Trường báo cáo S1(THiết kế)

Vì vậy đề tài này sẽ tập trungnghiên cứu cải tiến máy xe lõi cói được nhập khẩu từ Trung Quốc nhằm khắc phụcnhững nhược điểm của máy nhập khẩu như: - Các bộ phận chuyển động không được ổ

Chương 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẢI TIẾN MÁY XE LÕI CÓI

3.1 ĐỐI TƯỢNG NGHIÊN CỨU

Hiện nay nước ta đang tồn tại hai loại máy xe lõi cói ,một loại máy xe lõi cóixuôi được sản xuất trong nước, một loại xe lõi cói được nhập khẩu từ Trung Quốc.Hai loại máy này đã có cải tiến so với mẫu máy nguyên thủy nhưng do những cảitiến này chưa có tính khoa học và đồng bộ nên hiệu quả sử dụng chưa cao Các loạinày có rất nhiều nhược điểm cần được khắc phục Vì vậy đề tài này sẽ tập trungnghiên cứu cải tiến máy xe lõi cói được nhập khẩu từ Trung Quốc nhằm khắc phụcnhững nhược điểm của máy nhập khẩu như:

- Các bộ phận chuyển động không được ổn định do dùng ổ trượt nhanh mòn vàgiảm độ cân gây tiếng ồn máy làm việc đơn chức năng một số chi tiết nhanhhỏng như ống muống tỳ lô cuốn

- Đề tài này sẽ nghiên cứu cải tiến nhằm tạo ra một loại máy xe lõi cói mới vớichức năng làm việc hơn hẳn máy cũ như: làm việc đa năng cả xe lõi cói xuôi lẫn

xe cói ngược các chi tiết máy được chế tạo trong nước làm việc ổn định khônggây ồn tuổi thọ cao, giá thành thấp nâng cao năng suất và chất lượng Để làmđược điều đó cần tập trung nghiên cứu những vấn đề sau:

- Thiết kế bộ phận chuyển đổi từ xe lõi xuôi sang xe lõi ngược và ngược lại tạo ramáy xe lõi đa năng

- Chuyển đổi từ bộ phận đạp chân sang chạy bằng động cơ điện nhằm nâng caonăng suất

- Cải tiến bộ phận truyền động cho lô cuốn từ bánh tỳ sang chuyển động đai

- Cải tiến thay thế các ổ trượt thành ổ lăn làm cho máy làm việc ổn định tăng tuổithọ

- Nghiên cứu thiết kế và chế tạo các chi tiết khác của máy như: hạt na ống muống,

lò xo bằng vật liệu trong nước để giảm chi phí

Nguyên lý hoạt động

Sợi cói sau khi được chẻ phơi nắng được chuyển tới khâu xe lõi để xe thành sợi cói Nguyên liệu được đưa vào qua 2 cửa nạp qua hai ống dẫn và trục ống dẫn củabánh răng cố định tại đây sợi cói sẽ bắt đầu được xoẵn lại nhờ sự chuyển động quaytròn của khung máy Nếu như khung máy chuyển động ngược chiều kim đồng hồthì sợi cói sẽ được xe ngược hoặc khung chuyển động theo chiều kim đồng hồ thìsợi cói sẽ được xe xuôi Khung được nhận chuyển động tròn quanh trục của nó

3.1.1.Một số nhược điểm của máy cũ

-Bộ truyền động bánh răng

Bộ phận cấp liệu

Yêu cầu đặt ra hiện nay là có một máy xe lõi cói đa năng bao gồm cả xe lõicói xuôi và xe lõi cói ngược năng suất cao làm việc ổn định giá thành thấp được chế tạo trong nước thuận lợi cho việc sửa chữa và thay thế Nhược điểm :

