Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động

Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động

PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THU ẬT

T ng quan h ổ ệ thống

Hệ g m có 3 thành phồ ần chuyển động độ ậc l p chính bao gồm cơ cấu nâng (1), chuyển động tịnh ti n cế ủa xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3)

Quá trình làm việc của xe nâng hàng bắt đầu bằng việc lấy hàng và sau đó điều chỉnh độ cao của hàng hóa đến dãy hoặc tầng yêu cầu thông qua bộ phận nâng.

Xe di chuyển vào kho qua bánh xe, và khi đến nơi, hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa nhờ các con lăn gắn trên xe.

Các thông s quan tr ng c a h ố ọ ủ ệthống:

2 Đặc tính tải trọng: va đập vừa

3 Đường kính lăn bánh răng d 3 = 190 (mm)

4 Chi u cao xe nâng: ề h = 312,5 (mm)

5 Chi u dài xe nâng: ề L = 1250 (mm)

7 Trọng lượng tối đa của xe nâng G n = 300 (kg)

8 Trọng lượng tối đa của hàng và xe G d = 160 (kg)

9 Đường kính bánh xe d s = 150 (mm)

10 V n t c xe di chuyậ ố ển hàng V x = 10 (m/ph)

11 Chi u dài xe di chuyề ển L 1 = 700 (mm)

12 Chi u dài phề ần đặt hàng trên xe L 2 = 600 (mm)

1.2 Xác định các thành ph n c a h ầ ủ ệthống dẫn động

Hệ có 2 thành phần độc lập, tách bi t nhau, bao g m h ệ ồ ệthống nâng h s d ng ạ ử ụ bàn nâng và xe ch hàng ở

Hệ thống con lăn và cơ cấu giữ xe nâng

- 2 thanh răng được gắn với 2 cột d n ẫ hướng c ố định

- 2 bánh răng nằm trên trục ra của h p sộ ố và liên k t vế ới thanh răng

- 6 bánh xe có nhi m v tệ ụ ỳ và dẫn hướng cho cơ cấu

- khung xe và các kh p n i ớ ố

 H ệthống có nhi m v nâng và h xe t i ray dệ ụ ạ ớ ẫn để đi vào kho.

Khi nhận tín hiệu điều khiển, động cơ được cấp điện để quay, kéo theo giá nâng di chuyển tới vị trí yêu cầu Chuyển động này được thực hiện thông qua cơ cấu răng - bánh răng, biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến Chiều di chuyển của giá nâng phụ thuộc vào chiều điện áp cấp vào động cơ Việc dừng và không dừng hành trình của giá nâng được kiểm soát bởi các cảm biến và công tắc hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng.

Hnh 0.1 Chuy ển độ ng nâng

TÍNH TOÁN THIẾ T KẾ TRONG HỆ TH ỐNG CƠ KHÍ

Tính toán độ ng h ọc

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

- Số vòng quay sơ bộ ủa động cơ n c sb (vg/ph) ho c tặ ốc độ đồng hồ của động cơ ndb (vg/ph)

- Tỉ s momen m máy: Tố ở mm /T ( n u cế ần)

- Chọn được động cơ điện phù hợp

- Tra các thông s ố cơ bản của động cơ

Sơ đồ động học của hệ th ng xe ố

Hnh 2.1 Sơ đồ hệ thống

Hnh 2.2 Sơ đồ động học

Hnh 2.3 Sơ đồ ực tác d ng lên bàn nâng l ụ

2.1.1 Xác định công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ điện

Công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ điện: Pyc = 𝑃𝑙𝑣/𝜂𝑐 (kW) (1.1) Trong đó: Pyc - là công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ điện

Plv - là công suất trên bộ phận máy công tác ( tr c c a bụ ủ ộ phận làm việc )

𝜂 𝑐 - là hi u su t chung c a toàn c m ệ ấ ủ ụ

 Xác định công su t trên tr c máy công tác: ấ ụ

Cụm nâng c a kho hàng có hai quá trình c n quan tâm là quá trình nâng và quá trình ủ ầ hạ

- Trọng l c cự ủa các bộ phận trong c m, g i là l c cụ ọ ự ản chính ( vì thường là lớn hơn các lực cản khác, vd: l c c n do ma sát);ự ả

Lực ma sát giữa con lăn và ray sẽ thay đổi tùy thuộc vào hướng di chuyển của cơ cấu, có thể là đi lên hoặc đi xuống Nguyên tắc chính là lực ma sát luôn hoạt động ngược chiều với hướng di chuyển của cụm.

