Thiết kế hệ thống cơ khí Đề tài thiết kế hệ thống cơ khí trong vận chuyển hàng hoá

Vì vậy,việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trongcông cuộc hiện đại hoá đất nước.. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu

Giới thiệu tên hộp giảm tốc của hệ thống

- Tùy theo tỉ số truyền chung của HGT , người ta phân ra : HGT 1 cấp và HGT nhiều cấp.

- Tùy theo loại truyền động trong HGT phân ra: HGT bánh răng trụ, HGT bánh răng côn hoặc côn- trụ , HGT bánh vít- trục vit,…

Ưu, nhược điểm của các bộ truyền

HGT bánh răng trụ

- HGT bánh răng trụ 2 cấp được sử dụng nhiều nhất ,tỉ số truyền khoảng từ 8-40 Loại này có 3 dạng sơ đồ sau:

HGT 2 cấp tốc độ Đặc điểm Ưu điểm Nhược điểm

- Đơn giản dễ chế tạo - Bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ →Làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng

Công suất phân đôi ở cặp BR cấp nhanh hoặc cấp chậm

So với HGT khai triển:

+ Tải trọng phân bố đều cho các ổ.

+ Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.

+ Tại các tiết diện nguy hiểm

So với HGT khai triển : + Chiều rộng của hộp tăng.

+ Cấu tạo bộ phận ổ phứ tạp hơn.

+ Số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng. của trục trung gian momen xoắn chỉ tương xứng với 1/2 công suất truyền tới trục.

Sản phẩm này nhẹ hơn khoảng 20% so với HGT khai triển, với trục vào và ra đồng trục, giúp giảm chiều dài của HGT và tối ưu hóa việc bố trí các thiết bị một cách gọn gàng hơn.

Khả năng tải cấp nhanh không được sử dụng hết do tải trọng tác dụng ở cấp chậm lớn hơn đáng kể so với cấp nhanh, mặc dù khoảng cách trục của hai cấp vẫn giữ nguyên.

Việc bố trí các ổ rục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc không chỉ làm phức tạp cấu trúc gối đỡ mà còn gây khó khăn trong quá trình bôi trơn các ổ này.

+ Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng cần phải gia tăng đường kính trục

Thiết bị này được sử dụng khi không cần hai đầu ra cho trục quay nhanh và trục quay chậm, đồng thời yêu cầu bố trí gọn gàng.

HGT trục vít

 Ưu điểm : với khuôn khổ kích thước nhỏ có thể thực hiện được tỉ số truyền lớn , làm việc êm

Bánh vít có nhược điểm là hiệu suất thấp và nguy cơ dính, mòn gia tăng khi bộ truyền hoạt động lâu dài Hơn nữa, việc chế tạo bánh vít yêu cầu sử dụng kim loại màu hiếm, dẫn đến chi phí sản xuất cao.

→ Vì vậy nên sử dụng HGT này làm việc trong những khoảng thời gian ngắn.

Đặc điểm hộp giảm tốc

- Trong hệ thống dẫn động cơ khí sử dụng các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít dưới dạng 1 tổ hợp biệt lập được gọi là hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc là thiết bị quan trọng trong các hệ thống cơ khí, giúp điều chỉnh tốc độ và mô men xoắn từ động cơ điện Chức năng này đảm bảo rằng các bộ phận công tác hoạt động hiệu quả và đáp ứng đúng yêu cầu kỹ thuật.

Vấn đề bôi trơn của hệ thống

Để giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, cần thực hiện bôi trơn liên tục cho các bộ truyền trong hệ thống HGT Việc này không chỉ giúp giảm mài mòn mà còn đảm bảo khả năng thoát nhiệt tốt, đồng thời ngăn ngừa hiện tượng han gỉ ở các chi tiết máy.

- Các phương pháp bôi trơn :

+ Bôi trơn ngâm dầu : bánh răng , trục vít , bánh vít ….

+ Bôi trơn lưu thông : các bộ truyền có vận tốc lớn …

+ Dầu công nghiệp được sử dụng rộng rãi nhất.