- Máy chỉ xe được lõi cói ngược không xe được lõi cói xuôi

- Các bộ phận tỳ ống muống lô cuốn nhanh mòn nhanh phải thay thế

- Hệ thống chuyển động dùng ổ lăn nhanh mòn làm việc không ổn định

3.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẢI TIẾN MÁY XE LÕI

3.2.1 Chuyển đổi bộ phận chuyển động từ đạp chân sang dùng động cơ

Trong quá trình sản xuất hiện nay với trình độ công nghiệp hóa hiện đại hóangày cao thì theo xu hướng chung con người muốn thay thế lao động thủ công bằngmáy móc nhằm tăng năng suất lao động việc thay đổi từ đạp chân sang chạy bằngđộng cơ là rất cần thiết

3.2.1.1 Cơ sở lý thuyết chọn động cơ điện

- Bao gồm những việc chính là chọn loại chọn công suất điện áp và số vòngquay động cơ

- Muốn cho máy làm việc đúng các chỉ tiêu kỹ thuật, kinh tế và an toàn, cầnchọn đúng động cơ điện.Nếu chọn động cơ không phù hợp, công suất động cơquá lớn, sẽ làm tăng giá jthành, giảm hiệu suất truyền động và giảm hệ sốcông suất của động cơ

- Ngược lại, nếu chọn động cơ có công suất quá nhỏ so với yêu cầu thì có thểđộng cơ không làm việc được hoặc bị quá tải dẫn đến phát nóng quá nhiệt độcho phép gây cháy hoặc giảm tuổi thọ động cơ

- Khi chọn động cơ phải căn cứ vào trị số và chế độ làm việc của phụ tải; phải xét đến sự phát nóng của động cơ lúc bình thường cũng như lúc quá tải

- P và tổn thất năng lượng:D Khi máy điện làm việc sẽ phát sinh các tổn thất công suất.Tổn thất này sẽ đốt nóng máy điện Nếu máy điện không có sự trao đổi nhiệt với môi trường thì nhiệt độ trong máy điện sẽ tăng đến vô cùng và làm cháy máy điện Thực tế thì trong quá trình làm việc, máy điện có trao đổi nhiệt với môi trường nên nhiệt độ trong nó chỉ tăng đến mội giá trị ổn định nàođó.

- Chọn đúng công suất động cơ mang ý nghĩa kĩ thuật và kinh tế lơn Nếu chọnđộng cơ nhỏ hơn công suât làm việc động cơ khi làm việc sẽ luôn trong tình trạngquá tải và sẽ nhanh hỏng còn nếu chọn động cơ có công suất quá lớn thì động cơlàm việc không hết công suất sẽ làm tăng thêm chi phí và tốn kém

- Việc chọn hợp lí số vòng quay của động cơ có ý nghĩa rất lớn nếu chọn số vòngquay quá lớn sẽ kéo theo hàng loạt vấn đề như tỷ số truyền kích thước của bộ phậntruyền

- Hiện nay trong công nghiệp thường dùng hai loại động cơ điện là động cơ điệnmột chiều và động cơ điện xoay chiều

3.2.1.2 Tính toán chọn động cơ điện

Do việc sản xuất mang tính gia đình cụm gia đình nên ta chọn động cơ điệnxoay chiều một pha là hợp lí nhất Động cơ điện xoay chiều một pha được sử dụngrất phổ biến trong các thiết bị dẫn động của gia đình

Qua quá trình thử nghiệm cho chạy thử ta tìm được số vòng quay phù hợp đốivới tang máy xe lõi cói là: Vận tốc v = 270 (v/p); Lực kéo F = 70 (N)

Từ kết quả thí nghiệm ta sẽ tính toán cho động cơ

Ta chọn tỉ số truyền của bộ phận truyền đai là 10 từ đó ta có vận tốc dài của bánh đai là:

công thức 216 [1] ta có n1v = 60000 v/ПD; v = n1v.П.D/60000 = 10 (m/s)

 Xác định công suất động cơ:

Theo tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” của Trịnh Chất và Lê VănUyển (tl1) ta tính toán chọn động cơ điện ta có công suất làm việc của động cơ làTheo công thức

P1v = Fv/1000 từ đó ta có

P1v = 70.10/1000 = 0,7 (Kw)

Để truyền tải cho máy làm việc do hiệu suất giảm qua các bộ truyền nên côngsuất công tác của máy là p = p1v/ hiệu suất ta có tích hiệu suất là 0,95 ta có pct =0,736 (Kw)

