Đồ Án Môn Học: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải

Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, tập trung vào thiết kế hệ thống dẫn động xích tải hiệu quả và bền vững.

• Đề tài: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải Trong Cơ Khí

Tóm tắt

I. Tổng quan thiết kế hệ thống dẫn động xích tải cơ khí

Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải là một nhiệm vụ cốt lõi trong ngành cơ khí, đòi hỏi sự kết hợp giữa kiến thức lý thuyết và kinh nghiệm thực tiễn. Hệ thống này có vai trò truyền chuyển động và momen xoắn từ động cơ đến bộ phận công tác, mà cụ thể ở đây là xích tải công nghiệp. Một đồ án thiết kế hệ thống dẫn động điển hình bao gồm nhiều công đoạn phức tạp, từ việc chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền, đến tính toán và thiết kế chi tiết các bộ phận như bộ truyền đai, hộp giảm tốc, trục, then và ổ lăn. Mục tiêu chính là tạo ra một hệ thống hoạt động ổn định, hiệu quả, bền bỉ và đáp ứng đúng các thông số kỹ thuật cho trước như lực vòng trên xích tải (F), vận tốc xích tải (v) và thời gian phục vụ (L). Việc hiểu rõ cấu tạo bộ truyền xích và các thành phần liên quan là nền tảng cơ bản. Mỗi chi tiết máy đều phải được tính toán cẩn thận để chịu được tải trọng làm việc, tránh các hư hỏng do mỏi hoặc quá tải. Tài liệu tham khảo như "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" cung cấp các công thức và bảng tra cứu cần thiết để thực hiện các bước này. Quá trình thiết kế không chỉ là việc áp dụng công thức, mà còn là nghệ thuật tối ưu hóa kết cấu, lựa chọn vật liệu làm xích tải phù hợp và đảm bảo khả năng lắp ráp, vận hành và bảo trì hệ thống xích tải một cách dễ dàng. Hiệu suất toàn hệ thống là một yếu tố quan trọng, được quyết định bởi hiệu suất của từng bộ phận cấu thành. Do đó, việc tính toán chính xác hiệu suất từng bộ truyền (đai, bánh răng) và các cặp ổ lăn là không thể thiếu.

1.1. Phân tích cấu tạo bộ truyền xích và vai trò then chốt

Một cơ cấu truyền động xích cơ bản bao gồm các thành phần chính: đĩa xích chủ động, đĩa xích bị động, và dây xích. Đĩa xích, hay còn gọi là nhông xích công nghiệp, được lắp trên các trục và truyền chuyển động thông qua sự ăn khớp của răng nhông với các mắt xích. Dây xích được cấu tạo từ nhiều mắt xích nối với nhau bằng các chốt, có thể là xích con lăn, xích ống hoặc xích răng. Vai trò của hệ thống này là truyền công suất ở khoảng cách trục trung bình, nơi bộ truyền bánh răng không phù hợp và bộ truyền đai có thể bị trượt. Đặc biệt trong các hệ thống băng tải công nghiệp, bộ truyền xích đảm bảo tỷ số truyền bộ truyền xích không đổi và làm việc ổn định. Cấu tạo này cho phép hệ thống chịu tải trọng lớn, hoạt động tốt trong môi trường khắc nghiệt, và có kích thước nhỏ gọn hơn so với bộ truyền đai khi cùng truyền một công suất.