Khi thực hiện quá trình nâng, cụm cơ cấu nâng bao gồm hàng hóa và các bộ phận liên quan như giá xe đỡ và xe mang hàng sẽ được đưa lên Lực phát động trong quá trình nâng thường hướng lên trên, do đó, lực này thường trái ngược với lực cản do ma sát và trọng lực.

Khi hạ cẩu, cơ cấu nâng (bao gồm hàng hóa và các cơ cấu liên quan như giá xe đỡ, xe mang hàng) sẽ đi xuống Thông thường, lực phát động khi hạ sẽ hướng xuống, do đó lực phát động thường ngược chiều với lực cản do ma sát nhưng lại cùng chiều với trọng lực.

Trọng lượng của hàng hóa và xe di chuyển được ký hiệu là G, trong khi trọng lượng của xe ủ nâng được gọi là Gn Lực ma sát khi nâng hàng được biểu thị bằng Fự ms,n, và lực ma sát khi hạ hàng là Fạ ms,h.

- Quá trình nâng: F = Fc,n ms,n + G + Gn d (1.2a)

- Quá trình h : Fạ c,h = - Fms,h + G + Gn d (1.2b)

Khi nâng một vật, lực cản thường lớn hơn lực cần thiết để hạ vật đó Vì vậy, khi chọn động cơ, cần đảm bảo rằng nó có khả năng đủ mạnh để thực hiện công việc nâng, đồng thời cũng đáp ứng yêu cầu khi hạ vật.

Với: f là h s ma sát gi1– ệ ố ữa con lăn và dẫn hướng

N – là áp l c giự ữa con lăn và dẫn hướng

Suy ra: F = f [G L/2 + G L] / h v i h s ma sát ms 1 n d ớ ệ ố f 1 = 0,05 (thép thép) –

Công su t có ích trên tr c b ấ ụ ộphận công tác: Plv,n = 𝐹𝑐,𝑛 𝑉𝑛 60.1000 (kW) (1.3a) Cuối cùng ta có công su t trên trấ ục bộ phận công tác:

𝑡𝑟 𝜂 ) 𝑜𝑡𝑟 (kW) (1.3b) Trong đó: 𝜂 𝑡𝑟 – là hi u suệ ất thanh răng – bánh răng

𝜂𝑜𝑡𝑟 là hi u su– ệ ất ổ trục con lăn xe nâng

Vn – là v n tậ ốc nâng ( đầu bài cho hoặc xác định t yêu c u thi t k ) ừ ầ ế ế

 Xác định hiệu su t chung c a cấ ủ ụm truyền động:

Trong đó: 𝜂𝑖 – là hi u su t c a chi ti t ho c b truyệ ấ ủ ế ặ ộ ền th i ứ

K - là s chi ti t hay b truy n th ố ế ộ ề ứ i đó

Với sơ đồ bố trí h dệ ẫn động như đề bài, ta có:

Bảng 2.1 Hiệu su t các b ấ ộphận , b truy n trong c m trộ ề ụ uyền động

Tên g i ọ Kí hi u ệ Số lượng Giá tr ịchọn Ghi chú

Hiệu Su t 1 cấ ặp ổ lăn 𝜂𝑜𝑙 3 0,995

Hiệu su t 1 cấ ặp bánh răng 𝜂 𝑏𝑟 2 0,97

 Tính công su t yêu c u trên trấ ầ ục động cơ:

60 1000 0, 0, 99 93 = 3,2 (kW) , v i chớ ọn 𝜂 𝑡𝑟 = 0,93 , 𝜂 𝑜𝑡𝑟 = 0,99 , gia t c trố ọng trường g(m/𝑠 2 ) ( theo 1.3b)

Suy ra: P yc= 0,972 3,2 = 3,45 (kW) (theo 1.1)

2.1.2 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặ ốc độc t đồng bộ của động cơ cần

Tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần đạt được được xác định bởi công thức nđc,sb = nlv usb, trong đó nđc,sb là số vòng quay sơ bộ cần thiết của động cơ, nlv là tốc độ quay của trục máy công tác, và usb là tỷ số truyền sơ bộ của cụm.

