đồ án môn học thiết kế hệ thống cơ khí

TRƯỜNG Đ I H C BÁCH KHOA HÀ N IẠỌỘĐỒ ÁN MÔN HỌCThiết kế hệ thống cơ khíLê Ng c Chinh ọChuyên ngành Cơ điện tửGiảng viên hướng dẫn: TS... Mô phỏng nguyên lý hoạt động động học... LỜI NÓI

TRƯỜNG Đ I H C BÁCH KHOA HÀ N IẠỌỘ

ĐỒ ÁN MÔN HỌCThiết kế hệ thống cơ khí

Lê Ng c Chinh ọ

Chuyên ngành Cơ điện tử

Giảng viên hướng dẫn: TS Nguyễn H u Quang ữ

HÀ NỘI,

Chữ ký c a GVHDủ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI SME.EDU - Mẫu 6.a

2021

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ Mã HP: ME4506

Thời gian thực hiện: 15 tuần; Mã đề: VCK04-… Ngày giao nhiệm vụ:… /…/2021; Ngày hoàn thành: …/…/2021

Họ và tên sv: Lê Ngọc Chinh MSSV: 20184359 Mã lớp:710934 Chữ ký sv: …….

ĐƠN VỊ CHUYÊN MÔN (ký, ghi rõ họ tên)

Ngày …/…/20… NGƯỜI RA ĐỀ (ký, ghi rõ họ tên)

Ngày …/…/20…CB Hướng dẫn(ký, ghi rõ họ tên

I Nhi m v thi t kệ ụ ế ế: Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng t ự động

II S ố liệu cho trước

1 Thời hạn ph c vụ ụ: lh = ……… (h)

2 Đặc tính t i tr ng: ả ọCụm xe nâng:

3 Đường kính lăn bánh răng 3 3 = ……… (mm) d

4 Chiều cao xe nâng h = ……… (mm)

5 Chiều dài xe nâng L = ……… (mm)

11 Chiều dài xe di chuyển L1= ……… (mm)

12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2= ……… (mm)

III Nội dung thực hiện:

1 Phân tích nguyên lý và thông s k thuố ỹ ật

- Phân tích nguyên lý hoạt động và các thông s k thu t quan tr ng ố ỹ ậ ọcủa h ệ thống.

2 Tính toán và thi t k ế ế- Tính toán động học

- Tính toán thi t k các b truyế ế ộ ền cơ khí - Tính chọn động cơ

3 Thi t k chi ti t và xây d ng b n v l ế ế ế ự ả ẽ ắp

- Xây d ng b n v l p 2D/3D: ự ả ẽ ắ hệ ẫn độ d ng xe nâng - Xây d ng b n v ự ả ẽ chế ạ t o 1 chi tiết

4 Mô phỏng nguyên lý hoạt động (động học)

LỜI NÓI ĐẦU

CHƯƠNG 1 PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT 1.1 T ng quan h ổ ệ thống

Hệ g m có 3 thành ph n chuyồ ầ ển động độ ậc l p chính bao gồm cơ cấu nâng (1), chuyển động t nh ti n cị ế ủa xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3)

Có th hình dung ra ể được quá trình làm vi c c a h ệ ủ ệ như sau: Đầu tiên xe lấy hàng và được nâng ho c h ặ ạ đến dãy (tầng) được yêu c u thông ầqua b ộ phận nâng (1), tiếp đó xe di chuyển vào kho thông qua bánh xe (2), khi đến nơi, hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa thông qua các con lăn gắn trên xe (3)

1.1.1 Các thông số quan trọng của hệ thống:

1 Thời h n ph c v = 18000 (h) ạ ụ ụ lh

2 Đặc tính t i trả ọng: va đập vừa Cụm xe nâng: 3 Đường kính lăn bánh răng d3 = 180 (mm) 4 Chiều cao xe nâng: = 3h 25 (mm) 5 Chiều dài xe nâng: 1300 L = (mm) 6 Vận tốc nâng: Vn 2.2 (m/ph) =

7 Trọng lượng tối đa của xe nâng Gn 195 (kg) = Cụm xe di chuyển: 8 Trọng lượng tối đa của hàng và xe đẩy Gd= 70 (kg)

9 Đường kính bánh xe 140 (mm) ds= 10 Vận t c xe di chuy n hàng ố ể Vx 5 (m/ph) = 11 Chiều dài xe di chuyển L1 1000 = (mm) 12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2= 700 (mm)

- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố nh đị

- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên k t vế ới thanh răng - 6 bánh xe có nhi m v t và dệ ụ ỳ ẫn hướng cho cơ cấu

