Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển Hàng Hóa

Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa là một lĩnh vực quan trọng trong ngành cơ khí. 75 trang · Đại học Bách Khoa · 2023.

• Tác giả: Nguyễn Phước Bảo Hưng
• Người hướng dẫn: TS. Trần Minh Sang
• Trường học: Đại học Bách Khoa
• Chuyên ngành: Cơ khí
• Đề tài: Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển Hàng Hóa
• Loại tài liệu: Đồ án môn học
• Năm xuất bản: 2023
• Địa điểm: Đà Nẵng

Mục lục chi tiết

• LỜI NÓI ĐẦU
• 1. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
• 1.1. Tính toán chọn động cơ điện
• 1.2. Tính toán các thông số hình học
• 1.3. Tính momen xoắn trên từng trục
• 2. CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
• 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai dẹt)
• 2.1.1. Chọn loại đai
• 2.1.2. Các thông số của bộ truyền đai
• 2.2. Thiết kế các bộ truyền trong hộp
• 2.2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)
• 2.2.1.1. Chọn vật liệu
• 2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép
• 2.2.1.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
• 2.2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm)
• 2.2.2.1. Chọn vật liệu
• 2.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
• 2.2.2.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
• 2.3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn
• 3. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC
• 3.1. Tính toán thiết kế trục
• 3.1.1. Chọn vật liệu
• 3.1.2. Tính thiết kế trục về độ bền
• 3.1.4. Xác định phản lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục
• 3.2. Tính chọn then
• 3.2.1. Tính chọn then trên trục I
• 3.2.2. Tính chọn then trên trục II
• 3.2.3. Tính then trên trục III
• 4. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
• 4.1. Tính chọn ổ cho trục I
• 4.2. Tính chọn ổ cho trục II
• 4.3. Tính chọn ổ cho trục III
• 5. CHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN NỐI TRỤC
• 6. CHƯƠNG 6: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
• 6.1. Thiết kế hộp giảm tốc đúc
• 6.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân
• 6.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
• 6.2. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp
• 6.2.1. Chốt định vị
• 6.2.6. Que thăm dầu
• 6.2.7. Vòng chắn dầu
• 7. CHƯƠNG 7: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC, LỰA CHỌN KIỂU LẮP CHO CÁC MỐI GHÉP
• 7.1. Bôi trơn hộp giảm tốc
• 7.2. Bôi trơn và che kín bộ phận ổ
• 7.3. Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép
• 8. CHƯƠNG 8: TÍNH TOÁN TANG CUỐN
• 8.1. Xác định sơ bộ đường kính trục
• 8.2. Momen xoắn trên các trục
• 8.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
• 8.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tóm tắt

I. Tổng Quan Về Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển Hàng Hóa

Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa là một lĩnh vực quan trọng trong ngành cơ khí. Hệ thống này không chỉ giúp nâng hạ hàng hóa một cách hiệu quả mà còn đảm bảo an toàn và tiết kiệm chi phí. Việc áp dụng công nghệ hiện đại vào thiết kế giúp tối ưu hóa quy trình vận chuyển, từ đó nâng cao hiệu suất làm việc. Các yếu tố như tải trọng, tốc độ và độ bền của thiết bị cần được xem xét kỹ lưỡng.

1.1. Định Nghĩa Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển

Hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa bao gồm các thiết bị và công nghệ được sử dụng để di chuyển hàng hóa từ nơi này đến nơi khác. Các thành phần chính bao gồm động cơ, bộ truyền động, và các thiết bị nâng hạ.

1.2. Vai Trò Của Hệ Thống Cơ Khí Trong Ngành Công Nghiệp

Hệ thống cơ khí đóng vai trò quan trọng trong việc tăng cường hiệu quả sản xuất và giảm thiểu chi phí. Nó giúp tối ưu hóa quy trình vận chuyển, từ đó nâng cao năng suất lao động và giảm thiểu thời gian chờ đợi.

II. Các Thách Thức Trong Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Vận Chuyển Hàng Hóa

Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa đối mặt với nhiều thách thức. Các vấn đề như tải trọng thay đổi, rung động và độ bền của thiết bị là những yếu tố cần được xem xét. Ngoài ra, việc đảm bảo an toàn trong quá trình vận chuyển cũng là một thách thức lớn.

2.1. Tải Trọng Thay Đổi Và Ảnh Hưởng Đến Thiết Kế

Tải trọng thay đổi có thể gây ra áp lực lớn lên các bộ phận của hệ thống. Việc tính toán chính xác tải trọng là rất quan trọng để đảm bảo độ bền và an toàn cho thiết bị.

2.2. Rung Động Và Ảnh Hưởng Đến Hiệu Suất

Rung động trong quá trình vận chuyển có thể làm giảm hiệu suất của hệ thống. Cần có các biện pháp giảm thiểu rung động để đảm bảo hoạt động ổn định.

III. Phương Pháp Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Vận Chuyển Hàng Hóa

Có nhiều phương pháp thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa. Việc lựa chọn phương pháp phù hợp sẽ giúp tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu chi phí. Các phương pháp này bao gồm tính toán động lực học, lựa chọn vật liệu và thiết kế bộ truyền động.

3.1. Tính Toán Động Lực Học Trong Thiết Kế

Tính toán động lực học giúp xác định các lực tác động lên hệ thống trong quá trình vận chuyển. Điều này rất quan trọng để đảm bảo an toàn và hiệu suất làm việc.

3.2. Lựa Chọn Vật Liệu Phù Hợp

Lựa chọn vật liệu có độ bền cao và khả năng chịu tải tốt là rất quan trọng trong thiết kế. Vật liệu cần phải đáp ứng các tiêu chuẩn kỹ thuật và kinh tế.

IV. Ứng Dụng Thực Tiễn Của Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển Hàng Hóa

Hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa được ứng dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực như sản xuất, logistics và xây dựng. Việc áp dụng công nghệ mới giúp nâng cao hiệu quả và giảm thiểu chi phí vận chuyển.

