ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TỜI DÂY ĐIỆN 5 TẤN

Mã đồ án	CKTN00000016
Đánh giá:	5.0
Mô tả đồ án	Đồ án có dung lượng 330MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ sơ đồ kéo dây tải điện bằng tời kéo, bản vẽ phương án thiết kế tời kéo dây tải điện, bản vẽ kết cấu và dẫn động ly hợp, bản vẽ lắp tời kéo dây tải điện, bản vẽ trục lắp bánh vít và tang, bản vẽ kết cấu tang, bản vẽ kết cấu hộp số, bản vẽ kết cấu hộp giảm tốc…); file word (Bản thuyết minh, bản trình chiếu PowerPoint, nhiệm vụ đồ án…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, thư viện chi tiết tiêu chuẩn........... THIẾT KẾ MÁY TỜI DÂY ĐIỆN 5 TẤN.
Giá:	850,000 VND

Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU.

1. Mục đích, ý nghĩa của đề tài.

2. Giới thiệu chung về hệ thống tời kéo dây tải điện.

2.1. Công dụng tời kéo dây tải điện.

2.2. Quy trình kéo dây bằng tời kéo.

3. Thiết kế phương án truyền động tời kéo dây tải điện.

3.1. Phương án 1.

3.2. Phương án 2.

3.3. Phương án 3.

3.4. Lựa chọn phương án bố trí tời kéo dây tải điện.

3.5. Nguyên lý truyền động của tời kéo dây tải điện.

4. Tính chọn các bộ phận.

4.1. Tính chọn cáp.

4.2. Chọn và tính tang.

4.3. Tính chọn động cơ.

4.4. Tính chọn các bộ truyền.

4.4.1. Phân phối tỉ số truyền.

4.4.2. Tính vận tốc tời kéo.

5. Tính toán thiết kế các bộ phận chính trong hệ thống tời kéo dây tải điện.

5.1. Thiết kế và tính toán ly hợp.

5.1.1. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế.

5.1.2. Lựa chọn phương án thiết kế.

5.1.3. Thiết kế theo phương án đã chọn.

5.1.3.1. Xác định các kích thước chính của ly hợp.

5.1.3.2 Xác định công trượt và chế độ nhiệt của ly hợp.

5.1.3.3. Tính toán thiết kế các chi tiết và các cụm chính.

5.1.3.4. Tính toán lò xo đĩa côn.

5.2. Thiết kế tính toán hộp số.

5.2.1. Nhiệm vụ yêu cầu thiết kế.

5.2.2. Lựa chọn phương án thiết kế.

5.2.3. Thiết kế theo phương án đã chọn.

5.2.3.1. Chọn số tay số.

5.2.3.2. Xác định tỷ số truyền của các tay số.

5.2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của hộp số.

5.2.3.4. Tính toán đồng tốc.

5.2.3.5. Tính công trượt.

5.3.Thiết kế các bộ truyền của hộp giảm tốc.

5.3.1. Nhiêm vụ yêu cầu thiết kế.

5.3.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn.

5.3.2.1Chọn vật liệu .

5.3.2.2.Định ứng suất cho phép.

5.3.2.3.Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức.

5.3.2.4.Tính khoản cách trục sơ bộ.

5.3.2.5.Chọn sơ bộ góc nghiêng.

5.3.2.6.Các kích thước cơ bản của các bánh răng.

5.3.2.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

5.3.2.8.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

5.3.2.9.Kiểm nghiệm độ bền của răng khi quá tải.

5.3.3. Thiết kế bộ truyền trục vít- bánh vít của hộp giảm tốc.

5.3.3.1. Chọn vật liệu chế tạo.

5.3.3.2. Xác định ứng suất cho phép.

5.3.3.4. Tính thiết kế.

5.4. Thiết kế tính toán thiết bị dừng.

6. Lắp đặt và hướng dẫn sử dụng tời kéo dây tải điện.

6.1. Lắp đặt tời kéo dây tải điện.

6.2. Hướng dẫn sử dụng tờii kéo dây tải điện.

6.2.1. Kiểm tra trước khi vận hành máy.

6.2.2. Khởi động máy.

6.2.3. Ngừng hoạt động máy.

6.2.4. Kỹ thuật kéo.

6.2.5. Bảo quản và bảo dưỡng.

6.2.5.1. Bảo dưỡng.

6.2.5.2. Bảo quản.

7.Kết luận.

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

1. Mục đích, ý nghĩa của đề tài.

- Ngày nay khoa học phát triển mạnh mẽ trong tất các lĩnh vực, góp phần đưa đất nước đi lên con đường công nghiệp hóa hiện đại hóa, phát triển kỹ thuật phần nào giúp con người giảm được sức lao động và thay vào đó là thiết bị máy móc

- Thực tế việc truyền tải điện cho đường dây 500 [KV], 220 [KV]…ở vùng cao hay đồng bằng là công việc hết sức nặng nhọc cho công nhân, việc di chuyển thiết bị, dụng cụ, dựng trụ vượt các sông, núi phải kéo dây tải điện với lực kéo lớn, số lượng người kéo nhiều, trên địa hình phức tạp và nguy hiểm mà hiệu quả không cao

- Mục đích của đề tài là thiết kế hệ thống tời kéo dây tải điện để đáp ứng yêu cầu kéo dây tải điện nhằm giảm bớt nặng nhọc, nâng cao hiệu quả công việc và đem lại lợi ích cho xã hội. Từ đó giúp cho công trình hoàn thành nhanh nhất tiến độ thi công, đồng thời tiết kiệm được rất nhiều sức lao động của người công nhân xây dựng điện góp phần làm giảm giá thành xây dựng.