- khung xe và các kh p nớ ối

→ H ệ thống có nhi m v nâng và h xe t i ray dệ ụ ạ ớ ẫn chuyển hàng vào kho

Nguyên lý hoạt động:

➢ Cơ cấu nâng: Hộp giảm tốc đặt trên hệ thống nâng, đầu vào gắn với động cơ điện tạo chuyển động quay với monen và vận tốc lớn, đầu ra gắn với bánh răng trong hệ bánh răng thanh răng Bánh răng lăn trên thanh răng theo phương thẳng đứn Hệ con lăn có chức gnăng giữ cân bằng để hệ thống nâng hàng di chuyển lên xuống theo phương thẳng đứng và chống momen uốn

➢ Xe di chuyển: Hộp giảm tốc được gắn trên xe có đầu vào là động cơ đầu ra nối với bánh xe qua bộ truyền xích biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến giúp xe di chuyển theo phương ngang (vào, ra)

➢ Hệ con lăn: Hệ con lăn nố ới động cơ (động cơ biếi v n tần) thông qua b ộ truyền xích Động cơ tạo chuyển động quay, qua b truyộ ền xích để giảm tốc độ truyền đến hệ con lăn, hệ con lăn tạo ra sự chuyển động theo phương ngang (trái, phải) của hàng hóa

Hình 1: H ệ thống nâng

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THI T K TRONG H Ế Ế Ệ THỐNG CƠ KHÍ

𝐺 = 𝐺𝐻à𝑛𝑔+ 𝐺𝑋𝑒 𝑛â𝑛𝑔+ 𝐺𝑋𝑒 đẩ𝑦=70 195+ =265 (𝑘𝑔) • 𝑣𝑛= 2.2 𝑚/𝑝ℎú𝑡 ∶ 𝑉ậ𝑛 𝑡ố𝑐 𝑛â𝑛𝑔

• Thời gian từ 𝑣𝑛= 0 → 2.2𝑚/𝑝ℎú𝑡 là 0.1s→ Gia tốc 𝑎𝑛= 11 30/ 𝑚/𝑠2

• Đường kính bánh răng: 𝑑3= 180mm

Cần xác định:

- Công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ: Pyc (kW)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb (vg/ph) ho c tặ ốc độ đồng h ồcủa động cơ ndb (vg/ph)

- Tỉ s momen m máy: Tố ở mm /T ( n u c n) ế ầKết quả:

- Chọn được động cơ điện phù hợp - Tra các thông s ố cơ bản của động cơ

Hình 2: Sơ đồ ự l c h ệ thống nâng

N: Phản lực đặt tại điểm O (N)P: Trọng l c ự

Mô men tại điểm O :

𝑁 ∗ (𝐿4) = 𝑃𝑛∗𝐿2+ 𝑃𝑥∗ (𝐿 −𝐿12) + 𝑃ℎ∗ (𝐿 −𝐿22) (2.17)

→ 𝑁 = 𝑃[𝑛∗𝐿2+ 𝑃𝑥∗ (𝐿 −𝐿12) + 𝑃ℎ∗ (𝐿 −𝐿22)] /(𝐿4)

=[195∗ 9.8 ∗13002 +30∗ 9.8 ∗ (1300−10002 ) + 40 ∗ 9.8 ∗ (1300 −

7002)] /(13004 )

𝐿1= 1000𝑚𝑚𝐿2= 700𝑚𝑚

𝑂

𝜂𝑘: Hi u su t kh p n i tr c ệ ấ ớ ố ụ𝜂𝑜𝑙: Hi u su t 1 c p ệ ấ ặ ổ lăn𝜂𝑏𝑟: Hi u su t 1 c p bánh ệ ấ ặ

Hệ s ố ma sát trượt có bôi trơn giữa thép và thép: 𝑓2 Theo 𝐵1,1844 [1]( S ổ tay cơ khí tập 1) , ta có 𝑓2= 0,05

Công suất làm vi c cệ ủa động cơ:𝑃𝑙𝑣=𝐹𝑐𝑛∗ 𝑣𝑛

2751 11 ∗ 2.2

Hiệu su t truyấ ền động: 𝜂 = 𝜂𝑘2∗ 𝜂𝑜𝑙5 ∗ 𝜂𝑏𝑟2

= 0,992∗ 0,995∗ 0,972= 0.88 Công suất c n thi t trên trầ ế ục động cơ:𝑃𝑐𝑡=𝑃𝑙𝑣

0.88= 0.11 (𝑘𝑤) Chọn động cơ 3 pha parma: P=0.18 kw

n= 500 vòng/ phút, số đuôi cực p=12Số vòng quay trên tr c công tác: ụ

𝑛𝑙𝑣=1000 𝑣𝑛

𝜋 𝑑3 =1000 ∗ 2.2

𝜋 ∗ 180 = 3.89 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)𝑛 = 𝑛 ∗ 𝑢𝑙𝑣𝑡 𝑛𝑙𝑣∶ số vòng quay trên trục làm vi c ệ