4.1. Ứng Dụng Trong Ngành Sản Xuất

Trong ngành sản xuất, hệ thống cơ khí giúp di chuyển nguyên liệu và sản phẩm một cách hiệu quả. Điều này giúp tăng cường năng suất và giảm thiểu thời gian chờ đợi.

4.2. Ứng Dụng Trong Ngành Logistics

Trong ngành logistics, hệ thống cơ khí đóng vai trò quan trọng trong việc quản lý và vận chuyển hàng hóa. Việc tối ưu hóa quy trình vận chuyển giúp giảm thiểu chi phí và thời gian.

V. Kết Luận Về Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển Hàng Hóa

Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa là một lĩnh vực quan trọng và đầy thách thức. Việc áp dụng các phương pháp thiết kế hiện đại giúp tối ưu hóa hiệu suất và đảm bảo an toàn. Tương lai của lĩnh vực này hứa hẹn sẽ có nhiều tiến bộ với sự phát triển của công nghệ.

5.1. Tương Lai Của Hệ Thống Cơ Khí Trong Vận Chuyển

Với sự phát triển của công nghệ, hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa sẽ ngày càng trở nên hiện đại và hiệu quả hơn. Các công nghệ mới như tự động hóa và trí tuệ nhân tạo sẽ đóng vai trò quan trọng.

5.2. Những Xu Hướng Mới Trong Thiết Kế

Xu hướng thiết kế hiện đại sẽ tập trung vào việc tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu chi phí. Việc áp dụng công nghệ xanh và bền vững cũng sẽ trở thành một yếu tố quan trọng trong thiết kế.

Nội dung chính

Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong kỹ thuật cơ khí, việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí là nội dung cốt lõi nhằm đáp ứng yêu cầu vận chuyển và bốc dỡ nguyên vật liệu, thành phẩm trong các dây chuyền sản xuất công nghiệp. Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống cơ khí" (PBL1 - Dự án số 4) thuộc Bộ môn Chế tạo máy, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa – Đại học Đà Nẵng, được thực hiện nhằm giải quyết bài toán tính toán, thiết kế toàn diện một trạm dẫn động cơ khí hoàn chỉnh phục vụ cơ cấu nâng hạ và vận chuyển hàng hóa.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu của đề tài được xác định cụ thể theo các yêu cầu kỹ thuật cho trước:

1. Thiết kế hệ thống cơ khí sử dụng để nâng hạ hàng hóa theo sơ đồ động học gồm: động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc hai cấp (bánh răng côn - bánh răng trụ) và cơ cấu tang cuốn cáp.
2. Xác định các thông số làm việc đầu vào: vận tốc kéo cáp $V = 1 \text{ m/s}$; đường kính tang cuốn $D = 300 \text{ mm}$; lực kéo danh nghĩa trên tang cáp $F = 3500 \text{ N}$ (tương ứng công suất làm việc trên trục công tác $P_{ct} = 3,5 \text{ kW}$).
3. Tính toán thiết kế hệ thống theo đặc tính phụ tải: tải trọng thay đổi có rung động nhẹ; mômen mở máy $M_{mm} = 1,3M$; chu kỳ tải trọng 30 phút (gồm 15 phút chịu tải $M$, 10 phút chịu tải $0,3M$ và 5 phút chịu tải $M$); hệ thống làm việc hai chiều.
4. Phạm vi thời gian phục vụ của thiết bị là 5 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày hoạt động 14 giờ (tương đương tổng thời gian làm việc $T = 21000 \text{ giờ}$).
5. Phạm vi nghiên cứu kỹ thuật tập trung vào chu trình thiết kế truyền động cơ khí: từ việc tính toán động học chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế chi tiết các bộ truyền hở và kín, tính toán trục và then, kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh, đến lựa chọn kết cấu ổ đỡ, bôi trơn và cấu tạo vỏ hộp giảm tốc.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án áp dụng hệ thống phương pháp tính toán giải tích chuẩn mực trong thiết kế máy và chi tiết máy, dựa trên các tài liệu kỹ thuật chuyên ngành kinh điển (sách hướng dẫn tính toán hệ dẫn động cơ khí của Trịnh Chất, Lê Văn Uyển và giáo trình thiết kế chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp):

• Khung lý thuyết tính toán động học và động lực học: Xác định công suất tương đương cho chế độ tải trọng thay đổi, hiệu suất chung của toàn hệ thống truyền động nối tiếp, số vòng quay sơ bộ và phân phối tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài và các cấp truyền bên trong hộp giảm tốc.
• Lý thuyết tính toán tiếp xúc và uốn của truyền động bánh răng: Đánh giá khả năng tải của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng cấp nhanh và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm theo tiêu chuẩn độ bền tiếp xúc mặt răng (đảm bảo không bị rỗ tróc mỏi bề mặt) và độ bền uốn chân răng (ngăn ngừa gãy mỏi do ứng suất uốn thay đổi chu kỳ). Quá trình kiểm nghiệm sử dụng phương pháp tính của tiêu chuẩn cơ khí với độ rắn bề mặt $HB < 350$, xét đến chu kỳ đối xứng của chế độ làm việc hai chiều (hệ số ảnh hưởng đặt tải $K_{FC} = 0,7$).
• Lý thuyết tính toán trục và then: Tính đường kính trục sơ bộ theo mômen xoắn thuần túy, phân tích hệ lực không gian tác dụng từ các bộ truyền lên các trục, giải hệ phương trình cân bằng tĩnh học để tìm phản lực gối đỡ trên hai mặt phẳng vuông góc ($Oxy$ và $Oxz$), dựng biểu đồ nội lực mômen uốn và xoắn. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi dựa trên hệ số an toàn tổng hợp $s$ có xét đến sự tập trung ứng suất do rãnh then và lắp ghép có độ dôi, kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải mở máy. Kiểm tra mối ghép then bằng theo độ bền dập bề mặt và độ bền cắt.
• Nguồn dữ liệu thiết kế: Toàn bộ các thông số tra cứu (hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải trọng không đều, ứng suất mỏi cơ sở, kích thước tiêu chuẩn của then, đai, vỏ hộp và dung sai lắp ghép) được trích xuất trực tiếp từ các bảng tra cứu tiêu chuẩn trong tài liệu thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