+ Dầu ô tô , máy kéo AK10 hoặc AK15 vv…

TÍNH TOÁN CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU CỦA HỆ THỐNG

Tính công suất và chọn động cơ điện

2.1.1 Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau:

Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

Pt - Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW

 - Hiệu suất truyền động chung của hệ thống. η=∏ i=1 n η i =η 1 η 2 η 3 (1.2)

Với  1 ,  2 ,  3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động, theo bảng 2.3 [1]

Theo đề , ta tính P t trong trường hợp tải trọng thay đổi:

Công suất làm việc trên trục máy công tác:

Công suất tính toán theo sơ đồ tải trọng: ¿P lv √ ( 1 ,3 T T ) 2 t 1 +( t 1 T T + t ) 2 2 + t t 2 3 +( 0 ,3 T T ) 2 t 3 Do thời gian t1 (3s) quá nhỏ nên có thể bỏ qua, nên ta có:

Hiệu suất truyền động chung của hệ : η = η dai η br−tru 2 η cap−o 4 η noi−truc

Với : η dai =0,96; η br−tru =0,97; η cap−o =0,99; η noi−truc =1

Vậy công suất cần thiết của động cơ là: P ct =P t η =2,69

2.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n lv u t

Trong đó: n lv `000.v π D `000.1,35 π.310 ,17( vg ph ) ( đối với băng tải) Theo bảng 2.4 [1]:Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ , ta có được: u t =u h u đ

• usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh = 8 (chọn từ 8 ÷ 40)

• usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai dẹt không có cánh căng; ud = 2 (chọn từ 2 ÷ 4)

⇒ u t =8.2 Vậy : n sb =n lv u t ,17.16≈1330,72( vg ph ) ,

Kết hợp với điều kiện:{ n đ b P đ c ≥ n ≥ P sb 30 ct = 3 , 09 ,72

Mômen mở máy thỏa điều kiện:

Tra bảng P1.3 trang 237 ta chọn được động cơ: 4A100L4Y3 Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:

• Hệ số công suất cos φ = 0,84

Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống dẫn động

Công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: u t =n dc n lv = 1420

• ut tỉ số truyền chung của hệ thống

• nđc số vòng quay động cơ đã chọn

• nlv số vòng quay của trục ở bộ phận công tác (tang của băng tải, tang của tời cuốn)

• D đường kính của tang hay tang cuốn ở bộ phận công tác [mm]

• v vận tốc của băng tải hay vận tốc kéo của tang cuốn cáp [m/s]

Tỷ số truyền của bộ truyền: u t =u h u đ

• ut – Tỷ số truyền chung của hệ thống

• uđ – Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài HGT (bộ truyền đai)

• uh – Tỷ số truyền của bộ truyền bên trong HGT.

Tính lại ud theo u1 và u2 trong hộp giảm tốc u đ = u t u 1 u 2 = 17,07

• u1 – Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm được kiểm tra với kết quả ut = uđ uh = uđ u1 u2 = 1,995.3,204.2,67 = 17,066, cho thấy sai số Δu = 0,0002 % ≤ 4 % Điều này chứng tỏ rằng sai lệch tỷ số truyền của bộ truyền đai là không đáng kể Để đảm bảo hiệu quả bôi trơn cho các bộ phận truyền bánh răng trong hộp giảm tốc, phương pháp ngâm dầu được áp dụng đồng nhất.

Công suất trên các trục

Số vòng quay của các trục

Momen xoắn trên các trục

Chương 2 tập trung vào việc tính toán để lựa chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền phù hợp với yêu cầu đề bài Đồng thời, chương này cũng thực hiện các phép tính để xác định công suất và mô-men tác dụng lên các trục.

Khi xác định bộ truyền Hộp giảm tốc 2 cấp, cần lưu ý chọn động cơ phù hợp với điều kiện kinh tế Việc này không chỉ đảm bảo hiệu suất hoạt động mà còn tối ưu hóa chi phí đầu tư.

Bảng 1 Thông số của động cơ điện

Bảng 2 Thông số kỹ thuật

Thông số Động cơ I II III

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Thiết kế bộ truyền đai (đai dẹt)

3.1.1 Chọn loại đai Đai vải cao su được dùng nhiều vì có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm.

3.1.2 Xác định đường kính bánh đai

* Đường kính bánh đai nhỏ: d 1 = (5,2  6,4) ∛ T đc

• Tđc : Tỷ số truyền động cơ d 1 = (5,2  6,4).√ 3 26766 ,9 = (155,55  191,45) mm

Theo tiêu chuẩn bảng 20.15, chọn d1 0 mm

Kiểm nghiệm lại vận tốc đai theo điều kiện: v v = (π d1.n1)/60.1000 < (25÷30) m/s với n1 = 1420 vg/ph; d1 = 160 mm

