thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí đề 11 thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ lý thuyết, Chi tiết máy,

TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ TRONG MÁY 1 1 Như ̃ng vấn đề cơ bản về thiết kế máy và hệ thống dẫn động

Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy

- Xác định nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc của máy dự định thiết kế

Để đáp ứng các yêu cầu đề ra, cần lập sơ đồ tổng thể máy và các bộ phận máy Đề xuất nhiều phương án thực hiện, đánh giá và so sánh các phương án với nhau để tìm ra phương án phù hợp nhất, đáp ứng tối đa các yêu cầu đề ra.

- Xác định lực hoặc momen tác dụng lên các bộ phận máy và đặc tính thay đổi của tải trọng

- Chọn vật liệu thích hợp nhằm sử dụng một cách có lợi nhất tính chất đa dạng và khác biệt của vật liệu để nâng cao hiệu quả và độ tin cậy làm việc của máy

- Thực hiện các tính toán động học, lực, độ bền và các tính toán khác nhằm xác định kích thước của chi tiết máy, bộ phân máy và toàn máy

- Thiết kế kết cấu các chi tiết máy, bộ phân máy và toàn máy thỏa mãn các chỉ tiêu về khả năng làm việc đồng thời đáp ứng các yêu cầu công nghệ và lắp ghép

- Lập thuyết minh, các hướng dẫn về sử dụng và sửa chữa máy.

Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy

Đối với phần lớn sản phẩm, hoàn thành thiết kế chỉ là kết quả đầu tiên của công việc thiết kế Thông qua việc chế thử, các nhược điểm về kết cấu, công nghệ của bản thiết kế, kể cả các sai sót về tính toán, sự không phù hợp về kích thước, tỉnh không công nghệ, các khó khăn trong chăm sóc bảo dưỡng máy v.v , sẽ được phát hiện và sửa chữa Sự thay đổi dù là không đáng kể về hình dáng và kích thước của chi tiết này hoặc chi tiết khác cũng gây ra những khó khăn lớn, vì điều đó liên quan đến hàng loạt chỉ tiết khác Vì vậy người thiết kế phải nắm vững từng kích thước, từng đường nét của bản vẽ, từng yếu tố kết cấu trên cơ sở các tính toán chính xác và chủ ý đầy đủ đến đặc điểm tính toán chi tiết máy cũng như phương pháp thiết kế máy nói chung thiết kế và tính kiểm nghiệm, trong đó do điều kiện làm việc phức tạp của chí tiết máy, tính thiết kế thường được đơn giản hóa và mang tính chất gần đúng Từ các kết cấu và kích thước đã chọn, qua bước tính kiểm nghiệm sẽ quyết định lần cuối giá trị của các thông số và kích thước cơ bản của chi tiết máy

- Bên cạnh việc sử dụng các công thức chính xác để xác định những yếu tố quan trọng nhất của chi tiết máy, rất nhiều kích thước của các yếu tố kết cấu khác được tính theo công thức kinh nghiệm, chẳng hạn đối với bánh răng, ngoài đường kính và chiều rộng vành răng được xác định từ chỉ tiêu về độ bền, các kích thước còn lại của vành răng và máy được xác định theo quan hệ kết cấu, dựa theo lời khuyên trong tài liệu kĩ thuật Các công thức kinh nghiệm này thường cho trong một phạm vi rộng, do đó khi sử dụng cần cân nhắc lựa chọn cho phù hợp với trường hợp cụ thể của đề tài thiết kế

- Trong tính toán thiết kế, số ẩn số thường nhiều hơn số phương trình, vì vậy cần dựa vào các quan hệ kết cấu để chọn trước một số thông số, trên cơ sở đó mà xác định các thông số còn lại Mặt khác nên kết hợp tính toán với vẽ hình, vì rằng rất nhiều kích thước cần cho tính toán (chẳng hạn khoảng cách giữa các gối đỡ, vị trí đặt lực ) chỉ có thể nhận được từ hình vẽ, đồng thời từ các hình vẽ cũng có thể kiểm tra và phát hiện các sai sót trong tính toán

Tùy theo yêu cầu thiết kế máy mà có thể có nhiều giải pháp thực hiện khác nhau đối với cùng một nội dung thiết kế Do vậy, trong khi tính toán thiết kế các chi tiết máy cần tiến hành tính toán đồng thời nhiều phương án, so sánh chúng với nhau rồi dựa vào đó xác định ra phương án tối ưu nhất đáp ứng cả về hiệu quả kinh tế lẫn kỹ thuật Việc lựa chọn được phương án kết cấu tối ưu chính là yêu cầu cao nhất trong quá trình thiết kế máy Đây là nhiệm vụ đòi hỏi người thiết kế phải biết vận dụng sáng tạo lý thuyết kết hợp với kinh nghiệm thực tiễn sản xuất.

Ngày nay, ứng dụng tin học vào thiết kế chi tiết máy trở nên thiết yếu khi công nghệ thông tin phát triển mạnh mẽ Kiến thức tin học giúp tự động hóa các công đoạn thiết kế, đảm bảo chất lượng bản vẽ, tiết kiệm thời gian và công sức cho người thiết kế Việc nắm vững và áp dụng thành thạo kỹ năng này góp phần nâng cao hiệu suất thiết kế, đáp ứng nhu cầu ngày càng cao của các ngành khoa học và công nghệ.

• Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế:

Trong quá trình thiết kế máy, người thiết kế cần thực hiện đúng những quy định và cân nhắc để giải quyết tốt các vấn đề sau đây - Thực hiện đúng nhiệm vụ thiết kế Các số liệu kĩ thuật phải được tuân thủ triệt để Trong quá trình thực hiện, nếu người thiết kế (hoặc sinh viên) có những đề xuất góp phần hoàn thiện từng phần hoặc toàn bộ nội dung và nhiệm vụ thiết kế thì điều đó cần được sự thoả thuận của bên đặt hàng (hoặc người hướng dẫn)

- Kết cấu cần có sự hài hòa về kích thước của các bộ phận máy và chi tiết máy, về hệ số an toàn, tuổi thọ và độ tin cậy làm việc

- Bố trí hợp lí các đơn vị lắp, đảm bảo kích thước khuôn khổ nhỏ gọn, tháo lắp thuận tiện, điều chỉnh và chăm sóc bảo dưỡng đơn giản, thuận lợi

- Lựa chọn một số cách có căn cứ vật liệu và phương pháp nhiệt luyện, đảm bảo giảm được khối lượng sản phẩm, giảm chi phí các vật liệu đắt tiền và giảm giá thành kết cấu

- Chọn dạng công nghệ gia công chi tiết có xét tới quy mô sản xuất, phương pháp chế tạo phôi và gia công cơ

- Sử dụng rộng rãi tiểu chuẩn Nhà nước, tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn tỉnh, thành phố và tiêu chuẩn cơ sở trong thiết kế

- Thực hiện sự thống nhất hóa trong thiết kế Nhờ sự thống nhất hóa, tức là khả năng sử dụng với số lượng tối đa có thể các chi tiết máy và bộ phận máy có cùng quy cách kích thước và các yếu tố cùng loại, vật liệu và phôi cùng loại để chế tạo

- Lựa chọn một cách có căn cứ các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác và cấp độ nhám bề mặt chi tiết

- Bôi trơn tốt các yếu tố làm việc trong điều kiện ma sát nhằm đảm bảo tuổi thọ chi tiết không bị mòn trước thời hạn quy định, không xảy ra hiện tượng tróc rỗ hoặc dính bề mặt tiếp xúc.

Tài liệu thiết kế (Theo TCVN 3819-83)

- Tài liệu thiết kế được chia thành các dạng sau đây:

• Bản vẽ ( bản vẽ chi tiết, bản lắp, …)

- Và các tài liệu khác liên quan đến sử dụng, sửa chữa, bảo dưỡng máy …

• Bản vẽ : - Yêu cầu cơ bản đối với các bản vẽ cho trong TCVN 3826 – 83

- Kích thước giấy vẽ theo TCVN 2 – 74, ghi trong bảng:

Bảng 1 1 Kích thước giấy tiêu chuẩn

(mm) 1189 x 841 594 x 841 594 x 420 290 x 420 290 x 210 - Khung tên bản vẽ (theo TCVN 2821 – 83)

- Khung tên được đặt ở phía dưới, góc bên phải bản vẽ Theo TCVN 2821 – 83, ngoài khung tên còn dung khung phụ và tổng số ô trên hai khung này lê đến 29, để ghi 29 nội dung khác nhau

- Nội dung ghi trong các ô của khung tên như sau:

+ Kí hiệu vật liệu chi tiết

+ Số thứ tự của tờ

+ Số lượng chung của các bản vẽ

+Tên trường và lớp sinh viên

+ Tên sản phẩm theo đầu đề hoặc đề tài thiết kế

• Bảng kê (Theo TCVN 3824-83) – Bảng 1.5 trang 12 [1]

- Nội dung thuyết minh bao gồm: a) Mục lục b) Các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế (đối với thiết kế môn học là đầu đề thiết kế) c) Phân tích và trình bày cơ sở của sơ đồ cơ cấu đã được chọn … d) Tính toán động học và tính lực cơ cấu: tính công suất cần thiết, chọn động cơ, tính tỉ số truyền chung và phân phối tỉ số truyền chung cho các cấp, tính công suất và mômen tác động lên các trục e) Tính toán thiết kế chi tiết mày và bộ phận máy, bao gồm: chỉ tiêu tính toán, chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép, tính thiết kế và tính kiểm nghiệm.Với đồ án môn học chi tiết máy, nội dung này bao gồm: tính các bộ truyền, tính thiết kế trục, chọn ổ lăn, tính các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc, chọn khớp nối và vật liệu bôi trơn g) Lập bảng ghi các chi tiết tiêu chuẩn (ổ lăn, chi tiết ghép có ren …), thống kê các mối ghép với kích thước danh nghĩa và sai lệch giới hạn, trên cơ sở đó và đối chiếu với các yêu cầu về thống nhất hóa trong thiết kế, giảm bớt chủng loại và quy cách các mối ghép và chi tiết tiêu chuẩn.

Hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm các loại truyền dẫn

Bộ truyền đai : Truyền động đai được dùng đề truyền động giữa các trục xa nhau

Thiết kế truyền động đai gồm các bước:

+ Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ

+ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục Theo hình dạng và tiết diện, phân loại: đai dẹt, đai hình thang (tiết diện chữ nhật), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng

Bộ truyền xích : Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng để truyền động giữa các trục xa nhau

- Thiết kế truyền động xích bao gồm các bước:

+ Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các thông số khác của xích và bộ truyền

+ Kiểm tra xích về độ bền (đối với xích bị quá tải)

+ Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục -Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng

Bộ truyền bánh răng : Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục,

+ Xác định ứng suất cho phép

+ Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của truyền động bánh răng, trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về quá tải

+ Xác định các kích thước hình học của bộ truyền

2.2 Truyền động điện Động cơ điện một chiều (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp) và hệ thống động cơ – máy phát (dùng dòng điện kích từ điều chỉnh) cho phép thay đổi trị số của mômen và vận tốc gốc trong một phạm vi rộng (3:1 đến 4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100:1 đối với động cơ – máy phát ), đảm bảo khởi động êm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm, Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu Động cơ điện xoay chiều bao gồm 2 loại là một pha và ba pha:

+ Động cơ một pha: Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện chiếu sáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất thấp

+ Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm 2 loại: đồng bộ và không đồng bộ

• Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc gốc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được

Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số công suất cao hơn so với động cơ không đồng bộ, khả năng chịu quá tải lớn Tuy nhiên, động cơ này cũng có những hạn chế: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao hơn do cần có thiết bị phụ trợ để khởi động động cơ.

• Động cơ ba pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: rôto dây quấn và rôto ngắn mạch

• Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất (cos𝜑) thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành vận tốc, dùng thích hợp khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã lắp đặt

• Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm : kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đồi dòng điện Nhược điểm của nó là: hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ ba pha đồng bộ ba pha), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây quấn)

• Động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch được sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn,…

2.3 Truyền động có chi tiết trung gian

Truyền động khí nén, thủy lực,…

Sơ đồ kí hiệu, lược đồ của các loại bộ truyền

Hình 1 1 Sơ đồ kí hiệu bộ truyền

- Ưu điểm : + Việc truyền lực có tính đàn hồi + Khoảng cách trục có thể lớn, truyền động xa nhau (>15m)

+ Chạy êm, ít ồn và chịu sốc

+ Không cần thiết bôi trơn, phí bảo dưỡng ít

- Nhược điểm : + Tuổi thọ thấp (từ 1000÷5000 giờ) + Không có tỉ lệ truyền xích chính xác

+ Nhiệt độ ứng dụng bị giới hạn

+ Thêm tải trọng lên ổ trục do lực căng cần thiết của dây đai

+ Bị trượt qua sự dãn nỡ của dây đai Ứng dụng : Bộ truyền động đai được ứng dụng trong máy khâu, máy khoan, máy tiện bởi bộ truyền động đai có cấu tạo đơn giản, làm việc êm, ít ồn, có thể truyền chuyển động giữa các trục cách xa nhau nên được sử dụng rộng rãi

❖ Bộ truyền xích - Ưu điểm :

+ Có thể truyền chuyển động giữa các trục cách nhau tương đối lớn

+ Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao, có thể làm việc khi có quá tải đột ngột

+ Có thể truyền chuyển động từ trục dẫn đến các trục bị dẫn ở xa nhau

+ Khuôn khổ kích thước bộ truyền nhỏ

- Nhược điểm : + Bộ truyền làm việc có nhiều tiếng ồn

+ Bộ truyền xích có vận tốc và tỷ số truyền tức thời không ổn định

+ Chăm sóc, bôi trơn thường xuyên trong quá trình sử dụng

+ Bản lề xích mau bị mòn, và có quá nhiều mối ghép, nên tuổi thọ không cao Ứng dụng : Sử dụng khi truyền chuyển động và công suất giữa các trục có khoảng cách xa (đến 8m) cho nhiều đĩa xích bị dẫn cùng lúc

❖ Bộ truyền bánh răng côn thẳng

- Ưu điểm : + Dùng đề truyền chuyển động giữa các trục giao nhau, góc giữa hai trục thường là 90˚

+ Bánh răng côn thẳng là bánh răng chuyển hướng đơn giản - Nhược điểm :

+ Kích thước bộ truyền lớn

+ Chế tạo và lắp ráp phức tạp

+ Tỉ số truyền hạn chế Ứng dụng : Bánh răng côn thẳng có nhiều ứng dụng khác nhau trong các ngành công nghiệp như xử lý vật liệu , ô tô , máy bơm và nhiều ngành công nghiệp khác do kết cấu máy đòi hỏi phải có các trục phải giao nhau

❖ Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng - Ưu điểm :

+ Làm việc êm, tốc độ cao và không ồn

+ Cường độ tải trọng trên bánh răng nghiêng nhỏ hơn bánh răng thẳng

- Nhược điểm : + Tải trọng phân bố không đều

+ Tính công nghệ không cao

- Ứng dụng : Sử dụng trong các bộ truyền quay nhanh

❖ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng - Ưu điểm :

- Nhược điểm : + Thường xuyên bôi trơn

+ Đòi hỏi độ chính xác và độ cứng bộ truyền Ứng dụng : được sử dụng rộng rãi.