2. Giới thiệu chung về hệ thống tời kéo dây tải điện.

2.1. Công dụng tời kéo dây tải điện.

- Công dụng tời kéo kéo dây tải điện là để kéo dây tải điện từ lô dây lên các trụ điện và kéo căng dây tải điện để lấy độ võng.

- Nếu mở rộng phạm vi ứng dụng đối với tời kéo dây tải điện, có thể sử dụng tời kéo dây tải điện để kéo các trụ điện từ chân núi lên đỉnh núi hoặc kéo qua các sông và kéo các cọc bê tông khi thi công cầu.

2.2. Quy trình kéo dây bằng tời kéo.

- Trong quá trrình kéo dây có thể chia làm ba giai đoạn:

+ Giai đoạn chuẩn bị kéo: Công nhân rải dây cáp mồi dọc theo các trụ điện, dung dây kéo dây cáp mồi lên các trụ điện rồi luồn qua các puly đã được gắn trên trụ điện, dây cáp mồi được rải từ lô dây tải điện đến các trụ cần kéo tới, số trụ được rải dây cáp mồi tùy thuộc vào địa hình, vị trí kéo và tính đến khả năng kéo của tời, ta nối chặt dây cáp mồi với dây tải điện ở lô dây. Tại đầu kia dây cáp mồi ta lựa chọn vị trí thích hợp đặt tời kéo, vị trí dặt tời kéo phải đặt dọc theo đường dây tải điện, tời kéo đặt ở vị trí tương đối bằng phẳng, thường tải điện ở đồi núi, nên địa hình không bằng phẳng vì thế khi đặt tời kéo ta kê các khúc gỗ hoặc đào hố thế tạo bằng phẳng để đặt tời kéo, sau đó giữ chặt tời kéo bằng cách dùng khoảng hai dây cáp cột giữa mốc neo tời kéo với trụ neo. Khi lự chọn vị trí đặt tời kéo có thể lựa chọn vị trí nơi có gốc cây đã được chặt thân chỉ còn một phần gốc để làm trụ neo, nếu không phải đóng trụ neo, khi đó tốn thời gian công sức. Lô dây và phanh hãm cũng đặt ở vị trí bằng phẳng và giữ chặt giống như tời kéo.

* Khi góc võng của dây càng nhỏ thì lực căng dây càng lớn.

* Khi góc võng của dây gần bằng 0 thì lực căng dây vô cùng lớn

3. Thiết kế phương án truyền động tời kéo dây tải điện

- Trong những năm gần đây khi kéo dây tải điện, sử dụng một số phương án tời kéo dây tải điện khác nhau, mỗi phương án đều có ưu điểm, nhược điểm, do đó ta sẽ phân tích và tìm hiểu mỗi phương án để đưa ra phương án tốt nhất cho thiết kế.

Từ hai ưu điểm trên làm cho khả năng kéo tải trọng lớn của tời được nâng cao.

- Nhựơc điểm:

Giá thành chế tạo cao do có thêm hộp giảm tốc

Khó đảm bảo độ đồng tâm giữa các trục của hộp giảm tốc số1 và hộp giảm tốc số2

3.3. Phương án 3

* Ưu - nhược điểm của phương án 3:

- Ưu điểm:

Giữa hai bộ truyền của hộp giảm tốc không có khớp nối nên đảm bảo độ đồng tâm giữa các trục

Ta chỉ sử dụng một hộp giảm nhưng vẫn có hai bộ truyền nên vẫn đảm bảo khả năng tăng mô men

- Nhược điểm:

Giá thành chế tạo cao,

Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp.

3.4. Lựa chọn phương án bố trí tời kéo dây tải điện

- Qua phân tích ưu - nhược điểm ba phương án trên ta nhận thấy:

Phương án 2 so với phương án 1thì phương án 2 có kết cấu vững chắc, khả năng kéo tải trọng lớn, ít hư hỏng hơn so với phương án 1, tuy nhiên giá thành cao hơn phương án 1.

Phương án 2 sovới phương án 3 thì phương án 3 ít hư hỏng, di chuyển dễ dàng đảm bảo độ đồng tâm giữa hai bộ truyền của hộp giảm tốc nên trong quá trình làm viêc hệ thống tời ít bị rung .

Để kéo dây tải điện lên các trụ điện và kéo căng dây tải điện với tải trọng định mức là 5 tấn như yêu cầu thiết kế, ta chọn phương án 3 làm phương án thiết kế cho tời kéo dây tải điện.

3.5. Nguyên lý truyền động của tời kéo dây tải điện.

- Nguyên lý làm việc tời kéo dây tải điện như sau: Sau khi quấn khoảng 5 vòng dây cáp vào tang, ta cho động cơ khởi động không tải khoảng 1 phút (ta đạp bàn đạp ly hợp để tách trục khuỷu động cơ khỏi các bộ phận truyền lực phía sau), lúc đó hộp số ở vị trí trung gian và tất cả các bộ phận phía sau hộp số chưa làm việc, sau khi động cơ khởi động xong muốn cho tang quay ta bắt đầu nhả bàn đạp ly hợp và lần lượt vào số 1, 2, 3, 4 và 5, làm cho các bộ phận sau hộp số là hộp giảm tốc và các khớp nối làm việc, tang quay và kéo dây tải điện đi lên các trụ điện. Khi tời kéo bắt đầu làm việc (lúc này đường dây có độ võng lớn nên lực kéo nhỏ), để kéo dây được nhanh chóng cần phải tăng tốc độ kéo, do đó phải chuyển số từ số thấp lên số cao. Khi kéo đường dây dễ bị vướng trên puly tại chỗ nối cáp mồi và vướng cây trên đường kéo nên tời kéo dây dừng lại, khi bị dừng ta chuyển số sao cho nó ở vị trí trung gian, chờ sau khi công nhân gỡ vướng xong ta lại cho tời kéo làm việc tiếp. Lúc này tời kéo làm việc như lúc mới bắt đầu, do đó ly hợp phải đóng mở thường xuyên để chuyển số cho phù hợp với từng giai đoạn kéo dây. Trong tời kéo dây tải điện có nhiều hộp giảm tốc và việc hộp số có nhiều số cấp như vậy nhằm mục đích để thay đổi tỷ số truyền, mômen và tốc độ cho phù hợp với tải trọng yêu cầu khi truyền tải. Do thực tế công việc xây lắp các đường dây tải điện ở các địa hình đồi núi phức tạp, tời kéo dây tải điện thường xuyên di chuyển khó khăn, nên ta tách nhỏ tời kéo là cần thiết. Cho nên mục đích là làm hai bệ khung, bệ khung thứ nhất gồm có động cơ, ly hợp và hôp số; bệ khung thứ hai gồm hộp giảm tốc va tang cuốn cáp, làm như vậy sẽ dễ di chuyển mà vẫn đảm bảo độ cứng vững khi kéo dây tải điện, khi sử dụng chỉ cần lắp hai bệ khung lại với nhau bằng bulông.