 Xác định tốc độ quay trên tr c b ụ ộphận công tác:

𝜋 𝑑 3 (1.6a) Trong đó: 𝑣𝑛 là v n t– ậ ốc nâng (m/ph)

Với v n tậ ốc nâng 𝑣𝑛 (m/ph); đường kính lăn 𝑑3(mm) nlv = 1000 𝑣 𝜋 𝑑 𝑛

 Xác định tỷ số truy n chung c a c m ề ủ ụ

Trong đó : 𝑢𝑖,𝑠𝑏 – là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền th i; ứ

Với sơ đồ ụm đã cho, ta có: c

Với 𝑢 𝑏𝑟1,𝑠𝑏, 𝑢 𝑏𝑟2,𝑠𝑏 lần lượt là tỉ s truyố ền sơ bộ ủa bánh răng cấ c p nhanh ( cấp 1) và b truyộ ền bánh răng cấp chậm ( c p 2) trong c m; ấ ụ 𝑢𝑘1 , 𝑢𝑘1 lần lượt là t ỉ

8 số truy n t cề ừ ủa khớp n i t ố ừtrục động cơ sang trục vào của HGT và c a kh p nủ ớ ối từ trục ra của HGT sang tr c b ụ ộphận công tác

Bảng 2.2 T sỉ ố truyền sơ bộ của các bộ phận, b truy n trong c m truy n chuyộ ề ụ ề ển động

Tên g i ọ Kí hi u ệ Số lượng Giá tr ịchọn Ghi chú

Tỉ s truy n kh p n i t ố ề ớ ố ừ trục động cơ sang trục vào của HGT

Tỉ s truyố ền sơ bộ ủ c a b ộ truyền bánh răng cấp nhanh

Tỉ s truyố ền sơ bộ ủ c a b ộ truyền bánh răng cấp chậm( cấp 2)

Tỉ s truy n c a kh p n i t ố ề ủ ớ ố ừ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác

 Xác định tốc độ quay sơ bộ ủa động cơ c hoặc tốc độ đồng b cộ ủa động cần nlv = 34 1000

Suy ra: nđc,sb V,99 14 = 797,86(vg/ph) (theo 1.5) Vậy, ch n => n = 1000 (vg/ph) ọ sb

2.1.3 Chọn độngcơ điện Động cơ điện thỏa mãn: { 𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑦𝑐

Chọn được loại động cơ là:

Bảng 2.3 B ng thông s cả ố ủa động cơ điện đã chọn

 Tỉ s truy n chung c a cố ề ủ ụm:

Công thức tính tốc độ quay của động cơ được xác định là 𝑢𝑐 = 𝑛 /𝑛đ𝑐, với nđc là tốc độ quay của động cơ đã chọn và 𝑙𝑣 = 17,11 (1.8) Tốc độ quay trên trục công tác được xác định theo công thức 𝑙𝑣 trong tài liệu trước đó (ct 1.6b).

 Phân ph i t s truy n chung cho các b truy n trong hố ỉ ố ề ộ ề ộp:

Với u là t s truy n b i ỉ ố ề ộthứ i trong c m ụ

Do u = u =1 nên ti n hành phân u cho k1 k2 ế c 𝑢 𝑏𝑟1 , 𝑏𝑟2 𝑢 dựa vào tiêu chí: theo yêu c u g n nh ầ ọ ẹ

- Lấy u = 1,25 ubr1 br2 ubr2 = 1,25 𝑢 𝑏𝑟2 2 => u br2= √𝑢𝑐/1,25 = 3,70

- Suy ra u = ubr1 c/ubr2 = 1,25 ubr2 = 4,63

2.3 Tính các thông s trên các tr c ố ụ

Hộp gi m t c 1 cả ố ấp nên quy ước gọi trục vào c a HGT là tr c I, tr c trung gian là ủ ụ ụ trục II, trục ra là tr c III; ụ

- Tỉ s truy n t ố ề ừtrục động cơ sang trục I( trục vào của h p gi m t c): ộ ả ố uđc  I = u = 1 k

- Tỉ s truy n t ố ề ừtrục I sang tr c II c a HGT: uụ ủ I  II = ubr1 = 4,63

- Tỉ s truy n t ố ề ừtrục II sang tr c III c a HGT: uụ ủ II  III = ubr2 = 3,70

- Tỉ s truy n t ố ề ừtrục III ( tr c ra c a h p giụ ủ ộ ảm t c) sang tr c b ố ụ ộphận công tác ( tr c c a b ụ ủ ộphận làm việc): uIII  lv = u = 1 k

2.3.2 Tính tốc độ quay trên các tr c ụ

Từ góc độ quay của động cơ, ta có thể tính tốc độ quay cho các trục khác bằng cách áp dụng công thức ni = 𝑛 𝑖−1, bắt đầu từ trục động cơ và tiếp tục đến các trục phía sau.