Ưu – nhược điểm của từng loại bộ truyền và các ứng dụng của nó

sẽ lớn hơn so với hộp giảm tốc hai cấp

5.2 Bánh răng côn một cấp

Hộp giảm tốc bánh răng côn được sử dụng khi cần truyền mômen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau, thường ở góc 90° Khi tỉ số truyền nhỏ hơn hoặc bằng 3, bánh răng côn răng thẳng được sử dụng, trong khi bánh răng côn răng nghiêng hoặc răng cung tròn phù hợp với tỉ số truyền lớn hơn (lên đến 6) Đối với tỉ số truyền lớn hơn, hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp hoặc ba cấp được áp dụng, với cặp bánh răng côn chỉ bố trí ở cấp nhanh.

- Thông thường, các đường tâm trục của hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp được bố trí trong mặt phẳng nằm ngang, tuy nhiên cũng có thể sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp có trục chậm bố trí thẳng đứng hoặc trục nhanh thẳng đứng, khi đó thường dùng động cơ có bích để dẫn động hộp giảm tốc

- Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp vận hành êm ái hơn hộp số bánh răng trụ một cấp, nhưng có cấu tạo phức tạp hơn, giá thành cao hơn

5.3 Bánh răng trụ hai cấp

- Được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng 8 đến 40 Chúng được bố trí theo ba sơ đồ sau đây:

- Đồng trục: Loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt được chiều dài của hộp giảm tốc và nhiều khi giúp cho việc bố trí gọn cơ cấu Tuy nhiên có một số nhược điểm sau: khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết; phải bố trí các ổ của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc làm phức tạp kết cấu gối đỡ và khó khăn cho việc bôi trơn; khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn

- Khai triển: hộp giảm tốc kiểu này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng Vì vậy cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là trong trường hợp các bánh răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải trọng thay đổi, vì khi đó khả năng chạy mòn của bánh răng rất kém

- Phân đôi: công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm, trong đó hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh được dùng nhiều hơn Với kết cấu này, cấp chậm chịu tải lớn hơn có thể chế tạo với chiều dài vành răng khá lớn nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắc phục sự phân bố không đều tải trọng vành răng.

Các đặc trưng chuyển động quay

- Hiệu suất chung của máy bằng tích hiệu suất các bộ truyền tạo ra chuổi động.[3]

- Tỉ số truyền của máy bằng tích tỉ số truyền của các bộ truyền tạo nên chuỗi động

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 12

Chọn động cơ

- Hệ thống quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải ua đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

 Nếu tải không đổi: Pt = Plv tải của trục công tác (tải sử dụng)

 Pt = Plv =3,2 (kW) η kn = 1 η br = 0,98 η ol = 0,995 η x = 0,93

= ol br ol br ol xích ol

1.1.2 Số vòng quay cần thiết của động cơ

Tra bảng 2.4/ Trang 21 [1] u(i)chung= un.uhs.ukn….= n ct n lv

1.1.3 Tra phụ lục chọn động cơ

T ≤ T k T ⅆn Chọn động cơ Việt Hùng: 4kW – 1450V (3 pha) [6]

- Mã sản phẩm:ĐCĐ VH4-4 - Công suất : 4kw - 5,5HP - Vòng quay 1450 (v/p) - Điện áp: 380V – 3 pha Động cơ hiện có trên thị trường: https://dienmaythanhloi.vn/dong-co-dien-viet- hung-4-kw-1450v-3-phaD [6]

Phân phối tỉ số truyền

Tra bảng 2.4/ Trang 21 [1] u(i)chung= un.uhs.ukn….= n dc n lv

1.2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền có trong cơ cấu

- Sử dụng cách 1: Chọn tỉ số truyền của hộp số rồi sau đó tính tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (xích)

- Tỉ số truyền u hộp số có giá trị tiêu chuẩn (chọn giá trị nhỏ thì hộp số nhỏ gọn) + Kiểu hộp số là hộp số dạng đồng trục :

Chọn u hs = 8 Đối với hộp giảm tốc đồng trục : u 1 = u 2 = √uhs = √8 ≈ 2,828 [2] u hs = u 1 u 2 = 2,828 2,828 = 8 - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp số (xích) u x = u chung u hs u kn = 29,59

1.3 Các thông số khác 1.3.1 Công suất trên các trục

1.3.2 Số vòng quay trên các trục

- Số vòng quay trên trục I ukn = n đc n I  nI = n đc u kn

= 1450 (v/p) - Số vòng quay trên trục Ⅱ u1 = n I n II  nII = n I u I

= 512,73 (v/p) - Số vòng quay trên trục ⅠII u2 = n II n III  nIII = n II u 2

= 181,3 (v/p) - Số vòng quay trên trục ⅠV ux = n III n IV  nIV = n III u X

1.3.3 Moment xoắn trên các trục

- Momen trên trục động cơ

181,3 = 182161,11 (N.mm) - Momen trên trục làm việc

BỘ TRUYỀN XÍCH

Các yêu cầu

Khi tốc độ làm việc nhỏ hơn 10 đến 15 m/s, nên chọn sử dụng xích ống con lăn Xích này có cấu tạo gồm một lớp con lăn bên ngoài, giúp thay thế ma sát trượt ở xích ống bằng ma sát lăn giữa con lăn và đĩa răng Nhờ đó, độ bền mòn của xích con lăn cao hơn đáng kể so với xích ống Vì chế tạo không quá phức tạp so với xích răng, xích con lăn được sử dụng khá rộng rãi, đặc biệt phù hợp với các hệ truyền động có tốc độ dưới 10 đến 15 m/s Trong trường hợp ưu tiên dùng xích một dãy, ở những bộ truyền quay nhanh và tải trọng lớn, việc sử dụng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ giúp giảm tải trọng động và kích thước của hệ truyền động.

