Hồ Chí Minh, tháng 7/2024 THIẾT KẾ, CHẾ TẠO MÔ HÌNH HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ DÙNG TRONG GIẢNG DẠY MÔN BẢO TRÌ CÔNG NGHIỆP... Đề tài tốt nghiệp: - Mã số đề tài: CKM-121 - Tên đề tài:
GIỚI THIỆU
Tính cấp thiết của đề tài
Mô hình truyền động cơ khí hiện đang được áp dụng phổ biến trong giảng dạy tại nhiều trường đại học và công ty, mang lại hiệu quả cao trong lĩnh vực giáo dục, đặc biệt là trong môn bảo trì công nghiệp Mô hình này giúp sinh viên hình dung rõ ràng về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và quy trình bảo trì của hệ thống truyền động, từ đó nâng cao hiệu quả học tập và giúp sinh viên dễ dàng tiếp thu kiến thức cũng như rèn luyện kỹ năng thực hành.
Nghiên cứu và chế tạo mô hình truyền động cơ khí là cần thiết trong bối cảnh thiết bị máy móc ngày càng phức tạp và hiện đại Sự gia tăng số lượng máy móc yêu cầu đội ngũ kỹ sư liên tục cập nhật kiến thức về nghiên cứu, sửa chữa và bảo trì Để theo kịp công nghệ khoa học hiện đại, cần thiết phải triển khai thiết kế và chế tạo mô hình giảng dạy trong nước Bước đầu tiên là phát triển các mô hình giảng dạy từ đơn giản đến phức tạp.
Thiết kế và chế tạo thành công mô hình hệ thống truyền động cơ khí là nền tảng quan trọng để đào tạo kỹ sư bảo trì trong tương lai Nhằm mục đích này, nhóm chúng tôi đã lựa chọn đề tài "Thiết kế, chế tạo mô hình hệ thống truyền động cơ khí dùng trong giảng dạy môn bảo trì công nghiệp" cho đồ án tốt nghiệp ngành cơ khí chế tạo máy năm học.
Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của đề tài
Mô hình đóng vai trò quan trọng trong việc nghiên cứu lý thuyết và đào tạo nguồn nhân lực, đặc biệt là đội ngũ kỹ sư bảo trì công nghiệp cho tương lai.
Góp phần nâng cao chất lượng đào tạo ngành bảo trì công nghiệp
Việc thiết kế và chế tạo một mô hình hoàn chỉnh không chỉ củng cố kiến thức lý thuyết mà còn nâng cao khả năng tìm kiếm thông tin và áp dụng kiến thức khoa học kỹ thuật một cách hiệu quả Điều này giúp sinh viên tiếp cận các vấn đề thực tiễn một cách khách quan, từ đó đưa ra các giải pháp hợp lý Ngoài ra, quá trình này còn giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan và dễ dàng áp dụng kiến thức vào các môn học liên quan sau này, như “đồ án thiết kế máy.”
Mục tiêu nghiên cứu của đề tài
Mục tiêu của đề tài là thiết kế và chế tạo mô hình giảng dạy môn "bảo trì và bảo dưỡng công nghiệp", đồng thời hướng dẫn tháo lắp và cân chỉnh mô hình hệ thống truyền động cơ khí Mô hình này nhằm nâng cao độ trực quan trong quá trình giảng dạy, giúp sinh viên áp dụng kiến thức đã học vào thực tế công việc.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Tổng quan về hệ thống truyền động cơ khí
- Các phương pháp tháo lắp và cân chỉnh bộ truyền trong bảo trì
- Tính toán, thiết kế, chế tạo, lắp ráp mô hình với các cơ cấu điều chỉnh sai lệch
- Mô hình gồm các cơ cấu: motor, bộ truyền đai, ổ bi, bộ truyền bánh răng, khớp nối, bộ truyền xích Giới hạn trong kích thước 𝑙 × 𝑤 × ℎ: 1000𝑚𝑚 × 800𝑚𝑚 × 500𝑚𝑚
- Các phương pháp tạo sai lệch và điều chỉnh sai lệch cơ bản.
Phương pháp nghiên cứu
1.5.1 Cơ sở phương pháp luận
- Nghiên cứu lý thuyết kết hợp với thực nghiệm thông qua việc thiết kế, chế tạo mô hình hệ thống truyền động cơ khí
1.5.2 Các phương pháp nghiên cứu cụ thể
- Sử dụng tài liệu “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí-Trịnh Chất, Lê văn Uyển” để tính toán và chọn cơ cấu phù hợp
- Tìm kiếm và áp dụng các tài liệu liên quan, phù hợp với đề tài
Sử dụng phần mềm thiết kế cơ khí như Autocad và Inventor là rất quan trọng trong quá trình thiết kế, mô phỏng và chế tạo mô hình Những công cụ này giúp tạo ra các sản phẩm có thể ứng dụng thực tiễn, nâng cao hiệu quả và độ chính xác trong công việc thiết kế.
- Dùng các máy cơ khí để gia công, lắp ghép các chi tiết mô hình và tiến hành chạy thực nghiệm từ đó hiệu chỉnh
Kết cấu của ĐATN
ĐATN bao gồm 7 chương, phần kết luận và phụ lục, trong đó:
TỔNG QUAN NGHIÊN CỨU ĐỀ TÀI
Giới thiệu mô hình giảng dạy hệ thống truyền động cơ khí
Hệ thống thiết bị dạy học (TBDH) đầy đủ và hiện đại đóng vai trò quyết định trong việc nâng cao chất lượng giảng dạy và thúc đẩy đổi mới phương pháp dạy học Việc khai thác hiệu quả TBDH không chỉ giúp giảm thiểu tình trạng truyền thụ kiến thức một chiều mà còn khuyến khích tư duy sáng tạo của giáo viên và sinh viên, đồng thời tăng cường khả năng tự học và phát triển kỹ năng thực hành cho người học.
Mô hình hệ thống truyền động cơ khí bao gồm nhiều thành phần nhằm truyền và biến đổi đặc tính của chuyển động dưới dạng năng lượng cơ học, cụ thể là lực và vận tốc Hệ thống này có thể được phân loại thành hai nhóm chính.
- Hệ thống truyền động ma sát
- Hệ thống truyền động ăn khớp
Nội dung đề tài bao gồm thiết kế, chế tạo mô hình Hướng dẫn cân chỉnh trục, lắp đặt dây đai
- xích, cân chỉnh bánh đai - xích, ổ bi, thực hành cân chỉnh kiểm tra, đồng thời tất cả đều dựa trên các hoạt động và nhiệm vụ thực tế
Mô hình phục vụ giảng dạy đang ngày càng phát triển và được áp dụng rộng rãi trong các trường học và công ty Các trường cao đẳng và đại học thường tổ chức các cuộc thi sáng tạo và nghiên cứu khoa học nhằm tìm ra những đề tài thực tiễn có giá trị, từ đó áp dụng vào giảng dạy.
- Mô phỏng mô hình hệ thống truyền động cơ khí cơ bản trên inventor [10] như hình 2.1
Hình 2.1 Mô hình truyền động motor - trục - bộ truyền đai - hgt
Đặc tính của hệ thống truyền động cơ khí
Truyền động cơ khí là hệ thống chuyển giao chuyển động và moment xoắn từ nguồn (động cơ) đến các bộ phận khác của máy móc Hệ thống này hoạt động thông qua các cơ cấu truyền động như bánh răng, đai ốc-vít me, đai và xích, đảm bảo sự vận hành hiệu quả của máy móc.
Kết cấu của hệ thống truyền động cơ khí
Mô hình hệ thống truyền động cơ khí bao gồm các thành phần thiết yếu như motor, bộ truyền đai, ổ bi, bộ truyền bánh răng, khớp nối và bộ truyền xích, tạo nên một cấu trúc hoàn chỉnh cho việc truyền tải năng lượng và chuyển động trong các ứng dụng công nghiệp.
Các nghiên cứu liên quan đến đề tài
Tại các nước phát triển như Anh, Pháp và Mỹ, mô hình giảng dạy đóng vai trò quan trọng trong các trường đại học và doanh nghiệp Ngoài việc đào tạo trong môi trường học
Dưới đây là một số mô hình tiêu biểu như:
- Mô hình truyền động thông qua cơ cấu truyền động xích của hãng SMC (MEC-200) hình 2.2
Hình 2.2 Mô hình truyền động thông qua cơ cấu truyền động xích của hãng SMC [12]
- Mô hình cân chỉnh đồng trục và điều chỉnh bánh răng của AMATROL hình 2.3
Hình 2.3 Mô hình cân chỉnh trục và bánh răng của AMATROL [13]
Sự ra mắt của các sản phẩm thực tế trên thị trường quốc tế cho thấy mối quan tâm ngày càng tăng về việc đào tạo lực lượng lao động có kiến thức ứng dụng hiệu quả Các cơ sở đào tạo và tổ chức uy tín đã tiến hành nghiên cứu và phát triển sản phẩm nhằm tối ưu hóa vấn đề này, sử dụng công nghệ tiên tiến hiện nay.
2.4.2 Ngiên cứu trong nước Ở Việt Nam nói chung và trường đại học Sư phạm kỹ thuật TP.HCM nói riêng cũng có không ít mô hình máy móc được chế tạo để cung cấp áp dụng vào việc hướng dẫn và đào tạo cho sinh viên nhằm năng cao chất lượng khoá học góp phần phát triển công tác giảng dạy
Tại trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM, TS Đặng Quang Khoa đã hướng dẫn nghiên cứu, tính toán và thiết kế thành công mô hình truyền động cơ học, như thể hiện trong hình 2.4.
Mô hình đa dạng các bộ truyền động bao gồm khớp nối, bánh răng, bộ truyền đai, băng tải và bộ truyền xích Bên cạnh đó, còn có những mô hình đơn giản khác, như hình 2.5, cùng với các cơ cấu truyền dẫn cơ khí được phát triển tại Đại học Bách Khoa TP.HCM, như thể hiện trong hình 2.6.
7 Hình 2.4 Mô hình các cơ cấu truyền động tại ĐH SPKT [1]
Hình 2.5 Một số mô hình truyền động khác tại ĐH SPKT [1]
Hình 2.6 Mô hình các cơ cấu truyền dẫn cơ khí tại ĐH Bách Khoa TP.HCM [2]
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Chọn động cơ điện là bước đầu tiên quan trọng trong thiết kế máy móc và thiết bị công nghệ Việc lựa chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng lớn đến thiết kế hộp giảm tốc và các bộ truyền ngoài Để chọn động cơ phù hợp, cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời xem xét các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị dẫn động.
3.1.1 Phương pháp chọn động cơ
Chọn động cơ điện tiến hành theo các bước sau đây:
- Tính công suất cần thiết của động cơ
- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế, cần dựa vào công suất, số vòng quay đồng bộ, các yêu cầu về quá tải, mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.
Xác định công suất động cơ
Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 3.1 tham khảo tài liệu [3]
- 𝑃 𝑐𝑡 – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
- 𝑃 𝑡 - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;
- 𝜂 - hiệu suất truyền động, tính theo công thức 3.2 [3]
Với 𝜂 1 , 𝜂 2 , 𝜂 3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ lăn trong hệ thống dẫn động, chọn theo bảng 3.1
Bảng 3.1 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ [3]
Xác định sơ bộ vòng quay đồng bộ
Tỉ số truyền toàn bộ 𝑢 𝑡 của hệ thống dẫn động được tính theo công thức 3.3 [3]
Trong đó 𝑢 1 , 𝑢 1, 𝑢 3 là tỉ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ thống dẫn động
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải) tính theo công thức 3.4 [3]:
- v - vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s
- D - đường kính tang quay, mm
- z - số răng đĩa xích tải
- t - bước xích của xích tải, mm
Từ 𝑢 𝑡 và 𝑛 𝑙𝑣 có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 3.6 [3]:
Chọn quy cách động cơ Động cơ được chọn phải có công suất 𝑃 đ𝑐 và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều kiện theo công thức 3.7 [3]
𝑛 đ𝑏 ≈ 𝑛 𝑠𝑏 } (3.7) Đồng thời có momen mở máy thoả mãn điều kiện theo công thức 3.8 [3]:
3.1.2 Phân phối tỉ số truyền
Sau khi phân tích và lựa chọn số vòng quay đồng bộ để chọn động cơ, cũng như nghiên cứu vấn đề phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hộp, cần tiến hành tính toán động học.
Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước sau đây:
Xác định tỉ số truyền 𝒖 𝒕 của hệ dẫn động:
Tỉ số truyền 𝑢 𝑡 tính theo công thức 3.9 [3]
- 𝑛 đ𝑐 – số vòng quay của động cơ đã chọn, vg/ph;
- 𝑛 𝑙𝑣 – số vòng quay của trục máy công tác, vg/ph, xác định theo công thức (3.4) hoặc (3.5)
Phân phối tỉ số truyền của hệ động 𝒖 𝒕 :
Tính theo (3.10) [3], cho các bộ truyền:
Tỉ số truyền 𝑢𝑛 trong các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc có thể được xác định từ nhiều nguồn khác nhau, bao gồm tỉ số truyền của bộ truyền đai (𝑢𝑑), bộ truyền xích (𝑢𝑥), và bộ truyền bánh răng (𝑢𝑏𝑟) Ngoài ra, 𝑢𝑛 còn có thể là tích của các tỉ số truyền này, cho phép tính toán hiệu suất truyền động một cách chính xác và hiệu quả.
- 𝑢 ℎ – tỉ số truyền của hộp giảm tốc Để xác định 𝑢 𝑛 và 𝑢 ℎ theo công thức (3.10) có thể tiến hành như sau:
Dựa trên hệ dẫn động đã chọn, cần xác định sơ bộ trị số 𝑢 𝑛 Lưu ý rằng đường kính bánh đai trong bộ truyền đai đã được tiêu chuẩn hóa, nhằm tránh sai lệch tỉ số truyền quá lớn.
16 một giá trị cho phép (≤ 4%), nên chọn 𝑢 đ theo dãy số sau (tương ứng với dãy đường kính tiêu chuẩn):
Tính toán cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc được thực hiện theo công thức 3.11, trong đó số nguyên được xác định và phần lẻ sẽ được cộng dồn vào tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng.
Tính lại giá trị của 𝑢 𝑛 theo 𝑢 𝑖 trong hộp giảm tốc bằng công thức 3.12 [3]
Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục:
Dựa vào công suất làm việc 𝑃 𝑙𝑣 và sơ đồ hệ dẫn động, có thể xác định trị số công suất, mô-men và số vòng quay trên các trục Những thông số này rất quan trọng cho việc tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.
Truyền động đai
Truyền động đai là phương pháp hiệu quả để truyền động giữa các trục cách xa nhau Đai được lắp đặt trên hai bánh với lực căng ban đầu 𝐹 0, tạo ra lực ma sát tại bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh Nhờ vào lực ma sát này, tải trọng có thể được truyền đi một cách hiệu quả.
Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ồn, thích hợp với vận tốc lớn
Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai
Thiết kế truyền động đai gồm các bước:
- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền
- 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 tiết diện đai, phân ra: đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hỉnh thang (đai hỉnh chếm), đai nhiều chêm (đai hỉnh lược) và đai răng
3.2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
Đai hình thang có tiết diện đặc biệt với hai mặt tiếp xúc với rãnh trên bánh đai, giúp tăng hệ số ma sát so với đai dẹt, từ đó nâng cao khả năng kéo Tuy nhiên, do ma sát cao hơn, hiệu suất của đai hình thang lại thấp hơn so với đai dẹt.
Chọn tiết diện đai theo hình 3.1
Hình 3.1 Phân loại tiết diện đai thang [3]
3.2.2 Xác định thông số của bộ truyền đai
Bảng 3.2 Các thông số của đai thang [3]
Từ đường kính bánh đai, xác định vận tốc đai theo công thức 3.12 [3]
Khoảng cách trục a: nên dùng có thể chọn theo bảng 3.2 dựa vào ti số truyền u và đường kính bánh đai d2:
Trị số a tính được cần thoả mãn điều kiện sau [3]:
Chiều dài đai l: được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức 3.15 [3]:
𝑙 = 2𝑎 + 𝜋(𝑑 1 + 𝑑 2 )/2 + (𝑑 2 − 𝑑 1 ) 2 /(4𝑎) (3.15) Sau đó quy tròn theo tiêu chuẩn rồi kiểm nghiệm đai về tuổi thọ theo công thức 3.16 [3]
Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức 3.17 [3]
Góc ôm 𝜶 𝟏 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức 3.18 [3] với điều kiện 𝑎 1 ≤ 120°
Số đai z được tính theo công thức 3.19 [3]
- 𝑃 1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, kW;
- [𝑃 0 ] - công suất cho phép, kW, xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z
= 1, chiều dài đai 𝑙 0 , tỉ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh, trị số của [𝑃 0 ] đối với đai thang thường:
- 𝐾 đ - hệ số tải trọng động, bảng 4.7 [3];
- 𝐶 𝛼 - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼 1 , bảng 3.4 hoặc tính theo công thức:
Bảng 3.4 Trị số của hệ số 𝐶 𝛼 [3]
Hệ số 𝐶 𝑙 phản ánh ảnh hưởng của chiều dài đai trong bộ truyền Giá trị của 𝐶 𝑙 được cung cấp trong bảng 3.5 và phụ thuộc vào tỷ số chiếu dài đai của bộ truyền đang xem xét, cùng với chiều dài đai thí nghiệm l0, được ghi trong bảng 3.8 và 3.9.
Bảng 3.5 Trị số của hệ số 𝐶 𝑙 [3]
Hệ số \( C_u \) phản ánh ảnh hưởng của tỉ số truyền, trong đó việc tăng \( u \) dẫn đến đường kính bánh đai lớn hơn, giúp giảm thiểu sự uốn cong của đai khi tiếp xúc với bánh đai Giá trị của \( C_u \) được cung cấp trong bảng 3.6.
Bảng 3.6 Trị số của hệ số 𝐶 𝑢 [3]
Hệ số \(C_z\) phản ánh tác động của sự phân bố không đều tải trọng lên các dây đai, với giá trị được cung cấp trong bảng 3.7 Để tính toán, có thể sử dụng tỷ số Pl/[P] = Z' để tra cứu \(C_z\) trong bảng này.
Bảng 3.7 Trị số của hệ số 𝐶 𝑧 [3]
20 Bảng 3.8 Trị số của công suất cho phép [𝑃 0 ] đối với đai thang thường [3]
Bảng 3.9 Trị số của công suất cho phép [𝑃 0 ] đối với đai thang dẹp [3]
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 3.20 [3]:
𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 (3.20) Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 3.21 [3]:
Bảng 3.10 Các thông số của bánh đai hình thang [3]
3.2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức 3.22 [3]:
- 𝐹 𝑣 - lực căng do lực li tâm sinh ra; trường hợp bộ truyền có khả năng tự động điều chỉnh lực căng, 𝐹 𝑣 = 0; nếu định kì điều chỉnh lực căng thì
Trong đó: 𝑞 𝑚 – khối lượng 1m chiều dài đai, bảng 3.11
Bảng 3.11 Khối lượng một mét chiều dài đai 𝑞 𝑚 [3]
- P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, kW
Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 3.24 [3]
Truyền động bánh răng
Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc momen
Tùy thuộc vào vị trí tương đối giữa các trục, có thể phân loại truyền động bánh răng thành các loại khác nhau: bánh răng trụ (gồm răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V) dùng để truyền chuyển động giữa các trục song song; bánh răng côn (bao gồm răng thẳng, răng nghiêng, răng cung tròn) để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau; và bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng côn chéo để truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau.
Trong quá trình làm việc, răng bánh răng có thể gặp hỏng hóc như tróc rỗ, mòn, hoặc gãy, trong đó tróc rõ mặt răng và gãy răng là nguy hiểm nhất Những hư hỏng này thường do ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi lâu dài gây ra Ngoài ra, răng cũng có thể bị biến dạng dư hoặc gãy giòn do quá tải Do đó, khi thiết kế truyền động bánh răng, cần tính toán độ bền tiếp xúc của mặt răng và độ bền uốn của chân răng, sau đó kiểm nghiệm khả năng chịu quá tải của răng Để thiết kế hiệu quả, cần thực hiện theo các bước cụ thể.
- Xác định ứng suất cho phép
Để tính toán kích thước cơ bản của truyền động bánh răng, cần xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền Sau đó, tiến hành kiểm nghiệm răng để đánh giá độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải.
- Xác định các kích thước hình học của bộ truyền
Việc chọn vật liệu phù hợp là bước quan trọng trong thiết kế chi tiết máy, đặc biệt là trong truyền động bánh răng Bảng 3.12 trình bày một số nhãn vật liệu thường được sử dụng để chế tạo bánh răng cùng với các cơ tính của chúng.
Thép chế tạo bánh răng được phân thành hai nhóm dựa trên công nghệ cắt răng, nhiệt luyện và khả năng chống mòn Nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, cho phép cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện và có khả năng chạy mòn tốt Ngược lại, Nhóm II với độ rắn HB > 350 thường phải cắt răng trước khi nhiệt luyện và sử dụng các phương pháp gia công tốn kém như mài Mặc dù răng của Nhóm II chạy mòn kém hơn, nhưng khi đạt độ rắn HRC = 50-60, ứng suất tiếp xúc có thể tăng gấp đôi và khả năng tải của bộ truyền tăng gấp bốn lần so với thép nhóm I.
Khi lựa chọn vật liệu cho hộp giảm tốc, cần xem xét các yếu tố như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và yêu cầu kích thước Đối với hộp giảm tốc có công suất trung bình hoặc nhỏ, vật liệu nhóm I là lựa chọn phù hợp Đặc biệt, để nâng cao khả năng chống mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn với độ cứng thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.
Bảng 3.12 trình bày cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, trong đó ứng suất tiếp xúc cho phép (𝜎 𝐻) và ứng suất uốn cho phép (𝜎 𝐹) được tính theo các công thức cụ thể.
𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 ° và 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 ° lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra ở bảng 3.13;
- 𝑆 𝐻 , 𝑆 𝐹 – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 3.13;
- 𝐾 𝐹𝐶 – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, 𝐾 𝐹𝐶 = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều); 𝐾 𝐹𝐶 = 0,7 − 0,8 , khi đặt tải hai phía (dùng trị số 0,8 khi 𝐻𝐵 > 350);
- 𝐾 𝐻𝐿 , 𝐾 𝐹𝐿 – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau [3]:
Bậc của đường cong mỏi trong thử nghiệm tiếp xúc và uốn được xác định bởi các yếu tố như độ rắn mặt răng Cụ thể, khi độ rắn mặt răng 𝐻𝐵 ≤ 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng, bậc mỏi 𝑚 𝐻 và 𝑚 𝐹 đều bằng 6 Ngược lại, nếu độ rắn mặt răng 𝐻𝐵 > 350 và không có mài mặt lượn chân răng, bậc mỏi 𝑚 𝐹 sẽ tăng lên 9.