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào c a HGT ) => tr c II ( ủ ụ trục ra của HGT) => tr c b ụ ộphận công tác:

Trình t : n => n => n => nự đc II III lv,t

- Tốc đôh quay trên trục động cơ: nđc = 975

- Tốc độ quay trên tr c I ( tr c vào c a HGT): nụ ụ ủ I = 𝑛 đ𝑐

- Tốc độ quay trên tr c II: nụ II = 𝑛 𝑛 𝐼

- Tốc độ quay trên tr c III: nụ III = 𝑛 𝐼𝐼

- Tốc độ quay trên tr c b ụ ộphận công tác: nlv,t = 𝑛 𝐼𝐼𝐼

2.3.3 Tính công su t trên các tr c ấ ụ

Xuất phát t công suừ ất trên tr c bụ ộ phận công tác, ti n hành tính công su t cho các ế ấ trục phía trước nó theo công thức: ni-1 = 𝑃 𝑖

Trình t : P => Pự lv III => P => P => PII I đc,t

- Công su t trên tr c bấ ụ ộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)

- Công su t trên tr c III ( tr c ra c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên tr c II ( tr c ra c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên tr c I ( tr c vào c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên trấ ục động cơ ( thực cần – khác với công su t danh ấ nghĩa của động cơ): Pđc,t = 𝑃 𝐼

Công su t trên trấ ục m t bên c a tr c III( tr c ra cộ ủ ụ ụ ủa HGT ): P’III = 𝑃 2 𝐼𝐼𝐼 = 3,2 2

Công su t trên mấ ột tr c công tác ( có 2 trục 2 bên ): P’ụ lv = 𝑃 2 𝑙𝑣 = 3,2

2.3.4 Tính momen xo n trên các tr c ắ ụ

Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xo n trên các tr c theo công ắ ụ thức: T = 9,55 i 10 6 𝑛 𝑃 𝑖

Bảng 2.4 L p bậ ảng thông s ố Động học

Trụ đ/c Trục I Trục II Trục III Trục B phân công tác

Hộp giảm tốc ốc được phân thành hai cấp truyền: cấp nhanh và cấp chậm, có thể có thêm một bước trung gian Cấp nhanh bắt đầu từ trục chủ động cấp I đến trục bị động cấp II, tiếp theo là trục III, đại diện cho cấp truyền chậm.

Hnh 0.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng Chọn b truyộ ền là bánh răng trụ răng thẳng:

- Chọn v t liậ ệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi c i thiả ện độ ắ r n HB 0, gi i hớ ạn bền và gi i h n ch y lớ ạ ả ần lượt là  b 1  750, ch 1  450 (Mpa)

- V t liậ ệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ ắ r n HB0,

Xác nh ng su t cho phép: đị ứ ấ

- ng su t ti p xúc cho phép: ứ ấ ế

Z R - hệ s ố xét đến độ nhám mặt răng làm việc

Z V - hệ s ố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH - hệ ố xét đến ảnh hưở s ng của kích thước bánh răng

Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượ chân răngn

Y S - hệ số xét đến độnhạy c a v t liủ ậ ệu đố ớ ậi v i t p trung ứng su t ấ

K xF - hệ ố xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn s

K FC - hệ ố xét đến ảnh hưở s ng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều

(Trong quá trình tính toán sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)

K K - hệ s ốtuổi th , xét b i th i h n ph c v và ch ọ ở ờ ạ ụ ụ ế độ tải tr ng c a b truy n ọ ủ ộ ề

  - ứng su t ti p xúc và ng su t u n cho phép v i chu k uấ ế ứ ấ ố ớ ỳ ốn cơ sở

 N với m H , m F là b c cậ ủa đường cong mỏi khi th v ử ề ứng su t ti p xúc và uốn, do bánh răng có HB trục I ( trục vào c a HGT ) => tr c II ( ủ ụ trục ra của HGT) => tr c b ụ ộphận công tác:

Trình t : n => n => n => nự đc II III lv,t

- Tốc đôh quay trên trục động cơ: nđc = 975

- Tốc độ quay trên tr c I ( tr c vào c a HGT): nụ ụ ủ I = 𝑛 đ𝑐

- Tốc độ quay trên tr c II: nụ II = 𝑛 𝑛 𝐼

- Tốc độ quay trên tr c III: nụ III = 𝑛 𝐼𝐼

- Tốc độ quay trên tr c b ụ ộphận công tác: nlv,t = 𝑛 𝐼𝐼𝐼

2.3.3 Tính công su t trên các tr c ấ ụ

Xuất phát t công suừ ất trên tr c bụ ộ phận công tác, ti n hành tính công su t cho các ế ấ trục phía trước nó theo công thức: ni-1 = 𝑃 𝑖

Trình t : P => Pự lv III => P => P => PII I đc,t

- Công su t trên tr c bấ ụ ộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)

- Công su t trên tr c III ( tr c ra c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên tr c II ( tr c ra c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên tr c I ( tr c vào c a HGT ): ấ ụ ụ ủ

- Công su t trên trấ ục động cơ ( thực cần – khác với công su t danh ấ nghĩa của động cơ): Pđc,t = 𝑃 𝐼