𝑢𝑡= 𝑢1 : tí số truyền h p gi m t c ộ ả ố𝑢𝑡= 𝑛

2.2 Thi t k ế ế trục

2.1 Trục đầu ra c a hủ ộp giảm t c ố

𝑑𝑘= √ 𝑇𝑘0,2.[𝜏]3

(2.18)𝑇𝑘= 𝑇: 𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛 ắ𝑛 𝑡ạ𝑖 ụ𝑐 đầ𝑢 𝑐ủ𝑎 ℎộ𝑝 ả𝑚 𝑡ố𝑐 (𝑁𝑚𝑚)𝑥𝑜 𝑡𝑟 𝑟𝑎 𝑔𝑖 𝑇 = 9,55 10 6.𝑃𝑙𝑣𝑛

𝑙𝑣= 9,55 10 6.0.18∗0.883.85 =392914 (N)

39291420,2.[15 30÷ ]3

Thay ngàm tại A bằng các ph n l c và momen lả ự ực:

a) Các lực tác dụng lên trục:

b) Tính các phản l c và momen lự ực tại A:Theo phương ox: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑡+ 𝑅𝑥= 0 Theo phương oy: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑟+ 𝑅𝑦= 0

Góc xoay tại A (ngàm) =0→∑ 𝑀 = −𝐹𝑡∗𝑑32+ 𝑀 = 0 {

𝑅𝑥= 2182 86 𝑁𝑅𝑦= 794.5 𝑁𝑀 = 196457.4 𝑁𝑚𝑚

𝐹𝑡=2 ∗ (𝑇/2)

180 = 2182 86 (𝑁) 𝐹𝑟= 𝐹𝑡 tan20°=2182 86 ∗tan20° 794= 5(𝑁)

Hình 4: Sơ đồ phân tích l c tác dự ụng lên bánh răng khi bỏ ngàm tại A

c) Tính phản lự ổ c đỡ ại vị trí A t và B:

Hình 5: Sơ đồ phân tích l c tác d ng cự ụ ủa bánh răng lên trục tại ổ và ngàm đỡ

Theo phương ox: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑡+ 𝑅𝑥+ 𝑅2+ 𝑅4= 0 Theo phương oy: ∑ 𝐹 = −𝐹𝑟+ 𝑅𝑦+ 𝑅1+ 𝑅3= 0 Momen tại điểm D:

d) V biẽ ểu đồ ội lực: n

𝑀𝑥(𝐷) = −160 𝑅𝑦+ 40 𝐹𝑟− 80 𝑅3= 0 𝑀𝑦(𝐷) =160 𝑅𝑥− 40 𝐹𝑡+ 80 𝑅4= 0

𝑅1= −𝑅3= 1191 75 (𝑁) 𝑅 = −𝑅24= 3274 29 (𝑁)

𝑅3A

D

Hình 6: Biểu đồ ội lực n

(hay T)

a) Tính đường kính trụ c:

𝑑𝑗= √𝑀𝑡𝑑𝑗0,1.[𝜎]3

= 34.2(𝑚𝑚) Xác định đường kính trục tại C:

Tại C:

𝑀𝑡𝑑= √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2+ 0.75∗ 𝑀𝑧2= √476702+ 130931.6 + 0.2 75∗ (196547)2

= 219974(𝑁𝑚𝑚) 𝑑𝐶= √219974

0.1 ∗ 63

= 32 68 (𝑚𝑚) → chọn 𝑑𝐵= 35𝑚𝑚 𝑑, 𝐶= 34𝑚𝑚 𝑑, 𝐷= 30 𝑚𝑚

2.3 Chọn ổ lăn

Với t i trả ọng nh và chỏ ỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡi B, D Với đường kính 𝑑𝐷= 30 𝑚𝑚 𝑑, 𝐵= 35𝑚𝑚, chọn ổ bi đỡ 1 dãy c ỡ đăc biệt nh , vẹ ừa là 106 và 107

• 𝑘𝑡: Hệ s kố ể đế ảnh hưởn ng của nhiệt độ Nhiệt độ làm việc ≤100°𝐶 => 𝑘𝑡= 1

• 𝑘𝑑:Hệ s kố ể đến đặc tính tải trọng 𝑅1= −𝑅 = 1191.75 (𝑁) 3

𝑅 = −𝑅2 4= 3274.29(𝑁)