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

ta có n1v = 60000 v/ПD

n = 2729 (v/p)

từ các số liệu tính được ta có: p = 0,736 (Kw)

n = 2729(v/p)dựa vào bảng P11 trang 234 (tl1)

ta chọn loại động cơ K90S2 với các thông số

p = 0,75 (Kw)

n = 2845 (v/p)

3.2.1.3 Tính toán bộ truyền động đai

Truyền động đai thường dùng để truyền chuyển động giữa các trục song song

và cùng chiều đôi khi truyền chuyển động giữa các trục song song ngược chiều( truyền động đai chéo) hoặc giữa các trục chéo nhau( truyền động nửa đai chéo)

Bộ truyền đai được sử dụng rộng rãi do cấu tạo đơn giản dễ chế tao, giá thành

rẻ truyền động êm dịu có thể truyền động giữa các trục xa nhau nhưng nó cũng cònmột số hạn chế như kích thước cồng kềnh,nhất là truyền với công suất lớn, dây đai

dễ bị nhiễm điện và không chịu được môi trường có dầu mỡ Nhưng với những bộtruyền cỡ nhỏ thì sử dụng bô truyền đai vẫn là hợp lý nhất

Ta chọn tỉ số truyền của đai là 10 để phù hợp với số vòng quay ta khảo sát

kích thước tiêt diện đai a x h: 10 x6 (mm)

diện tích tiết diện của đai F = 47 (mm2)

 Xác định các kích thước và các thông só của bộ truyền

a α1, α2 : là góc ôm của dây đai trên bánh dẫn và bánh bị dẫn

Nguyên lý làm việc của bộ truyền đai : dây đai mắc căng trên hai bánh đai,

trên bề mặt tiếp xúc của dây đai và bánh đai có áp suất có lực ma sát Lực ma sát

này sẽ cản trở chuyển động trượt tương đối giữa dây đai và bánh đai Do đó khi bánh dẫn quay sẽ kéo dây đai chuyển động và dây đai lại kéo bánh bị dẫn quay Như vậy chuyển động đã được truyền từ bánh dẫn sang bánh bị dẫn nhờ lực ma sátgiữa dây đai và các bánh đai.

Theo bảng 5 -14 (tl2) ta lấy đường kính bánh đai nhỏ d1 = 70 (mm)

Từ đường kính bánh đai ta xác định vận tốc đai

Vậy khoảng cách trục a mà ta chọn thỏa mãn điều kiện

Chiều dài đai L

Áp dụng công thức 5.1(tl2)

L = 2a + л/2(d1+d2) + (d2 – d1)2/4a = 2.600 + 3,14/2(71+710) + (710 – 10)/4.600 = 2595 (mm)lấy L theo tiêu chuẩn bảng 5.12(tl2) chọn L = 2650(mm)

kiểm nghiệm số vòng quay U trong một giây

số đai z được tính theo công thức

P1 công suất trên trục bánh chủ động P1 = 0,75

công suất bộ truyền đai

N1 = 0,75.0,95 = 0,7125 (kw) với η = 0,95 (hiệu suất bộ truyền đai)

3.2.2.Tính toán thiết kế hệ thống truyền động bánh răng

Chọn vật liệu thích hợp là là một việc quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói chung Bảng dưới đây sẽ giới thiệu 1 số nhãn vật liệu để làm bánh răng và cơ tính của chúng

Thép được chế tạo bánh răng được chia thành 2 nhóm khác nhau về công nghệcắt răng nhiệt luyện và khả năng chạy mòn Nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng thường được hóa học hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Nhóm 2

có độ rắn HB > 350 , bánh răng thường được tôi thể tích, tôi bề mặt , thấm cacbon, thấm nitơ…Do có độ rắn cao nên phải cắt răng trước khi nhiệt luyện , sau khi nhiệt luyện phải dùng các nguyên công tu sửa đắt tiền như mài , mài nghiền…Răng chạy mòn rắt kém, do đó phải nâng cao độ chính xác chế tạo , nâng cao độ cứng của trục