- 𝑁 𝐻𝑂 – số răng chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc [3]
- 𝐻 𝐻𝐵 – độ rắn Brinen; nếu biết độ rắn Rocoen có thể tra bảng 3.14 để có độ rắn Brinen
- 𝑁 𝐹𝑂 – số chu kì thay đổi ứng suấ cơ sở khi thử về uốn; 𝑁 𝐹𝑂 = 4 10 6 đối với tất cả các loại thép
- 𝑁 𝐻𝐸 , 𝑁 𝐹𝐸 – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh [3]
Với 𝑐, 𝑛, 𝑡 ∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
Bảng 3.13 Trị số của 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 ° và 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 ° ứng với số chu kỳ cơ sở [3]
Bảng 3.14 Quan hệ giữa độ rắn Rocoen và độ rắn Brinen [3]
Khi tính toán 𝐾 𝐻𝐿 và 𝐾 𝐹𝐿 theo các công thức 3.27 và 3.28, cần lưu ý rằng từ 𝑁 𝐻𝑂 và 𝑁 𝐹𝑂, đường cong mỏi gần đúng sẽ là một đường thẳng song song với trục hoành Điều này có nghĩa là trong khoảng này, giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi Do đó, khi 𝑁 𝐻𝐸 > 𝑁 𝐻𝑂, cần lấy giá trị tương ứng để đảm bảo tính chính xác trong các phép tính.
𝑁 𝐻𝐸 = 𝑁 𝐻𝑂 để tính, do đó 𝐾 𝐻𝐿 = 1; cũng thế khi tính ra 𝑁 𝐹𝐸 > 𝑁 𝐹𝑂 thì lấy 𝑁 𝐹𝐸 = 𝑁 𝐹𝑂 để tính và 𝐾 𝐹𝐿 = 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Với bánh răng thường hoá, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích tính theo công thức 3.31 [3]:
Với bánh răng tôi bề mặt thấm C, thấm N tính theo công thức 3.32 [3]:
Trong đó 𝐻𝑅𝐶 𝑚 – độ rắn mặt răng
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3.33 hoặc 3.34 [3]:
3.3.3 Truyền động bánh răng trụ
- Khoảng cách trục 𝑎 𝑤 được tính theo công thức 3.35 [3]
- 𝐾 𝑎 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 3.15
- 𝑇 1 – momen xoắn trên trục chủ động, N.mm;
- [𝜎 𝐻 ] – ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
𝑎 𝑤 – các hệ số, trong đó 𝑏 𝑤 chiều rộng vành rang, bảng 3.16
Bảng 3.15 Trị số của các hệ số 𝐾 𝑎 , 𝐾 𝑑 và 𝑍 𝑚 [3]
Bảng 3.16 Trị số của các hệ số 𝜓 𝑏𝑎 và 𝜓 𝑏𝑑𝑚𝑎𝑥 [3]
3.3.4 Xác định thông số ăn khớp
Môđun được xác định dựa trên điều kiện bền uốn, và để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định khoảng cách trục 𝑎 𝑤, có thể sử dụng công thức 3.36 để tính toán môđun Sau đó, cần chọn môđun theo tiêu chuẩn trong bảng 3.17 và tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Bảng 3.17 Trị số tiêu chuẩn của môđun [3]
3.3.5 Xác định số răng, góc nghiêng 𝜷
Giữa khoảng cách trục 𝑎 𝑤, số răng của bánh nhỏ 𝑧 1 và bánh lớn 𝑧 2, góc nghiêng 𝛽 của răng, cùng với modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, có mối liên hệ chặt chẽ được thể hiện qua công thức 3.37.
2𝑐𝑜𝑠𝛽 (3.37) Để xác định số răng 𝑧 1 , 𝑧 2 , góc nghiêng 𝛽 và hệ số dịch chỉnh đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có thể tiến hành như sau:
- Chọn trước 𝛽 = (đối với bánh răng trụ răng nghiêng)
- Từ công thức (3.38) [3] tính 8 … 20° số răng bánh nhỏ
Lấy 𝑧 1 nguyên và từ tỉ số truyền tính 𝑧 2 = 𝑢𝑧 1 [3], lấy 𝑧 2 nguyên và từ 𝑧 𝑡 = (𝑧 1 + 𝑧 2 ) [3] tính lại góc 𝛽 theo công thức 3.39 [3] cos 𝛽 = 𝑚𝑧 𝑡
Góc 𝛽 cần được xác định trong khoảng từ 8 đến 20° đối với răng nghiêng Nếu góc này nằm ngoài khoảng quy định, cần lựa chọn lại giá trị 𝑧 1 bằng cách làm tròn theo công thức (3.38) theo hướng ngược lại và tính toán lại giá trị của 𝛽.
Góc nghiêng 𝛽 của răng giúp cải thiện chất lượng ăn khớp mà không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục Tuy nhiên, hiệu quả của việc dịch chỉnh bánh răng nghiêng không cao do làm giảm hệ số trùng khớp Do đó, nên tham khảo các lời khuyên liên quan để tối ưu hóa quá trình này.
• Đối với bánh răng có 𝑧 1 > 30 không dùng dịch chỉnh
• Khi 𝑧 1 > 𝑧 𝑚𝑖𝑛 + 2 nhưng không nhỏ hơn 10 và 𝑢 ≥ 3,5, dùng dịch chỉnh điều với 𝑥 1 0,3, 𝑥 2 = −0,3
• Khi 10 ≤ 𝑧 1 ≤ 30 trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp 𝜀 𝛼 ≥ 1,2 và với độ rắn bánh lớn 𝐻𝐵2 ≤ 320 mà 𝐻𝐵1 − 𝐻𝐵2 < 70 có thể dùng dịch chỉnh góc với 𝑥 1 = 0,5, 𝑥 2 0,5
Để xác định khoảng cách trục 𝑎 𝑤 và góc ăn khớp 𝑎 𝑡𝑤 của bộ truyền bánh răng nghiêng, chúng ta thực hiện quy trình tương tự như khi xác định cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Các kích thước còn lại của bộ truyền (răng thẳng và răng nghiêng) được xác định theo công thức ghi trong bảng 3.18
3.3.6 Xác định các thông số hình học
Bảng 3.18 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ [3]
3.3.7 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau [3]:
- 𝑍 𝑀 – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍 𝑀 tra trong bảng 3.15;
- 𝑍 𝐻 – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc [3]
𝑠𝑖𝑛2𝛼 𝑡𝑤 (3.41) Ở đây: 𝛽 𝑏 – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tính theo công thức 3.42 [3]
Với 𝛼 𝑡 và 𝛼 𝑡𝑤 tính theo công thức ở bảng 3.18 Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
Trị số của 𝑧 𝐻 có thể tra trong bảng 3.19
𝑍 𝜀 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau [3]:
Với: - 𝜀 𝛽 – hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức 3.47 và 3.48 [3];
- 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang,
- 𝑑 𝑏 là đường kính hình trụ cơ sở: 𝑑 𝑏 = 𝑑𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑡 = 𝑧𝑚 𝑛 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑡 /𝑐𝑜𝑠𝛽;
- 𝑑 𝑎1, 𝑑 𝑎2 là đường kính đỉnh răng
Khi tính gần đúng có thể xác định 𝜀 𝛼 theo công thức 3.49 [3]
Bảng 3.19 Trị số của hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 𝑍 𝐻 [3]
𝐾 𝐻 – hệ số tải trọng khi tiếp xúc [3]
- 𝐾 𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
- 𝐾 𝐻𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾 𝐻𝛼 , với bánh răng thẳng 𝐾 𝐻𝛼 = 1
- 𝐾 𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của 𝐾 𝐻𝑣 tính theo công thức (3.51) [3]
3.3.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép [3]:
- 𝑇 1 – mômen xoắn trên bánh chủ động, Nmm;
- 𝑏 𝑤 – chiều rộng vành răng, mm;
- 𝑑 𝑤1 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm;
- 𝑌 𝜀 = 1/𝜀 𝛼 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang
- 𝑌 𝛽 = 1 − 𝛽°/140: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (𝛽 = 0) 𝑌 𝛽 = 1;
- 𝑌 𝐹1 , 𝑌 𝐹2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương (𝑧 𝑣1 = 𝑧 1 /𝑐𝑜𝑠 𝛽 3 và 𝑧 𝑣1 = 𝑧 2 /𝑐𝑜𝑠 𝛽 3 ) và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 3.20
Bảng 3.20 Trị số của hệ số dạng răng 𝑌 𝐹 [3]
𝐾 𝐹 – hệ số tải trọng khi tính về uốn [3]:
Với 𝐾 𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
Tính toán, thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục là quá trình xác định đường kính, chiều dài và các đoạn trục để đảm bảo đáp ứng yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ Để thực hiện điều này, cần xác định trị số, phương, chiều và điểm đặt của tải trọng tác dụng lên trục, cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và từ gối đỡ đến các chi tiết lắp trên trục.
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước sau:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục;
- Tính sơ bộ đường kính trục;
- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.4.1 Tải trọng tác dụng lên trục
- Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh rang tính theo công thức 3.40 [3]
- 𝑇 1 – momen xoắn trên trục bánh 1, Nmm;
- 𝑑 𝑤1 – đường kính vòng lăn bánh 1, mm; 𝑎 𝑡𝑤 – góc ăn khớp;
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 𝛽 = 0 khi đó 𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑎2 = 0
Trị số và chiều của các lực từ bộ truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục [3]
- 𝐹 𝑡𝑘𝑖 = 2𝑇 𝐾 /𝑑 𝑤𝑘𝑖 – lực vòng trên bánh răng thứ i trên trục thứ k;
2 ; 𝑟 𝑘𝑖 < 0 khi điểm đặt lực nằm phía trên trục Oz và 𝑟 𝑘𝑖 > 0 khi ngược lại
3.4.2 Tính sơ bộ trục Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức 3.62 [3]
- [𝜏] - ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép CT5, thép 45, 40X,
Lấy trị số nhỏ nhất với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn với trục ra
3.4.3 Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn 𝑏 𝑜 theo bảng 3.21
Bảng 3.21 Chiều rộng ổ lăn tiêu chuẩn [3]
Chiều dài mayo bánh đai, mayo đĩa xích, mayo bánh răng trụ [3]
Chiều dài mayo bánh vít
Chiều dài mayo bánh răng côn
Chiều dài mayo nửa khớp nối
Bảng 3.22 Trị số của các khoảng cách 𝐾 1 , 𝐾 2 , 𝑘 3 𝑣à ℎ 𝑛 [3]
Hình 3.2 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp [3]
3.4.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
Tiến hành theo trỉnh tự sau:
- Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục:
- Tính phần lực 𝐹𝑙 𝑌 và 𝐹𝑙 𝑋 trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx;
- Vẽ biểu đồ momen uốn 𝑀 𝑌 và 𝑀 𝑌 trong các mặt phẳng zOy và zOx và về biểu đồ momen xoắn T
- Tính momen uốn tổng 𝑀 𝐽 và momen tương đương 𝑀 𝑡đ𝑗 tại các tiết diện 𝑗 trên chiều dài trục [3]:
Trong đó: 𝑀 𝑦𝑗 , 𝑀 𝑥𝑗 – moment uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các diện j;
- Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức 3.68 [3]:
𝑑 𝑗 với 𝑑 𝑜𝑗 – đường kính trong của trục rỗng tại tiết diện j
Bảng 3.23 Trị số của ứng suất cho phép [𝜎] [3]
Chú ý rằng trị số 𝑑 𝑗 tính theo 3.68 tại các tiết diện lắp ổ lăn phải lấy băng đường kính trong của ổ lăn tiêu chuẩn theo dãy số sau : 15, 17, 20, 25, 30, 30, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75,
80, 85, 90, 95, 100: Đồng thời tại các tiết diện lắp bánh răng, bánh vít, bánh đai, đĩa xích và khớp nối cũng cần lấy theo các giá trị tiêu chuẩn sau : 10, 10,5, 11, 11,5, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19,
Để định kết cấu trục, cần xem xét đường kính các tiết diện trục đã tính và chiều dài tương ứng, đồng thời chú ý đến yêu cầu lắp ghép để đảm bảo dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục Ngoài ra, công nghệ gia công cũng cần được đảm bảo để đạt độ chính xác và thuận tiện Nếu lắp các chi tiết quay lên trục với độ dôi, cần dựa vào đường kính trục tại vị trí lắp ghép để chọn kích thước tiết diện then phù hợp.