𝐹𝑟1

Theo bảng 11.3 tr215 [1], Với va đập vừa 𝑘𝑑= (1.3 ÷ 1.8) L y ấ 𝑘𝑑=1.3

• 𝐹𝑟 𝑣à 𝐹𝑎− 𝑇ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 ℎướ𝑛𝑔 𝑡â𝑚 𝑣à 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑑ọ𝑐 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐹𝑟= 𝐹𝑟0= 𝐹𝑟1= 3484.4(𝑁)

• X và Y – H s t i trệ ố ả ọng hướng tâm và dọc trục.Theo bảng 11.4 tr215 [1], Với Theo 𝐹𝑎

𝑉𝐹𝑟≤ 𝑒 Thì: X=1 và Y=0 𝑄𝑙= (𝑋𝑉𝐹𝑟+ 𝑌 𝐹𝑎) 𝑘𝑡 𝑘𝑑= (1 ∗ 1 ∗3484.4 + 0 ∗ 0 ∗ 1 ∗)1.3=4530=4.53(kN)

➢ Tải trọng động 𝐶𝑑được tính theo công thức: 𝐶𝑑= 𝑄𝑙√𝐿𝑚

Trong đó:

o L: Tuổi th tính bọ ằng tri u vong quay ệ

o m: Bậc đường cong khi th vử ề ổ lăn, m=3 đố ớ ổ bi i vi o 𝐿ℎ: 𝑇𝑢ổ𝑖 𝑡ℎọ 𝑐ủ𝑎 ổ 𝑙ă𝑛 ( 𝑔𝑖ờ) 𝐿ℎ= 18000ℎ ( đề 𝑏à𝑖) 𝐿ℎ=10660.𝑛.𝐿 → 𝐿 =60.𝑛.𝐿ℎ106 =60∗3 ∗85 18000

𝐶𝑑= 𝑄𝑙√𝐿𝑚 = 2.79 ∗ √ 15834.

= 4.486(𝑘𝑁)≤ 𝐶 =10.4 (𝑘𝑁) Như vậy, khả năng tải động của cả hai ổ đc đảm bảo

➢ Kiểm nghi m vệ ề khả năng tải tĩnh của ổ: Đố ới v i ổ bi đỡ, Tải trọng tĩnh quy ước

𝑄𝑡= 𝑋0 𝐹𝑟+ 𝑌0.𝐹𝑎Trong đó:

𝑋0 𝑣à 𝑌0 𝑙à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 ℎướ𝑛𝑔 𝑡â𝑚 𝑣à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑑ọ𝑐 𝑡𝑟ụ𝑐 Theo bảng 11.6 tr221 [1], Ổ b ị đỡ 1 dãy có 𝑋0= 0,6 𝑣à 𝑌0= 0,5

→ 𝑄𝑡= 𝑋0 𝐹𝑟+ 𝑌0.𝐹𝑎= 0.6 ∗ 3.48= 2.088(𝑘𝑁) Lấy 𝑄 = 𝐹0𝑟= 1.29(𝑘𝑁) ≤ 𝐶0= 7.02 (𝑘𝑁)

Như vậy, khả năng tải tĩnh của cả hai ổ được đảm b o ả

5.Chọn kh p nớ ối

Thông số đầu vào:

𝑇 = 9,55 10 6.𝑃1

𝑛 (2.20) 𝑃1: 𝐶ô𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 ê𝑛 ụ𝑐 đầ𝑢 𝑐ủ𝑎 ℎộ𝑝 ả𝑚 𝑡ố𝑐𝑡𝑟 𝑡𝑟 𝑟𝑎 𝑔𝑖

⟹ 𝑃1= 𝑃 𝜂𝑏𝑟2 𝜂𝑜𝑙3 = 0 0,18 972 0,993= 0.164 (𝑘𝑊) 𝑛: 𝑆ố 𝑣ò𝑛𝑔 𝑞𝑢𝑎𝑦 đầ𝑢 𝑐ủ𝑎 ℎộ𝑝 ả𝑚 𝑡ố𝑐𝑟𝑎 𝑔𝑖

⟹ 𝑛1=𝑛𝑢1

⟹ 𝑇 = 9,55 10 6.𝑃1𝑛1

= (32 36 40 77 ÷ ) Chọn 𝑑𝑠𝑏 = 34 𝑚𝑚 • Chọn kh p nớ ối vòng đàn hồi

▪ Khớp nối:

Trong đó: 𝑑𝑡− Đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ ụ𝑐 𝑐ầ𝑛 𝑛ố𝑖 𝑑𝑡𝑟 𝑡= 𝑑𝑠𝑏 = 34(𝑚𝑚 )𝑇𝑡: 𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛 ắ𝑛 𝑡í𝑛ℎ á𝑛 𝑇𝑥𝑜 𝑡𝑜 𝑡= 𝑘 𝑇