1.2. Đánh giá ưu nhược điểm bộ truyền xích trong ứng dụng

Việc phân tích ưu nhược điểm bộ truyền xích là cần thiết để lựa chọn giải pháp truyền động tối ưu. Về ưu điểm, bộ truyền xích có thể truyền công suất lớn và làm việc với tỷ số truyền không đổi do không có hiện tượng trượt. Kích thước bộ truyền nhỏ gọn hơn so với bộ truyền đai, lực tác dụng lên trục nhỏ hơn, và hiệu suất tương đối cao (đạt 0.96-0.98). Tuy nhiên, nhược điểm của nó bao gồm vận tốc và tỷ số truyền tức thời không ổn định do đa giác xích, gây ra tải trọng động. Bộ truyền hoạt động ồn, đặc biệt ở tốc độ cao, và đòi hỏi phải bôi trơn thường xuyên cũng như độ chính xác lắp đặt cao. Xích cũng nhanh bị mòn trong môi trường bụi bẩn nếu không được che chắn và bảo trì tốt. Những yếu tố này cần được cân nhắc kỹ lưỡng trong quá trình thiết kế.

II. Các thách thức khi thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Quá trình thiết kế một hệ thống dẫn động xích tải hiệu quả phải đối mặt với nhiều thách thức kỹ thuật. Thách thức đầu tiên là việc lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền một cách hợp lý. Công suất và số vòng quay của động cơ phải được chọn dư một chút so với yêu cầu tính toán để đảm bảo hệ thống hoạt động ổn định dưới các chế độ tải khác nhau, bao gồm cả tải va đập nhẹ. Việc phân phối tỷ số truyền bộ truyền xích giữa các bộ phận (bộ truyền ngoài, hộp giảm tốc) ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước, khối lượng và giá thành của toàn bộ hệ thống. Một thách thức lớn khác là việc tính toán bộ truyền xích và các chi tiết máy đi kèm. Các tính toán này phải tuân thủ nghiêm ngặt các tiêu chuẩn xích công nghiệp và tiêu chuẩn thiết kế cơ khí, từ việc xác định ứng suất cho phép của vật liệu, kiểm nghiệm độ bền mỏi, đến dung sai và lắp ghép. Sai sót trong tính toán có thể dẫn đến hỏng hóc sớm, giảm tuổi thọ và gây mất an toàn. Ngoài ra, vấn đề bảo trì hệ thống xích tải và bôi trơn xích công nghiệp cũng là một bài toán cần giải quyết. Một thiết kế tốt phải tính đến việc dễ dàng tiếp cận để kiểm tra, bôi trơn và thay thế các chi tiết bị mòn, giúp giảm thiểu thời gian dừng máy và chi phí vận hành. Việc lựa chọn phương pháp bôi trơn phù hợp (nhỏ giọt, ngâm trong dầu, phun) phụ thuộc vào vận tốc và điều kiện làm việc của xích tải.

2.1. Lựa chọn động cơ giảm tốc cho băng tải và hiệu suất

Việc chọn đúng động cơ giảm tốc cho băng tải là bước khởi đầu quyết định sự thành công của thiết kế. Cần xác định công suất cần thiết trên trục công tác dựa trên lực vòng và vận tốc xích tải. Từ đó, công suất động cơ được tính toán bằng cách chia cho hiệu suất chung của toàn hệ thống (η). Hiệu suất này là tích của hiệu suất các bộ phận riêng lẻ như bộ truyền đai, các cặp bánh răng, và ổ lăn. Ví dụ, trong tài liệu gốc, hiệu suất chung được tính là η = 0.83. Dựa trên công suất tính toán và số vòng quay sơ bộ, động cơ phù hợp được chọn từ catalog. Chẳng hạn, động cơ 4A112MB6Y3 với công suất 4 kW và 950 v/ph được chọn để đáp ứng yêu cầu tính toán Pct = 3 kW và nsb = 945 v/ph. Lựa chọn này đảm bảo động cơ không hoạt động quá tải và có đủ momen khởi động.