3.4.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau [3]:
[𝑠] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 (khi cần tăng độ cứng [𝑠] = 2,5 … 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục);
𝑠 𝜎𝑗 𝑣à 𝑠 𝜏𝑗 – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:
Trong các công thức 3.70 và 3.71:
- 𝜎 −1 và 𝜏 −1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng
𝜎 −1 = 0,436𝜎 𝑏 (đối với thép cacbon) và 𝜎 −1 = 0.35𝜎 𝑏 + (70 … 120) MPa (đối với thép hợp kim);
- 𝜏 −1 ≈ 0,58𝜎 −1 ; 𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên j:
2 Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó [3]:
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó [3]:
Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó [3]:
Với 𝑊 𝑗 và 𝑊 𝑜𝑗 là moment uốn và moment xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [3]
𝜓 𝜎 và 𝜓 𝜏 – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 3.24
Bảng 3.24 Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi [3]
𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 - hệ số xác định theo công thức 3.75 và 3.76 [3]:
𝐾 𝑥 – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 3.25;
𝐾 𝑦 – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 3.26 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu
Bảng 3.25 Trị số của hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 𝑥 [3]
Bảng 3.26 Trị số của hệ số tăng bền K y [3]
𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 3.27
Bảng 3.27 Trị số của hệ số kích thước 𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 [3]
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn (𝐾 𝜎) và khi xoắn (𝐾 𝜏) phụ thuộc vào loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể trực tiếp tra cứu tỉ số này để đánh giá hiệu quả.
Bảng 3.28 Trị số của 𝐾 𝜎 /𝜀 𝜎 và 𝐾 𝜏 /𝜀 𝜏 đối với bề mặt trục lắp có độ dôi [3]
Hệ số tập trung ứng suất thực tế 𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 cho rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét được trình bày trong bảng 3.29, có sự phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.
Bảng 3.29 Trị số của 𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 đối với trục có rãnh then, trục then hoa và trục cắt ren [3]
Cuối cùng trị số của 𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 đối với gốc lượn, ngấn lõm, lỗ ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 3.30:
Bảng 3.30 Trị số của 𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 đối với góc lượn, ngấn lõm, lỗ ngang và chân ren trục vít [3]
Thay các giá trị tính được của 𝑠 𝜎 𝑗 và 𝑠 𝜏 𝑗 vào công thức 3.69 sẽ xác định được hệ số an toàn 𝑠 𝑗 tại các tiết diện nguy hiểm (𝑗 = 1; 2; … ) Yêu cầu 𝑠 𝑗 ≥ [𝑠]
3.4.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm [3] có dạng:
Với 𝑀 𝑚𝑎𝑥 và 𝑇 𝑚𝑎𝑥 – moment uốn lớn nhất và moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm; 𝜎 𝑐ℎ - giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa
3.4.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng
Khi độ võng f vượt quá mức cho phép, bánh răng sẽ bị nghiêng, dẫn đến tải trọng phân bố không đều trên bề rộng vành răng Ngoài ra, nếu góc xoay 𝜃 quá lớn, các con lăn trong ổ sẽ bị kẹt Do đó, cần đảm bảo điều kiện độ cứng uốn để duy trì hiệu suất hoạt động.
Trong đó: [𝑓] – độ võng cho phép; [𝜃] – góc xoay (hoặc góc nghiêng của đường đàn hồi của trục) cho phép Có thể lấy [𝑓] và [𝜃] như sau:
- [𝑓] = 0,01𝑚 đối với trục lắp bánh răng trụ
- [𝑓] = 0,005𝑚 đối với trục lắp bánh răng côn
- [𝑓] = (0,005 … 0,01)𝑚 đối với trục của trục vít
Trong đó: m – modun ăn khớp:
Trong nghành chê tạo máy đối với các trục có công dụng chung có thể lấy
Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục vít được ký hiệu là l (mm), trong khi độ võng 𝑓 và góc xoay 𝜃 được xác định theo phương pháp của “Sức bền vật liệu [5]” Trong trường hợp đơn giản, trục vít có thể được coi như một dầm có tiết diện không đổi, đặt trên hai gối đỡ, và có thể sử dụng công thức tính toán với E là modun đàn hồi (MPa) và 𝐽 là momen quán tính, được tính bằng công thức 𝐽 = 𝜋𝑑³.
64 Đối với trục vít, độ võng 𝑓 được tính theo các công thức sau [3]:
Khi trục vít bố trí đối xứng với hai ổ:
Trường hợp trên 1 gối đỡ bố trí 2 ổ đỡ - chặn và trên gối kia là ổ đỡ:
- 𝑙 – khoảng cách giữa hai gối đỡ của trục vít, mm;
- 𝑑 1 – đường kính vòng chia của trục vít, mm;
- 𝐹 𝑟1 , 𝐹 𝑡1 , 𝐹 𝑡2 – lực hướng tâm, lực vòng trên trục vít và lực vòng trên bánh vít, N;
Với 𝑑 𝑎1 với 𝑑 𝑓1 – đường kính vòng đỉnh, đường kính vòng đáy ren trục vít
3.4.8 Tính độ cứng xoắn Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo; đối với trục liền bánh răng và trục then hoa chuyển vị góc làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn (góc xoắn) theo công thức [3]:
Trong đó: h – chiều sâu rãnh then; 𝛾 – hệ số, bằng 0,5 khi có 1 rãnh then, bằng 1 khi có 2 rãnh then cách nahu 90° và bằng 1,2 khi có 2 rãnh then cách nhau 180°
Góc xoắn cho phép [𝜑] lấy như sau:
- Đối với trục chính của máy cắt cở lớn [𝜑] = 5′ trên chiều dài 1m;
- Đối với trục của máy vận chuyển [𝜑] = 15 … 20′ trên chiều dài 1m;
- Đối với trục của hộp giảm tốc và hộp tốc độ [𝜑] = 30′ trên chiều dài 1m;
Truyền động xích
Truyền động xích là một phương pháp truyền động gián tiếp, thường được sử dụng để kết nối các trục xa nhau Nó có khả năng giảm tốc hoặc tăng tốc, và so với truyền động đai, truyền động xích có khả năng tải và hiệu suất cao hơn, có thể truyền động và công suất cho nhiều trục cùng lúc Tuy nhiên, việc chế tạo và bảo trì truyền động xích phức tạp hơn, dễ bị va đập và mòn, đặc biệt khi không được bôi trơn đúng cách và trong môi trường nhiều bụi.
Truyền động xích thường được sử dụng để truyền công suất dưới 100kW và vận tốc tối đa lên tới 15 m/s Tuổi thọ trung bình của hệ thống truyền động xích trong các máy tĩnh dao động từ 3000 đến 5000 giờ.
Bộ truyền xích có thể gặp phải nhiều dạng hỏng như mòn bản lề và răng đĩa, con lăn bị rố hoặc vỡ, và các má xích bị đứt vỉ mỏi Trong số đó, mòn bản lề là nguy hiểm nhất và thường là nguyên nhân chính làm giảm khả năng hoạt động của bộ truyền Do đó, chỉ tiêu tính toán cơ bản của bộ truyền xích là tính toán mức độ mòn, đảm bảo rằng áp suất sinh ra trong bản lề không vượt quá giá trị cho phép.
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
Hình 3.3 Cấu tạo của xích ống [3]
Xích ống là một lựa chọn đơn giản và tiết kiệm chi phí, với trọng lượng nhẹ do không sử dụng con lăn Tuy nhiên, nhược điểm của nó là bản lề dễ bị mòn nhanh chóng Do đó, xích ống thường được sử dụng cho các bộ truyền không quan trọng, nơi mà yêu cầu về khối lượng nhỏ là ưu tiên hàng đầu.
Hình 3.4 Cấu tạo của xích con lăn [3]
Xích ống, hay còn gọi là xích con lăn, có cấu trúc tương tự như xích ống nhưng được trang bị thêm con lăn bên ngoài Nhờ vào việc thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa, xích con lăn có độ bền mòn cao hơn Quy trình chế tạo xích con lăn cũng đơn giản hơn so với xích răng, vì vậy nó được sử dụng phổ biến trong nhiều ứng dụng.
Hình 3.5 Cấu tạo của xích răng [3]
Xích răng có ưu điểm là khả năng tải lớn và hoạt động êm ái, nhưng lại có quy trình chế tạo phức tạp và chi phí cao hơn so với xích con lăn Do đó, xích răng chỉ nên được sử dụng khi vận tốc xích đạt từ 10 đến 15 m/s.
Các bộ truyền xích phổ biến bao gồm xích ống, xích ống con lăn và xích răng Trong số đó, xích ống con lăn được ưa chuộng hơn vì nó thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa, đồng thời có thiết kế đơn giản hơn so với xích răng.
Khi sử dụng xích ống con lăn, cần đảm bảo rằng số mắt xích là số chẵn Việc này giúp khi nối xích lại, chúng ta sẽ sử dụng các má xích ngoài, mang lại độ bền cao hơn so với việc sử dụng các má xích trong khi số mắt xích là lẻ.
3.5.3 Xác định số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích ít sẽ dẫn đến việc đĩa bị động quay không đều, gia tăng động năng va đập và làm xích mòn nhanh hơn Do đó, khi thiết kế, cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn 𝑧 𝑚𝑖𝑛, với 𝑧 𝑚𝑖𝑛 = 17 − 19 cho xích con lăn vận tốc trung bình và 𝑧 𝑚𝑖𝑛 = 13 − 15 cho vận tốc thấp Đối với xích răng, 𝑧 𝑚𝑖𝑛 sẽ bằng 1,2 ÷ 1,3 lần các giá trị trên Việc chọn lựa cần dựa vào tỉ số truyền u.
𝑧 1 theo bảng 3.31 hoặc theo công thức 𝑧 1 = 29 − 2u ≥ 19 và nên quy tròn theo số lẻ
Bảng 3.31 Bảng tra số răng tiêu chuẩn [3]
Từ số răng đĩa nhỏ 𝑧 1 tính ra số răng đĩa lớn 𝑧 2 [3]:
𝑧 𝑚𝑎𝑥 được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc:
𝑧 𝑚𝑎𝑥 = 120 đối với xích ống và xích con lăn; 𝑧 𝑚𝑎𝑥 = 140 đối với xích răng
Khi thiết kế bộ truyền, cần xác định bước xích dựa trên công suất cần truyền P, điều kiện làm việc của bộ truyền và công suất cho phép [P].
Bảng 3.32 Công suất cho phép [P] của xích con lăn [3] Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích [3] được viết dưới dạng:
- 𝑃 𝑡 , 𝑃, [𝑃] lần lượt là công suất tính toán, công suất truyền và công suất cho phép, kW;
𝑛 1 – hệ số số vòng quay;
- 𝑘 được tính từ các hệ số thành phần với
- 𝑘 0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền;
- 𝑘 𝑎 – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;
- 𝑘 đ𝑐 – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích;
- 𝑘 𝑏𝑡 – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn;
- 𝑘 đ – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng;
- 𝑘 𝑐 – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
3.5.5 Khoảng cách trục và số mắt xích
Khoảng cách trục nhỏ nhất bị giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích (30 … 50mm) tính theo công thức 3.90 [3]:
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản than xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn
Khi thiết kế thường sơ bộ chọn [3]
Trong đó hệ số nhỏ dùng khi 𝑢 = 1 … 2 và hệ số lớn dùng khi 𝑢 = 6 … 7
Từ khoảng cách trục a chọn theo 3.91 xác định số mắt xích x theo công thức 3.92 [3]:
Quy tròn đến số nguyên (tốt nhất là số chẵn) rồi tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn 𝑥 𝑐 [3]:
𝜋 ] 2 } (3.93) Để xích khôg chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập 𝑖 của bản lề xích trong 1 giây [3]:
Trong đó: [𝑖] – số lần va đập cho phép l/s, trị số cho trong bảng 3.33
Bảng 3.33 Số lần va đập cho phép [𝑖] của các loại xích [3]
3.5.6 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Các bộ truyền xích phải trải qua kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn khi bị quá tải lớn trong quá trình mở máy và thường xuyên chịu tải trọng va đập.