V i k: H sớ ệ ố chế độ làm việc phụ thuộc vào máy Theo bảng 16.1 tr58 [2] , Lấy k=1.2

T: momen xoắn danh nghĩa trên trục 𝑇=406805/2(Nmm)=203.4 (Nm) ⟹ 𝑇𝑡= 𝑘 𝑇 = 1.2 ∗203.4 =244 08 (𝑁𝑚 )

Theo bảng 16.10a tr68 [2] và bảng 16.10b tr69 [2] ta chọn được các thông số cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi:

➢ Bảng thông số cơ bản: 𝑇𝑡≤ 𝑇𝑘𝑛

𝑑 ≤ 𝑑𝑡𝑘𝑛

STT Thông số Kí hiệu

Giá trị Đơn

vị

nhất có thể truyền được

nhất có thể của tr c ụnối

II.Thiết k h ế ệ thống nh p và xu t hàng ậ ấ

Thông số thiết kế:

• Trọng tải tối đa của hàng:70kg • Chọn v n tậ ốc lấy và tr hàng ả 𝑣𝑥= 5 m/ph • Chọn thời gian đ t đưạ ợc vậ ốc 𝑣n t 𝑥là: 0.1s → Gia tốc của xe đẩy là: 𝑎𝑥= 5/6 m/s2

1.Tính toán công su t trên trấ ục động cơ

𝑃𝑐𝑡: Công su t cấ ần thi t trên trế ục động cơ 𝑃𝑙𝑣: Công suất tính toán trên tr c làm vi c ụ ệ 𝜂: Hiệu su t truyấ ền động

Chọn v t li u làm bánh xe là nh a Pu ậ ề ự

Hình 7: Sơ đồ phân tích l c ự

𝑃𝑙𝑣= 60.1000𝐹𝑣 (kW) (2.2) 𝐹 = 𝐹𝑞𝑡+ 𝐹𝑚𝑠 :Lực cản của xe đẩy (N)

𝑣 = 𝑣𝑥= 5𝑚/𝑝ℎ: vận tốc xe đẩy Chọn h s ma sát nh a Pu và thép là 0.8 ệ ố ự

𝐹 = 𝐹𝑞𝑡+ 𝐹𝑚𝑠= 𝑁 ∗ 𝑓1+ 𝑚𝑑∗ 𝑎𝑥= 𝑚𝑑∗ 𝑔 ∗ 𝑓1+ 𝑚𝑑∗ 𝑎𝑥 = 70*9.81*0.8 + 70*56 = 607.69 (N)

Công suất trên tr c làm viụ ệc: 𝑃𝑡= 𝐹𝑣

60000=607 6960000 ∗5 = 0.051(𝑘𝑊 )Thanh trượt

Xe đẩy N

Fms

𝜂𝑘: Hi u su t kh p nệấớối tr c ụ𝜂𝑜𝑙: Hi u su t 1 cệấặp ổ lăn𝜂𝑏𝑟: Hi u su t 1 c p bánh ệấặrăng 𝜂𝑥: Hi u su t b truy n xích ệấ ộềHiệu su t truyấ ền động:

𝜂 = 𝜂 ∗ 𝜂𝑘𝑜𝑙5 ∗ 𝜂𝑏𝑟2 ∗ 𝜂𝑥

= 0.99∗ 0.995∗ 0.972∗ 0.93= 0.824

Công suất c n thi t trên trầ ế ục động cơ: 𝑃𝑐𝑡=𝑃𝑙𝑣

𝜂 =0.0510.824= 0.062 (𝑘𝑊) 𝑛𝑙𝑣=1000 ∗ 𝑣𝑥

𝜋 ∗ 140 = 11.37 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 ≈11 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡Chọn động cơ 3 pha Parma:

P=0.09 (kW)

n= 500vòng/ phút, số đuôi cực p=12Đường kính trục : 9 mm

Thiết kế ngược: khi có s vòng quay n => thiố ết kế b truyộ ền

𝑛 = 𝑛 ∗ 𝑢𝑙𝑣𝑡 𝑛𝑙𝑣:số vòng quay trên tr c làm vi c ụ ệ𝑢𝑡= 𝑢 ∗ 𝑢1 2 : tí số truyền toàn b cộ ủa cơ cấu lấy hàng

𝑢 = 8 ÷1 40 ∶ 𝑡ỷ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ủ𝑎 ℎộ ả𝑚 𝑡ố𝑐𝑔𝑖𝑢2: 𝑡ỷ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ủ𝑎 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑥í𝑐ℎ

Đường kính trục ra : 14mm

2.Thiết k b truy n xích: ế ộ ề

Thông số đầu vào:

• 𝑃𝑙𝑣 = 𝑃 ∗ 𝜂𝑘∗ 𝜂𝑜𝑙5 ∗ 𝜂𝑏𝑟2 ∗ 𝜂𝑥= 0.074 (kw) • 𝑛𝑙𝑣 = 11 vòng/phút

• 𝑢2 = 1.5 • 𝑇𝑙𝑣 = 9.55*106∗𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 64245 (Nmm) =

a) Chọn xích ng- ố con lăn:

• Tiếng n nh ồ ỏ hơn xích ống (vì do là ma sát lăn)• Độ bền mòn cao, được dùng khá rộng dãi

b) Chọn số răng:

𝑢2= 1.5: Ta chọn s ố răng đĩa xích nhỏ 𝑍1= 29 − 2 ∗ 𝑢2= 26 (𝑍1> 𝑍𝑚𝑖𝑛= 19) • 𝑍2= 𝑍1∗ 𝑢2= 39(𝑍2< 𝑍𝑚𝑎𝑥= 140)

𝑙𝑣=5011= 4.5 𝑘 = 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘0𝑎𝑑𝑐∗ 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘𝑏𝑡đ𝑐

tr81 𝑡𝑎 𝑐ó : 𝑘0= 1(𝛳 < 60 )

𝑘𝑎: 𝐻ệ 𝑠ố ả𝑛ℎ ℎưở𝑛𝑔 đế𝑛 𝑘ℎ𝑜ả𝑛𝑔 𝑐á𝑐ℎ 𝑡𝑟ụ𝑐 𝑣à 𝑐ℎ𝑖ề𝑢 𝑑à𝑖 𝑐ủ𝑎 𝑥í𝑐ℎ Theo bảng 5.6 tr81, ch n ọ 𝑎 ≤ 25𝑝 => 𝑘𝑎= 1.25

bảng 5.6 tr81, ta có :𝑘𝑑𝑐= 1 ( Vị trí trục có thể điều ch nh bằng 1 trong ỉcác đĩa xích)

𝑘𝑏𝑡:Hệ s ố bôi trơn Theo bảng 5.6 tr81 , ta có : 𝑘𝑏𝑡=1.3 ( Môi trường làm việc có bụi)

𝑘đ: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔 Theo 𝑏ả𝑛𝑔 5.6 𝑡𝑟81, 𝑡𝑎 𝑐ó ∶ 𝑘đ= 1.2 ( 𝑙à𝑚 ệ𝑐 𝑉Đ𝑁)𝑣𝑖

𝑘𝑐: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑘ể đế𝑛 𝑐ℎế độ 𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐 𝑐ủ𝑎 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 Theo bảng 5.6 tr81,𝑡𝑎 𝑐ó: 𝑘 = 1 (𝑙à𝑚 ệ𝑐 1 𝑐 𝑣𝑖 𝑐𝑎)

𝑍01=25 𝑛01= 50 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

• 𝑘 = 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘 = 1 ∗ 1.0𝑎𝑑𝑐𝑏𝑡đ𝑐 25∗ 1 ∗ 1.3 ∗ 1.2 ∗ 1 =1.95

Chọn 𝑥 = 72 (𝑐ℎọ𝑛 𝑙à 𝑠ố 𝑐ℎẵ𝑛)• Xác định lại khoảng cách trục:

𝑎∗=𝑝4[𝑥 −𝑍1+𝑍2

2 + √(𝑥 −𝑍1+𝑍2

2 )2− 2 (𝑍2+𝑍1

𝜋 )2] (2.4)

Để xích không b căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm b t 1 ị ớlượng:

∆𝑎 = 0.( 002− 0.004)𝑎

𝐶ℎọ𝑛 ∆𝑎 = 0.003𝑎 = 0.003 328∗ 62= 0.986𝑚𝑚 • 𝑎 = 𝑎 − ∆𝑎 =∗ 328 62 − 0.986=327.63𝑚𝑚 • Số lần va đập của xích i:

Theo bảng 5.9 tr85, ta có lo i xích ạ ống con lăn , p=15.875(mm) thì số ầ l n va đập cho phép của xích

𝑙à ∶ [𝑖] = 50 [𝑖] =𝑍1∗ 𝑛𝑙𝑣

- Q: Tải trọng phá h ng ỏ

Theo bảng 5.2 tr78,𝑉ớ𝑖 𝑝 = 15.875 𝑚𝑚 𝑡ℎì 𝑄 =22 (𝑘𝑁).7 𝑣à 𝑞 = 1.0(𝑘𝑔) - 𝑘đ: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔

𝑘 = 1.2 ( 𝑐ℎế độ 𝑙à𝑚 ệ𝑐 𝑡𝑟𝑢𝑛𝑔 𝑏ì𝑛ℎ)đ 𝑣𝑖- 𝑣: v n tậ ốc trung bình c a xích:ủ

𝑣 =𝑍1 𝑝 𝑛𝑙𝑣60 1000 =

𝐹𝑣= 𝑞 𝑣2= 1 ∗ 0,0762= 0.0058(𝑁)

- 𝐹0: 𝐿ự𝑐 𝑐ă𝑛𝑔𝑑𝑜 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑙ượ𝑛𝑔 𝑛ℎá𝑛ℎ 𝑥í𝑐ℎ 𝑏ị độ𝑛𝑔 𝑔â𝑦 𝑟𝑎 𝐹0= 9, 𝑘81 𝑓 𝑞 𝑎 = 9.81∗ 4.0 ∗ 1 ∗ 0.32763=12.86(𝑁) Với 𝑘𝑓∶ 𝐻ệ 𝑠ố 𝑝ℎụ 𝑡ℎ𝑢ộ𝑐 độ 𝑣õ𝑛𝑔 𝑐ủ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑣à 𝑣ị í 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛𝑡𝑟𝑘𝑓= 4,0( 𝐵ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔 1 𝑔ó𝑐 𝑑ướ𝑖 40° 𝑠𝑜 𝑣ớ𝑖 𝑝ℎươ𝑛𝑔 𝑛ằ𝑚 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔)

- [s]: Hệ s an toàn cho phép ố

• Đường kính chân răng:

Với 𝑟 = 0.5025𝑑𝑙+ 0.05 Theo B5.2

78 𝑑𝑙= 10 16 (𝑚𝑚) → 𝑟 =0.5025*10.16+0.05=5.16 (mm)

g) Kiểm nghi m vệ ề độ bền tiếp xúc của đĩa xích

𝑑1= 𝑝sin (𝑍𝜋

sin (𝜋26)= 131.70 (𝑚𝑚) 𝑑2= 𝑝

sin (𝜋𝑍

sin (𝜋35)= 177.1(𝑚𝑚)

𝑑𝑎1= 𝑝 0.5 + cot (𝜋

𝑍1)൨ = 15 875,[0.5 + cot (26𝜋)] = 138 67 (𝑚𝑚)

𝑑𝑎2= 𝑝 0.5 + cot (𝜋

𝑍2)൨ = 15 875,[0.5 + cot (𝜋

35)] = 185.96(𝑚𝑚)

𝑑𝑓1= 𝑑1− 2𝑟 𝑑𝑓2= 𝑑2− 2𝑟

𝑑𝑓1= 𝑑1− 2𝑟=131.7-2*5.16=121.38(mm) 𝑑𝑓2= 𝑑2− 2𝑟 =177.1 − 2 ∗ 5.16 166 78=.(mm )

𝜎𝐻1= 0,47√𝑘𝑟(𝐹𝑡𝐾𝑑+ 𝐹𝑣𝑑)

𝐴.𝑘𝑑 ≤ [𝜎𝐻] (2.6)

Trong đó:

- 𝑘𝑟: 𝐻ệ 𝑠ố ả𝑛ℎ ℎưở𝑛𝑔 𝑐ủ𝑎 𝑠ố 𝑟ă𝑛𝑔 đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ.𝑇ℎ𝑒𝑜 𝑏ả𝑛𝑔 𝑡𝑟87, 𝑉ớ𝑖 𝑍1= 26 nội suy => 𝑘𝑟= 0.41 - 𝐾𝑑: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔 𝑇ℎ 𝐵𝑒𝑜 5.682 ta có 𝐾đ= 1 - 𝑘𝑑: 𝐻ệ 𝑠ố 𝑝ℎâ𝑛 𝑏ố 𝑘ℎô𝑛𝑔 đề𝑢 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑐ℎ𝑜 𝑐á𝑐 𝑑ã𝑦 𝑆ử 𝑑ụ𝑛𝑔 1 𝑑ã𝑦 𝑥í𝑐ℎ: 𝑘𝑑= 1

- 𝐹𝑣𝑑: 𝐿ự𝑐 𝑣𝑎 đậ𝑝 ê𝑛 1 𝑑ã𝑦 𝑥í𝑐ℎ.𝑡𝑟

𝐹𝑣𝑑= 13 10 −7 𝑛𝑙𝑣 𝑝3 𝑚 = 13 10 −7∗ 11 15 875∗ 3∗ 1 = 0.06(𝑁) - A: Diện tích chi u cế ủa bả ề 𝑇ℎ𝑒𝑜 𝐵n l 5.1287 𝐴 =51 𝑚𝑚.5 2 - E: Modun đàn hồi