Công su t trên trấ ục m t bên c a tr c III( tr c ra cộ ủ ụ ụ ủa HGT ): P’III = 𝑃 2 𝐼𝐼𝐼 = 3,2 2

Công su t trên mấ ột tr c công tác ( có 2 trục 2 bên ): P’ụ lv = 𝑃 2 𝑙𝑣 = 3,2

2.3.4 Tính momen xo n trên các tr c ắ ụ

Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xo n trên các tr c theo công ắ ụ thức: T = 9,55 i 10 6 𝑛 𝑃 𝑖

Bảng 2.4 L p bậ ảng thông s ố Động học

Trụ đ/c Trục I Trục II Trục III Trục B phân công tác

Hộp giảm tốc ốc được phân chia thành hai cấp truyền động: cấp nhanh và cấp chậm, với khả năng bổ sung một bước trung gian giữa hai cấp này Cấp nhanh bắt đầu từ trục chủ động cấp I và kết thúc ở trục bị động cấp II, tiếp theo là trục III, đại diện cho cấp truyền chậm.

Hnh 0.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng Chọn b truyộ ền là bánh răng trụ răng thẳng:

- Chọn v t liậ ệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi c i thiả ện độ ắ r n HB 0, gi i hớ ạn bền và gi i h n ch y lớ ạ ả ần lượt là  b 1  750, ch 1  450 (Mpa)

- V t liậ ệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ ắ r n HB0,

Xác nh ng su t cho phép: đị ứ ấ

- ng su t ti p xúc cho phép: ứ ấ ế

Z R - hệ s ố xét đến độ nhám mặt răng làm việc

Z V - hệ s ố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH - hệ ố xét đến ảnh hưở s ng của kích thước bánh răng

Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượ chân răngn

Y S - hệ số xét đến độnhạy c a v t liủ ậ ệu đố ớ ậi v i t p trung ứng su t ấ

K xF - hệ ố xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn s

K FC - hệ ố xét đến ảnh hưở s ng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều

(Trong quá trình tính toán sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)

K K - hệ s ốtuổi th , xét b i th i h n ph c v và ch ọ ở ờ ạ ụ ụ ế độ tải tr ng c a b truy n ọ ủ ộ ề

  - ứng su t ti p xúc và ng su t u n cho phép v i chu k uấ ế ứ ấ ố ớ ỳ ốn cơ sở

 N với m H , m F là b c cậ ủa đường cong mỏi khi th v ử ề ứng su t ti p xúc và uốn, do bánh răng có HB T = 1,5 Tt đc = 1,5 33890,26 = 50835,39 Nmm Đường kính trục động cơ : dt = dđc = 38 (m)

=> Ch n kh p n i có các thông s sau: ọ ớ ố ố

Thông s ố Kí hi u ệ Giá tr ị

Mô men xo n l n nh t có th truyắ ớ ấ ể ền được T max 250

Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm ch t ố D0 105

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28

Chiều dài đoạn côngxon c a chủ ốt l1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

* Kh p n i tr c làm viớ ố ụ ệc: dsb ≥√ 3 0,2 [𝜏] 𝑇 3 ′ = √ 3 268966,73 0,2 20 = 40,67 mm l y dấ 3sb = 45 mm

=> Ch n kh p n i có các thông s sau: ọ ớ ố ố

Thông s ố Kí hi u ệ Giá tr ị

Mô men xo n l n nh t có th truyắ ớ ấ ể ền được T max 500

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm ch t ố D0 130

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28

Chiều dài đoạn côngxon c a chủ ốt l1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

Vật liệu làm trục là thép C45 tôi thường hóa Ứng suấ ật d p cho phép của vòng cao su: [σ]d=4 (MPa) Ứng suấ ốt u n cho phép c a chủ ốt: [σ]u= 70(N/mm ) 2

3.1.3 Ki m nghi m s c bể ệ ứ ền đập của vòng

* Khớp nối trục động cơ:

* Kh p n i tr c làm viớ ố ụ ệc:

* Khớp nối trục động cơ:

* Kh p n i tr c làm viớ ố ụ ệc:

3.1.5 L c tác d ng lên trự ụ ục

Momen xo n trên các ắ trục:

Xác định sơ bộ đường kính tr c : ụ dk ≥ 3 √ 0,2 [𝜏] 𝑇 𝑘

Trong đó [ ] là ng su t xo n cho phép, có giá tr 15 30 (MPa) ứ ấ ắ ị

Lấy [ ] = 20 (MPa) d1sb ≥√ 3 0,2 [𝜏] 𝑇 1 mà tr c I nụ ối với động cơ qua khớp nói nên d = d (0,8 1sb đc ÷ 1,2)

= 38.(0,8 1,2) = 30,4 ÷ ÷ 45,6 Nên l y d = 35mm ấ 1 d2sb ≥√ 3 0,2 [𝜏] 𝑇 2 = 3 √ 147634,5 0,2 20 = 33,29 mm l y d = 40 mm ấ 2sb d3sb ≥√ 0,2 [𝜏] 𝑇 3 ′

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

- Chọn d = 35mm, theo 1 bảng 10.2[1], ta được chi u rề ộng ổ lăn b0 = 21mm

- Chọn d = 40mm, theo 2 bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 23mm

- Chọn d = 45mm, theo 3 bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 25mm.