Nội dung chương tập trung xác định các thông số động học tổng thể. Từ lực kéo $F = 3500 \text{ N}$ và vận tốc cáp $V = 1 \text{ m/s}$, công suất trên trục công tác được xác định là $P_{ct} = 3,5 \text{ kW}$. Với đồ thị phụ tải biến thiên, công suất tương đương được tính toán đạt $P_{tđ} = 2,79 \text{ kW}$. Hiệu suất truyền động chung của hệ thống đạt $\eta = 0,867$ (gồm hiệu suất bộ truyền đai $\eta_đ = 0,95$, bộ truyền bánh răng nón $\eta_{brn} = 0,96$, bộ truyền bánh răng trụ $\eta_{brt} = 0,97$, bốn cặp ổ lăn $\eta_{ol} = 0,995$ và khớp nối $\eta_{kn} = 1$). Công suất cần thiết trên trục động cơ là $P_{ctyc} = 3,22 \text{ kW}$.

Số vòng quay trục tang cuốn là $n_t = 63,66 \text{ vòng/phút}$. Tỷ số truyền sơ bộ chung nằm trong khoảng $20 \div 100$, dẫn đến việc lựa chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là $1500 \text{ vòng/phút}$. Động cơ điện được chọn là loại 4AL100L4Y3 với công suất định mức $4,0 \text{ kW}$, tốc độ quay danh nghĩa $n_{đc} = 1420 \text{ vòng/phút}$, hiệu suất $84%$, hệ số mômen khởi động $T_k/T_{dn} = 2,0$ và mômen quá tải $T_{max}/T_{dn} = 2,2$.

Tỷ số truyền chung thực tế là $u_{ch} = 22,3$. Tác giả phân phối tỷ số truyền cho bộ truyền ngoài đai dẹt $u_đ = 2$, hộp giảm tốc hai cấp $u_{hgt} = 11,15$; trong đó cặp bánh răng côn cấp nhanh có $u_{nhanh} = 2,56$ và cặp bánh răng trụ cấp chậm có $u_{cham} = 4,35$. Kết quả tính toán động lực học trên các trục được tổng hợp tại bảng phân phối thông số:

Thông số	Trục động cơ	Trục I (vào HGT)	Trục II (trung gian)	Trục III (ra HGT)	Trục công tác
Tỷ số truyền $u$	-	$u_đ = 2,00$	$u_{nhanh} = 2,56$	$u_{cham} = 4,35$	$u_{kn} = 1,00$
Số vòng quay (vòng/phút)	1420	710	277,3	63,76	63,76
Công suất $P$ (kW)	3,22	3,04	2,90	2,80	2,79
Mômen xoắn $T$ (N.mm)	21640,15	40910,70	100239,15	420633,99	417887,39

Chương II: Thiết kế bộ truyền

Chương này thực hiện thiết kế chi tiết bộ truyền đai dẹt và hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:

• Bộ truyền đai dẹt ngoài: Sử dụng đai vải cao su loại БКНЛ-65 không có lớp lót, chiều dày $\delta = 4 \text{ mm}$ (gồm 4 lớp vải cao su sunfua hóa). Bánh đai nhỏ có đường kính tiêu chuẩn $d_1 = 160 \text{ mm}$, bánh đai lớn $d_2 = 320 \text{ mm}$ (tỷ số truyền thực tế $u_đ = 2,02$, sai lệch $1% < 3%$). Khoảng cách trục chọn $A = 1000 \text{ mm}$, chiều dài đai tính toán $L = 2760 \text{ mm}$, số vòng chạy của đai $u = 4,3 \text{ s}^{-1} < 5 \text{ s}^{-1}$, góc ôm trên bánh nhỏ $\alpha_1 = 170^\circ 53' > 150^\circ$. Chiều rộng bản đai tính toán là $b = 40 \text{ mm}$, chiều rộng bánh đai tương ứng $B = 50 \text{ mm}$. Lực căng vòng $F_t = 270,48 \text{ N}$.
• Bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn răng thẳng): Vật liệu bánh nhỏ là thép C45 tôi cải thiện (độ rắn $HB_1 = 200$, giới hạn bền $\sigma_b = 750 \text{ MPa}$, giới hạn chảy $\sigma_{ch} = 450 \text{ MPa}$); bánh lớn là thép C45 thường hóa (độ rắn $HB_2 = 190$, $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$). Ứng suất tiếp xúc cho phép $[\sigma_H] = 409,09 \text{ MPa}$, ứng suất uốn cho phép $[\sigma_{F1}] = 144 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F2}] = 136,8 \text{ MPa}$. Thông số hình học chính: chiều dài côn ngoài $R_e = 113,98 \text{ mm}$, môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5 \text{ mm}$, chiều rộng vành răng $b = 30,5 \text{ mm}$, số răng $z_1 = 33$, $z_2 = 85$, góc côn chia $\delta_1 = 21^\circ 13'$, $\delta_2 = 68^\circ 46' 55''$, hệ số dịch chỉnh đều $x_1 = 0,24; x_2 = -0,24$. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đạt $\sigma_H = 394,02 \text{ MPa} \le [\sigma_H]$; ứng suất uốn $\sigma_{F1} = 71,43 \text{ MPa} < [\sigma_{F1}]$, $\sigma_{F2} = 74,95 \text{ MPa} < [\sigma_{F2}]$; điều kiện quá tải đều thỏa mãn ($\sigma_{Hmax} = 453,39 \text{ MPa} < 952 \text{ MPa}$).
• Bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng): Vật liệu cả hai bánh là thép C45 tôi cải thiện ($HB_3 = 285, HB_4 = 275$, $\sigma_b = 850 \text{ MPa}, \sigma_{ch} = 580 \text{ MPa}$). Ứng suất cho phép $[\sigma_H] = 507,27 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F3}] = 205,2 \text{ MPa}$, $[\sigma_{F4}] = 198 \text{ MPa}$. Khoảng cách trục tiêu chuẩn $a_w = 154 \text{ mm}$, môđun $m = 2,5 \text{ mm}$, số răng $z_3 = 23$, $z_4 = 100$ (không dịch chỉnh), góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$, chiều rộng vành răng $b_w = 60 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm tiếp xúc đạt $\sigma_H = 501,863 \text{ MPa} < [\sigma_H]$; ứng suất uốn $\sigma_{F3} = 70,077 \text{ MPa} < [\sigma_{F3}]$ và $\sigma_{F4} = 63,39 \text{ MPa} < [\sigma_{F4}]$; kiểm nghiệm quá tải đạt yêu cầu ($\sigma_{Hmax} = 572,212 \text{ MPa} < 1624 \text{ MPa}$).
• Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu: Mức dầu tối thiểu $X_{min} = 78,88 \text{ mm}$ (ngập chiều cao răng nón lớn), mức dầu tối đa $X_{max} = 84,98 \text{ mm}$ (ngập $1/3$ bán kính bánh trụ lớn), chiều sâu chênh lệch dầu đạt $\Delta X = 6,1 \text{ mm}$, đảm bảo điều kiện bôi trơn ngâm dầu bình thường.