4. Tính chọn các bộ phận.

- Xác định kích thước cơ bản của tang:

- Chiều dài tang cuốn cáp được tính theo [7]:

Gọi L_t – Chiều dài tang cuốn cáp, thì theo [7]:

L_t > n.t [m]; (4.5)

Ở đây:

n - Số vòng dây cáp quấn trên tang, n = 5 [vòng]

t - Bước dây cáp, chọn theo [7], t = 14 [mm]

Thay các giá trị vào (4.5) ta được: L_t > 5.1 = 70 [mm]

Do yêu cầu dây cáp mồi nằm gọn trên tang và có hệ số an toàn cao khi làm việc nên chọn: L_t = 250 [mm]

Chọn D_max = 300 [mm]

4.3. Tính chọn động cơ :

- Để chọn động cơ dẫn động ta căn cứ vào tải trọng kéo và tốc độ kéo yêu cầu của tời kéo khi đạt tải trọng định mức và khi không đạt tải trọng định mức.

Theo yêu cầu thiết kế tải trọng định mức là Q = 5000.9,81=49050 [N]

Qua thực tế đã thử nghiệm theo [10], ta có tốc độ kéo khi ở tải định mức là: V_k = 0,125 [m/s]

Khi kéo dây tải điện mà dây còn ở độ chùn, tải trọng trung bình trong trường hợp này theo [10] là: Q’ = 14715 [N] và tốc độ kéo: v’_k = 0,2 [m/s]

Đường kính xylanh x Hành trình Piston: 77 x 66 [mm];

Công suất cực đại: 20 HP ở tốc độ 3600 [vòng/phút];

Mô men xoắn cực đại: 44,1 [N.m] ở tốc độ 2500 [vòng/phút];

Loại nhớt: SAE 40;

Dung tích bình nhớt: 1,1 [lít];

Dung tích thùng nhiên liệu 6,5 [lít];

4.4. Tính chọn các bộ truyền.

4.4.1. Phân phối tỉ số truyền.

-Tỷ số truyền bánh răng côn của hộp giảm tốc

Chọn i_gt₁ = 3

-Tỷ số truyền trục vít- bánh vít củahộp giảm tốc số :

Chọn i_gt₂ = 29

-Đặc trưng của hộp số được chọn:

+Tỷ số truyền thấp nhất của hộp số: i_h₁ = 3,47

+Tỷ số truyền cao nhất của hộp số: i_h₅ = 0,66 (Truyền tăng)

4.4.2. Tính vận tốc tời kéo.

Ta lần lượt tính vận tốc tời kéo cho hai trường hợp ứng với tỷ số truyền cho tay số thấp nhất và tay số cao nhất của hộp số.

- Trường hợp 1(Hộp số ở tay số thấp nhất):

Công suất trên trục ra của hộp số:

N₁ = N_đ_c . η₁ = 15.0,90 = 13,53 [KW]

Số vòng quay trên trục ra của hộp số: n₁ = = = 1037 [vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của hộp số:

T₁= 9,55.10⁶ = 9,55.10⁶= 124325[N.mm]

Công suất trên trục ra của bộ truyền bánh răng côn:

N₂ =N₁.η₃= 13,53. 0,96 = 12,96 [KW]

Số vòng quay trên ra của bộ truyền bánh răng côn:

n₂== =345 [vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của bộ truyền bánh răng côn:

T₂ =9,55.10⁶ = 9,55.10⁶ → T₂ = 358021 [N.mm]

Công suất trên trục ra của bộ truyền trục vít –bánh vít:

N₃=N₂.η₄=12,96.0,75= 9,72 [KW]

Số vòng quay trên ra của bộ truyền trục vít –bánh vít:

n₃ == = 11,9 [vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của bộ truyền trục vít –bánh vít :

T₃ = 9,55.10⁶ = 9,55.10⁶ → T₃ = 7800504 [N.mm]

Ta có vận tốc ở tay số này [1]:

V = = = 0,187 [m/s]

Kết quả trên phù hợp với tốc độ kéo ở tải trọng định mức mà ta đã tính.