2.2. Vấn đề bôi trơn và bảo trì hệ thống xích tải định kỳ

Bôi trơn và bảo trì là hai yếu tố sống còn quyết định tuổi thọ của hệ thống băng tải công nghiệp. Một thiết kế chỉ hoàn chỉnh khi nó dự trù được các công tác bảo trì. Việc bôi trơn xích công nghiệp giúp giảm ma sát giữa các chi tiết chuyển động (chốt, ống lót, con lăn), giảm mài mòn, tản nhiệt và chống gỉ. Phương pháp bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc xích. Với vận tốc thấp, có thể bôi trơn thủ công hoặc nhỏ giọt. Với vận tốc cao hơn, cần sử dụng phương pháp ngâm trong dầu hoặc bơm tuần hoàn. Vấn đề bảo trì hệ thống xích tải bao gồm việc kiểm tra độ chùng của xích, độ mòn của nhông xích công nghiệp, và tình trạng của các ổ trục. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết che chắn phải có nắp thăm, que thăm dầu và nút tháo dầu để thuận tiện cho việc kiểm tra và bảo dưỡng.

III. Hướng dẫn tính toán bộ truyền xích từ thông số ban đầu

Quy trình tính toán bộ truyền xích là phần trung tâm của một đồ án thiết kế hệ thống dẫn động. Quá trình này bắt đầu từ các thông số yêu cầu của máy công tác và được thực hiện theo từng bước logic để xác định thông số cho tất cả các chi tiết trong hệ thống. Đầu tiên, cần xác định công suất và số vòng quay trên trục công tác. Dựa vào đó, công suất cần thiết của động cơ và số vòng quay đồng bộ được tính toán sơ bộ sau khi đã ước tính hiệu suất toàn hệ thống. Bước tiếp theo là chọn động cơ từ các bảng thông số tiêu chuẩn. Sau khi có động cơ, tỷ số truyền bộ truyền xích chung của hệ thống được xác định chính xác. Tỷ số truyền này sau đó được phân phối cho các bộ phận, ví dụ như bộ truyền đai bên ngoài và hộp giảm tốc bánh răng hai cấp bên trong. Mỗi bộ truyền được tính toán riêng biệt. Đối với bộ truyền đai, các thông số như đường kính bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, và số dây đai được xác định. Đối với bộ truyền bánh răng, việc tính toán phức tạp hơn, bao gồm chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính toán sơ bộ khoảng cách trục, xác định các thông số ăn khớp (modun, số răng), và cuối cùng là kiểm nghiệm bền xích tải cũng như các chi tiết khác về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. Các kết quả tính toán cuối cùng được tổng hợp thành bảng thông số động học của toàn hệ thống.

3.1. Phân phối tỷ số truyền bộ truyền xích và các thông số

Sau khi chọn được động cơ có số vòng quay nđc = 950 v/ph và trục công tác có số vòng quay yêu cầu nlv = 39.39 v/ph, tỉ số truyền chung được xác định: uch = nđc / nlv. Tỉ số truyền này cần được phân phối hợp lý. Theo kinh nghiệm thiết kế và các bảng tra cứu (ví dụ, bảng 3.1, trang 43, tài liệu [1]), tỉ số truyền được chia cho bộ truyền đai (ud) và hộp giảm tốc (uhgt). Trong đồ án này, uhgt được chọn là 8, bao gồm cấp nhanh (u1=3.2) và cấp chậm (u2=2.5). Từ đó, các thông số động học như công suất (P), số vòng quay (n), và momen xoắn (T) trên từng trục (trục động cơ, trục I, trục II, trục III) được tính toán chi tiết. Ví dụ, momen xoắn trên trục công tác được tính bằng công thức T = 9.55×10^6 × P / n, là cơ sở để tính toán độ bền cho các chi tiết cuối cùng.