Bảng cơ tính của 1 số vật liệu làm bánh răng :

[σH] = (σHlim/ SH) KHL

[σF] = (σFlim/ SF).KFC KFL

Trong đó :

- σHlim và σFlim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứngsuất với chu kì cơ sở , trị số của chúng ta tra ở bảng 6.2 ;

- SH và SF lần lượt là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2

- KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng cài đặt , KFC = 1 khi đặt tải 1 phía ( bộ truyền quay 1 chiều) KFC = 0,7 - 0,8 khi đặt tải 2 phía ( dùng trị số 0,8 khi HB > 350 );

- KHL , KFL : hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau :

KHL = mH NHO / NHE

(6.3) KFL = mF NFO / NFE

(6.4)

- mH và mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6

và mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng , mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không có mài mặt lượn chân răng

- NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO =

4 , 2 3

30 H HB (6.5)

Với HHB độ rắn Brinen ; nếu biết độ rắn Rôcoen ó thể tra bảng 6.3 Brinen

- NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO =4.106 đối với tất cả các loại thép

- NHE ,NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

- Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh thì

NHE =NFE = N = 60cnt∑ (6.6)

Với c,n,t∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trongmột phút và tổng số giờ của bánh răng đang xét.

- Khi tính KHL và KFL theo các công thức 6.3 và 6.4 cần chú ý rằng bắt đầu từ NHO và NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn

không thay đổi Vì vậy tính ra thì NHO > NFO thì lấy NHE = NHO để tính, do đóKHL =1; cũng thế khi tính ra NFE > NFO thì lấy NFE = NFO để tính, do đó KFL

=1

- Trường hợp tải trọng thay đổi liên tục có thể quy về 1 trong 5 chế độ chịu tảiđiển hình , với I : nặng , II:trung bình đồng xác xuất, III : trung bình đồng xác xuất, IV : nhẹ , V: rất nhẹ (O : tải trọng không thay đổi ) Lúc này số chu kì tương đương xác định theo công thức

NHE = KHE.N∑ (6.9)

NFE = KFE.N∑ (6.10)

Trong đó KHE và KFE là những hệ số quy đổi tra theo bảng sau

N∑ là tổng số chu kì chịu tải N∑ =60c∑niti (6.11)

Từ công thức trên ta sẽ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng trong bộ truyền :

[σH1] , [σH2] , [σF1] , [σF2]

Khi tính truyền động bánh răng trụ thẳng và bánh răng côn thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong giai đoạn giá trị của [σH1] và [σH2] còn khi tính truyền động bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] là giá trị trung bình của [σH1] và [σH2] nhưng không vượt quá 1,15[σH1]min đối với truyền động bánh răng côn răng nghiêng hoặc răng cung tròn, tức là

(6.12)Ứng suất tiếp xúc khi quá tải :

Với bánh răng thường hóa hoặc tôi cải thiện hoặc tôi thể tích: [σH]max = 2,8σch (6.13)

Còn với bánh răng tôi bề mặt thấm C và thấm N :

3.2.2.1.Tính toán thiết kế truyền động bánh răng côn

Truyền động bánh răng côn dùng để truyền động giữa các trục giao nhau, góc giữa 2 trục thường là 90o So với chế tạo bánh lắp ghép bánh răng côn phức tạp hơn phải có máy dao chuyên dùng , khi lắp phải đảm bảo cho đỉnh côn trùng nhau Tuy nhiên trong thực tế vẫn sử dụng bánh răng côn rất nhiều vì kết cấu máy đòi hỏi phải có các bố trí các trục giao nhau

Ở bánh răng côn răng thằng và răng cung tròn tương ứng với số răng của bánh

dẹt sinh zc= 2 20 100

2

2

1 + z =

z , răng bánh răng có chiều cao giảm dần

đều, đỉnh của mặt côn lăn và mặt côn trùng nhau Các thông số chủ yếu của bộtruyền bánh răng côn ghi trong bảng 6.19 Đối với bánh răng côn răng thẳng

môđun tiêu chuẩn và môđun mút ngoài mte còn với bánh răng côn không thẳng thường dùng môđun pháp mnm là môđun tiêu chuẩn Góc nghiêng của răng thường lấy bằng βm= 20÷ 30o đối với bánh răng nghiêng và βm= 35o đối với răng cung tròn.