Chương III: Thiết kế trục

Chương III trình bày quá trình giải bài toán kết cấu và sức bền trục:

• Vật liệu chế tạo cả 3 trục là thép C45 thường hóa ($\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, $\sigma_{ch} = 340 \text{ MPa}$, độ rắn $HB = 170 \div 217$).
• Đường kính sơ bộ xác định theo mômen xoắn: trục I chọn $d_I = 25 \text{ mm}$, trục II chọn $d_{II} = 30 \text{ mm}$, trục III chọn $d_{III} = 40 \text{ mm}$.
• Xác định khoảng cách các gối đỡ dựa trên kích thước mayơ bánh răng, bánh đai, khớp nối và chiều rộng ổ lăn: khoảng cách gối đỡ trục I $l_{11} = 62,5 \text{ mm}$; trục II $l_{21} = 174 \text{ mm}$; trục III $l_{31} = 174 \text{ mm}$.
• Tác giả phân tích hệ lực ăn khớp gồm lực vòng ($F_t$), lực hướng tâm ($F_r$), lực dọc trục ($F_a$) của bánh răng nón và bánh răng trụ cùng lực kéo khớp nối ($F_{kn} = 1287,78 \text{ N}$), từ đó lập hệ phương trình phản lực gối đỡ và tính mômen tương đương xác định đường kính tại các tiết diện lắp ghép.
• Kiểm nghiệm độ bền mỏi: Xem xét đồng thời các yếu tố gây tập trung ứng suất gồm rãnh then và độ dôi khi lắp căng ($k6$). Kết quả hệ số an toàn mỏi tổng hợp $s$ tại các tiết diện nguy hiểm đều vượt giới hạn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$:
  • Tiết diện 1-1 (trục I, lắp ổ lăn, $d = 30 \text{ mm}$): $s = 4,54$
  • Tiết diện 1-3 (trục I, lắp bánh răng côn, $d = 25 \text{ mm}$): $s = 7,21$
  • Tiết diện 2-2 (trục II, lắp bánh răng trụ, $d = 35 \text{ mm}$): $s = 3,86$
  • Tiết diện 2-3 (trục II, lắp bánh răng côn, $d = 40 \text{ mm}$): $s = 4,76$
  • Tiết diện 3-2 (trục III, lắp bánh răng trụ, $d = 55 \text{ mm}$): $s = 5,44$
• Kiểm nghiệm độ bền tĩnh khi quá tải: Mômen quá tải với $K_{qt} = 1,3$. Ứng suất tương đương lớn nhất trên cả 3 trục đều nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma] = 0,8\sigma_{ch} = 272 \text{ MPa}$, kết cấu trục đảm bảo bền tĩnh.
• Tính chọn và kiểm nghiệm then bằng:
  • Trục I: Then lắp tại bánh đai kích thước $b \times h \times l = 8 \times 7 \times 40 \text{ mm}$; then lắp tại bánh răng côn kích thước $8 \times 7 \times 28 \text{ mm}$.
  • Trục II: Then lắp tại bánh răng côn kích thước $12 \times 8 \times 32 \text{ mm}$.
  • Trục III: Then lắp tại bánh răng trụ kích thước $18 \times 11 \times 58 \text{ mm}$. Các mối ghép then đều thỏa mãn điều kiện bền dập $[\sigma_d]$ và bền cắt $[\tau_c]$.

Chương IV: Thiết kế gối đỡ trục

Chương này thực hiện nhiệm vụ tính chọn ổ lăn cho ba trục của hộp giảm tốc. Do trục I và trục II chịu lực dọc trục đáng kể sinh ra từ bộ truyền bánh răng côn ($F_{a1} = 150,89 \text{ N}$, $F_{a2} = 369,55 \text{ N}$), kết cấu gối đỡ yêu cầu sử dụng ổ đũa côn hoặc ổ bi đỡ chặn để tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục. Trục III chịu lực hướng tâm lớn từ cặp bánh răng trụ cấp chậm và khớp nối, được tính toán kích thước ổ lăn tương ứng với đường kính ngõng trục gối đỡ ($d = 50 \text{ mm}$).