3.2. Lựa chọn nhông xích công nghiệp theo tiêu chuẩn kỹ thuật

Việc lựa chọn nhông xích công nghiệp và xích tải phải tuân thủ các tiêu chuẩn xích công nghiệp (như TCVN, ISO, DIN). Các thông số đầu vào cho việc lựa chọn bao gồm lực vòng trên xích (F) và bước xích (p). Trong đề bài, các thông số này là F=4000N và p=110mm. Số răng của đĩa xích dẫn (z=9) cũng là một yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến vận tốc và độ ồn của bộ truyền. Số răng càng ít, đa giác xích càng rõ, gây ra dao động vận tốc lớn hơn. Việc chọn loại xích (xích ống, xích con lăn) phụ thuộc vào vận tốc làm việc. Theo tài liệu, với vận tốc v = 0.65 m/s, xích ống con lăn là một lựa chọn phù hợp vì nó thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn, giúp tăng độ bền mòn.

3.3. Xác định vật liệu làm xích tải và độ bền yêu cầu

Việc lựa chọn vật liệu làm xích tải và bánh răng là yếu tố quyết định đến khả năng chịu tải và tuổi thọ của hệ thống. Đối với bánh răng, thép 45 thường được sử dụng. Phương pháp nhiệt luyện như tôi cải thiện giúp đạt được độ cứng bề mặt mong muốn (HB 192-240) trong khi vẫn giữ được độ dẻo dai cho lõi. Từ độ cứng HB, các giới hạn bền (σb), giới hạn chảy (σch), và các ứng suất cho phép về tiếp xúc [σH] và uốn [σF] được xác định. Ví dụ, với HB1=240, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ [σH1] là 500 MPa. Các hệ số an toàn (SH, SF) cũng được áp dụng để đảm bảo độ tin cậy. Vật liệu cho xích tải công nghiệp thường là các loại thép hợp kim có độ bền cao, được xử lý nhiệt cẩn thận để chống mài mòn và chịu được tải trọng va đập.

IV. Phương pháp thiết kế các bộ phận cốt lõi trong hệ thống

Sau giai đoạn tính toán tổng thể, việc thiết kế chi tiết các bộ phận cốt lõi là bước tiếp theo. Đây là phần thể hiện rõ nhất kỹ năng của người kỹ sư cơ khí. Hai bộ phận quan trọng nhất trong hộp giảm tốc của hệ thống dẫn động xích tải là bộ truyền bánh răng và hệ thống trục. Thiết kế bộ truyền bánh răng yêu cầu độ chính xác cao. Dựa trên khoảng cách trục sơ bộ, các thông số ăn khớp như mô-đun (m) và số răng (Z) được xác định và chuẩn hóa. Sau đó, các thông số hình học chi tiết như đường kính vòng lăn, vòng đỉnh, vòng đáy được tính toán. Quá trình này đòi hỏi phải kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn để đảm bảo bánh răng không bị tróc rỗ bề mặt hay gãy răng trong quá trình làm việc. Song song với đó, quy trình tính toán, thiết kế trục và then cũng được tiến hành. Trục phải được thiết kế đủ bền để chịu được momen xoắn và momen uốn tổng hợp từ lực tác dụng của các bánh răng, bánh đai. Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm được xác định và sau đó kiểm nghiệm lại theo hệ số an toàn cho phép. Then được chọn và kiểm nghiệm bền dập và bền cắt để đảm bảo truyền momen xoắn một cách tin cậy từ trục đến bánh răng hoặc bánh đai. Toàn bộ quá trình này có thể được hỗ trợ bởi các phần mềm thiết kế cơ khí để tăng độ chính xác và hiệu quả.

4.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và nghiêng

Trong hộp giảm tốc hai cấp, cấp nhanh thường dùng bánh răng trụ răng nghiêng để đảm bảo làm việc êm, chịu tải tốt hơn. Cấp chậm có thể dùng bánh răng trụ răng thẳng để đơn giản hóa việc chế tạo và lắp đặt. Quá trình thiết kế cho cả hai loại đều tuân theo các bước: chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, tính sơ bộ khoảng cách trục (aw), chọn mô-đun (m), xác định số răng (Z1, Z2), và tính toán chính xác các thông số hình học. Ví dụ, với bộ truyền cấp nhanh răng nghiêng, sau khi tính toán, các thông số được chọn là m=2, Z1=32, Z2=106, góc nghiêng β=10°. Với bộ truyền cấp chậm răng thẳng, m=2, Z2'=59, Z3=141. Mỗi cặp bánh răng sau đó đều phải qua bước kiểm nghiệm độ bền.