Xác đinh chiều dài côn ngoài theo công thức

Hoặc đường kính ngoài chia ngoài :

de1 = Kd.3 T1K HB/[( 1 −K be)K be u[ σH]2]

trong đó KR=0,5Kd hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh côn thẳng bằng thép ,Kd= 100Mpa1/3 , với truyền động bánh côn răng tiếp tuyến bằng thép Kd= 87Mpa1/3 và với truyền động bánh côn răng cung tròn bằng thép , Kd= 83,5Mpa1/3

KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn

Kbe là hệ số chiều rộng vành răng Kbe =b/Re=0,25…0,3

T1 là moomen xoắn trên trục bánh chủ động ,Nmm ;

- Để tránh cắt chân răng , số răng tối thiểu của bánh răng trụ thẳng tương đươngvới bánh răng côn zvn1 ≥ zmin=17, trong đó

Với bánh côn răng thẳng zvn1= z1/cosδ1

Với bánh côn răng nghiêng hoặc cung tròn

zvn1= z1/(cosδ1.cos3

βm)

ở đây góc côn chia δ1=arctg(1/u)

- Để răng đủ độ bền uốn, mô đun vòng ngoài

Mte ≥ b/10 với b = KbeRe

Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc

Tương tự truyền động bánh răng trụ , ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

σH = ZM ZH Zε

) 85

, 0 /(

trong đó ZM là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị

số của ZM tra trong bảng 6.5

ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, xác định như sau :

Zε = ( 4 − εa) / 3 với bánh côn răng thẳng

Zε = 1 / εa với bánh côn răng không thẳng

a

ε là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức :

a

ε =[ 1,88 -3,2(1/z1 + 1/z2)]cosβm

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH=KHβKHαKHv

Với KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp , với bánh răng côn răng thẳng KHα=1

KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong các vung ăn khớp

T1 là moomen xoắn trên trục bánh chủ động ,Nmm;

b= KbeRe chiều rộng vành răng;

[σH] ứng suất tiếp xúc cho phép ,Mpa

 Kiểm nghiệm bền uốn cho răng:

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 :

σF1 = 2T1 KF Yε Yβ YF1/(0,85bmmn dm1)≤ [σF1]

σF2 = σF1 YF2/ YF1 ≤ [σF2]

trong đó T1 là mô men trên bánh chủ động ,Nmmmmn: mô đun pháp ,mm mmn

b chiều rộng vành răng, mmdm1 đường kính vòng lăn bánh chủ động ,mmYε=1/εα hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với εα là hệ số trùng khớp ngang

Yβ =1- βo/140 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

YF1, YF2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 , phụ thuộc vào số răng tương đương

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF= KFβKFαKFv

Với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KFα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp , với bánh răng côn răng thẳng KFα=1

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong các vung ăn khớp

[σF1] [σF2] là ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và bánh răng 2

Do khảo sát bằng máy của Trung Quốc nên khi tính toán ta vẫn giữ tỉ số truyền như tỉ số truyền ở máy đã khảo sát với Z1 = 12 ,Z2 = 22

môđun vòng ngoài công thức 656(tl1)

mte = mtm/(1 – 0,05KBe) = 3,39 theo bảng 68 chọn mte = 4 do đó

chiều dài côn ngoài Re = 0,5tme = 57,3 (mm)

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σH = ZM ZH Zε 2 1/(0,85 )

2 1

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

theo 648(tl1) Kqt = 1,8

= 694,9Mpa<[σH]max

*Các thông số của bộ truyền

Đường kính chia ngoài de1 = 56(mm) de2 = 100 (mm)

Chiều dài côn ngoài Re = 56,4(mm)

Môdun vòng ngoài mte = 4

3.2.2.2.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ

Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục aw nó được xác định theo công thức:

Aw1=Kα (i2 +1)

3

2 2

2 ]

σ

β