất được xác định là các tiết diện nguy hiểm. Tại các vị trí này, trục phải được kiểm nghiệm độ bền mỏi. Việc kiểm nghiệm này phức tạp hơn tính toán sơ bộ, nó xét đến ảnh hưởng đồng thời của ứng suất uốn (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) và ứng suất xoắn (có thể là mạch động hoặc tĩnh), cùng với các yếu tố tập trung ứng suất tại các rãnh then, vai trục.

5.1. Kiểm nghiệm độ bền mỏi và chọn ổ lăn cho trục

Kiểm nghiệm độ bền mỏi là yêu cầu bắt buộc để đảm bảo trục không bị phá hủy sau một số chu kỳ làm việc nhất định. Hệ số an toàn về mỏi (s) tại các tiết diện nguy hiểm được tính toán và phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép [s]. Việc tính toán này cần đến các thông số như giới hạn mỏi uốn và xoắn của vật liệu, cũng như các hệ số ảnh hưởng như kích thước, chất lượng bề mặt và hệ số tập trung ứng suất. Song song với thiết kế trục, việc lựa chọn ổ lăn là cực kỳ quan trọng. Dựa vào lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên các gối đỡ, loại ổ lăn phù hợp được chọn (ví dụ: ổ bi đỡ chặn cho trục chịu cả lực hướng tâm và dọc trục). Sau đó, ổ lăn được kiểm nghiệm về khả năng tải động (tuổi thọ) và khả năng tải tĩnh. Tuổi thọ của ổ lăn (tính bằng giờ hoặc triệu vòng quay) phải lớn hơn hoặc bằng tuổi thọ yêu cầu của thiết kế.

5.2. Vai trò của bôi trơn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Bôi trơn và kết cấu vỏ hộp là những yếu tố đảm bảo điều kiện làm việc lý tưởng cho các chi tiết bên trong. Phương pháp bôi trơn phổ biến cho hộp số băng tải là ngâm dầu. Mức dầu phải được kiểm soát chặt chẽ để đảm bảo các bánh răng được bôi trơn đầy đủ nhưng không gây tổn thất năng lượng do khuấy dầu quá mức. Việc lựa chọn loại dầu có độ nhớt phù hợp dựa trên vận tốc vòng và tải trọng của bánh răng. Vỏ hộp giảm tốc không chỉ có chức năng bao che mà còn là khung định vị chính xác vị trí tương đối giữa các trục. Vỏ hộp phải đủ cứng vững để không bị biến dạng dưới tác dụng của tải trọng, đảm bảo sự ăn khớp đúng của các cặp bánh răng. Các yếu tố như chiều dày thành hộp, gân tăng cứng, mặt bích lắp ghép, nắp ổ, cửa thăm, nút thông hơi và nút tháo dầu đều phải được thiết kế theo tiêu chuẩn kỹ thuật, đảm bảo dễ dàng cho việc lắp ráp, bảo trì hệ thống dẫn động và tản nhiệt hiệu quả.

Trích đoạn nội dung tài liệu

DAI HOC QUOC GIA THANH PHO HO CHI MINH TRUONG DAI HOC BACH KHOA KHOA KHOA HOC UNG DUNG BO MON CO KY THUAT BK TP.HCM DO AN MON HOC THIET KE KY THUAT DE TAI: THIET KE HE THONG DAN DONG BANG TAI GVHD: PGS. VU CONG HOA SVTH: DIEP DUC HOANG LONG MSSV: 2011544 LOP: KU20CKT1 Thành phố Hồ Chí Minh — Năm 2023 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa ĐỎ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Phương án: 4 Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm: (1) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ. (2) Nỗi trục vòng đàn hồi. (3) Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển.

(4) Bộ truyền xích ống con lăn. (5) Bộ phân công tác — Băng tải. Số liệu thiết kế: Page 2| 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Lực vòng trên băng tải, F(N): Ï 8000) 3) Vận tốc băng tải, v (m/s): ” =0-20/ Đường kính tang, d (mm): d =510(mm) Thời gian phục vụ, L (năm): ¿=9 (năm) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ: ( 1 năm làm việc 300 ngày, I ca làm việc 8 giờ ) Chế độ tải: (T¡ = T, tị = 36 giây): (T› = 0.8F, - 1 Monent xoắn khi khởi động làm việc. CHUONG 2: CHON DONG CO VA PHAN PHOI TY SO TRUYEN 2.

Công suất cần thiết của động cơ Trường hợp tải trọng không thay đổi theo sơ đỗ ta có: Dựa vào công thức 3.4 trang 94 tai liéu [1], taxac định được công suất làm việc — công suất trên trục tang: p =_ƑXy =_ 8000X0. ve là vận tốc xích tai (m/s). Pu” lạ công suất trên đĩa xich (AW). Hiệu suất của bộ truyện của hệ thông trên được xác định: 1 Hi Sị› S]: Xu 1s Trong do: 3 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa mh hiệu suất bộ truyền xích.

1= hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh. 3” hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm. Ma hiệu suất bộ cặp ô lăn. Is” hiệu suất khớp đàn hồi.3 tai liéu [2], ta chon duoc các giá trị hiệu suất như sau: = 0.98 Từ đó, ta xác định được hiệu suất của bộ truyền: n =n, Xi, Xn, Xn} Xn, =0.7977 Cong suat can thiét trén truc động co: _P, =_*.7977 (KW) Số vòng quay trên trục công tác: — 60000 Xv _ 6000009 _ 35 7934 (v/p) "` xxử — xx510 Trong đó: v— vận tốc băng tải (w⁄%) d— đường kính tang dẫn (zzz) Chọn tý số truyền theo bảng 2.4 tài liệu [2]: 4 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Xu, =25 »x3.4 =85 Usnung Up, U,,=25 , « À + - hot tý sô truyền cua HGT hai cap.4,, 4 = Roos * tỷ sô truyện của bộ truyền xích.

Sô vòng quay sơ bộ của động cơ: Ney = Une Xn, =85 x33.789 (v/p) Lua chon déng co theo quy tac: P„ ›P,„ =9.789 (vip) Dựa vào kết quả là, =9.3— Thông số của động cơ 4A trang 236), ta chọn được động cơ có các thông sô như sau: Bang I. Déng co ‘haa Céng suat Van toc quay ° Kiều động cơ (kW) (Vòng/phút) Cosp | 11% 4A132M2Y3 ll 2907 0. Tỷ số truyền chung Tính lại tý số truyền: U ".7034 Phân phối lai ty số truyền: Uk , 5 „ U =25 Hộp giảm tốc có tỷ sô truyền sơ bộ là: “# Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc: 5 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Ta chon: “a a1.3 Xu, (Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển Uy, =12 51.7009 Ty s6 truyén cap nhanh: ” “het „ ¬ sh _w„, _ Š.3853 Tỷ sô truyền cập chậm: 13 Tỷ số truyền cuối cing chia hop giam téc: “er ~%m MU, =9.00063% Sai s6 ty so truyén hép giam toc: 2 (nam trong pham vi sai lệch cho phép).0002 Tỷ số truyền xích là: Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép nhóm [I (B350); bánh răng nghiêng c = 2. Các thông số kỹ thuật của hệ thống truyền động 2.

Công suất trên các trục p,, =e =!” _ =7.91 tn 199? _ 2g 3994 (ew) nm Xm, 0.167 099x098__9 0957 6M) (KW) <1 <11(kW ki) (Họp lí) Trong do: th hiệu suât bộ truyện xích. 6 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Mo hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh. 3” hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm. tụ hiệu suất bộ cặp ô lăn.

"5 ~ hiệu suất khớp đàn hồi. Số vòng quay trên các trục Tốc độ quay của trục Ï: h, =1 =2907 (vp) _ my =_ 2907 =509.9195 (v/ Tốc độ quay của trục II: u,, 5.7009 wp) =?nu 303913” —I 16 2793 (wip) Ht Toc d6 quay cua truc III: u,, 4. Moment trén cac truc Trục động cơ: P.mm) he 2907 Truc I: T =9.2807(N mm) tụ Trục II: 7„ =9,55.9195 7 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vii Cong Hea Truc III: Ty, =9,55.2793 Trục công tác: Trongtac =9,55. Dac tính kỹ thuật của động cơ Động cơ I II II Công tác Cong suat P 9.2 (kW) Tỉ số truyền 5.45 u So vong quay 2907 2907 509.6604 xoan (Nmm) 2 Page 8|106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa CHUONG 3: THIET KE CAC BỘ TRUYEN HO 3.

Số liệu ban đầu Công suất Pn 7.9920 (kW) Số vòng quay 116.2793 (vòng/phút) Ty sô truyền 3.mm) ® Tải trọng va đập nhẹ Điều kiện làm việc ® Làm việc hai ca ® Quay một chiều 3. Tính toán lựa chọn xích 3. Chọn số răng đĩa xích Với tỷ 36 truyén xích ”+ =3.45 dựa vào Đảng 3.4 tài liệu [2j ta chọn như sau: Số răng đĩa nhỏ (đĩa tải): z2 (với =3.23 ) hoặc sử dụng công thức z=220 và nên chọn số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều. Chon 22 = 87 S2rx =120 Ta tiễn hành tính lai ty số truyền và kiểm tra xem sai số có trong khoảng cho phép 5% so với tý sô truyền phân phôi hay không.