Hệ số tải trọng động (𝑘 đ) được xác định với các giá trị 1,2, 1,7 và 2,0, tương ứng với các chế độ làm việc trung bình, nặng và rất nặng Tải trọng mở máy đạt 150%, 200% và 300% so với tải trọng danh nghĩa.
Lực căng do lực li tâm sinh ra, ký hiệu là 𝐹 𝑣, được tính theo công thức 𝐹 𝑣 = 𝑞𝑣², trong đó 𝑞 đại diện cho khối lượng của một mét xích Giá trị của 𝑞 có thể được tìm thấy trong bảng 5.2 hoặc 5.3, tùy thuộc vào loại xích và bước xích.
- 𝐹 0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N, tính theo công thức
Đối với khoảng cách trục m (𝑎) và hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, giá trị độ võng thường dùng là 𝑓 = 0,01 … 0,002 Tùy thuộc vào vị trí bộ truyền, hệ số 𝑘 𝑓 có các giá trị 6, 4, 2 và 1, tương ứng với bộ truyền nằm ngang, nghiêng dưới 40°, trên 40° so với phương nằm ngang, và bộ truyền thẳng đứng.
- [𝑠] – hệ số an toàn cho phép, trị số cho trong bảng 3.34
Bảng 3.34 Trị số của hệ số an toàn [3]
3.5.7 Xác đinh các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
- Xác định các thống số của đĩa xích: Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức 3.96 [3]:
𝑧 2)} (3.96) Đường kính vòng đỉnh răng [3]: d 𝑎1 = p[0,5 + cot(π/z1)] (3.97a) d 𝑎2 = p[0,5 + cot(π/z2)] (3.97b) Đường kính vòng chân răng [3]:
- Xác định lực tác dụng lên trục:
Khác với bộ truyền đai, bộ truyền xích không cần lực căng ban đầu, dẫn đến lực căng trên nhánh chủ động 𝐹 1 và nhánh bị động 𝐹 2 được xác định theo công thức [3].
- 𝐹 𝑡 – lực vòng; 𝐹 0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra,
- 𝐹 𝑣 – lực căng do lực li tâm sinh ra, tính theo công thức 𝐹 𝑣 = 𝑞𝑥 2
Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua 𝐹 0 và 𝐹 𝑣 và lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 3.100 [3]
- 𝑘 𝑥 – hệ số kể đến trọng lượng xích;
- 𝑘 𝑥 = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40°;
- 𝑘 𝑥 = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc trên 40° so với đường nằm ngang
Các dụng cụ đo trong công tác bảo trì, cân chỉnh mô hình
- Đồng hồ so hình 3.6: cách sử dụng tham khảo thêm tài liệu [14]
- Thước kẹp hình 3.8: xem thêm tài liệu [15]
- Cảo 3 chấu tháo vòng bi hình 3.9: cách sử dụng tham khảo thêm tài liệu [15]
Hình 3.9 Cảo 3 chấu tháo vòng bi
- Cờ lê, tua vít hình 3.10
Hình 3.10 Bộ cờ lê – tua vít
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
- Đầu ra: Do mô hình hoạt động không có máy công tác nên chọn tốc độ và công suất động cơ
Hệ truyền động cơ khí bao gồm bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc 1 cấp với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích Trong thiết kế sơ bộ, ta chọn các tỷ số truyền là 𝑢 𝑛 = 4,48 và 𝑢 ℎ = 7.
- Tỉ số truyền sơ bộ:
- Số vòng quay sơ bộ theo công thức (3.6)
- Chọn tốc độ quay đồng bộ của động cơ: 𝑛 đ𝑏 = 2855 𝑣/𝑝
Theo tài liệu [3], với 𝑃 đ𝑐 = 1,1𝐾𝑤 và 𝑛 𝑠𝑏 = 2855 𝑣/𝑝, dùng động cơ M2QA80M2B có 𝑃 đ𝑐 1,1𝐾𝑤; 𝑛 đ𝑐 = 2855 𝑣/𝑝
4.1.2 Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền chung của hệ thống 𝑢 𝑡 theo công thức 3.9
- Thông số trên các trục:
• Công suất trên các trục:
• Số vòng quay trên các trục:
• Moment xoắn trên các trục:
Bảng 4.1 Thông số động cơ - tỉ số truyền
Tính toán bộ truyền đai thang
4.2.2 Chọn loại và tiết diện đai thang
- Theo hình 3.1 chọn tiết diện đai O
4.2.3 Xác định đường kính bánh đai
- Theo bảng 3.2 chọn đường kính bánh đai dẫn: 𝑑 1 = 71 𝑚𝑚
60000 = 10,61 𝑚/𝑠 (𝑡ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛 𝑣 1 ≤ 25 𝑚/𝑠) Với ε = 0,01; đường kính bánh đai bị dẫn:
- Tỉ số truyền thực tế
⟹ Thoả điều kiện cho phép
Trục Thông số Động cơ I II Công tác
- Theo bảng 3.3 chọn sơ bộ khoảng cách trục
- Theo công thức 3.15 chiều dài đai
4×192 = 757,17 𝑚𝑚 Theo bảng 3.2 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn
- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo công thức 3.16
- Tính khoảng cách trục 𝑎 theo chiều dài tiêu chuẩn 𝑙 = 1120 𝑚𝑚
4.2.4 Xác định số đai z theo công thức:
- Chiều rộng bánh đai, theo công thức 3.20 và bảng 3.10
- Đường kính ngoài bánh đai theo công thức 3.21
4.2.5 Phân tích lực tác dụng lên trục:
- Lực ban đầu và lực tác dụng lên trục theo 3.22
- 𝐹 𝑉 = 𝑞 𝑚 𝑉 2 (định kỳ điều chỉnh lực căng), với 𝑞 𝑚 = 0,178 𝐾𝑔/𝑚 bảng 3.11
- Theo công thức 3.24 lực tác dụng lên trục
Bảng 4.2 Tổng hợp các thông số bộ truyền đai
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn 𝑃 1 1,1 kW
Tốc độ quay trục dẫn 𝑛 1 2855 v/ph
Loại đai và tiết diện đai 𝑂 Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑 1 71 mm Đương kính bánh đai lớn 𝑑 2 160 mm
Chiều dài đai thí nghiệm 𝐿 0 1320 mm Đường kính ngoài bánh đai 𝑑 𝑎 76 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 166,51 Độ
Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 55,99 N
Tính toán bộ truyền bánh răng
- Công suất trên trục dẫn: 𝑃 1 = 1,045 𝑘𝑊
- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn: 𝑛 1 = 1274,55 𝑣/𝑝
- Momen xoắn trên trục bánh răng dẫn: 𝑇 1 = 7830,018 𝑁 𝑚𝑚
4.3.2 Chọn vật liệu làm bánh răng
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền
Giới hạn chảy Độ cứng
Bánh răng dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 850 𝑀𝑝𝑎 580 𝑀𝑃𝑎 241 ÷ 285
Bánh răng bị dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 750 𝑀𝑃𝑎 450 𝑀𝑃𝑎 192 ÷ 240
4.3.3 Xác định ứng suất cho phép
Chọn độ cứng: 𝐻𝐵 1 = 250, 𝐻𝐵 2 = 235 Ứng suất tiếp xúc cho phép
- Theo công thức (3.25) sơ bộ ta có:
- Hệ số tuổi thọ theo công thức 3.27
• 𝑚 𝐻 = 6 – bậc của đường cong mỏi (vì 𝐻𝐵 1 < 350)
• N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở
• N HE - số chu kỳ làm việc tương đương
- Do là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên
= 1,15 × 490,91 = 564,55 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất uốn cho phép
- Theo công thức 3.26 sơ bộ ta có:
- Hệ số tuổi thọ theo công thức 3.28
- 𝑚 𝐹 = 6 - bậc của đường cong mỏi (vì 𝐻𝐵 < 350)
- 𝑁 𝐹𝑂 - số chu kỳ làm việc cơ sở
- 𝑁 𝐹𝐸 - số chu kỳ làm việc tương đương
Do tải trọng tĩnh nên theo công thức 3.30
- Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
1,75 = 241,71 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất cho phép khi quá tải
- Ứng suất tiếp cho phép khi qua tải theo công thức 3.31
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo công thức 3.33
4.3.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 3.35
⟹ Lấy 𝑎 𝑤 = 102 𝑚𝑚 là khoảng cách trục thực tế của HGT
4.3.5 Xác định thông số ăn khớp
Xác định modun ăn khớp
Xác định số răng z và góc nghiêng β
- Chọn sơ bộ 𝛽 = 19,75°, do đó cos 𝛽 = 0,9412 theo công thức 3.38 số răng bánh nhỏ
- Tỉ số truyền thực tế:
- Sai số tỉ số truyền:
Xác định thông số hình học
- Đường kính vòng đỉnh răng
- Đường kính vòng đáy răng
4.3.6 Lực tác dụng bộ truyền
4.3.7 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
- Theo công thức 3.40, ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
- Hệ số xét đến hình dạng tiếp xúc
𝑍 𝐻 = √ sin2α 2.cosβb tw = √ 2.cos18,23 0 sin (2×21,11 0 )= 1,68
Với: α tw = 𝑎𝑟𝑐 tan ( tan 𝛼 cos 𝛽) = 𝑎𝑟𝑐 tan ( tan 20° cos 19,45°) = 21,11° βb = arc tan(cos 𝛼 × tan 𝛽) = arc tan(cos 20° × tan 19,45°) = 18,23°
- Hệ số trùng khớp học được tính theo công thức 3.47.
Vì 𝜀 𝛽 ≥ 1 nên hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc được tính theo công thức 3.46
1,49= 0,82 Với 𝜀 𝛼 được xác định theo công thức 3.48
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
60000 = 1,7 𝑚/𝑠 Dựa vào bảng 6.13 tham khảo tài liệu [3], ta chọn cấp chính xác của bộ truyền là 9, 𝐾 𝐻𝛼 1,13, 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37 tra bảng 6.14 [3]
7 = 2,8 Trong đó: 𝛿 𝐻 = 0,06, 𝑔 0 = 73 tra bảng 6.15 và bảng 6.16 [3]
- Hệ số tải trọng chính theo (3.50)
- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép
Với 𝑣 = 1,7𝑚/𝑠 < 5 𝑚/𝑠, 𝑍 𝑣 = 1; với cấp chính xác động học là 9; chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó ta cần gia công độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5, do đó 𝑍 𝑅 = 1; với 𝑑 𝑎 < 700 𝑚𝑚, 𝐾 𝑋𝐻 1
Như vậy 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] thoat mãn điều kiện bền
4.3.8 Kiểm nghiêm ứng suất uốn
- Ứng suất uốn được xác định bởi công thức 3.53
- Theo bảng 6.7, 𝐾 𝐹𝛽 = 1,1, theo bảng 6.14 [3] với 𝑣 < 2,5 𝑚/𝑠 và cấp chính xác 9, 𝐾 𝐹𝛼 1,37
7 = 2,8 Trong đó: 𝛿 𝐹 = 0,006, 𝑔 0 = 73 tra bảng 6.15 và 6.16 tham khảo tài liệu [3]
- Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên
4.3.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bảng 4.3Thông số bộ truyền bánh răng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃 1 1,045 kW
Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛 1 1274,55 v/ph
Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇 1 7830,018 Nmm
Thời gian làm việc 𝑡 18000 giờ
Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 32,13 mm
Số răng bánh nhỏ 𝑧 1 12 răng
Bánh răng lớn có 84 răng (𝑧2) với đường kính vòng chia bánh nhỏ là 25,5 mm (𝑑1) và đường kính vòng chia bánh lớn là 178,5 mm (𝑑2) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là 25,5 mm (𝑑𝑤1) và đường kính vòng lăn bánh lớn là 178,5 mm (𝑑𝑤2) Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ đạt 29,5 mm (𝑑𝑎1) trong khi đường kính vòng đỉnh bánh lớn là 182,5 mm (𝑑𝑎2) Đường kính vòng đáy nhỏ là 21,5 mm (𝑑𝑓1) và đường kính vòng đáy lớn là 174,5 mm (𝑑𝑓2) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng được tính là 410,09 MPa (𝜎𝐻).