- Trường hợp 2 (Hộp số ở tay số cao nhất)

i_hn = 0,66

Công suất trên trục ra của hộp số:

N₁ = N_đ_c . η₁ = 15.0,9 = 13,5 [KW]

Số vòng quay trên trục ra của hộp số: n₁ = = = 5454 [vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của hộp số:

T₁ = 9,55.10⁶ = 9,55.10⁶ → T₁ = 23638,6 [N.mm]

Công suất trên trục ra của bộ truyền bánh răng côn :

N₂ =N₁.η₃= 13,5. 0,96 = 12,96 [KW]

Số vòng quay trên ra của bộ truyền bánh răng côn :

n₂== = 1818 [vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của bộ truyền bánh răng côn:

T₂=9,55.10⁶ = 9,55.10⁶ → T₂ = 68132 [N.mm]

Công suất trên trục ra của bộ truyền trục vít –bánh vít :

N₃ =N₂.η₄=12,97.0,75= 9,72[KW]

Số vòng quay trên ra của bộ truyền trục vít –bánh vít:

n₃ == = 63[vòng / phút]

Mô men xoắn trên trục ra của bộ truyền trục vít –bánh vít :

T₃ =9,55.10⁶ = 1473428 [N.mm];

Ta có vận tốc ở tay số này [1]:

= = 0,42 [m/s] → Vậy : V = 0,45 [m/s]

Kết quả trên phù hợp với tốc độ kéo của hệ thống tời ở tải không đạt tải trọng định

mức (khi cáp mồi còn chùng).

5. Tính toán thiết kế các bộ phận chính trong hệ thống tời kéo dây tải điện.

5.1. Thiết kế và tính toán ly hợp

5.1.1. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế.

- Ly hợp là bộ phận để nối trục khuỷu động cơ với hệ thống truyền lực, để truyền mômen quay được êm dịu và cắt truyền động đến hệ thống truyền lực được nhanh chóng, dứt khoát.

Từ hai nhiệm vụ trên có các yêu cầu đối với ly hợp:

· Đảm bảo truyền hết mômen quay của động cơ trong bất kỳ điều kiện sử dụng nào.

· Đóng êm dịu để tăng từ từ mômen quay lên trục của hệ thống truyền lực, không gây va đập các bánh răng của hộp số.

· Mômen quán tính phần bị động của ly hợp phải nhỏ để dễ gài số, giảm va đập giữa các bánh răng khi sang số, giảm mài mòn các bề mặt ma sát của đồng tốc.

· Phải làm được nhiệm vụ của cơ cấu an toàn để tránh cho hệ thống truyền lực khỏi bị quá tải khi kéo dây gặp lúc vướng dây trên puly. Mômen ma sát không được lớn quá để tránh xảy ra hiện tượng gãy trục các đăng.

· Kích thước nhỏ gọn để dễ bố trí và khi vận chuyển tời kéo.

Ngoài ra còn có các yêu cầu khác như:

· Điều khiển nhẹ nhàng, lực tác dụng lên bàn đạp vừa phải

· Hệ số ma sát cao và ổn định.

· Thoát nhiệt tốt, bền vững.

· Làm việc tin cậy, hiệu suất cao.

· Sữa chữa, bảo dưỡng đơn giản.

· Giá thành không cao.

5.1.2. Lựa chọn phương án thiết kế.

- Theo phương pháp tạo lực ép chia ra: loại lò xo trụ bố trí xung quanh chu vi đĩa ép, lò xo côn bố trí ở tâm hay lò xo đĩa.

· Ly hợp ma sát dùng lò xo trụ bố trí xung quanh có kết cấu đơn giản, thoát nhiệt tốt, mômen truyền qua bề mặt ma sát lớn. Tuy nhiên loại này khi làm việc dễ bị trượt khi bề mặt ma sát bị mòn, việc điều chỉnh khe hở giữa các bề mặt ma sát khó khăn, lực ép trên các bề mặt ma sát không đều, chiều dài lớn do đó không tiện bố trí trên tời kéo.

· Ly hợp lò xo côn dùng 1 lò xo côn bố trí chính giữa thay cho các lò xo trụ nên lực ép lên các bề mặt ma sát đều hơn. Tuy vậy mômen truyền qua bề mặt ma sát lại nhỏ vì áp suất tác dụng lên đĩa ép phải qua đòn mở, ngoài ra việc điều chỉnh khe hở giữa các bề mặt ma sát khó khăn.

· Ly hợp lò xo đĩa côn có kết cấu nhỏ gọn vì lò xo đĩa côn vừa làm nhiệm vụ đĩa ép vừa làm nhiệm vụ là đòn mở. Nhờ có đặc tính phi tuyến nên lực mở ly hợp rất nhẹ. Do chỉ có một lò xo so với nhiều lò xo của loại lò xo trụ nên lực ép lên bề măt ma sát và đĩa ép phân bố đều làm cho làm cho đĩa ép không bị cong vênh và cháy cục bộ như loại lò xỏ trụ, ngoài ra khi tấm ma sát mòn đến giới hạn phải thay thế thì lực ép của lò xo đĩa côn giảm chậm hơn so với loại lò xo hình trụ nên lúc đó mômen ma sát hình thành vẫn còn cao đảm bảo truyền tốt mômen của động cơ. Nhược điểm của loại này là khả năng lực ép nhỏ.

Hình 5-1 Sơ đồ ly hợp lò xo đĩa côn một đĩa ma sát.

1- Trục khuỷu động cơ đốt trong;2- Bánh đà;3- Đĩa ma sát;

4- Khớp nối đĩa chủ động với vỏ ly hợp; 5- Lò xo ép.

· Ly hợp đĩa lại chia ra loại: ly hợp lò xo 1 đĩa, 2 đĩa và nhiều đĩa.

· Ly hợp lò xo 1 đĩa có ưu điểm kết cấu đơn giản, thoát nhiệt tốt, mở dứt khoát, mômen quán tính các chi tiết thụ động nhỏ, kích thước nhỏ gọn, giá thành rẽ, dễ bố trí tời kéo.