4.2. Quy trình tính toán thiết kế trục và then chịu lực

Trục là chi tiết máy dùng để đỡ các chi tiết quay và truyền momen xoắn. Quy trình thiết kế trục bao gồm các bước: xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên momen xoắn, chọn vật liệu (thường là thép C45), xây dựng biểu đồ momen uốn và momen xoắn trên suốt chiều dài trục. Từ đó, xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm theo thuyết bền. Sau khi có kích thước trục, các ổ lăn được chọn sơ bộ và trục được kiểm nghiệm lại về độ bền mỏi. Then được sử dụng để nối trục với các chi tiết khác. Việc tính toán then bao gồm kiểm nghiệm sức bền dập trên bề mặt làm việc và sức bền cắt tại tiết diện cắt để đảm bảo an toàn, tránh bị phá hủy khi truyền tải.

V. Quy trình kiểm nghiệm bền xích tải và tối ưu hiệu suất

Sau khi hoàn tất các bước tính toán và thiết kế, quy trình kiểm nghiệm là bắt buộc để xác nhận độ tin cậy và an toàn của hệ thống. Kiểm nghiệm bền xích tải không chỉ áp dụng cho riêng dây xích mà còn cho toàn bộ các chi tiết chịu lực quan trọng như bánh răng, trục, và then. Đối với bánh răng, hai chỉ tiêu quan trọng nhất cần kiểm nghiệm là độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. Ứng suất tiếp xúc (σH) sinh ra trên bề mặt răng phải nhỏ hơn ứng suất cho phép ([σH]) để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt. Tương tự, ứng suất uốn (σF) tại chân răng phải nhỏ hơn ứng suất cho phép ([σF]) để tránh gãy răng. Các công thức kiểm nghiệm này có xét đến nhiều yếu tố phức tạp như hệ số tải trọng động (KHv, KFv), hệ số phân bố tải trọng không đều (KHβ, KFβ), và hình dạng răng (YF). Đối với trục, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi dưới tác dụng đồng thời của uốn và xoắn là cực kỳ quan trọng. Hệ số an toàn tính toán được phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép. Tối ưu hóa hiệu suất là mục tiêu song song. Điều này đạt được thông qua việc chọn các bộ truyền có hiệu suất cao, sử dụng ổ lăn thay cho ổ trượt, và đảm bảo bôi trơn xích công nghiệp đầy đủ để giảm tổn thất do ma sát. Một thiết kế được coi là thành công khi nó không chỉ bền mà còn hoạt động với hiệu suất cao nhất có thể.

5.1. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của chi tiết

Quá trình kiểm nghiệm về độ bền là bước xác thực lại các giả định và tính toán sơ bộ. Ví dụ, đối với bộ truyền cấp nhanh bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc tính toán là σH = 398.8 MPa, nhỏ hơn mức cho phép [σH] = 442 MPa, do đó đạt yêu cầu về bền tiếp xúc. Tương tự, ứng suất uốn trên bánh chủ động là σF1 = 98.7 MPa < [σF1] = 254.27 MPa và trên bánh bị động là σF2 = 93.4 MPa < [σF2] = 244.15 MPa, cả hai đều thỏa mãn điều kiện bền uốn. Các bước kiểm nghiệm tương tự cũng được thực hiện cho bộ truyền cấp chậm và các chi tiết khác như trục và then, đảm bảo toàn bộ hệ thống có đủ khả năng chịu tải.