Chương V: Tính chọn nối trục

Thiết kế lựa chọn khớp nối trục đàn hồi (nối trục vòng đàn hồi) để liên kết trục ra của hộp giảm tốc (trục III) với trục của tang cuốn cáp. Mômen xoắn tính toán của khớp nối được xác định với hệ số chế độ làm việc $K = 1,5$ (chế độ tải trọng của máy nâng chuyển, băng tải): $T_t = K \cdot T_{ct} = 1,5 \times 418530,83 \text{ N.mm} = 627,796 \text{ N.m}$. Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt được chọn là $D_0 = 160 \text{ mm}$. Lực tác dụng lên phần đầu trục III do khớp nối gây ra là $F_{kn} = 1287,78 \text{ N}$.

Chương VI: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác

Trình bày các giải pháp cấu tạo cơ khí cho hộp giảm tốc đúc bằng gang xám:

• Xác định bề mặt ghép nắp và thân hộp đi qua tâm các đường trục nhằm thuận tiện cho việc gia công lỗ ổ và lắp ráp chi tiết quay.
• Tính toán kích thước hình học vỏ hộp theo các công thức kinh nghiệm: chiều dày thân hộp, chiều dày nắp hộp, gân tăng cứng, kích thước gối đỡ ổ, khoảng cách bu lông ghép nắp và thân, bu lông chân đế.
• Thiết kế bố trí các chi tiết phụ trợ trên vỏ hộp: hai chốt định vị hình côn để cố định vị trí tương quan giữa nắp và thân trước khi gia công tinh lỗ ổ; que thăm dầu dạng vít cắm đặt nghiêng ở phần đáy hộp để kiểm soát mức dầu; vòng chắn dầu lắp trên trục ngăn dầu bắn trực tiếp vào ổ và ngăn mỡ bôi trơn ổ chảy vào khoang hộp; nắp quan sát trên đỉnh vỏ hộp và nút tháo dầu dưới đáy.

Chương VII: Bôi trơn, che kín hộp giảm tốc, lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép

• Bôi trơn hộp giảm tốc: Áp dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho các bộ truyền bánh răng do vận tốc vòng nhỏ ($v < 5 \text{ m/s}$). Sử dụng dầu công nghiệp có độ nhớt phù hợp.
• Bôi trơn và che kín bộ phận ổ: Bộ phận ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ chuyên dùng độc lập với khoang ngâm dầu của bánh răng; sử dụng vòng phớt chắn dầu và vòng chắn dầu bằng kim loại để che kín, ngăn chặn rò rỉ mỡ và bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn từ môi trường nâng hạ hàng hóa bên ngoài.
• Dung sai và kiểu lắp ghép: Chọn hệ thống lỗ cơ bản; mối ghép giữa bánh răng, bánh đai, khớp nối lên trục dùng mối ghép có độ dôi nhẹ hoặc trung bình kết hợp then ($k6$); mối ghép giữa vòng trong ổ lăn với trục dùng mối ghép có độ dôi ($k6$ hoặc $m6$); mối ghép giữa vòng ngoài ổ lăn với lỗ vỏ hộp dùng mối ghép có độ hở nhỏ ($H7$ hoặc $Js7$).

Chương VIII: Tính toán tang cuốn

Nội dung chương trình bày việc tính toán cơ cấu chấp hành trực tiếp là tang cuốn cáp:

• Xác định sơ bộ đường kính trục tang theo tải trọng kéo cáp $F = 3500 \text{ N}$ và mômen xoắn $T_{ct} = 417887,39 \text{ N.mm}$.
• Bố trí kết cấu tang với đường kính ngoài $D = 300 \text{ mm}$, xác định khoảng cách giữa hai gối đỡ trục tang và điểm đặt lực của cáp cuốn, thành lập sơ đồ tính phản lực gối trục.
• Tính toán chi tiết đường kính và chiều dài các đoạn bậc của trục tang đảm bảo độ bền uốn và xoắn trong suốt chu kỳ nâng chuyển hàng hóa.

Kết quả và đóng góp

Bản thuyết minh đồ án đã đưa ra lời giải kỹ thuật hoàn chỉnh cho trạm dẫn động cơ khí nâng hạ hàng hóa với các số liệu nghiệm thu rõ ràng:

1. Thông số kích thước các bộ truyền cơ khí:

   • Bộ truyền ngoài đai dẹt: Đường kính bánh đai $d_1 = 160 \text{ mm}, d_2 = 320 \text{ mm}$; chiều rộng đai $b = 40 \text{ mm}$; khoảng cách trục $A = 1000 \text{ mm}$.
   • Cặp bánh răng côn cấp nhanh: Môđun vòng ngoài $m_{te} = 2,5 \text{ mm}$; số răng $z_1 = 33, z_2 = 85$; chiều rộng vành răng $b = 30,5 \text{ mm}$; góc côn chia $\delta_1 = 21^\circ 13', \delta_2 = 68^\circ 46' 55''$.
   • Cặp bánh răng trụ cấp chậm: Khoảng cách trục $a_w = 154 \text{ mm}$; môđun $m = 2,5 \text{ mm}$; số răng $z_3 = 23, z_4 = 100$; chiều rộng vành răng $b_w = 60 \text{ mm}$; góc ăn khớp $\alpha_{tw} = 20^\circ$.

2. Kết quả kiểm nghiệm sức bền:

   • Tất cả các bộ truyền đều thỏa mãn cả ba tiêu chí: bền mỏi tiếp xúc mặt răng, bền mỏi uốn chân răng và bền tĩnh khi quá tải mở máy $1,3M$.
   • Cả ba trục truyền động (I, II, III) đều có hệ số an toàn bền mỏi thực tế dao động từ $3,86$ đến $7,21$, vượt qua ngưỡng an toàn yêu cầu $[s] = 1,5 \div 2,5$. Ứng suất tương đương khi quá tải lớn nhất chỉ đạt mức an toàn so với giới hạn chảy $[\sigma] = 272 \text{ MPa}$.
   • Toàn bộ các then bằng trên trục I, II, III đều đảm bảo điều kiện bền dập và cắt.