Qua phân tích ưu nhược điểm trên ta chọn: Ly hợp lò xo một đĩa ma sát lò xo đĩa côn

cho tời kéo dây tải điện vì ly hợp này có chiều dài ngắn, kích thước gọn, điều này rất quang trọng khi sử dụng trên tời kéo, do tời kéo phải thường xuyên di chuyển.

5.1.3. Thiết kế theo phương án đã chọn:

5.1.3.1. Xác định các kích thước chính của ly hợp:

- Xác định đường kính ngoài của đĩa bị động

Xác định đường kính ngoài của đĩa bị động dựa vào 3 điều kiện sau:

· Đảm bảo cho ly hợp truyền hết mômen quay của động cơ.

· Đảm bảo tuổi thọ cần thiết của ly hợp.

· Phải lắp ghép được với bánh đà.

- Sau đây ta sẽ tính toán theo điều kiện đảm bảo cho ly hợp truyền hết mômen quay của động cơ. Sở dĩ ta phải tính theo điều kiện này là để đảm bảo truyền hết mômen quay của động cơ đến hệ thống truyền lực trong trường hợp đĩa bị dầu rơi vào hoặc khi các bề mặt ma sát bị mòn hoặc khi các lò xo ép bị mất tính đàn hồi đi một ít.

- Để đảm bảo cho ly hợp truyền hết mômen quay của động cơ thì ly hợp phải sinh ra được một mômen ma sát luôn luôn lớn hơn hoặc bằng mômen quay cực đại của động cơ trong quá trình sử dụng, tức là hệ số dự trữ phải luôn luôn lớn hơn hoặc bằng 1.

Để đảm bảo điều kiện này, mômen ma sát M_t mà ly hợp cần truyền là [9]:

M_t = β. M_{e max} [N.m] (5.1)

Trong đó:

M_t- Mômen ma sát của ly hợp [N.m]

β - Hệ số dự trữ của ly hợp tính đến các yếu tố làm giảm lực ép

hoặc làm giảm mômen ma sát trong quá trình sử dụng.

- Hệ số β phải chọn không được nhỏ quá tuy vậy cũng không được lớn quá. Nếu β nhỏ quá thì không đảm bảo truyền mômen tốt, nếu β lớn thì phải tăng lực ép do đó cần tăng lực điều khiển ly hợp nên gây mệt mỏi cho người điều khiển. Cùng với đó là kích thước của ly hợp tăng và mất vai trò của cơ cấu an toàn. Đối với tời kéo dây tải điện chọn β = 2,5

Phương trình (5.1) có thể viết lại như sau:

M_t = β. M_{e max} = μ.P.Z_ms [N.m] (5.2)

Trong đó:

μ- Hệ số ma sát. Khi tính toán lấy μ = 0,25÷0,3

Chọn μ = 0,25

Z_ms- số lượng đôi bề mặt ma sát.

Ly hợp một đĩa Z_ms = 2

P- Lực ép lên đĩa ma sát (N)

Từ biểu thức (5.2) ta có: P = (5.3)

R_tb [m] - Bán kính ma sát trung bình (tức là bán kính của điểm đặt lực ma sát tổng hợp).

Trong đó:

R₂- Bán kính ngoài của vòng ma sát.

R₁- Bán kính trong của vòng ma sát.

· Xác định R_tb:

Hình 5-2 Sơ đồ tính toán bán kính trung bình của vòng ma sát.

Giả sử rằng có lực P tác dụng lên vòng ma sát với bán kính trong R₁ và bán kính ngoài R₂ (Hình 5-2), lúc đó áp suất tác dụng lên vòng ma sát sẽ là:

q = = (5.4)

Trên vòng ma sát ta xét 1 vòng phần tử nằm cách tâm O bán kính R với chiều dày dR. Mômen các lực tác dụng vòng phần tử đó là:

dM = μ.q.2Π.R.dR.R

= μ.2Π.q.R².dR

Giả sử q = const thì mômen lực ma sát tác dụng lên toàn vòng sẽ là:

M =

M = (5.5)

Nhưng mômen các lực ma sát tác dụng lên toàn vòng ma sát sẽ bằng lực ma sát tổnghợp μP nhân với bán kính trung bình nghĩa là:

M=m.P.R_tb(5.6)

Từ (5.5) và (5.6) ta có: R_tb =

Thay P = q.Π(R₂²-R₁²) vào (5.5) ta có:

P =

Đặt K_r = R₁/R₂- là hệ số đương kính.

Theo [9]: K_r = 0,53÷0,75. Giới hạn dưới dùng cho động cơ có số vòng quay không lớn. Ở trị số này sự khác nhau giữa bán kính R₁ và R₂ lớn gây ra sự chênh lệch tốc độ trượt tiếp tuyến lớn nên sự hao mòn tấm ma sát sẽ không đều từ trong ra ngoài. Để tránh tình trạng đó thì đối với động cơ có số vòng quay cao nên chọn trị số R₁ theo giới hạn trên.

Đối với tời kéo dây tải điện: Chọn K_r = 0,74

P = (5.7)

Từ (5.2) và (5.7) ta có:

R₂ = [m] (5.8)

Để đảm bảo điều kiện 2 thì áp suất trên bề mặt ma sát không được quá giới hạn cho phép nghĩa là: q < [q]. Theo tài liệu [9]: Bề mặt ma sát thường là thép pherađô thì [q] = 150÷250 [KN/m²], chọn [q] = 150 [KN/m²].