* Đường kính bánh đai lớn: d 2 = (d 1 u đai ).(1 -  )

• với uđai : Tỷ số truyền của bộ truyền đai; : Hệ số trượt

Chọn d2 theo tiêu chuẩn theo bảng 20.15, chọn: d2 = 320mm

* Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền không quá 4%

Tỷ số truyền thực tế: u t = (d2)/(d1.(1−δ)) = 320/(160.(1−0,01)) = 2,02

Sai lệch tỷ số truyền:  u = ( ut−u )/ u = ( 2 , 02−2 )/2 = 1% < 4% (Thoã mãn)

Theo công thức 4.4, với khoảng cách trục a đã chọn: l = 2a + π (d 1 + d 2 )/2 + (d 2 – d 1 ) 2 /(4a)

Theo 4.5, chiều dài tối thiểu l min = v/i với i: Số lần uốn của đai trong 1 giây, i  i max = 3  5 v = 11,89 m/s = 11890 mm/s

Vậy để thoã mãn điều kiện 4.5, tăng chiều dài l thêm từ 100 400 mm

* Tính lại khoảng cách trục a từ giá trị l đã chọn theo công thức 4.6 a = ( + √ ❑ 2 −8 ❑ 2 )/4

3.1.5 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ

Góc ôm  1 trên bánh nhỏ:

=>  1 = 180 ° - ((320 - 160) 57 ° /850) = 169,27 ° 150 ° đối với đai vải cao su

3.1.6 Xác định tiết diện đai

Theo công thức 4.8, diện tích tiết diện đai:

* Lực vòng theo công thức 4.9: Ft = 1000.Pđc/v = 1000.3,09/11,89 = 259,88 N

* Theo bảng 4.7, hệ số tải trọng Kđ = 1,1

* Theo công thức 4.10, ứng suất có ích cho phép [ F ] = [ F ]0.C.Cv.C0

Chiều rộng đai b được xác định theo công thức 4.8 b = A/ = 140,13/4 = 35,03

Theo kích thước tiêu chuẩn ở bảng 4.10, chọn b = 40 mm

Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

Thông số Bánh răng chủ động Bánh răng bị động

Số vòng quay trục (v/ph) n 1 = n I = 710 n 2 = n I I = 221 , 6

Thời gian phục vụ: 5 năm; mỗi năm làm 320 ngày ; mỗi ngày làm việc 8h:

3.2.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Chọn vật liệu thép C45, sau khi nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện, độ cứng sau tôi đạt HB 180…350

Bánh nhỏ (bánh chủ động) Bánh lớn (bánh bị động)

Nhiệt luyện Tôi cải thiện Tôi cải thiện Độ rắn HB 192…240 HB 192 240

HB1 = 240 HB2 = 220 σ b (MPa) σ b 1 u0 σ b 2 u0 σ ch (MPa) σ c h 1 E0 σ c h2 E0

3.2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:

Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi:

Ta thấy: { N N N N HE HE FE1 FE2 1 2 > > > > N N N N HO1 HO2 FO FO 1 2 → K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 = 1 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 với thép 45 cải tiến, giá trị SH là 1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép cho mỗi chu kỳ cơ sở được tính bằng công thức: σ 0 Hlim = 2 HB + 70 Đối với bánh chủ động, ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định là: σ 0 Hlim1 = 2 HB + 70 = 2.240 + 70U0 MPa.

Bánh bị động: σ 0 Hlim2 =2 HB + 70=2.220 + 70Q0 MPa Ứng suất uốn cho phép ứng với mỗi chu kì cơ sở: σ F lim ¿ 0 =1.8 HB ¿

Bánh chủ động: σ F 0 lim 1 =1,8HB=1,8.240C2MPa

Bánh bị động: σ F 0 lim 2 =1,8HB=1,8.22096MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Q0 1 1.1F3,64(MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị [ σ H 1 ] và [ σ H 2 ]

=> [ σ H ] = [ σ H 2 ] = 463,46 MPa Ứng suất uốn cho phép:

Tra bảng 6.2, ta có KFC = 0,7, SF = 1.75

96.0,7.1 1.75 8,4MPa Ứng suất quá tải cho phép:

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a a w 1 =K a (u+1) √ 3 [ σ T H ] 1 2 u Ψ K Hβ ba ¿49,5.(3,204+1) √ 3 463 53533 ,64 2 3,204 0 ,8.1 ,07 , 4 = 123 , 28 ( mm )