Xác đị nh kho ng cách gi a các g ả ữ ối đỡ và điểm đặ ực…………………… t l

Chiều dài mayơ của nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 … 2,5)d = (1,4…2,5).35 = (49…62,5) 1 chọn lm12 = 55mm lm33 = (1,4…2,5)d3=(1,4…2,5).45=(63…112,5) (mm)

Chọn lm330 (mm) Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ:

Chọn lm22 P(mm) lm23= (1,2…1,5).40 = (48…60) Chọn lm23 U(mm)

Các tr s k ị ố ichọn theo bảng 10.3[1]

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của h p, ho c ộ ặ khoảng cách giữa các chi ti t quay: Ch n k mm;ế ọ 1

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong c a h p: Ch n k mm ủ ộ ọ 2

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: Ch n k mm ọ 3

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: Chọn h mm n

Chiều dài các đoạn trục lki của các trục.

 Theo bảng 10.4[1] ta có các thông s cố ủa trục II:

 Các thông s c a trố ủ ục III: l c 33  0,5( l m 33  b 0 )  k 3  h n

Hình 3.1 Sơ đồ đặ ựt l c chung

3.3 Xác định các l c tác d ng lên tr c I ự ụ ụ

3.3.1 Xác định kho ng cách gi a các gả ữ ối đỡ và điểm đặt lực

Ta có: l = l = 119 mm 13 23 lc12 = 67 mm l11 = l = 178 mm 21

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục ta sử dụng công thức (10.1) và (10.5), cùng với các quy ước và chiều tương ứng của lực như trong hình 10.3 Đối với trục I, ta có các kết quả cần thiết để phân tích lực tác động.

- Vị trí đặ ực của bánh 1: âm do đó rt l 13 = d /2 = -26,65 mm w1

- Trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ , do đó cq1 = 1

- Bánh răng 1 chủ động , do đó cb13 = 1

- Hướng răng trên bánh răng 1: do bánh răng trụ thẳng đứng nên hr = 0 13

Lực từ khớp n i tác d ng lên ố ụ trục ( xem h.10.5) hướng theo phương x và bằng:

 Fly10 = Fy13 - Fly11 -332,04 + 496,66 = 164,62 N 𝛴M10y = Fx13 l13 - Flx11 l11 - Fx12 lc12= 0

 Flx10 -672,50 N Hình 3.2 Sơ đồ đặ ựt l c và biều đồ momen trục I

3.4 Xác định các l c tác d ng lên tr c II ự ụ ụ

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục ta sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và các đại lượng tương ứng của lực như trong hình 10.3 Đối với trục II, ta sẽ có các kết quả cụ thể.

- Vị trí đặ ực c a bánh 2, t l ủ dương do đó r23 = d /2 = 123,36 mm w2

- Trục 2 quay thu n chiậ ều kim đồng hồ , do đó cq2 -1 38

- Bánh răng 2 bị động , do đó cb23 = -1

- Vị trí đặ ực của bánh 3, âm do đó rt l 22 = -dw3/2 = -48,42 mm

- Trục 2 quay thu n chiậ ều kim đồng hồ , do đó cq2 -1 - Bánh răng 3 chủ động , do đó cb22 = 1

𝛴Fy = Fy22 - Fy23 + Fly21 + Fly20 = 0

 Fly20 = Fy23 - Fly21 – Fy22 - 496,66 -1190,76 +710 = -977,42 N 𝛴M20y = Fx23 l23 - Flx21 l21 + Fx22 l = 0 22

𝛴Fx = Fx23 - Flx21 - Flx20 + Fx22 = 0

Hình 3.3 Sơ đồ đặ ực và bit l ều đồ momen tr c II ụ

3.5 Xác định các l c tác d ng lên tr c III ự ụ ụ

Ta có: l = l = 56,5 mm 34 22 lc33 = 82,5 mm l11 = l = 178 mm 31

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục ta sử dụng công thức (10.1) và (10.5), cùng với các quy ước và chiều tương ứng của lực như trong hình 10.3 Đối với trục III, chúng ta sẽ áp dụng các quy tắc này để tính toán chính xác.