Công thức (5.8) ta có thể viết lại là:

R₂ = [m] (5.9)

Thay các giá trị vào công thức trên ta có:

R₂ = = 0,105 [m]

+ Bán kính trong của đĩa bị động:

Bán kính trong của đĩa bị động được tính theo công thức [9]:

R₁=K_r.R₂ (5.10)

Trong đó:

K_r – là hệ số đường kính, K_r = 0,74

R₂ – là đường kính ngoài của đĩa bị động, R₂ = 0,105 [m]

Thay các giá trị trên vào công thức (5.10)

R₁ = 0,74.0,105

= 0,08 [m]

· Chiều dày tấm ma sát

Đối với tời kéo dây tải điện chiều dày tấm ma sát có thể chọn: δ = 4 [mm]

· Chiều rộng tấm ma sát

Chiều rộng b tấm ma sát được tính theo công thức: b = R₂ – R₁ [m] (5.11)

b = 0,105 – 0,08

b = 0,025 [m]

· Bán kính trung bình của vòng ma sát

Bán kính trung bình R_tb của vòng ma sát được xác định theo công thức sau [9]:

R_tb= (5.12)

Trong đó:

R₂ – là đường kính ngoài của đĩa bị động, R₂ = 0,105 [m]

R₁ – là đường kính trong của đĩa bị động, R₁ = 0,08 [m]

Thế số vào ta có:

R_tb =

R_tb 0,093 [m]

· Diện tích bề mặt tấm ma sát:

Diện tích bề mặt tấm ma sát F_ms được tính theo [9]:

F_ms = [m²]

Trong đó:

R₂ – là đường kính ngoài của đĩa bị động, R₂ = 0,105 [m]

R₁ – là đường kính trong của đĩa bị động, R₁ = 0,08 [m]

Thế vào công thức trên ta có:

F_ms =

F_ms = 0,0145 [m²]

· Tính lực ép cần thiết:

Từ công thức :

Thay các giá trị vào công thức trên ta có:

P = = 2324 [ N ]

5.1.3.2 Xác định công trượt và chế độ nhiệt của ly hợp:

- Áp suất trên bề mặt ma sát q [KN/m²] là một thông số đặt trưng cho ly hợp về phương diện chịu mòn. Nhưng áp suất q chưa đủ để đánh giá tuổi thọ của ly hợp vì cùng một ly hợp có kích thước và áp suất như nhau nếu có điều kiện làm việc khác nhau thì khi đóng ly hợp các bề mặt ly hợp sẽ trượt khác nhau. Các nghiên cứu cho thấy rằng sự mài mòn và đốt nóng ly hợp phụ thuộc vào công trượt riêng, tức công trượt trên 1 đơn vị diện tích bề mặt ma sát.

Do đó khi tính toán thiết kế ly hợp cần phải kiểm tra xem giá trị công trượt riêng có nằm trong giới hạn cho phép hay không.

· Công trượt của ly hợp:

Khi đóng ly hợp có hiện trượt ở thời gian ban đầu cho đến khi nào đĩa chủ động và đĩa bị động quay như một hệ thống động học liền. Khi các đĩa bị trượt sẽ sinh ra công ma sát làm nung nóng các chi tiết của ly hợp lên, làm hao mòn các tấm ma sát và nguy hiểm nhất là lò xo bị ram ở nhiệt độ như vậy sẽ mất khả năng ép. Vì thế việc xác định công trượt trong thời gian đóng ly hợp là một điều cần thiết.

Để nghiên cứu sự trượt của ly hợp ta xét mô hình động cơ hệ thống truyền

lực tời kéo và quá trình khởi động tời kéo biểu diễn trên sơ đồ hình 5-3

Hình 5-3 Sơ đồ tính công trượt ly hợp.

Tính mômen quán tính của bánh đà và các chi tiết động cơ qui dẫn về trục sơ cấp ly hợp.

Vận tốc góc trục ly hợp được suy từ công thức sau:

V = (5.13)

Động năng của khối lượng chuyển động tịnh quay: (a)

Động năng của khối lượng chuyển động tịnh tiến: (b)

Từ (a) và (b) = (5.14)

Trong đó :

J_a – Mômen quán tính bánh đà và của các chi tiết động cơ qui dẫn về trục ly hợp

G = 49050 [N] – Trọng lượng kéo của tời;

i_h1 – Tỷ số truyền tay số một của hộp số: i_h1 = 3,47

i_gt1 – Tỷ số truyền hộp giảm tốc số 1: i_gt1 = 3

i_gt2 – Tỷ số truyền hộp giảm tốc số 2: i_gt2 = 29

r_t - Bán kính tang kéo: r_t = 150 [mm]

Do đó [N.m/s²]

Mômen cản khi kéo dây tải điện qui dẫn về trục ly hợp:

M_a = [Nm] (5.15)

Trong đó:

G = 49050 [N]

η_tl =0,69 Hiệu suất các hộp giảm tốc.

Vậy: M_a = [N.m]

Diễn biến quá trình đóng ly hợp gồm 2 giai đoạn :

Giai đoạn đầu với thời gian t₁, lúc này mômen quay của ly hợp tăng từ giá trị 0 đến giá trị M_a , thời điểm này bắt đầu khởi động tời kéo.

Giai đoạn tiếp theo với thời gian t₂, là giai đoạn mômen quay của ly hợp M₁ bắt đầu tăng lên không còn sự trượt xảy ra.