Tính toán trục và khớp nối
4.4.1 Tính toán và chọn khớp nối
Chọn và kiểm nghiệm nối trục vòng đàn hồi là bước quan trọng trong việc kết nối trục động cơ và trục hộp giảm tốc trong hệ thống truyền động với công suất 𝑃 1 = 1,1 𝑘𝑊 và số vòng quay 𝑛 1 = 2855 𝑣𝑔/𝑝ℎ Vật liệu chốt được sử dụng là thép 45, với ứng suất uốn cho phép [𝜎] 𝑢 = 75𝑀𝑃𝑎 Đồng thời, ứng suất dập giữa chốt và ống (vòng cao su) được xác định là [𝜎] 𝑑 = 3.5𝑀𝑃𝑎.
- Momen xoắn tính toán theo công thức (16-1): 𝑇 𝑡 = 𝑘 × 𝑇 ≤ [𝑇]
- Momen danh nghĩa truyền qua nối trục: 𝑇 = 3679,51 𝑁 𝑚𝑚
- Hệ số chế độ làm việc 𝑘 = 1.5, với thùng trộn có chuyển động liên tục (bảng 16.1 [3])
- Từ momen xoắn tra bảng 16-10a [3] ta có:
- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
- Điều kiện sức bền uốn của chốt:
- Trong đó: 𝐿 3 , dc được tra theo bảng 16-10b [3]
- Phân tích lực tác dụng của khớp nối:
Lực trên khớp nối có 2 thành phần lực:
𝐹 𝑟 = (0.2 ÷ 0.3) × 𝐹 𝑡 : lực này tồn tại do nối trục tồn tại độ không đồng tâm
- Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 tôi cải thiện có σb = 750MPa
4.4.2 Tính toán và thiết kế trục
Chọn vật liệu chế tạo trục
Vật liệu chế tạo trục là thép 𝐶45, tôi cải thiện có: σ b = 750 MPa, σ ch = 450 MPa, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 … 30 MPa
Xác định lực tác dụng lên trục a Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng
- Lực vòng trên bánh răng 𝑍 1 và 𝑍 2
- Lực hướng tâm trên bánh răng 𝑍 1 và 𝑍 2
- Lực dọc trục trên bánh răng 𝑍 1 và 𝑍 2
- Lực do đĩa xích tác dụng
- Lực do đai tác dụng
- Mômen trên các bánh răng
2 = 19355,65 𝑁 𝑚𝑚 b Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính sơ bộ của trục theo 3.62
⇒ Chọn 𝑑 2 = 35𝑚𝑚 c Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều rộng sơ bộ các ổ lăn (bảng 10.2 [3])
- Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng theo 3.63
- Chiều dài mayo bánh xích
- Chiều dài mayo bánh đai
Các khoảng cách khác dùng trong bảng 3.22
- 𝑘 1 = 10 𝑚𝑚, khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
- 𝑘 2 = 12 𝑚𝑚, khoảng cách từ các mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
- 𝑘 3 = 15 𝑚𝑚, khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
- ℎ 𝑛 = 17 𝑚𝑚, chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
Chiều dài các đoạn trục
Tính momen tổng và momen tương đương tại các tiết diện
Bảng 4.4 Moment tại các vị trí trục 1
74 Trục 1: Biểu đồ moment trên các đoạn trục 1 vẽ bằng Autocad [11] hình 4.2
Hình 4.2 Biểu đồ moment trên các đoạn trục 1
Bảng 4.5 Moment tại các vị trí trục 2
77 Biểu đồ moment trên các đoạn trục 2 vẽ bằng Autocad [11] hình 4.3
Hình 4.3 Biểu đồ moment trên các đoạn trục 2
Tính toán bộ truyền xích
- Công suất trên trục đĩa xích dẫn 𝑃 1 = 𝑃 2 = 1,014 (𝑘𝑊)
- Tốc độ quay trên trục đĩa xích dẫn 𝑛 1 = 𝑛 2 = 182,079 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)
- Chọn loại xích: xích ống con lăn
- Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích, chọn số răng đĩa xích:
Theo bảng 3.32 với 𝑛 0 = 200 𝑣/𝑝, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích 𝑝 = 12,7 thoả điều kiện bền mỏi
- Theo công thức (3.92) số mắt xích
4𝜋 2 𝑎 = 117,9 (mắt xích) Lấy số mắt xích chẵn 𝑥 𝑐 = 118 (mắt xích), tính lại khoảng cách trục theo công thức
- Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng
- Số lần va đập của xích (3.94)
4.5.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
- Theo bảng 5.2 [3] tải trọng phá hỏng 𝑄 = 18200, khối lượng 1m xích 𝑞 = 0,75 𝐾𝑔
- 𝐾 𝑑 = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)
- Trong đó: 𝑘 𝑓 = 4 (bộ truyền có nghiêng 1 góc < 40°)
Vậy 𝑆 > [𝑆]: bộ truyền xích đảm bảo an toàn
- Các kích thước còn lại theo bảng 13.4 [3]
4.5.5 Xác định lực tác dụng lên trục
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40°, 𝑘 𝑥 = 1,15
Bảng 4.6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Thông số Kí hiệu Giá trị
Số răng đĩa xích dẫn (𝑟ă𝑛𝑔) 𝑧 1 25
Số răng đĩa xích bị dẫn (𝑟ă𝑛𝑔) 𝑧 2 50
Số mắt xích của xích là 118, với đường kính vòng chia đĩa xích dẫn là 101,33 mm và đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn là 202,26 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn đạt 106,88 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn là 208,21 mm Đường kính vòng chân răng của đĩa xích dẫn là 92,68 mm, còn đường kính vòng chân răng của đĩa xích bị dẫn là 193,61 mm.
Lực hướng tâm tác dụng lên trục (𝑁) 𝐹 𝑟 1209,6505
Lực vòng tác dụng lên trục (𝑁) 𝐹 𝑡 1051,87
Chọn ổ lăn và then
- Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt
- Điều kiện bền dập và điều kiện cắt theo công thức 4.1 và 4.2 tham khảo tài liệu [3]:
Với thiết kế lắp cố định bằng vật liệu thép, tải trọng tĩnh cho phép ứng suất dập [𝜎 𝑑] đạt 150 Sử dụng then bằng thép C45 và do có tải trọng tĩnh, ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐] được xác định trong khoảng 60.
Tính mối ghép then bằng cho trục 1:
- Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh đai (tra bảng 9.1a [3])
Với đường kính 𝑑 𝐴 = 19 (𝑚𝑚), b = 6 (mm), h = 6 (mm), chiều sâu rãnh then 𝑡 1 3,5 (𝑚𝑚), 𝑡 2 = 2,8 (𝑚𝑚)
- Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng
Với đường kính 𝑑 𝐶 = 22 (𝑚𝑚), b = 8 (mm), h = 7 (mm), chiều sâu rãnh then 𝑡 1 4 (𝑚𝑚), 𝑡 2 = 2,8 (𝑚𝑚)
Tính mối ghép then bằng cho trục 2:
- Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng
Với đường kính 𝑑 𝐹 = 48 (𝑚𝑚), b = 14 (mm), h = 9 (mm), chiều sâu rãnh then 𝑡 1 5,5 (𝑚𝑚), 𝑡 2 = 3,8 (𝑚𝑚)
- Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh xích
Với đường kính 𝑑 𝐻 = 38 (𝑚𝑚), b = 10 (mm), h = 8 (mm), chiều sâu rãnh then 𝑡 1 5 (𝑚𝑚), 𝑡 2 = 3.3 (𝑚𝑚)
- Chế độ lắp tham khảo thêm tài liệu [7] [8]
Phản lực tác dụng tại các gối đỡ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối đỡ B:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối đỡ D:
Số vòng quay của trục I, 𝑛 1 = 1274,55 (𝑣/𝑝ℎ)
Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca), tải trọng tĩnh
Phản lực tác dụng tại các gối đỡ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối đỡ E:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối đỡ G:
Số vòng quay của trục II, 𝑛 2 = 182,079 (𝑣/𝑝ℎ)
Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca), tải trọng tĩnh
4.6.3 Tính toán và kiểm nghiệm ổ lăn
354,21= 0,61 nên chọn ổ bi đỡ chặn cho các gối trục B và D
- Với 𝑑 = 20 𝑚𝑚, chọn ổ bi cỡ nhẹ hẹp 46204 có:
- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Theo công thức 4.3 [3] tải trọng quy ước:
Trong đó: 𝑋 = 1; 𝑌 = 0 (ổ bi chịu lực hướng tâm)
Theo công thức 4.4 [3] thì khả năng tải động 𝐶 𝑑 :
Theo công thức 4.5 [3] thì khả năng tải tĩnh 𝑄 𝑡
⇒ Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ được đảm bảo
1882,41 = 0,134 nên chọn ổ bi đỡ chặn cho các gối trục E và G
Với 𝑑 = 40𝑚𝑚, chọn ổ bi cỡ nhẹ hẹp 46208 có:
- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Theo công thức 4.3 tải trọng quy ước:
𝑄 = (𝑋 𝑉 𝐹 𝑟 + 𝑌 𝐹 𝑎 ) 𝑘 𝑡 𝑘 đ = (1 × 1 × 1882,41 ) × 1 × 1 = 1882,41 (𝑁 ≈ 1,882 (𝑘𝑁) Trong đó: 𝑋 = 1; 𝑌 = 0 (ổ bi chịu lực hướng tâm)
Theo công thức 4.4 thì khả năng tải động 𝐶 𝑑 :
Theo công thức 4.5 thì khả năng tải tĩnh 𝑄 𝑡
⇒ Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ được đảm bảo
- Chế độ lắp tham khảo thêm tài liệu [7], [8]
4.7 Thiết kế các cơ cấu điều chỉnh sai lệch
Nghiên cứu thiết kế cơ cấu điều chỉnh nhằm tổng hợp sai lệch của các bộ truyền, với mục tiêu tạo ra thiết kế tối ưu cho phép chuyển đổi giữa hai phương án mà vẫn có thể nhận diện sai lệch một cách dễ dàng Hệ trục tọa độ được thiết lập với chiều Z là chiều dọc trục của motor, chiều X là chiều vuông góc với trục motor trên mặt phẳng nằm ngang, và chiều Y là chiều vuông góc với trục motor theo mặt phẳng đứng Mô phỏng được thực hiện bằng phần mềm Inventor, như thể hiện trong hình 4.4.
Hình 4.4 Hệ tọa độ quy ước
Sau khi tổng hợp nhận thấy:
Các dạng sai lệch của bộ truyền đai được mô phỏng bằng Inventor [10] như các hình 4.4,
Hình 4.5 Lệch song song của hai puly bộ truyền đai
Để khắc phục được sai lệch này cần phải điều chỉnh được hướng tịnh tiến dọc trục của motor (tịnh tiến theo trục z)
Hình 4.6 Lệch góc xoay trục y
Để khắc phục được dạng sai lệch này cần điều chỉnh motor xoay được theo trục y (là trục thẳng đứng như quy ước)
Hình 4.7 Lệch góc xoay trục x
Để khắc phục được dạng sai lệch này cần điều chỉnh motor xoay được theo trục x (là trục vuông góc theo phương nằm ngang như quy ước)
Các dạng sai lệch của bộ truyền xích: (các dạng sai lệch của bộ truyền xích tương tự bộ truyền đai)
Các dạng sai lệch của trục: được mô phỏng bằng Inventor [10] ở hình 4.8, 4.9, 4.10, 4.11
Hình 4.8 Lệch trục song song theo phương x
Để khắc phục được sai lệch này cần điều chỉnh motor di chuyển tịnh tiến theo phương x
Hình 4.9 Lệch trục song song theo phương y
Để khắc phục được sai lệch này cần điều chỉnh motor di chuyển tịnh tiến theo phương y
Hình 4.10 Lệch góc xoay trục x
Để khắc phục được dạng sai lệch này cần điều chỉnh motor xoay được theo trục x
Hình 4.11 Lệch góc xoay trục y
Để khắc phục được dạng sai lệch này cần điều chỉnh motor xoay được theo trục y
Tổng hợp: để điều chỉnh được cho bộ truyền đai và đồng trục trên gối đỡ motor ta cần giải quyết được các vấn đề sau
Trong quá trình thiết kế, việc tịnh tiến theo phương x và z được thực hiện thông qua các lỗ rãnh và cơ cấu bulong đai ốc đẩy, giúp di chuyển motor trượt dọc theo rãnh Mô phỏng quá trình này đã được thực hiện bằng phần mềm Inventor, như thể hiện trong hình 4.11.