5.2. Ứng dụng thực tế trong hệ thống băng tải công nghiệp

Kết quả của một đồ án thiết kế hệ thống dẫn động là một bộ bản vẽ và thuyết minh hoàn chỉnh, sẵn sàng cho việc chế tạo và lắp đặt. Trong thực tế, các hệ thống này là trái tim của vô số dây chuyền sản xuất, đặc biệt là các hệ thống băng tải công nghiệp. Chúng được sử dụng để vận chuyển nguyên vật liệu, thành phẩm trong các nhà máy xi măng, khai thác khoáng sản, chế biến thực phẩm, và lắp ráp ô tô. Một thiết kế chính xác và đáng tin cậy giúp đảm bảo dây chuyền hoạt động liên tục, giảm thiểu sự cố, tăng năng suất và hiệu quả kinh tế. Việc tuân thủ các tiêu chuẩn xích công nghiệp và quy trình thiết kế bài bản là chìa khóa để tạo ra các sản phẩm cơ khí chất lượng cao.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Công suất cần thiết của động cơ: Chế độ tải không thay đổi nên công suất làm việc như sau: 2 Ti   t T  i Ptd  Plv (công thức 2.14 / 20 tài liệu[1]) t i   Fxv 󰇡    󰇢 󰇡󰇢  ×.)  Ptd = 1000 =   = 2,48 (kW)   Ptd= Pt Trị số hiệu suất các bộ truyền (Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1]) + Bộ truyền bánh răng trụ được che kín: η br = 0.96 + Một cặp ổ lăn: η ol = 0.99 + Khớp nối: η kn = 1 + Bộ truyền đai: η d = 0.95 Hiệu suất của hệ dẫn động: η = ηbr 2 ×ηol5×ηd×ηkn η = 0.83 Công suất cần thiết của động cơ: Pđc ≥ Pct P Pct = t (kW) η . Số vòng quay cần thiết của động cơ: 1. Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải.39 (v/ph) 9×110 Trong đó: + v - vận tốc băng tải, v=0.65 m/s + z - số răng đĩa xích tải, z=9 Trang 15 + t - bước xích của xích tải, t=110 mm 1.

Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền: (Chọn từ bảng 2.4 trang 21 liệu [1]) Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp: uhgt = (8.40) Tỉ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai): ung = ud = (3.5) Tỉ số truyền sợ bộ: usb = uhgt ×ud = (8.1: Tỉ số truyền động cơ khí 1. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: nsb = usb×η lv = (24. Chọn động cơ: Tính được ở trên: P ct = 3 kW nsb = (945.7878) (v/ph) Dựa vào phụ lục bảng P1.3 trang 236 tài liệu [1]  Ta chọn động cơ 4A Kiểu động cơ 4A112MB6Y3 Có thông số như sau: P = 4 kW ηđc = 950 v/ph cosφ= 0. Phân phối tỉ số truyền: ndc  Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: uch = n = .12 lv Phân phối tỉ số truyền của hệ cho các bộ truyền: (tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1]) + Hộp giảm tốc: uhgt = 8 Trang 16 u1=3.2: Bảng phân phối tỉ số truyền.

Các thông số khác: 1. Công suất trên các trục công tác: Công suất trên trục công tác: .6(kW)   Công suất trên trục 3: Plv 2.99×1 Công suất trên trục 2: P3 2.96 Công suất trên trục 1: P2 2.96 Công suất thực tế trên trục động cơ: P1 2. Số vòng quay: Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 950 (v/ph) Số vòng quay trên trục 1: nđc  n1 = u = .1 (v/ph) d Số vòng quay trên trục 2: n1 .5 (v/ph) 1 Số vòng quay trên trục 3: n2 .5 (v/ph) 2 Số vòng quay trên trục công tác: nct = n 3 = 39. Momen xoắn: Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức: 9.55×106 ×Pi Ti = ni Momen xoắn trên trục động cơ: 9.mm) nđc 950 Momen xoắn trên trục 1: 9.1 Momen xoắn trên trục 2: 9.5 Momen xoắn trên trục 3: 9.mm) n3 39,5 Momen xoắn trên trục công tác: 9.3 Bảng thông số động học của hệ thống dẫn động Động Trục 1 Trục 2 Trục 3 rục công tác cơ Tỉ số truyền Ud =3.42 Ukn= 1 Công suất (kW) 3.6 Số vòng quay n (v/ph) 950 315.6 Trang 18 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC Các yêu cầu chọn loại đai.