- Vị trí đặ ực c a bánh t l ủ 4: dương do đó r34 = d /2 = 181,56 mm w4

Lực từ khớp n i tác d ng lên tr c ố ụ ụ hướng theo phương x và bằng:

𝛴M30y = Fx34 l34 - Flx31 l31 - Fx32 lc32 + Fx33(l31 + lc32)= 0

 Flx31 = ( Fx33(l31 + lc32) + Fx34 l 34 - Fx32 lc32) / l 31

𝛴Fx = - Fx32 + Flx31 + Flx30 - Fx33 – Fx34 = 0

 Flx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 –Flx31

Đường kính và chiều dài các đoạn trục được xác định bằng công thức cụ thể, như thể hiện trong Hình 3.4, nơi mô tả sơ đồ đạc và biểu đồ mô men trục.

  σ- ng su t cho phép c a thép ch t o tr c Ứ ấ ủ ế ạ ụ

Mj-Mômen u n t ng ố ổ Mj M 2 yj M 2 xj

Mtdj-Momen tương đương M tdj  M j 2 0,75.T j 2

Từ biểu đồ momen ta th y ti t di n 1-1 l p kh p n i, ti t di n 1-ấ ế ệ ắ ớ ố ế ệ 2 ổ lăn 11, tiết di n 1-3 lệ ắp bánh răng 1 là các tiết diện nguy hiểm.

 Tại ti t di n 1-3 lế ệ ắp bánh răng 1 :

Mtđ13 = √𝑀 13 2 + 0, 𝑇75 13 2 = √53954,12 2 + 0, 33694,75 36 2 = 61333,46 Nmm d13 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ13 = √ 3 61333,46 0,1 55 = 22,34 mm lấy theo giá tr tiêu chu n: dị ẩ 13 = 25

 Tại ti t di n 1-2 lế ệ ắp trên ổ lăn 10

Mtđ10 = √𝑀 10 2 + 0, 𝑇75 10 2 = √10720 2 + 0, 33694,75 36 2 = 31086,99 Nmm d10 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ10 = √ 3 31086,99 0,1 55 = 17,82 mm lấy theo giá tr tiêu chu n d = 20 mm ị ẩ 10

T i ti t di n 1-4 ch lạ ế ệ ỗ ắp ổ lăn 11, chọn đồng b ộ đường kính tr c vụ ới ổ lăn 10, nên:

 Tại ti n di n 1-1 lệ ệ ắp kh p n i ớ ố

43 lấy theo giá tr tiêu chu n d = 20 mm ị ẩ 12

T ừbiểu đồ momen ta th y ti t di n 2-2 lấ ế ệ ắp bánh răng 3, tiết diện 2-3 l p bánh ắ răng 2 là các tiết di n nguy hiệ ểm.

 Tại ti t di n 2-2 lế ệ ắp trên bánh răng 3

Mtđ22 = √𝑀 22 2 + 0, 𝑇75 22 2 = √153428,72 2 + 0, 147634,575 2 = 199717,36 Nmm d22 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ22 = √ 3 199717,36 0,1 55 = 33,11 mm lấy theo giá tr tiêu chu n d = 44 mm ị ẩ 22

 Tại ti t di n ch lế ệ ỗ ắp ổ lăn 20 và ổ lăn 21 chọn đường kính trục: d20 = d = 40 (mm) 21

Từ biểu đồ momen ta th y ti t di n 3-1 và 3-5 l p kh p n i, ti t diấ ế ệ ắ ớ ố ế ện 3-2 và 3-4 lắp ổ lăn, tiết di n 3-3 lệ ắp bánh răng 4 , là các tiết diện nguy hiểm.

 Tại ti n di n 3-1 lệ ệ ắp kh p nớ ối đồng bộ vs ti t di n 3-5 ế ệ

Mtđ31 = √𝑀 31 2 + 0, 𝑇75 31 2 = √0 2 + 0, 268966,75 73 2 = 232932,02 Nmm d31 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ31 = √ 3 232932,02 0,1 55 = 34,86 mm lấy theo giá tr tiêu chu n d = d = 40 mm ị ẩ 31 35

 Tại ti n di n 3-2 lệ ệ ắp ổ lăn đồng bộ vs ti t di n 3-4 ế ệ

Mtđ32= √𝑀 32 2 + 0, 𝑇75 32 2 = √99000 2 + 0, 268966,75 73 2 = 253097,46 Nmm d32 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ32 = √ 3 253097,46 0,1 55 = 35,84 mm lấy theo giá tr tiêu chu n d = d = 45 mm ị ẩ 32 34