· Tính toán công trượt chung:

Công trượt của ly hợp được xác định theo [9]:

L = (5.16)

Công trượt ở giai đoạn đầu L₁ sẽ là tiêu hao cho sự trượt và nung nóng ly hợp:

M_ms(I) = M_a.t / t₁

L₁=M_a (5.17)

Công của động cơ ở giai đoạn thứ hai:

M_ms(II) = a.t + b

Mà a(t₁ + t₂) + b = k_đ.M_emax (I)

a.t₁ + b = M_a (II)

Trong đó k_đ là hệ số xét đến cường độ tăng mômen ma sát,

Giải (I) và (II) ta có:

a =

b = M_a -

M_ms(II)= (5.18)

Mặt khác: M_ms(II) = M_a + M_j = M_a + J_a.dω_a /dt

ω_a= (5.19)

L₂ =

Công trượt của toàn bộ ly hợp sẽ là:

L = L₁ + L₂ = (5.20)

Giải phương trình (5.19) ta xác định được t₁ , t₂ như sau:

(5.21)

(5.22)

Tốc độ góc của trục động cơ khi đóng ly hợp có thể thừa nhận không đổi và bằng tốc độ góc ứng với mômen cực đại của trục động cơ. Rõ ràng ta thấy công trượt khi hệu số tăng. Giá trị lớn nhất của hiệu số này xảy ra khi . Ở đây ta xét hệ số xét đến cường độ tăng mômen ma sát k_đ biến thiên từ 1 đến β.

Khi k_đ = 1 ta có:

[s]

Thay các giá trị trên vào (7-20), ta được: L = 3726,4 [J]

Khi k_đ = β = 2 ta có:

[s]

Thay các giá trị trên vào (5-20), ta được: L = 313,5 [J]

Vậy: Thời gian đóng ly hợp giai đoạn đầu t₁ = 0,011÷0,42 [s]

Thời gian đóng ly hợp giai đoạn tiếp theo t₂ = 0,017÷0,105 [s]

Công trượt chung của ly hợp L = (313,5÷3726,4) [J]

· Tính công trượt riêng của ly hợp:

Giá trị tuyệt đối của công trượt chung L chưa phản ánh được khả năng chóng mòn và điều kiện làm việc của ly hợp. Các ly hợp có kích thước khác nhau, dù có cùng L sẽ có điều kiện làm việc khác nhau và bị mài mòn khác nhau. Vì thế để đánh giá ly hợp về phương diện trên người ta dùng một đại lượng tương đối là công trượt riêng.

Công truợt riêng được tính theo [3]:

(5.23)

Trong đó:

l_δ – Công trượt riêng của ly hợp [J/m²];

L – Công trượt chung của ly hợp. L_δ = 3726,4 [J]

F_ms – Diện tích bề mặt ma sát, F_ms = 0,0145.10⁴ [cm²]

Z_ms = 2.

Vậy:

= 12,85 (J/cm²)

Theo [9]: Thì công trượt riêng cho phép [] = 150÷250(J/cm²). So sánh với giá trị cho phép ta thấy ly hợp thỏa mãn điều kiện .

· Kiểm tra chế độ nhiệt của ly hợp:

Công trượt của ly hợp sẽ biến thành nhiệt đốt nóng các chi tiết của nó. Vì vậy khi tính toán ly hợp cần phải kiểm tra xem nhiệt độ của chi tiết bị đốt nóng có vượt quá giá trị cho phép không. Thực tế cho thấy chi tiết bị đốt nóng mạnh nhất là các đĩa chủ động vì chúng trực tiếp thu nhận nhiệt. Bánh đà do có khối lượng lớn nên ít bị đốt nóng hơn. Vì công trượt lớn nhất sinh ra khi tời kéo làm việc, nên khi tính toán nhiệt cho ly hợp ta cần tính lúc làm việc.

Giả thiết rằng trong quá trình đóng ly hợp không có quá trình truyền nhiệt ra môi trường xung quanh. Nhiệt độ tăng lên của đĩa ép tiếp xúc trực tiếp với tấm ma sát trong thời gian ly hợp bị trượt được xác định theo [3]:

T = (5.24)

Trong đó:

T – Nhiệt độ tăng lên của chi tiết, ⁰K

ν – Hệ số xác định phần công trượt dùng để nung nóng các chi tiết cần tính, cụ thể là đĩa ép. Đối với ly hợp một đĩa thì ν = 0,5

L – Công trượt toàn phần sinh ra khi đóng ly hợp. L = 3726,4 (J)

C – Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, C= 500(J/kg.độ) với đĩa ép bằng thép và gang.

g_n (kg) – Khối lượng cácc chi tiết bị nung nóng, cụ thể là đĩa ép.

g_n = F_đ.δ_đ.ρ

Trong đó:

F_đ – Diên tích bề mặt đĩa ép

F_đ = .(R_n²- R_t²)

Với R_n – Bán kính ngoài của đĩa ép, lấy bằng bán kính ngoài của đĩa ma sát

R_n = R₂ = 0,105 [m]

R_t – Bán kính trong của đĩa ép, chọn R_t = 0,08 [m]

Vậy F_đ = 3,14.(0,105²-0,08²) = 0,0145 [m²]

δ_d – Chiều dày của đĩa ép [m]

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu đĩa ép, với gang xám thì ρ = 7600 (kg/m³)

Thay các thông số trên vào (5.24) ta được:

(5.25)

(5.26)

Thay các thông số đã đựợc xác định ở trên vào (5.26) ta được:

[m];

Vậy với δ_đ được chọn như trên thì ly hợp làm việc an toàn.

5.1.3.3. Tính toán thiết kế các chi tiết và các cụm chính:

- Đĩa bị động:

Cấu tạo đĩa bị động gồm: Xương đĩa, phần ma sát (gắn lên xương đĩa bằng đinh tán hoặc dán), moay ơ để lắp đĩa bị động lên trục ly hợp, bộ phận giảm chấn.

- Xương đĩa:

Xương đĩa thường được chế tạo bằng thép lá dày từ (1,5÷3) [mm]. Vật liệu thường dùng là thép Cácbon trung bình hoặc cao. Mục đích là tạo cho đĩa bị động có độ đàn hồi cần thiết nhằm mục đích tăng độ êm dịu khi đóng ly hợp. Xương đĩa thường được xẻ rãnh hướng kính hoặc rãnh chữ T để tránh cong vênh khi bị đốt nóng.