• Ka = 49,5 – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của các cặp bánh răng và loại răng bảng 6.5 (Răng thẳng, vật liệu thép - thép)

• T1 = 53533,8 - Momen xoắn trên trục bánh chủ động

3.2.4 Xác định modun của bánh răng

3.2.5 Xác định số răng và tính chính xác khoảng cách trục

Tính số răng bánh nhỏ:

Lấy Z 2 nguyên: Z 2= 84 (răng) => Tổng răng: Z t = Z 1 + Z 2 = 26 + 84 = 110 răng

Tính chính xác khoảng cách trục a w theo số răng Z 1 và Z 2 đã quy tròn: aw = m.Zt / 2 = 2,5.110/2 = 137,5 mm

Tính toán lại tỷ số truyền u: u ' = Z Z 2

1 = 84 26= 3,23 Kiểm tra sai số tỷ số truyền (khi cần thiết) | Δ u | ≤ (2 ÷ 3)%: Δu = u ' − u u = 3 , 23−3,204 3,204 = 0,81% (thỏa mãn điều kiện: | Δ u |≤ 2÷3%)

* Tính chính xác khoảng cách trục

Xác định hệ số dịch chỉnh

Với aw = 137,5 mm muốn dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục là 140 mm

Hệ số dịch tâm theo công thức 6.22 : y = aw/m – 0,5Zt

Theo công thức 6.23 : ky = 1000.y/Zt

Theo công thức 6.24, hệ số giảm đỉnh răng :

Theo công thức 6.25, tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y +  y = 1 + 0,062 = 1,062

Theo công thức 6.26, hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và 2 : x1 = 0,5(xt – (Z2 – Z1).y/Zt)

Theo công thức 6.27, góc ăn khớp :

Bề rộng vành răng : bw = Ψ ba aw

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H ( u+ w1 2 1 ) ≤ [ σ H ¿

• Z M - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5: Vật liệu bánh răng thép - thép: Z M = 274

• Z H - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Z H =√ 2 cos sin 2 α β w b

Tra công thức 6.34, • Z Z H = √ sin 2 2 cos ❑ tw = √ sin 2.22 2.1 ,63 = 1,68 ε - hệ số xét đến sự trùng khớp của răng:

• K H - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H =K Hα K Hβ K HV

Tra bảng 6.11, đường kính lăn dw1 = 2.aw/(u + 1)

Theo công thức 6.40, vận tốc vòng v = dw1.n1/60000

Với  H theo bảng 6.15, chọn bằng 0,006 g0 theo bảng 6.16, chọn bằng 56

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức 6.1

 Với CCX 8, cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95 (trang 129)

 Tra bảng 6.14, đường kính đỉnh răng của hệ bánh răng cấp nhanh: da1 = d1 + 2(1 + x1 -  y ).m = 65 + 2(1 + 0,27 – 0,062).2,5 = 71,04 mm da2 = d2 + 2(1 + x2 -  y ).m = 210 + 2(1 + 0,79 – 0,062).2,5 = 218,64 mm

Với đường kính chia của hệ bánh răng cấp nhanh theo bảng 6.14 d1 = m.Z1/cos

Vì da < 700 mm nên KXH = 1 (trang 91)

Vậy với  H = 301,55 MPa < [ σ H ] = 409,63 MPa ( thoã mãn )

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn Ứng suất uốn trong răng và độ bền mỏi uốn theo công thức 6.43 σ F 1=2.T b 1 K F Y ε Y F1 w d w 1 m ≤[ σ F 1]; σ F 2= σ F Y 1 Y F2

T 1 : momen xoắn trên bánh dẫn 1 (Nmm): T 1= 53533 , 8 Nmm m: modun bánh răng (mm): m = 2,5 b w : chiều rộng vành răng (mm): b w = 56 mm d w1 : đường kính vòng lăn bánh 1 (mm): d w 1 = 66,19 mm

Y F 1 , Y F2: hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng Z và hệ số dịch chỉnh x. => Tra Bảng 6.18, với Z 1= 26; Z 2= 112 thì Y F1= 3,5; Y F 2= 3,45

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fα K Fβ K FV

Với bánh răng thẳng, theo bảng 6.14, K Fα = 1,22

Tra Bảng 6.7, với sơ đồ 3, K Fβ = 1,17

Tính lại chính xác ứng suất uốn cho phép:

Vậy σ F1E,26MPa