𝐸 =2 𝐸1.𝐸2

𝐸1+𝐸2 =2 ∗ 2.1 ∗10 2.1 ∗

5 105

2.1 ∗105+ 2.1 ∗105 = 2.1 ∗ 105(𝑀𝑃𝑎) - 𝐹𝑡: 𝐿ự𝑐 𝑣ò𝑛𝑔 𝐹𝑡=1000𝑃𝑙𝑣

𝑣 =1000∗0.0740.076 = 973 68 (𝑁) • 𝜎𝐻1= 0,47√𝑘𝑟(𝐹𝑡𝐾𝑑+ 𝐹𝑣𝑑) 𝐸

h) Xác định lực lên tr c: ụ

𝐹𝑟= 𝑘𝑥 𝐹𝑡 (2.8)

Trong đó : 𝑘𝑥: 𝑙à ℎệ 𝑠ố 𝑡ả𝑖 𝑘ể đế𝑛 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑙ượ𝑛𝑔 𝑐ủ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑘𝑥= 1,15 (Bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc dưới 40° )

𝐹𝑟= 𝑘𝑥 𝐹𝑡= 1.15 973∗ 68=1119.732(𝑁)

i) Một vài thông số của bộ truyền xích

✓ Bảng th ng kê các thông số ố và kích thước bộ truy n xích: ề

3.1 Ch n kh p n i ọ ớ ốThông số đầu vào:

𝑇 = 9.55 10∗ 6.𝑃1

𝑛1 (2.9) 𝑃1: 𝐶ô𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 ê𝑛 ụ𝑐 đầ𝑢 𝑐ủ𝑎 ℎộ𝑝 ả𝑚 𝑡ố𝑐𝑡𝑟 𝑡𝑟 𝑟𝑎 𝑔𝑖

⟹ 𝑃1= 𝑃 𝜂𝑏𝑟2 𝜂3𝑜𝑙= 0 0,09 972 0.993= 0,082 (𝑘𝑊) 𝑛1: 𝑆ố 𝑣ò𝑛𝑔 𝑞𝑢𝑎𝑦 đầ𝑢 𝑐ủ𝑎 ℎộ𝑝 ả𝑚 𝑡ố𝑐𝑟𝑎 𝑔𝑖

0,2.[15 30]÷3

= (19 73 24 86 ÷ ) Ch n ọ 𝑑𝑠𝑏 = 20 𝑚𝑚 • Chọn kh p nớ ối vòng đàn hồi

▪ Khớp nối:

Trong đó : 𝑑𝑡− Đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ ụ𝑐 𝑐ầ𝑛 𝑛ố𝑖 𝑑𝑡𝑟 𝑡= 𝑑𝑠𝑏 = 20(𝑚𝑚 )𝑇𝑡: 𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛 ắ𝑛 𝑡í𝑛ℎ á𝑛 𝑇𝑥𝑜 𝑡𝑜 𝑡= 𝑘 𝑇

Với k: H s ệ ố chế làm vi c ph độ ệ ụ thuộc vào máy Theo bảng 16.1 tr58 [2] , Lấy k=1,5

𝑇=46064.71 (Nmm)=46.06 (Nm) ⟹ 𝑇𝑡= 𝑘 𝑇 = 1,5 ∗46 06 =69 09 (𝑁𝑚 )

𝑇𝑡≤ 𝑇𝑘𝑛

𝑑 ≤ 𝑑𝑡 𝑘𝑛

Theo bảng 16.10a tr68 [2] và 16.10b tr69 [2] ta chọn được các thông số cơ bản của khớp n i trố ục vòng đàn hồi:

nhất có thể của tr c ụnối

7 Đường kính của chốt đàn hồi

aBánh xe𝑅1

74.5𝑚𝑚D 𝐹𝑟2

𝜎𝑏≥ 850 𝑀𝑃𝑎 , Ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 ắ𝑛 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑙à 𝑥𝑜 [𝜏] =15 30÷ (𝑀𝑝𝑎)

b) Các lực tác dụng lên tr c ụ

Thay thế ngàm b ng các ph n l c và momen phằ ả ự ản lưc ta được :

Hình 2.5 : Phân tích các lực tác dụng lên mộ ửa tr c khi b ngàm A t n ụ ỏ

Bánh xe: chọn đường kính bánh xe d=130mm, dày b=48mm, 𝐷𝑃𝑢= 1.15 𝑔/𝑐𝑚3

→Khối lư ng bánh xe là: m= 𝛱 ∗ợ 𝑑42∗ 𝑏 ∗ 𝐷𝑃𝑢 = 0.73(kg)

74.5𝑚𝑚D 𝐹𝑟2

aĐĩa xích

A

𝑦x z

𝑀