Các gối đẩy điều chỉnh thường xuyên cần được căn chỉnh trong quá trình tháo lắp, tuy nhiên việc hư ren gây hỏng hốc là điều không thể tránh khỏi Để khắc phục vấn đề này, việc sử dụng đai ốc là giải pháp hiệu quả Khi gặp tình trạng trẹo hay hư ren, chỉ cần thay đai ốc sẽ giúp tăng tuổi thọ của mô hình trong thời gian dài, như mô phỏng trong hình 4.12.
Gối đẩy điều chỉnh được sử dụng để tịnh tiến theo phương y, với cơ cấu cân chỉnh theo phương dọc chia gối đỡ motor thành hai phần, cho phép điều chỉnh khoảng cách giữa chúng, như mô phỏng trong hình 4.13.
Hình 4.14 Cơ cấu cân chỉnnh theo phương dọc
Trong môi trường công nghiệp, việc sử dụng tấm chêm để cân chỉnh theo phương dọc mang lại độ chính xác cao, nhưng trong môi trường đào tạo, việc thao tác liên tục với tấm chêm gây khó khăn và tốn thời gian Hơn nữa, việc quản lý thiết bị trở nên phức tạp do tấm chêm có thể bị lạc mất Đối với việc xoay theo phương x, do sai số trong quá trình gia công và lắp ráp, motor có thể không đồng phẳng hoặc không đồng trục, dẫn đến lệch góc nhỏ Để motor xoay theo phương x, cần điều chỉnh cơ cấu dịch chuyển tịnh tiến theo phương y bằng cách tăng giảm đồng thời hai chân trước.
Motor xoay theo trục x một góc nhất định khi có 92 hoặc hai chân sau Để ngăn chặn tình trạng siêu định vị trong quá trình gia công lỗ lớn hơn bulong, cần thực hiện mô phỏng như hình 4.15.
Cơ cấu xoay theo trục y tương tự như cơ cấu xoay theo trục x, cho phép motor xoay theo phương y Để đạt được điều này, có thể tận dụng cơ cấu dịch chuyển tịnh tiến theo phương x hoặc phương z, với các rãnh trượt lớn hơn bulong trong khoảng cho phép Khi sử dụng cơ cấu đẩy một bên, motor sẽ xoay theo trục y một góc nhất định, như mô phỏng trong hình 4.16.
Hình 4.16 Cơ cấu xoay theo trục y
Cơ cấu này hiệu quả trong việc khắc phục các vấn đề sai lệch của bộ truyền, đồng thời cho phép thao tác dễ dàng và giảm thiểu lỗi gây hao mòn trong quá trình căn chỉnh.
CÂN CHỈNH BỘ TRUYỀN ĐỘNG
Cân chỉnh đồng trục
Cân chỉnh đồng tâm là nhiệm vụ quan trọng trong lắp đặt và bảo trì thiết bị như trục bơm và trục motor Ba phương pháp phổ biến được sử dụng trong quá trình cân chỉnh này là Rim and Face, Reverse và cân tâm laser.
5.1.1 Tác hại của việc lệch tâm trục
Hư seal xảy ra khi trục bị lệch, dẫn đến việc hở seal và gây rò rỉ dầu Ngoài ra, bề mặt tiếp xúc giữa seal và trục không đạt yêu cầu sẽ tạo ra ma sát lớn, làm hư hỏng seal.
- Hư hỏng vòng bi: với hư hỏng này, nhà máy sẽ phải tốn chi phí thay thế Đặc biệt làm tăng thời gian ngừng máy, gây tốn kém
- Mất năng lượng: tăng chi phí vận hành nhà máy
- Rung động mạnh: gây ra nhiều hư hỏng thứ cấp rất nguy hiểm, dẫn đến hư hỏng vòng bi, hộp số và các chi tiết khác
- Gây nhiệt độ cao: nguy hiểm đến người vận hành máy móc, gây ra nhiều hư hỏng thứ cấp khác
5.1.2 Nguyên nhân gây lệch tâm trục
- Do trục quá dài dẫn đến việc võng trục
- Do nở nhiệt trong quá trình vận hành làm sai lệch kích thước thiết lập ban đầu
- Do sai số trong quá trình lắp đặt ban đầu
- Do sự ma sát gây ra sự dịch chuyển
5.1.3 Các dạng sai lệch tâm trục trong thực tế
- Lệch song song: tức là hai đường tâm trục lệch nhau một khoảng theo phương ngang hoặc đứng nhưng vẫn song song với nhau, hình 5.1
Hình 5.1 Sai lệch song song tâm trục [18]
- Lệch góc: hai đường tâm trục sẽ cắt nhau tại một điểm nào đó và không song song với nhau, hình 5.2
Hình 5.2 Sai lệch góc tâm trục [18]
5.1.4 Hướng dẫn cân chỉnh đồng tâm trục
- Mô phỏng [10] lệch song song theo phương x hình 5.3, theo phương y hình 5.4
Hình 5.3 Đánh lỗi lệch song song trục (tịnh tiến theo phương x)
Hình 5.4 Đánh lỗi lệch song song trục (tịnh tiến theo phương y)
- Mô phỏng [10] lệch góc xoay theo trục x hình 5.5, xoay theo trục y hình 5.6
Hình 5.5 Đánh lỗi lệch góc trục (xoay theo trục x)
Hình 5.6 Đánh lỗi lệch góc trục (xoay theo trục y) Tóm lại để cân chỉnh độ đồng tâm trục ta cần làm một số bước như sau:
- Bước 1: Kiểm tra dạng sai lệch của tâm trục
- Bước 2: Tuỳ vào dạng sai lệch sẽ tháo bulong ở các góc của các cơ cấu cân chỉnh sao cho phù hợp
- Bước 3: Di chuyển motor theo phương tạo ra sai lệch đó
- Bước 4: Dùng thước thẳng kiểm tra độ đồng tâm giữa 2 tâm trục
- Bước 5: Sau khi độ đồng tâm đã được cân chỉnh, siết chặt bu lông để cố định vị trí motor
Cân chỉnh bộ truyền đai
5.2.1 Tác hại của việc sai lệch trong bộ truyền đai
- Hư hỏng vòng bi, dây đai
- Gây ra sự cố dừng máy ảnh hưởng đến quá trình sản xuất
5.2.2 Nguyên nhân gây sai lệch bộ truyền đai
- Thiết lập không chính xác
- Mất cân bằng tải trọng
- Mặt băng tải bị hư hỏng
- Không vệ sinh thường xuyên
5.2.3 Các dạng sai lệch trong thực tế
Hình 5.7 Các dạng sai lệch bộ truyền đai [19]
5.2.4 Hướng dẫn cân chỉnh bộ truyền đai Để cân chỉnh chỉnh được bộ truyền đai HGT là cố định ta phải điều chỉnh gối đỡ motor
- Bước 1: Kiểm tra dạng sai lệch của bộ truyền đai
- Bước 2: Tuỳ vào dạng sai lệch sẽ tháo bulong ở các góc của các cơ cấu cân chỉnh sao cho phù hợp
- Bước 3: Di chuyển gối đỡ motor theo phương tạo ra sai lệch đó
- Bước 4: Dùng thước thẳng kiểm tra sai lệch giữa 2 bánh đai
- Bước 5: Sau khi bộ truyền đai đã được cân chỉnh, siết chặt bu lông để cố định vị trí gối đỡ motor
- Mô phỏng [10] lệch song song như hình 5.8, 5.9
Hình 5.8 Lệch song song bộ truyền đai
Sau khi lắp đặt motor vào gối đỡ, cần sử dụng cơ cấu dịch chuyển tịnh tuyến theo phương z để điều chỉnh vị trí gối đỡ motor Quá trình này nhằm đảm bảo rằng hai mặt phẳng puly hoàn toàn nằm trên một mặt phẳng, như được minh họa trong hình 5.9.
Hình 5.9 Đánh lỗi lệch song song trong bộ truyền đai
- Mô phỏng [10] lệch góc xoay theo phương y hình 5.10, 5.11
Để khắc phục lỗi lệch góc xoay theo phương y, cần sử dụng cơ cấu chỉnh sai lệch góc Cụ thể, hình 5.11 minh họa việc điều chỉnh bằng cách sử dụng cơ cấu đẩy một bên, tùy thuộc vào mức độ lệch góc để tăng hoặc hạ bên phải hoặc bên trái, và ngược lại.
Hình 5.11 Đánh lỗi lệch góc xoay theo phương y trong bộ truyền đai
- Mô phỏng [10] lệch góc xoay theo phương x hình 5.12, 5.13
Hình 5.12 lệch góc xoay trục x bộ truyền đai
Dùng cơ cấu năng hạ dịch chuyển tịnh tuyến theo phương Y: quan sát motor đang chúi xuống hay lên mà năng hạ hai chân trước hoặc sau
Hình 5.13 Đánh lỗi lệch góc xoay theo phương y
Cân chỉnh bộ truyền xích
5.3.1 Tác hại khi sai lệch bộ truyền xích
- Ảnh hưởng đến hiệu quả truyền động hệ thống băng tải
- Gây rung động mạnh, tiêu tốn năng lượng
5.3.2 Nguyên nhân gây sai lệch bộ truyền xích
- Lắp đặt không đúng cách
- Bôi trơn không đúng cách
5.3.3 Các dạng sai lệch trong thực tế
5.3.4 Hướng dẫn cân chỉnh bộ truyền xích Để cân chỉnh các sai lệch cũng giống như bộ truyền đai nhưng cân chỉnh trên gối đỡ trục
Bước 1: Mô phỏng [10] cân chỉnh lệch song song hình 5.14
Hình 5.14 Đánh lỗi lệch song song trong bộ truyền xích
Bước 2: Mô phỏng [10] cân chỉnh lệch góc xoay theo phương x hình 5.15
Hình 5.15 Đánh lỗi lệch góc xoay trục x trong bộ truyền xích
Bước 3: Mô phỏng [10] cân chỉnh lệch góc xoay trục y hình 5.16
Hình 5.16 Đánh lỗi lệch góc xoay trục y trong bộ truyền xích
Hướng dẫn tháo lắp ổ bi
5.4.1 Tác hại của việc lắp ổ bi sai cách
- Thiết bị nhanh hư hỏng
- Độ rung động tăng cao bất thường
5.4.2 Nguyên nhân gây hư hại ổ bi
- Lắp đặt không đúng cách
- Có các tạp chất lẫn vào trong vòng bi
- Trong vòng bi có nước
- Trục hoặc gối đỡ không nhẵn
5.4.3 Hướng dẫn lắp đặt ổ bi
- Lắp đặt ổ bi vào gối
5.4.4 Cách phòng ngừa hư hại ổ bi
- Lựa chọn ổ bi phù hợp
- Lắp đặt ổ bi đúng cách
Hướng dẫn lắp đặt khớp nối
5.5.1 Tác hại của việc hư hỏng khớp nốii
- Gây gian đoạn hoạt động, ảnh hưởng đến sản xuất
- Khớp nối bị nứt vỡ, bu lông bị lỏng gãy, trục bị lêch, kẹt
- Tăng chi phí sửa chữa, giảm tuổi thọ hệ thống
5.5.2 Nguyên nhân gây hư hại khớp nối
- Lắp đặt sai quy cách
- Sử dụng khớp nối không phù hợp
- Khớp nối bị mòn, hư hỏng
- Gioãng bị lão hóa, rách nát
5.5.3 Hướng dẫn lắp đặt khớp nối
- Nới lỏng đai ốc kẹp trên khớp nối
- Đưa hai đầu trục vào khớp nối
- Siết chặt đai ốc kẹp bằng cờ lê
- Kiểm tra độ kín của khớp nối bằng cách phun nước hoặc dung dịch xà phòng lên mối nối
5.5.4 Cách phòng ngừa hư hại khớp nối
- Lựa chọn khớp nối phù hợp
- Lắp đặt đúng quy cách
KẾT QUẢ THỰC NGHIỆM – ĐÁNH GIÁ
Kết quả thực nghiệm
- Mô hình lắp đặt được theo 2 sơ đồ truyền động đã đề ra như hình 6.1
Hình 6.1 Mô hình thực tế lắp đặt theo 2 sơ đồ truyền động
- Phù hợp kích thước yêu cầu ban đầu
- Các cơ cấu tạo sai lệch và điều chỉnh sai lệch đã thiết kế đều cân chỉnh được
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch song song bộ truyền đai như hình 6.2, 6.3
Hình 6.2 Sai lệch song song bộ truyền đai
Hình 6.3 Cơ cấu tạo sai lệch và căn chỉnh sai lệch song song bộ truyền đai
Để tạo và cân chỉnh sai lệch song song, chúng ta sử dụng cơ cấu đẩy như trong hình 6.3 Tùy thuộc vào chiều sai lệch, cần lựa chọn và điều chỉnh các vị trí được đánh dấu ở trước và sau để đạt được sự phù hợp.