- Với vận tốc làm việc bằng 0,6 m/s nhỏ hơn 10 đến 15 m/s nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa( ở xích ống ) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa ( ở xích con lăn). Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Nó thích hợp khi vận tốc làm việc dưới khoảng 10 đến 15 m/s.

nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nếu dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền. Chọn loại đai thang: Dựa theo thông số: + Công suất thục tế trên đọng cơ: P1 2,89 𝑝 = = = 3.0,95 + Vòng quay trên trục động cơ : nđc = 950 v/ph Tra hình 4.22 trang 152 tài liệu[3] => chọn đai B Hình 3: Lựa chọn loại đai theo công suất và số vòng quay Trang 19 2. Xác định đường kính bánh đai dẫn: Tra bảng 4.3/Trang 128 tài liệu[3]: dlmin = 140 mm d1 = 1.1: Kích thước mặt cắt đai, chiều dài đai, đường kính bánh đai các loại đai thang d1 được chọn theo tiêu chuẩn: 40, 45, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 360,400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1250, 1400, 1600, 1600, 1800, 2000. – Trang 148 tài liệu[3], theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 180 mm.

Vận tốc đai dẫn: πd n 1 π×180×950 v1 = 60000 = = 8. Hệ số trượt và đường kính bị dẫn: Chọn hệ số trượt tương đối ε = 0.01 Công thức trang 133 tài liệu[3] d 2 = d 1×ud(1−ε ) (mm) d 2 = 180×3. Chọn asb: Chọn a theo bảng trang 153 tài liệu [3] Bảng 2.2: Bảng khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọc sơ bộ theo d2 .015 => Chọn asb (u ~ 3): asb = d2 = 560 mm π(d1 +d 2 ) (d 2d1 ) 2 Lsb = 2asb + + 2 4a sb π(180+560) (560180) 2 Lsb =2×560+ + 2 4×560 = 2346.85 mm Chọn Lsb = 2240 mm L chọn theo tiêu chuẩn: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500,…. trang 128 tài liệu [3] Tính chính xác lại a: K+K2 8∆2 a= (mm) 4 2 2 1077.55×(d1+d 2)+h 1620 ≥ a ≥ 456 a = 503 (mm) thỏa điều kiện 2.

Các hệ số sử dụng: Cα: hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1 Cα = 1.88 Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền Cu = 1.14 Cl : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai Cl = 1 Cz: hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Cz = 0.95 (chọn sơ bộ do chưa biết số dây đai) Trang 152 tài liệu[3] Cv: hệ số ảnh hưởng vận tốc Cv = 1-0. Tính z: Trị số công xuất cho phép Po đối vơi đai thang thường Po = 3.118 kW Tra bảng trang 152 tài liệu[3], với z = [2;3] chọn Cz = 0.95 Pđ CT: z≥ [P o ]C αC uC lC z Cv 4 Ta có: z≥ ≥ 1. Lực căng ban đầu: 𝑭𝟎 = 𝟐.1,5 = 414 (N) Trong đó [𝝈] ≤ 1,5 MPa ứng suất căng đai ban đầu cho phép-trang 139, tài liệu[3] A = 138 (mm2 ) là tiết diện đai.13, trang 59, tài liệu [3] 𝑭𝟎 𝟒𝟏𝟒 Lực căng mỗi dây đai: = 𝟐 = 207 (N) 𝒛 𝟏𝟎𝟎𝟎.𝟐,𝟖𝟗 Lực vòng có ích: Ft = = 𝟖,𝟗𝟓 = 322 (N) 𝒗𝟏 𝑭𝒕 𝟑𝟐𝟐 Lực vòng trên mỗi nhánh đai: = = 161 (N) 𝟐 𝟐 2. Tính chiều rộng B và đường kính ngoài bánh đai: Với e=12.4/Trang 130 tài liệu[3] Bảng 2.3: Kích thước bánh đai thang.