3. Đóng góp về mặt giải pháp kỹ thuật của đồ án:

   • Tác giả đã xử lý triệt để bài toán phối hợp truyền động hai cấp nón - trụ: bố trí cấp nhanh là bánh răng nón giúp đổi hướng trục truyền động $90^\circ$ và giảm kích thước tổng thể của bộ truyền nón (nhờ bố trí ở vị trí mômen xoắn nhỏ nhất trong hộp); cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng chịu tải mômen lớn ở trục ra.
   • Thiết lập cấu cấu bôi trơn ngâm dầu hài hòa với độ sâu ngâm dầu $\Delta X = 6,1 \text{ mm}$, thỏa mãn đồng thời cho cả bánh răng côn lớn và bánh răng trụ lớn mà không cần sử dụng bơm dầu cưỡng bức phức tạp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

• Hạn chế: Nghiên cứu được thực hiện dưới hình thức đồ án môn học thiết kế theo phương pháp giải tích truyền thống kết hợp tra bảng biểu thực nghiệm. Đồ án chưa thực hiện việc kiểm nghiệm phân bố trường ứng suất và biến dạng thông qua phương pháp mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA); chưa kiểm tra điều kiện cân bằng nhiệt của hộp giảm tốc trong chế độ làm việc liên tục 14 giờ/ngày; các số liệu tính toán chi tiết về tuổi thọ của ổ lăn ở Chương IV chưa được trình bày đầy đủ bảng số liệu nghiệm chứng trong phần thân văn bản.
• Hướng phát triển: Nghiên cứu và tối ưu hóa kết cấu hộp giảm tốc bằng các phần mềm hỗ trợ thiết kế (CAD/CAE); bổ sung tính toán kiểm nghiệm truyền nhiệt và quạt làm mát vỏ hộp; thực nghiệm chế tạo mẫu thử để đo đạc độ ồn, độ rung và nhiệt độ làm việc thực tế của hệ dẫn động dưới tải trọng thay đổi.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo trực tiếp và chuẩn mực cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Chế tạo máy, Cơ điện tử và Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ thống cơ khí (PBL1) hoặc đồ án tốt nghiệp liên quan đến hệ trạm dẫn động máy nâng - vận chuyển.

Các nội dung có giá trị tham khảo nổi bật bao gồm:

• Quy trình chuẩn phân phối tỷ số truyền và tính toán công suất tương đương cho động cơ làm việc với chế độ tải trọng thay đổi hai chiều.
• Trình tự thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có dịch chỉnh và bộ truyền đai dẹt ngoài.
• Phương pháp giải hệ lực không gian trên các trục, tính toán hệ số an toàn bền mỏi chi tiết tại các tiết diện nguy hiểm có xét đến tác động đồng thời của rãnh then và độ dôi lắp ghép.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được lựa chọn cho hệ thống có mã hiệu và thông số kỹ thuật ra sao? Động cơ được chọn là loại động cơ không đồng bộ ba pha 4AL100L4Y3, công suất định mức $4,0 \text{ kW}$, vận tốc quay danh nghĩa $1420 \text{ vòng/phút}$, hiệu suất $84%$, hệ số quá tải mômen $T_k/T_{dn} = 2,0$ và $T_{max}/T_{dn} = 2,2$. Động cơ này thỏa mãn công suất cần thiết trên trục động cơ ($3,22 \text{ kW}$) và điều kiện mở máy quá tải $1,3M$.

2. Tỷ số truyền chung của hệ thống là bao nhiêu và được phân bổ cụ thể như thế nào? Tỷ số truyền chung của hệ thống là $u_{ch} = 22,3$. Tỷ số này được phân phối gồm: bộ truyền đai dẹt ngoài $u_đ = 2,0$ (tỷ số thực tế qua đường kính bánh đai là $2,02$); cấp nhanh bánh răng côn trong hộp giảm tốc $u_{nhanh} = 2,56$; cấp chậm bánh răng trụ trong hộp giảm tốc $u_{cham} = 4,35$. Khớp nối ra trục tang có tỷ số truyền bằng $1,0$.

3. Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được quy định như thế nào? Cặp bánh răng côn cấp nhanh dùng thép C45, bánh nhỏ tôi cải thiện đạt độ rắn $HB_1 = 200$, bánh lớn thường hóa đạt $HB_2 = 190$. Cặp bánh răng trụ cấp chậm dùng thép C45 tôi cải thiện cho cả hai bánh với độ rắn bánh nhỏ $HB_3 = 285$ và bánh lớn $HB_4 = 275$. Cả hai bộ truyền đều có độ rắn $HB < 350$, cho phép chạy mòn tốt và gia công cắt răng sau nhiệt luyện.

4. Hệ số an toàn bền mỏi trên các trục được tính toán kiểm nghiệm ra sao? Hệ số an toàn bền mỏi $s$ được kiểm tra tại các tiết diện nguy hiểm chịu uốn và xoắn kết hợp rãnh then và lắp căng: trục I có $s_{1-1} = 4,54$ và $s_{1-3} = 7,21$; trục II có $s_{2-2} = 3,86$ và $s_{2-3} = 4,76$; trục III có $s_{3-2} = 5,44$. Toàn bộ các hệ số này đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép $[s] = 1,5 \div 2,5$, chứng minh các trục đảm bảo tuyệt đối khả năng làm việc chống mỏi.

5. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc được xác định bằng các thông số nào? Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu với mức dầu tối thiểu $X_{min} = 78,88 \text{ mm}$ (tính từ tâm trục đến mức dầu, đảm bảo ngập toàn bộ chiều cao răng bánh răng côn lớn) và mức dầu tối đa $X_{max} = 84,98 \text{ mm}$ (đảm bảo ngập $1/3$ bán kính đỉnh bánh răng trụ lớn). Chiều sâu ngâm dầu chênh lệch là $\Delta X = 6,1 \text{ mm}$, thỏa mãn yêu cầu bôi trơn cho cả hai cấp truyền động.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hóa" của nhóm sinh viên Nguyễn Phước Bảo Hưng và Trần Thư Đăng (nhóm 21.02A, Đại học Bách khoa Đà Nẵng) đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán động học và động lực học cho trạm dẫn động cơ khí nâng hạ hàng hóa theo nhiệm vụ được giao. Các khâu tính chọn công suất động cơ, thiết kế bộ truyền đai dẹt ngoài, hộp giảm tốc hai cấp nón - trụ răng thẳng, hệ thống trục - then và tang cuốn đều tuân thủ chặt chẽ các công thức giải tích và tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành. Toàn bộ các chi tiết máy được kiểm nghiệm đầy đủ về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, độ bền mỏi và khả năng chịu quá tải, tạo nên một hồ sơ thiết kế kỹ thuật hoàn chỉnh và có độ tin cậy cao.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính toán chọn động cơ điện: Chọn công suất động cơ điện: Công suất cần thiết trên trục động cơ: ��� ��� = � Trong đó: ��� : Công suất trên băng tải �: Hiệu suất truyền động chung của hệ thống  Công suất trên băng tải: �� 3500.1 ��� = = 1000 = 3,5 (kw) 1000  Vì động cơ làm việc với phụ tải thay đổi cần xác định công suất tương đương: �1 2 .�2 ��đ = = 2,79 �� �1 +�2 - Hiệu suất truyền động chung của hệ thống: η = �đ. 1 = 0,867 Trong đó: �đ = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai ��� = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng nón ��� = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ��� = 0,995 : hiệu suất ổ lăn ��� = 1 : hiệu suất khớp nối 2,79 ⟹ Vậy: ��� = 0,867 = 3,22 (kw) (1) Xác định số vòng quay sơ bộ: Ta có: ��� = ��ℎ. ��� Trong đó: ��� : Số vòng quay sơ bộ ��ℎ : Tỷ số truyền chung của hệ thống ��� : Số vòng quay của tang  Tỷ số truyền chung của hệ thống: ��ℎ = ���. �ℎ�� = (2÷4)(10÷25) = (20÷100) Trong đó: ��� = (2÷4) là tỷ số truyền của bộ truyền đai 6 �ℎ�� = (10÷25) là tỷ số truyền của HGT 2 cấp bánh răng nón- trụ  Số vòng quay của tang: 60.

Vậy với dải số vòng quay tính được ở trên thì ta có thể chọn 1000v/p hoặc 1500v/p. Ta chọn ��� = 1500 (v/p) (2) ��� Dựa vào biểu đồ phân bố tải trọng ta thấy: � = 1,3 (3) �đ� ≥ ��� � ≈ ��� Chọn động cơ điện thoả mãn: đ� (*) �� � ≥ �� �đ� � Chọn động cơ điện: Từ (1);(2) và (3) kết hợp với điều kiện (*) ta chọn: Bảng 1.1: Thông số của động cơ 4AL100L4Y3 Công suất Vận tốc Hiệu suất �� ���� Kiểu động cơ (kw) quay (v/p) �% �đ� �đ� 4AL100L4Y3 4,0 1420 84 2 2,2 Phân phối tỷ số truyền: �đ� 1420 Ta có: ��ℎ = ��� = 63,66 = 22,3 Mặt khác :��ℎ = ���. �ℎ�� Chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt: ��� = 2 � 22,3 ⟹ �ℎ�� = � �ℎ = 2 = 11,15 �� Trong đó: �ℎ�� = ��ℎ��ℎ. ��ℎ�� Chọn sơ bộ tỷ số truyền của cặp bánh răng côn cấp nhanh: ��ℎ��ℎ = ���� = 0,23 �ℎ�� = 0,23.11,5 = 2,56 7 Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm: �ℎ�� 11,2 ��ℎ�� = = = 4,35 ��ℎ��ℎ 2,56 1.2 Tính toán các thông số hình học 1.1Tính công suất trên các trục Ta có: + Công suất trên trục công tác: ��� = 2.1 � 2,804 + Công suất trên trục II: ��� = � .0,97 = 2,905(��) �� �� ��� 2,905 + Công suất trên trục I: �� = � .2 Tính số vòng quay trên các trục: Ta có: � + Số vòng quay trên trục của động cơ: �đ� = 1420 ( �ℎ ) �đ� 1420 � + Số vòng quay của trục I: �� = � = 2 = 710( �ℎ ) �� �� 710 � + Số vòng quay của trục II: ��� = � = 2,56 = 276,79 �ℎ �ℎ��ℎ ��� 277,3 � + Số vòng quay của trục III: ���� = � = 4,35 = 63,66 �ℎ �ℎ�� � 63,76 � + Số vòng quay trên trục công tác: ��� = � ��� = 1 = 63,66 �ℎ �� 1.3 Tính momen xoắn trên từng trục: Ta có: �đ� 3,22 +Trục động cơ: �đ� = 9,55.2: phân phối tỉ số truyền và công suất: Thông số Trục động Trục I Trục II Trục III Trục công cơ tác i ��� =2 ��� = 2,5645 ��� = 4,35 ��� = 1 n (v/ph) 1420 710 277,3 63,76 63,76 N (kw) 3,22 3,04 2,9 2,8 2,79 T 21640,15 40910,70 100239,15 420633,99 417887,39 (N.mm) 9 CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai dẹt) Thiết kế bộ truyền đai dẹt của hộp giảm tốc với số liệu như sau:  Momen trên trục của động cơ: �đ� = 21655,63(�.