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch góc của bộ truyền đai như hình 6.4, 6.5
Hình 6.4 Sai lệch góc bộ truyền đai
Hình 6.5 Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch góc bộ truyền đai
Để điều chỉnh sai lệch và cân chỉnh góc, cần sử dụng đồng thời cơ cấu cân chỉnh theo phương dọc và cơ cấu đẩy ở bốn góc Tùy thuộc vào mức độ sai lệch, điều chỉnh vị trí lên xuống cho phù hợp Bên cạnh đó, cơ cấu đẩy cũng được sử dụng để điều chỉnh độ căng đai, kết hợp với các cơ cấu khác.
Hình 6.6 Cơ cấu cân chỉnh độ căng đai bằng puly
Kết quả đạt được sau khi thực hiện cân chỉnh như hình 6.7
Hình 6.7 Bộ truyền đai sau khi được cân chỉnh
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch song song bộ truyền xích như hình 6.8, 6.9
Hình 6.8 Sai lệch song song bộ truyền xích
Hình 6.9 Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch song song bộ truyền xích
Để điều chỉnh sai lệch và cân chỉnh song song, chúng ta sử dụng cơ cấu đẩy như trong hình 6.9 Tùy thuộc vào chiều sai lệch, cần thực hiện điều chỉnh tại các vị trí được đánh dấu trong hình để đạt được sự phù hợp.
- Cơ cấu tạo sai lệch và căn chỉnh sai lệch góc bộ truyền xích như hình 6.10, 6.11
Hình 6.10 Sai lệch góc bộ truyền xích
Hình 6.11 Cơ cấu tạo sai lệch và căn chỉnh sai lệch góc bộ truyền xích
Để điều chỉnh sai lệch góc của bộ truyền xích, cần sử dụng đồng thời cơ cấu đẩy và cơ cấu cân chỉnh theo phương dọc Tùy thuộc vào góc sai lệch, các vị trí được đánh dấu trong hình sẽ được điều chỉnh cho phù hợp Ngoài ra, cơ cấu đẩy cũng đóng vai trò quan trọng trong việc điều chỉnh độ căng của xích.
Kết qủa đạt được sau khi cân chỉnh bộ truyền xích như hình 6.12
Hình 6.12 Bộ truyền xích sau khi được cân chỉnh
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch đồng tâm trục theo phương ngang như hình 6.13, 6.14
Hình 6.13 Sai lệch đồng trục theo phương ngang
Hình 6.14 Cơ cấu cân chỉnh đồng tâm trục theo phương ngang
Để điều chỉnh sai lệch và cân chỉnh đồng tâm trục theo phương ngang, chúng ta sử dụng cơ cấu đẩy như trong hình 6.14 Tùy thuộc vào hướng sai lệch, cần điều chỉnh các vị trí được đánh dấu ở bốn góc để đạt được sự phù hợp.
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh đồng tâm trục theo phương dọc như hình 6.15, 6.16
Hình 6.15 Sai lệch đồng trục theo phương dọc
Hình 6.16 Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch đồng tâm trục theo phương dọc
Để điều chỉnh sai lệch và đảm bảo đồng tâm trục theo phương dọc, chúng ta sử dụng cơ cấu cân chỉnh như trong hình 6.16 Tùy thuộc vào hướng sai lệch, cần điều chỉnh các vị trí được đánh dấu ở bốn góc để đạt được sự cân bằng phù hợp.
- Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch góc tâm trục như hình 6.17, 6.18
Hình 6.17 Sai lệch góc tâm trục
Hình 6.18 Cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch góc tâm trục
Để điều chỉnh sai lệch và cân chỉnh góc tâm trục, chúng ta sử dụng đồng thời cơ cấu nâng hạ và cơ cấu đẩy Việc điều chỉnh các vị trí được đánh dấu ở bốn góc, như trong hình 6.18, cần phải phù hợp với góc sai lệch hiện tại.
Kết qủa đạt được sau khi cân chỉnh đồng tâm trục như hình 6.19
Hình 6.19 Độ đồng tâm trục sau khi được cân chỉnh
Dùng ben thuỷ lực bó 1 đầu ổ bi vào trục như hình 6.20
Hình 6.20 Lắp một đầu ổ bi
Lắp trục và ổ bi vào gối đỡ trục như hình 6.21
Hình 6.21 Lắp trục và ổ bi vào gối đỡ trục Cài phe cố định ổ bi như hình 6.22
Hình 6.22 Cài phe cố định ổ bi
Đánh giá
- Mô hình hiện tại bám sát với các kiểu truyền động phổ biến trong thực tế
- Kích thước vừa phải phù hợp việc giảng dạy
Các phương pháp tháo lắp và cân chỉnh được thực hiện một cách dễ dàng, nhanh chóng và hiệu quả, với thời gian thực nghiệm khoảng 7 phút để tạo ra sai lệch và điều chỉnh một dạng sai lệch của bộ truyền.
- Mô hình đã đạt được đúng yêu cầu ban đầu đề ra
- Đảm bảo được độ bền, tính ổn định lâu dài khi sử dụng
Kết quả cân chỉnh sau khi thực nghiệm cho thấy độ chính xác đạt khoảng 90%, mặc dù một số sai lệch về góc nghiêng vẫn khó có thể nhận biết bằng mắt thường.
- Mô hình hoạt động bình thường theo tiêu chuẩn đánh giá như hình 6.23
Hình 6.23 Sai lệch cân chỉnh cho phép [20]
CHƯƠNG 7: KẾT LUẬN VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN Kết luận
Sau quá trình nghiên cứu, tính toán, thiết kế mô hình hệ thống truyền động cơ khí đã đạt được những yêu cầu đề ra
Mô hình này được xây dựng với tính khoa học và chính xác, phản ánh đầy đủ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống truyền động Hệ thống bao gồm các thành phần quan trọng như motor, khớp nối, bộ truyền đai, ổ bi, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích.
Đề xuất cải tiến các cơ cấu tạo sai lệch và cân chỉnh sai lệch từ bên ngoài và bên trên, nhằm nâng cao khả năng quan sát và thao tác.
- Mô hình có thể chuyển đổi theo hai sơ đồ truyền động một cách linh hoạt để có thể thực hiện được các công việc đã đề ra
- Thời gian cân chỉnh sai lệch nhanh (7 phút cho một dạng sai lệch) phù hợp cho việc giảng dạy
- Mô hình cấu tạo đơn giản, nhỏ gọn, dễ dàng lắp ráp, tháo rời và vận hành
- Các cơ cấu cân chỉnh đạt được độ chính xác tương đối cao (90%)
- Thiết kế các cơ cấu tạo sai lệch với sai số lớn hơn
- Thiết kế các cơ cấu tạo rung động để kiểm tra các mối ghép, các cơ cấu có thể kiểm tra độ rung động và giám sát mô hình
[1] Các mô hình hệ thống truyền động tại phòng thí nghiệm bảo trì, ĐHSPKT TP.HCM 6/2024
Tại Đại học Bách Khoa, Thành phố Hồ Chí Minh, mô hình các cơ cấu truyền dẫn được nghiên cứu và phát triển trong lĩnh vực thiết kế máy Các cơ cấu này đóng vai trò quan trọng trong việc tối ưu hóa hiệu suất và tính năng của các thiết bị cơ khí Chương trình học tại đây cung cấp kiến thức vững chắc về nguyên lý hoạt động và ứng dụng thực tiễn của các cơ cấu truyền dẫn, phục vụ cho nhu cầu công nghiệp hiện đại Để tìm hiểu thêm, bạn có thể truy cập vào trang web của Bộ môn Thiết kế máy.
[3] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí Tập 1 và 2, NXB Giáo Dục, 2003
[4] Nguyễn Hũu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc Gia TP.HCM, 2004
[5] Trần Văn Địch, Công nghệ chế tạo bánh răng, NXB Khoa học và Kỹ thuật, Hà Nội, 2006
[6] Nguyễn Tiến Thọ, Nguyễn Thị Xuân Bảy, Nguyễn Thị Cẩm Tú, Kỹ thuật đo lường – Kiểm tra trong chế tạo cơ khí, NXB Khoa học Kỹ thuật Hà Nội, 2001
[7] Trần Quốc Hùng, Dung sai – Kĩ thuật đo, Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật, 2003
[8] Ninh Đức Tốn, Sổ tay dung sai lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2009
[9] Hoàng Trí, Bảo trì bảo dưỡng máy công nghiệp, NXB Đại học Quốc Gia TP.HCM
[12]MEC-200 - Mechanical training system, link, https://www.smctraining.com/en/webpage/indexpage/1420, 6/2024
[13] Mechanical Drives Learning Systems, Link https://tech-labs.com/products/mechanical- drives-learning-systems, 6/2024
[14] https://www.youtube.com/watch?v1qXigTDmg, 5/2024
[15]https://www.ngananhphat.com/vn/huong-dan-su-dung-thuoc-kep-tieu-chuan-va-cach-doc- so-do-tren-thuoc-kep.html
[16] https://www.youtube.com/watch?v=OKNVArHwbOc, 5/2024
[17] https://www.youtube.com/watch?v=XeUginyD3CU, 5/2024
Việc lệch tâm trục có thể gây ra nhiều tác hại nghiêm trọng cho thiết bị, dẫn đến sự giảm hiệu suất hoạt động và tăng chi phí bảo trì Sử dụng thiết bị cân tâm trục Avỉtek giúp phát hiện và khắc phục tình trạng lệch tâm, từ đó nâng cao độ chính xác và tuổi thọ của máy móc Đầu tư vào công nghệ cân tâm trục là giải pháp hiệu quả để bảo vệ thiết bị và tối ưu hóa quy trình sản xuất.
[19] SKF company, About belt Alignment, Link https://www.skf.com/group/products/maintenance-products/alignment-tools/belt-alignment- tools/about-belt-alignment, 6/2023
[20]https://www.ebookbkmt.com/2018/10/gioi-thieu-chung-ve-can-chinh-ong- truc.html,6/2024