 Tại ti n di n 3-3 lệ ệ ắp bánh răng 4

Mtđ34 = √𝑀 34 2 + 0, 𝑇75 34 2 = √49542,49 2 + 0, 268966,75 73 2 = 238142,36 Nmm d34 = 3 √ 0,1 [𝜎] 𝑀 𝑡đ34 = √ 3 238142,36 0,1 55 = 35,11 mm lấy theo giá tr tiêu chu n dị ẩ 34 = 50 mm

Kiểm tra độ bền của then theo công thức: d t 1 σ = 2T [ ] dl (h - t )  d

T- mômen xo n trên tr c ắ ụ d- đường kính tr c ụ lt, b, h, t- kích thước then

Theo bảng 9.5[1], v i t i trớ ả ọng va đập v a ta có [ừ d] = 50 MPa

Xét t i v trí l p kh p nạ ị ắ ớ ối

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d mm, ta có then: ỗ ắ b = 5 mm t1 = 3 mm h = 5 mm t2 = 2,3 mm

Xét t i v trí lạ ị ắp bánh răng 1

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d % mm, ta có then: ỗ ắ b = 8 mm t1 = 4 mm h = 7 mm t2 = 2,8 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d @ mm, ta có then: ỗ ắ b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d D mm, ta có then: ỗ ắ b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d =ỗ ắ 40 mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính ch l p then d P mm, ta có then: ỗ ắ b = 14 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm

3.8 Ki m nghi m tr c v b n mể ệ ụ ề độ ề ỏi

Kết c u tr c v a thi t k ấ ụ ừ ế ế đảm bảo được độ b n mề ỏi yêu cầu nếu h sệ ố an toàn t i các ạ chi ti t nguy hi m thế ể ỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 j : s  h s an toàn ch xét riêng ng su t pháp ệ ố ỉ ứ ấ

 j : s  h s an toàn ch ệ ố ỉ xét riêng đến ứng su t ti p ấ ế

Với σ-1và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Với thép C45 có b`0(MPa)

  biên độ và tr sị ố trung bình của ứng su t pháp t i ti t di n j ấ ạ ế ệ : aj , mj

  biên độ và tr s trung bình cị ố ủa ứng su t ti p t i ti t di n j ấ ế ạ ế ệ

Momen c n uả ốn đối v i tr c có 1 rãnh then: ớ ụ

Momen c n xoả ắn đối v i tr c có 1 rãnh then: ớ ụ

  Đố ới v i tr c quay ng su t u n thay ụ ứ ấ ố đổi theo chu k ỳ đố ứng, do đó: i x

Vì tr c quay 1 chiụ ều ứng su t uấ ốn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

  hệ số kể đến ảnh hưởng của tr sị ố ứng suất trung bình đến độ ền b mỏi, tra theo bảng 10.7[1], ta có:   0,05;  0.

TRỤC I: Mặt cắt 1 1 lắp khớp nối , mặt cắt 1 2 lắp ổ lăn , mặt cắt 1 3 lắp bánh - - - răng 1

TRỤC II: Mặt cắt 2 2 lắp bánh răng 3, mặt cắt 2 3 lắp bánh răng 2 - -

TRỤC III: Mặt cắt 3 1 lắp khớp nối,mặt cắt 3 2 lắp ổ lăn ,mặt cắt 3 3 lắp bánh - - - răng 4

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính trục b × h

 K odj , K rdj hệ số, xác định theo các công thức:

K x hệ số t p trung ng su t do tr ng thái b m t, tra ậ ứ ấ ạ ề ặ bảng 10.8[1], ta có K x 1, 06.

K y hệ số tăng bền b mề ặt trục, tra b ng 10.9[1] ta có ả K y 1.

  hệ s ố kích thước k ể đến ảnh hưởng của kích thước ti t di n trế ệ ục đến giới h n mỏi, tra bảng 10.10[1] ạ

K  K  khi dùng dao phay ngón, ứng v i v t li u có ớ ậ ệ b`0(MPa) ,tra bảng 10.12[1] ta có K  1,76và K  1,54.

Bảng 3.1 K t qu tính toán h s ế ả ệ ố an toàn đối với các tiết di n c a 3 tr c ệ ủ ụ

Tiết diện d;mm Tỉ s ố𝐾𝜎/𝜀𝜎 do

Xác đị nh các l c tác d ng lên tr ự ụ ục II

Chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục ta sử dụng công thức (10.1) và (10.5), cùng với các quy ước về chiều và các đại lượng tương ứng của lực trong hình 10.3 Đối với trục II, ta có thể áp dụng các phương pháp này để tính toán chính xác lực tác dụng.