Trang 22 Chiều rộng bánh đai: B = (z − 1)t + 2e B = (2 – 1)×19 + 2×12.5 = 44 (mm) Đường kính ngoài bánh đai: d a = d + 2ho + Bánh dẫn: d a = d1 + 2ho = 180 + 2×4.4 (mm) + Bánh bị dẫn: d b = d2 +2ho = 560 + 2×4. Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn. – Hệ số ma sát thay thế: 1 2 F Ft  . – Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn. Tính lực tác dụng lên trục.26, Trang 137, tài liệu [3]   𝐹 = 3𝐹 ⋅ sin 󰇡 󰇢 = 3.

Ứng suất lớn nhất trong dây đai.10-3 P=1000 (kg/m3) Tra bảng trang 140, tài liệu[3] Ứng suất lực căng ban đầu gây nên. Ứng suất có ích sinh ra trong đai. Ứng suất uốn.3 trang 128 tài liệu[3] E = 100 ÷300 N/m 𝜎 = 𝜎 + 0,5𝜎 + 𝜎 + 𝜎 = 1,5 + 0,5. Tuổi thọ Công thức 4.37, Trang 146, tài liệu[3]    󰇡  󰇢 ⋅  󰇡  󰇢 ⋅   , 𝐿 = = = 4725,5 (giờ) .⋅ i =4 m = 8 ; 𝜎= 9 Tra bảng trang 146 tài liệu [3] Bảng 2.4 Giới hạn mỏi của các loại đai BẢNG 2. THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI HÌNH THANG Thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị Loại đai và tiết diện đai Đai thang thường, tiết diện B Chiều dài đai L 2240 mm Khoảng cách trục a 503 mm Góc ôm trên bánh dẫn α 137 o Số dây đai Z 2 Đai Chiều rộng các bánh đai B 44 mm d1 180 mm Đường kính các bánh đai d2 560 mm da 188.4 mm Đường kính ngoài các bánh đai db 568.4 mm Lực hướng tâm tác dụng lên trục Fr 810.88 N Trang 24 CHƯƠNG 3: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Bộ truyền bánh răng trụ hai cấp Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊN 3.Chọn vật liệu Tra ở bảng 6.1/Trang 92, tài liệu [1] Bảng 3.1: Cơ tính của một số vật liệu chế tọa bánh răng Trang 25 3.1Bánh nhỏ Z1 Nhãn hiệu thép: 45.

Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện. Độ cứng HB = 192 ÷240 => HB1 = 240 Giới hạn bền: 𝜎 = 750 MPa Giới hạn chảy: 𝜎 = 450 MPa 3. Bánh lớn Z2 Nhãn hiệu thép: 45 Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện. Độ cứng HB = 192 ÷240 => HB2 = 230 Giới hạn bền: 𝜎 = 750 MPa Giới hạn chảy: 𝜎 = 450 MPa 3.

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho phép [σ F] Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H] Công thức trang 91 tài liệu [1] O  [σH]= σ H lim. 𝑌 𝑌 𝐾 𝐾 𝐾  Chọn sơ bộ Z R Zv KxH 1 YRYS KxF 1 O  [σH]= σ H lim.     SH , SF : là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và ứng suất uốn.2, trang 94, tài liệu[1] được: -Bánh chủ động S H 1 = 1,1 ; S F 1 = 1,75 -Bánh bị động SH 2 = 1,1 ; S F 2 = 1,75 O O Trong đó: σ H lim ,σH lim là ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phep ứng với số chu kỳ cơ sơ.