y,' =22 =87 =3 4g z, 25 Sai lệch tỷ số truyền: A= boo ws | = B.45 <5% (sai số cho phép) Như vậy, ta chọn 2, =25 và”? =87 la hop li 3. Xác định bước xích Page 9| 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Bước xích được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong các bản lề, số vòng quay trong một phút phải nhỏ hơn sô vòng quay tới hạn. Dựa theo công thức 5.25 tài liệu ƒ TỊ, ta xác định được công suất tính toán h : pat KK,K,P, K, <P. Hệ số vòng quay: ol = 2 2) 399 mn 116.2793 Trong do: Moi” số vòng quay đĩa nhỏ của bộ truyền thực nghiệm ứng với công suất cho phép tra theo bang 5.5 tài liệu [2J có giá trị lớn hơn và gân với giá trị “inhat.

mà 1 sô vòng quay đĩa xích nhỏ. Hệ sô sô răng: Dựa vào công thức 3.6 tài liệu [2j ta xác định hệ 36 str dung K nhw sau: K =K K Kk yk ak: ky =1- hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, bộ truyền nằm ngang. k =E hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích với tỉ số chiều dài trục và bước xích chọn sơ bộ là a =40P,. Kạ, =1- hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh của lực căng xích, trục điều chính được (điều chỉnh băng một trong các đĩa xích).

kK, =13- hệ số ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn, môi trường làm việc có bụi.2- hệ số tải trọng động, tai trong va dap nhẹ. 10 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.25- hệ số ảnh hưởng chế độ làm việc, làm việc 2 ca. K =k ,Kz„k„k„k, fñc `bt `ñ `c =1x1x1x1.95 , ca K_ =1 Hệ sô xét đên sô dãy xích: x (Xích | day). Sau khi xác định được các hệ số K, tính được: p _ KK K,P,„ _ 1.8052 (kW) PK x 1 Dựa vào bảng 5.8 (kW) và có được các thông số sau: p, =381(nm Bước xích Đường kính ống chốt q, =11.12 (mm) Chiều dài ống Ð =35.

Xác định khoảng cách trục và số mắc xích Khoảng cách trục sơ bộ Ê =(30 +50) p.1=1524 (mm) Tính số mắt xích theo công thức 5.12 tài liệu [2]: 2 XxX _2a, 4%, 44 ye Pe D.43⁄2 ” s1 ” 2 | 2x | “1524 c, (mắt xích) Chọn X =l38 mặt xích. Chiều dài xích L tính theo công thức: L =X xp, =13x381=5257.8(mm 11 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa Xác định lại khoảng cách trục: 2 x- 47%) -2 2, -Z, 2 a=025p|X - 2+! IT 2 2 =0.46G6 (mm) Để xích làm việc có độ trùng, không phải chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách Aa + 0.04 a trục một lượng thu được khoảng giá trị trục a: 1515.4357 Chọn khoảng cách trục a=1510(m™m) Số lần va đập của bản lề xích trong một giây: ;_ ¡Xñ, _ 251162813 | =—L—+=———— #14044 , 15X 15x138 <li] Dựa vào bảng 5.9 tài liệu [2] ta tra được số lần đập cho phép [i] =20 (ứng với p, =38.1 (mm) ) Kiểm nghiệm: ¡<1 thỏa. Vậy số lần va đập của xích trong một giây: ¡ =14044 12 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS. Tính toán kiếm nghiệm 3.

Kiếm nghiệm bước xích Kiểm tra số vòng quay tới hạn của bộ truyền xích, ta tién hanh tra bang 5.8 [2] Bước xích giới hạn lớn nhất [p.] tmx với số vòng quay tới hạn là 300 vòng/ phút là: LP.8 (mm Dựa vào bảng 5.3 tài liệu [1] với số vòng quay của bánh xích nhỏ n, =116.2813 (vip) ta chọn được áp lực cho phép trong bản lẻ xích: [p,] =29 (MPa) Bước xích giới hạn nhỏ nhất: [p]„om =600x;_— Pu — -go„;|_—_25x116.1 (mm) >[p,]„„ =3⁄1795 (mm) Như vậy, bước xích đã chọn p.1 (mm) thỏa điều kiện tới hạn. Kiếm nghiệm hệ số an toàn Vận tốc trung bình của xích: _ n.5 tdi liéu [3] ta thay b6 truyén théa diéu kién số vòng quay tới hạn. Trong do: R- là số vòng quay đĩa xích dẫn. 13 | 106 Đồ án Thiết kế Kỹ thuật GVHD: PGS.7 là bước xích của bộ truyền.

Z~ 1 ko» + ừ x 1 là sô răng cua đĩa xích dân. Vậy phương pháp bôi trơn nhỏ giọt là phù hợp theo bảng 5.7 đời liệu /27 khi V € 4 (MB), Lực vòng có ích trên bánh xích: F _1000P, _=—————— 1000x7.8460 N) Trong do: Pi là công cuất của trục đĩa xích dẫn. V~ là vận tốc trung bình của xích. Lực căng F, do lue li tam sinh ra: Fy =qV =5.5 (kqm) là khối lượng I mét xích, được tra tr bang 5.

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo.8323 (N) Trong do: K, =6- khi bộ truyền nằm ngang. Ổ;” là khối lượng I métxích.