- Chọn loại xích: Xích con lăn một dãy

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng

Hình 3 1 Sơ đồ kí hiệu các bánh răng

Chọn vật liệu

- Nhãn hiệu thép 45 - Phương pháp nhiệt luyện : thường hóa

- Độ cứng HB3 = 170 - Giới hạn bền : b= 600 Mpa - Giới hạn chảy: ch = 340MPa

- Nhãn hiệu thép 45 - Phương pháp nhiệt luyện : thường hóa - Độ cứng HB2’ = HB3 + (10÷15) = 170 + 15 = 185

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (Z2’-Z3 cấp chậm)

3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

 [𝜎 𝐻 ]=√0,5([𝜎 𝐻2′ ] 2 + [𝜎 𝐻3 ] 2 ) =√0,5([360] 2 + [335,454] 2 ) = 347,943 Mpa - Ứng suất uốn cho phép [σF]

2,828 512,73 24000 = 2,611.10 8 Vậy ứng suất uốn cho phép

𝑁 𝐹𝐸3 > 𝑁 𝐹03 Suy ra 𝐾 𝐻𝐿2′ = 𝐾 𝐻𝐿3 = 𝐾 𝐹𝐿2′ = 𝐾 𝐹𝐿3 = 1 để tính toán

3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc [σH]

Thỏa điều kiện chọn [𝜎 𝐻 ] = 347,943 Mpa

3.3.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn

Tính và chọn sơ bộ KH = KHβ theo bảng 6.4/ Trang [1]

3.3.4 Tính khoảng cách trục aw

 Chọn 𝑎 𝑤 1 = 160 mm theo tiêu chuẩn ở trang 231 [1]

3.3.6 Tính môđun mn mn = (0,01 − 0,02) aw1 = (0,01 − 0,02) 160 = ( 1,6 – 3,2 ) Chọn mn = 2,5

3.3.8 Xác định lại tỉ số truyền

3.3.9 Xác định các kích thước bộ truyền

+ d2’ = dw2’ = 𝑚 𝑛 𝑍 2′ cos 𝛽 = 2,5 32 cos 17,61 = 83,933 𝑚𝑚 - Đường kính vòng lăn

+ d3 = dw3 = 236,062 𝑚𝑚 + d2’ = dw2’ = 83,933 𝑚𝑚 - Đường kính vòng đỉnh

+ 𝑑 𝑎 2′ = 𝑑 2′ + 2𝑚 𝑛 cos 𝛽 = 83,933 + 2 2,5 cos 17,61= 89,179 𝑚𝑚 - Đường kính vòng chân răng

+ 𝑑 𝑓2′ = 𝑑 2′ − 2,5.𝑚 𝑛 cos 𝛽 = 89,179 − 2,5 2,5 cos 17,61 = 77,376 𝑚𝑚 - Góc biên dạng 𝛼 = 20°

3.3.10 Tính v và chọn cấp chính xác

3.3.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

- Lực hướng tâm 𝐹 2′ = 𝐹 𝑟 3 = 𝐹 𝑡 2′ tan 𝛼 cos 𝛽 = 1574,026 tan 20 cos 17,61 = 601,066 𝑁

3.3.12 Chọn hệ số tải trọng động

Do vận tốc vòng v = 2,253 < 4 - Cấp chính xác 9 theo bảng 6.13 [1]

𝐾 𝐻𝐿 = 1 Theo 6.1 [5] với v = 2,253 < 4 m/s, với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5- 1,25𝜇𝑚, do đó

= 329,998 Mpa (2) Như vậy từ (1) và (2) ta có 𝜎 𝐻 = 226,997 < [𝜎 𝐻3 ]𝑐𝑥 = 329,998

3.3.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

Bảng 3 1 Tổng hợp thông số bánh răng cấp chậm

Khoảng cách trục aw2= 160 mmm

Hệ số răng 𝑍 3 = 90 răng 𝑍 2′ = 32 răng

Hệ số dịch chỉnh x1= 0 x2= 0 Đường kính vòng chia d3 = 236,062 d2’ = 83,933 Đường kính vòng đỉnh da3 = 241,308 da2’ = 89,179 Đường kính đáy răng df3 = 229,505 df2’ = 77,376

3.2 Chọn vật liệu 3.2.3 Bánh lớn

- Độ cứng HB2 = 170 - Giới hạn bền : b= 600 Mpa - Giới hạn chảy: ch = 340MPa

- Độ cứng HB1= HB2 + (10÷15) = 170 + 15 = 185 - Giới hạn bền : b= 600 Mpa

- Giới hạn chảy: ch = 340MPa

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Chọn vật liệu làm trục

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục Trục I:

Tra bảng 10.5 trang 195 [2] chọn thép CT5 - Giới hạn bền: σ 𝑏 = 500 Mpa

- Trị số ứng suất cho phép: [σ]= 58 MPa, (giả sử d ≤ 30 mm) - Ứng suất xoắn cho phép : [𝜏] – 30 trang 188, [2]

Xác định chiều dài trục

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục Trục I:

Tra bảng 10.5 trang 195 [2] chọn thép C45 tôi - Giới hạn bền: σ 𝑏 = 850 Mpa

- Trị số ứng suất cho phép: [σ]= 55 MPa, (giả sử 30 ≤ d ≤ 50 mm) - Ứng suất xoắn cho phép : [𝜏] – 30 trang 188, [2]

=> 𝑐ℎọ𝑛 𝑑 3 = 35 𝑚𝑚 Với 𝑑 1 , 𝑑 2 , 𝑑 3 theo tiêu chuẩn ổ lăn trang 195 [2]

- Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn theo bảng 10.2, trang 189, [2]

Hình 4 1 Sơ đồ kí hiệu trục trong hộp số đồng trục lm = (1,2 1,5)d

Lấy: k1 = 15 (mm) k2 = 15 (mm) k3 = 20 (mm) hn = 20 (mm) b < (1,2 – 1,5).d => lm = (1,2 – 1,5).d b ≥ (1,2 – 1,5).d => lm = b

Chiều dài mayơ nữa khớp nối lm12 = (1,4 ÷ 2,5)d = (1,4 ÷ 2,5).20 = (28 ÷ 50) (mm) Tra bảng 16.10 [3] T= 31,5 Nm d1= 20 mm

=> 𝑙ấ𝑦 50 (𝑚𝑚) lm12 = 50 mm l12 = - lc12 = 0,5 (lm12 + bo) + k3 + hn

Chiều dài mayơ bánh răng Ⅰ : lm13 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).20 = (24 ÷ 30) (mm) bw1 = 55 (mm) nên ta tối thiểu phải chọn: lm13 = bw = 55 (mm)

Trục III lm32 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) (mm) bw3 = 64

= (48 ÷ 52,5) (mm) = 52 (mm) lc33 = 0,5.( lm33 + bo) + k3 +hn

Trục II lm22 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5) (mm) bw2 = 50

 lm22 = 50 (mm) l22 = 0,5.( lm22 + bo2) + l4 +k2 = 0,5 (50 + 17) +16,5 + 15 = 65 (mm) l23 = l11 + l32 + k1 + 0,5bo + 0,5bo3

Tính phản lực tại các gối đỡ

63 = 760,466 (N) Fnt = (0,2 ÷ 0,3).Ft = (0,2 ÷ 0,3).760,466 = (152,093 ÷ 228,139) (mm) Fkn = Fnt = 200 (N)

Hình 4 3 Sơ đồ đặt lực của trục I

Hình 4 4 Sơ đồ đặt lực của trục II

Hình 4 5 Sơ đồ đặt lực của trục III

Theo bước 12 chương 2 + Dựa vào bảng 5.19 / trang 195 [1]

Chọn Km = 1,15 vì xích nằm ngang

Vẽ biểu đồ nội lực,momen

4.4.2 Biểu đồ nội lực,momen của trục II

4.4.3 Biểu đồ nội lực,momen của trục III

Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

4.5.1 Tính tiết diê ̣n nguy hiểm ta ̣i tru ̣c I:

- Tại tiết diện 𝑬 𝟏 : khớp nối

→ 𝑀 𝑡𝑑𝐸 = √0 2 + 0,75 23954,69 2 = 20745,37 𝑁𝑚𝑚 Ta có: 𝑑 1 = 20 𝑚𝑚, tra bảng 10.5/ Trang 195 – [3], ta chọn sơ bộ: [𝜎] = 58

Tăng d khoảng (5 ÷ 10)% đối với các tiết diện lắp then, theo tiêu chuẩn trang 195 [2]

𝑑 𝐸 1 = (16,05 − 16,82) - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐸 1 = 17 𝑚𝑚

Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐴 1 = 20 𝑚𝑚

- Tại tiết diện 𝑭 𝟏 : bánh răng Z1

Tăng d khoảng (5 ÷ 10)% đối với các tiết diện lắp then, theo tiêu chuẩn trang 195 [2]

- Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐹 1 = 24 𝑚𝑚 vì đường kính lắp bánh răng phải lớn hơn đường kính lắp ổ lăn và phải đúng theo kết cấu trục

𝑀 𝑡𝑑𝐵 = √𝑀 𝐵 2 + 0,75 0 2 = √0 2 + 0,75 0 2 = 0 𝑁𝑚𝑚 - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐵 1 = 𝑑 𝐴 1 = 20 𝑚𝑚

4.5.2 Tính tiết diê ̣n nguy hiểm ta ̣i tru ̣c II:

𝑑 𝐴 2 ≥ 0 𝑚𝑚 Ta có: 𝑑 2 = 25 𝑚𝑚, tra bảng 10.5/ Trang 195 [2], ta chọn sơ bộ: [𝜎] = 63 Chọn theo đường kính sơ bộ 𝑑 𝐴2 = 25𝑚𝑚

- Tại tiết diện 𝑬 𝟐 : bánh răng Z2

Tăng d khoảng (5 ÷ 10)% đối với các tiết diện lắp then, theo tiêu chuẩn trang 195[2]