��) v  Tốc độ quay trên trục động cơ: �đ� = 1420 ph  Tỷ số truyền của bộ truyền đai: �đ = 2 2.1 Chọn loại đai Chọn đai vải cao su (Đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su được sunfua hoá)  Ưu điểm: Đai vải cao su có độ bền cao, đàn hồi tốt, ít chịu ảnh hưởng của thay đổi nhiệt độ và độ ẩm; truyền tải động tương đối ổn định.  Nhược điểm: Đai vải cao su không chịu được va đập mạnh.2 Các thông số của bộ truyền đai  Đường kính của bánh đai nhỏ được xác định theo công thức Xaverin: 3 �đ� 3 3,22 �1 = 1100 ÷ 1300 = 1100 ÷ 1300 �đ� 1420 = (144,5 ÷ 170,8)(��) Chọn �1 theo tiêu chuẩn �1 = 160 ��, trong đó �đ� = (N. mm) Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện: ��1 �đ� 3,14.1000 � � ⟶ thoả mãn điều kiện.  Đường kính bánh đai lớn: �2 = �đ �1 1 − � = 2.

1 − 0,01 = 316,8(��) Trong đó: �đ là tỷ số truyền của bộ truyền đai �đ = 2 � là hệ số trượt ( với đai vải cao su chọn � = 0.01) Lấy giá trị tiêu chuẩn. �2 320 Tỷ số truyền thực tế là: �� = �1 1−� = = 2,02 160(1−0,01) �� −�đ 2,02−2 Sai lệch tỷ số truyền: Δ� = �đ = 2. 100% = 1% < 3% ⟶ thoả mãn điều kiện.  Khoảng cách trục được xác định theo công thức (4.3) trang 53: � ≥ 1,5 ÷ 2 �1 + �2 = 1,5 ÷ 2 160 + 320 = (720 ÷ 960) Lấy A theo tiêu chuẩn: A = 1000 mm.

10 Từ khoảng cách trục A đã chọn ta có: �(�1 + �2 ) �2 − �1 2 � = 2� + + 2 4� 3,14(160 + 320) 320 − 160 2 = 2.1000 = 2760 (��) Tuỳ theo cách nối đai, thêm vào chiều dài tìm được trên đây một khoảng 100÷400mm. � 11,9 1 1 Số vòng chạy của đai: � = � = 2,760 = 4,3 � < ���� = 5 � ⟶ thoả mãn.  Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ theo công thức (4.7) sách tính toán hệ dẫn động tập 1 (trang 54): � 57� �2 − �1 0 57� 320 − 160 �1 = 180 − = 180 − = 170� 88' � 1000 Ta thấy: �1 > ���� = 150� ⟶ thoả mãn điều kiện.  Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai: 1000�đ� 1000.3,22 Ta có lực vòng: �� = � = 11,9 = 270,482 � 1 Chiều dày đai được chọn theo tỉ số � ≤ 40 (Theo bảng 4.8, đối với đai vải cao 1 su) (sách tính toán hệ dẫn động (trang 55).

Vậy �1 160 �≤ = = 4 �� 40 40 Theo bảng 4.1, trang 51, chọn loại đai B�ℋΠ − 65 không có lớp lót, có chiều dày tiêu chuẩn là � = 4�� (với số lớp là 4) Ứng suất có ích được xác định theo công thức (4.1 = 2,14(���) Trong đó: (sử dụng các bảng trong sách tính toán thiết kế hệ dẫn động tập 1) �� � - ứng suất cho phép xác định bằng thực nghiệm đối với các loại đai. Với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng, chọn �0 = 1,8���, theo bảng 4.9 trang 56 ta có �1 = 2,5; �2 = 10 nên: �2 � 10.4 �� � = �1 − = 2,5 − = 2,25��� �1 160 �� : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm �1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai (tra bảng 4.10) ta có: �� = 0,97 (góc ôm �1 = 170� ) �� : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, (tra bảng 4.11) ta được: �� = 0,98 ( Công thức Cv = 1 – kv.(0,01�2 − 1) �� : Hệ số xét đến sự bố trí của bộ truyền, (tra bảng 4.12) ta được: �� = 1 (truyền động thường, góc nghiêng của đường tâm bộ truyền đối với đường nằm ngang từ 0 đế� 60� ) 11 Chiều rộng đai b được xác định theo công thức (4.4 = 37,93 �� � Trong đó: �đ = 1,2 - Hệ số tải trọng động (tải trọng dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến 150% tải trọng danh nghĩa, chế độ làm việc 2 ca) (tra bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 40 mm.16, chiều rộng của bánh đai B = 50 mm.  Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Theo (4.2 Thiết kế các bộ truyền trong hộp: 2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).1 Chọn vật liệu: Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất nhỏ, nên ta chọn vật liệu có độ cứng HB<350 để chế tạo bánh răng. Đồng thời để đảm bảo có thể chạy mòn tốt, nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 10÷15HB.

Ta có bảng: (tra theo bảng 6.1 sách tính toán hệ dẫn động tập 1 trang 92) Bảng 2.1: Thông số của bánh răng côn Loại bánh Vật liệu Độ rắn Giới hạn Giới hạn chảy bền ��ℎ (���) �� (���) Bánh nhỏ Thép C45- ��1 = 200 750 450 tôi cải thiện Bánh lớn Thép C45- ��2 = 190 600 340 thường hoá 12 2.2 Xác định ứng xuất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [�� ] và ứng suất uốn cho phép �� xác định theo các công suất sau: ������ �� = � � � � (1) �� � � �� �� ������ �� = � � � � � (2) �� � � �� �� �� Trong đó: �� – hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc �� – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ��� – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng �� – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng �� – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ��� – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: �� �� ��� = 1 và �� �� ��� = 1 nên các công thức (1), (2) trở thành: ������ �� = � (3) �� �� ������ �� = � � (4) �� �� �� Trong đó:  ������ , ������ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2 sách tính toán hệ dẫn động tập 1 (trang 94). Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép C45 tôi cải thiện và thường hoá nên: ������ = ��� + �� ; �� = �, � ; ������ = �, ��� ; �� = �, �� Với độ rắn bánh nhỏ ��1 = 200 và độ rắn bánh lớn ��2 = 190, khi đó: ������1 = 2��1 + 70 = 2.