𝑑 𝐸 2 = (21,93 − 22,98) - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐸 2 = 30 𝑚𝑚 vì đường kính lắp bánh răng phải lớn hơn đường kính lắp ổ lăn và phải đúng theo kết cấu trục

- Tại tiết diện 𝑭 𝟐 : Bánh răng Z 2 ’

𝑑 𝐹 2 = (26,7 − 27,97) - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐹 2 = 30 𝑚𝑚 vì đường kính lắp bánh răng phải lớn hơn đường kính lắp ổ lăn và phải đúng theo kết cấu trục

𝑀 𝑡𝑑𝐵 = √𝑀 𝐵 2 + 0,75 0 2 = √0 2 + 0,75 0 2 = 0 𝑁𝑚𝑚 - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐵 2 = 𝑑 𝐴 2 = 25 𝑚𝑚

4.5.3 Tính tiết diê ̣n nguy hiểm ta ̣i tru ̣c III:

→ 𝑀 𝑡𝑑𝐴 = √0 2 + 0,75 0 2 = 0 𝑁𝑚𝑚 Ta có: 𝑑 3 = 35 𝑚𝑚, tra bảng 10.5/ Trang 195 – [2], ta chọn sơ bộ: [𝜎] = 55 𝑑 𝐴1 ≥ √ 3 0,1.[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑𝐴 (CT 10.17/ Trang 194 – [2])

Ta có: 𝑑 3 = 35 𝑚𝑚, tra bảng 10.5/ Trang 195 – [2], ta chọn sơ bộ: [𝜎] = 55 Chọn theo đường kính sơ bộ 𝑑 𝐴3 = 40𝑚𝑚

- Tại tiết diện 𝑬 𝟑 : bánh răng Z3

Tăng d khoảng (5 ÷ 10)% đối với các tiết diện lắp then, theo tiêu chuẩn trang 195

𝑑 𝐸 2 = (34,13 − 35,75) - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐸 2 = 45 𝑚𝑚 vì đường kính lắp bánh răng phải lớn hơn đường kính lắp ổ lăn và phải đúng theo kết cấu trục

- Tại tiết diện 𝑭 𝟑 : bánh xích

Tăng d khoảng (5 ÷ 10)% đối với các tiết diện lắp then, theo tiêu chuẩn trang 195[2]

𝑑 𝐹 3 = (32,14 − 33,67) - Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 𝐹 3 = 34 𝑚𝑚

Kiểm nghiệm trục

[𝑠] = 1,5 – 2,5 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

Giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 500 MPa 𝜓 𝜏 = 0 ; 𝜓 𝜎 = 0,05 𝜎 −1 = 0,436.𝜎 𝑏 = 0,436.500 = 218 MPa 𝜏 −1 = 0,58.𝜎 −1 = 0,58.218 = 126,44 Mpa

+ Khớp nối : dkn = 17mm t1 = 3 b = 5 mm tra bảng 9.1 [2] (lấy theo then) 𝑊 𝑗 = 𝜋 𝑑 𝑗

2.878,195 = 13,638 Với Kx = 1,06 tiện Ra = 2,5…0,63 bảng 10.8 trang 107 [2]

Ky = 1: không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt

Ky = 1: không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt 𝐾 𝜎

+ Tại bánh răng Z 1 dZ1 = 24 mm t1 = 4 b = 8 mm tra bảng 9.1 [2]

2.1570,796 = 7,625 Với Kx = 1,06 tiện Ra = 2,5…0,63 bảng 10.8/trang 107 [2]

Trục II: Các mặt cắt nguy hiểm

Giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 600 MPa 𝜓 𝜏 = 0 ; 𝜓 𝜎 = 0,05 dA = 25 mm t1 = 4 b = 8 mm 𝑊 𝑗 = 𝜋 𝑑 𝑗

+ Tại bánh răng Z 2 dZ2 = 26 mm t1 = 4 b = 8 𝑊 𝑗 = 𝜋 𝑑 𝑗

Ky = 1: không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt 𝐾 𝜎

Trục III: Các mặt cắt nguy hiểm

Giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 850 MPa 𝜓 𝜏 = 0,05 ; 𝜓 𝜎 = 0,1 𝜎 −1 = 0,436.𝜎 𝑏 = 0,436.850 = 370,6 MPa 𝜏 −1 = 0,58.𝜎 −1 = 0,58.370,6 = 214,948 Mpa

2 13569,287 = 6,712 Với Kx = 1,06 tiện Ra = 2,5…0,63 bảng 10.8 trang 107 [2]

+ Tại đĩa xích dđx = 34 mm t1 = 5 b = 10

Vẽ kết cấu trục theo giá trị đã tính được ở biểu đồ moment

Hình 4 10 Kết cấu trục II

Hình 4 11 Kết cấu trục III

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Trục I

Bước 1 : sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn

Hình 5 1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn trục I

Bước 2 : xác định phản lực tại các gối đỡ Lực tổng hợp tác dụng lên ổ:

⇒ Vậy tại B chịu lực lớn hơn

Bước 3 : chọn sơ bộ cỡ ổ

Tính sơ bộ tỉ số 𝑭 𝒂

𝟒𝟑𝟎,𝟖𝟐𝟒= 𝟎, 𝟒𝟐 > 0,3 Với đường kính ngõng trục d = 20 mm, ta chọn ổ đỡ chặn 36204 cỡ nhẹ hẹp với các thông số như sau (theo phụ lục ổ lăn bảng P2.12 [2]):

Bảng 5 1 Kích thước ổ lăn trục I

Kí hiệu d, mm D, mm b = T, mm r, mm r1, mm C (KN) Co (KN)

36204 20 47 14 1,5 0,5 11,7 7,79 Đối với ổ bi đỡ chặn:

𝑆 𝑖 = 𝑒 𝐹 𝑟𝑖 Trong đó: vì là ổ bi đỡ chặn có α = 12 o nên là:

Bước 5 : chọn 𝐾 𝜎 , 𝐾  ,V theo điều kiện làm việc

Bước 6 : xác định hệ số X,Y

Bước 7 : tính tuổi thọ theo triệu vòng quay

Tải trọng động quy ước tác dụng lên các ổ:

Bước 8 : khả năng tải động tính toán Ctt

Với m = 3 do ổ bi đỡ chặn

Bước 9 : so sánh Ctt với C

- Ta thấy: Ctt = 7,414 kN < C = 11,7 kN nên ổ 36204 đảm bảo bền

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Theo công thức (11.30) [1] với 𝑄 0 = 𝑋 0 𝐹 𝑟 + Yo Fa

Tra bảng 11.6 [1] , ta có 𝑋 0 = 0,6, Yo = 0,5

- Vậy 𝑄 0 = 357,65(𝑁) < 𝐶 0 = 7790 (𝑁) - Số vòng quay giới hạn của ổ được tính theo công thức (8.13) [1]

𝑛 𝑔ℎ = [𝐷 𝑝𝑤 𝑛]𝑘 1 𝑘 2 𝑘 3 /𝐷 𝑝𝑤 Trong đó: [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] = 1,3 10 5 (tra trong bảng 11.7 [1] với đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ dẻo)

2 = 33,5𝑚𝑚 k1=1 vì Dpw < 100mm k2=1, cỡ trung rộng tra bảng 11.8 [2] k3=1 vì Lh>50000h

Trục Ⅱ

Hình 5 2 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn trục II

Bước 2 : xác định phản lực tại các gối đỡ - Lực tổng hợp tác dụng lên ổ:

Ta có : Fa = Fa2’ –Fa2 = 499,613 – 181,179 = 318,434

𝟏𝟏𝟗𝟏,𝟓 = 𝟎, 𝟐𝟔 < 0,3 => chọn ổ bi đỡ 1 dãy Vì là ổ bi nên X = 1 , Y = 0

Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy 305 cỡ trung với các thông số như sau (theo phụ lục ổ lăn bảng P2.7 [2]):

Bảng 5 2 Kích thước ổ lăn trục II

B , mm r, mm Đường kính bi, mm

Theo công thức (11.30 [1] ) với 𝑄 0 = 𝑋 0 𝐹 𝑟 + Yo Fa

Tra bảng 11.6 [1], ta có 𝑋 0 = 0,6, Yo = 0,5

2 = 43,5𝑚𝑚 k1=1 vì Dpw < 100mm k2=0,9, cỡ trung tra bảng 11.8 k3=1 vì Lh>50000h

Trục Ⅲ

Hình 5 3 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn trục III

Bước 2 : xác định phản lực tại các gối đỡ

Lực tổng hợp tác dụng lên ổ:

𝟑𝟗𝟓𝟑,𝟗𝟒𝟔= 𝟎, 𝟏𝟐𝟔 < 0,3 => chọn ổ bi đỡ 1 dãy Vì là ổ bi nên X = 1 , Y = 0

𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 𝐸 𝑚 √𝐿 = 4744,735 √261,072 3 = 30,324𝑘𝑁 Với m = 3 do ổ bi đỡ 1 dãy

Với đường kính ngõng trục d = 40 mm, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy 308 cỡ trung với các thông số như sau (theo phụ lục ổ lăn bảng P2.7 [2]):

Bảng 5 3 Kích thước ổ lăn trục III

Kí hiệu d, mm D, mm B , mm r, mm α (o) C (KN) Co (KN)

Theo công thức (11.30) [1] với 𝑄 0 = 𝑋 0 𝐹 𝑟 + Yo Fa

Tra bảng 11.6, ta có 𝑋 0 = 0,6, Yo = 0,5

𝑛 𝑔ℎ = [𝐷 𝑝𝑤 𝑛]𝑘 1 𝑘 2 𝑘 3 /𝐷 𝑝𝑤 Trong đó: [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] = 4,5 10 5 (tra trong bảng 11.7 [1] với đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ dẻo)

2 = 65𝑚𝑚 k1=1 vì Dpw < 100mm k2=0,9, cỡ trung tra bảng 11.8 [1] k3=0,9 vì Lh

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn
Tác giả	Võ Tấn Đạt, Nguyễn Phúc Nguyên Chương
Người hướng dẫn	GVHD: Châu Ngọc Lê
Trường học	Trường Đại Học Công Nghiệp Tp. Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Công Nghệ Cơ Khí
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Tp. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	112
Dung lượng	3,22 MB