- Vòng ma sát:

Vòng ma sát giữ vai trò quan trọng khi ly hợp làm việc thường được chế tạo từ bột pherado, Faibét hoặc Átbét trộn các chất phụ gia và dính kết rồi tạo dạng bằng phương pháp định hình.

Các chất phụ gia thông dụng nhất là: Kẽm nhằm tăng ổn định của hệ số ma sát, đồng nhằm tăng độ dẫn điện, làm đồng đều nhiệt độ trên bề mặt và phần trong của vòng ma sát, chỉ có tác dụng làm giảm xước các bề mặt đĩa chủ động mặc dù làm giảm khả năng chịu nhiệt của vòng ma sát.

Chất dính kết ảnh hưởng đến độ bền và tính chịu nhiệt của vòng ma sát. Chúng phải đảm bảo cho đĩa có độ bền cơ học cao, chịu được tác dụng của lực ly tâm lớn và không bị sùi cháy trong quá trình làm việc. Các chất dính kết hay dùng là nhựa tổng hợp, nhựa bakêlít hoặc cao su chịu nhiệt.

- Moay ơ:

Moay ơ dùng để nối xương đĩa với trục ly hợp. Moay ơ đặt trên trục ly hợp qua mối ghép then hoa và nối với xương đĩa qua phần tử đàn hồi của bộ phận giảm dao động xoắn. Chế độ lắp phải đảm bảo cho đĩa có thể dịch chuyển tự do trên trục. Moay ơ phải có chiều dài tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa. Vật liệu moay ơ thường là thép 40, 40X.

- Đinh tán

Đinh tán có nhiệm vụ nối vòng ma sát với xương đĩa, vật liệu làm đinh tán có yêu cầu mềm để tránh xước các đĩa chủ động khi vòng ma sát mòn quá giới hạn mà chưa thay kịp. Vì yêu cầu trên đinh tán thường làm bằng đồng thau, đồng đỏ hoặc nhôm với đường kính d_đt = (4÷6) [mm]. Kết cấu của đinh tán là dạng trụ đặc hoặc rỗng một đầu, hoặc đinh tròn có đầu nửa hình cầu.

5.1.3.4. Tính toán lò xo đĩa côn:

- Lực tác dụng lên đĩa ép kí hiệu là P, còn lực tác dụng lên lò xo để mở ly hợp là P_m . Giá trị các lực này chỉ khác nhau bởi tỷ số truyền phần làm nhiệm vụ đòn mở lò xo.

Hình 5-4 Sơ đồ tính toán lò xo đĩa côn

Lực ép P được tính theo công thức sau:

P= (N) (5.27)

Trong đó:

k₁ = D_a / D_e ; k₂ = D_c/ D_e

l₁ – Dịch chuyển của lò xo ở chỗ đặt lực ép P do sự quay của phần vành liền quanh vòng tỳ.

D_c – Đường kính vành tỳ của lò xo

E – Môđuyn đàn hồi, với thép lò xo E = 2,1.10¹¹ [ N/m²]

μ = 0,26 – Hệ số poátxông

Tiết diện nguy hiểm của lò xo là tiết diện đi qua mặt đầu nhỏ của vành lò xo. Điểm có ứng suất lớn nhất là điểm B, ở giữa phần đòn mở trên đường kính D_a . Ứng suất đạt gí trị lớn nhất khi lò xo ép phẳng ra tức là khi l₁ = h, lúc đó:

[N/m²]

Trong đó:

D = (D_e - D_a)/ln(D_e/D_a)

α = 2.h/(D_e - D_a)

Đường kính D_e ta chọn trong khoảng (0,9¸0,97)D₂ của đĩa ép tức là trong khoảng (0,189¸0,204) m , ta chọn D_e=0,2m.

Khi tính toán thiết kế có thể chọn kích thước của lò xo theo tỷ lệ sau [3]:

(D_e/D_a) =(1,2÷1,5)

Chọn (D_e/D_a) = 1,5

D_a = D_e/1,5

= 0,2/1,5

= 0,13m

D_e/D_i 2,5

Chọn D_e/D_i = 3,5

D_i = D_e/3,5

= 0,2/3,5

= 0,057 [ m ]

D_e/δ =75÷100

Chọn D_e/δ = 90

δ = D_e/90

= 0,2/90

= 0,00222 [ m ]

h/δ =1,5÷2

Chọn h/δ =1,5

h = δ .1,5

= 0,00222.1,5

= 0,00333 [ m ]

D_c = (D_a + D_e)/2

= (0,13 + 0,2)/2

= 0,165 (m)

k₁ = D_a/D_e

= 0,13/0,2

= 0,65

k₂ = D_c/D_e

= 0,165/0,2

= 0,825

D = (D_e - D_a)/ln(D_e/D_a)

= (0,2 – 0,13)/ln(0,2/0,13)

= 0,163 [ m ]

α = 2.h/(D_e - D_a)

= 2.0,00333/(0,2 -0,13) = 0,0951

Lực ép cần thiết tác dụng lên đĩa ma sát là P = 2324 [N]. Để đạt được giá trị lực ép trên, ta cho l₁ một gí trị từ 0 đến l_1max = 2.h để khảo sát sự biến thiên của lực ép P theo độ biến dạng l₁ . Biến thiên P = f(l₁) được xác định trong bảng 5-1

Trong bảng 5-1 ta đặt:

= 3,3 -2. [mm]

= 3,3- [mm]

= [mm]

Bảng 5-1 Quan hệ giữa lực ép P và l₁, P = f(l₁)

2l1	l1	a	b	c	d	Plx
0	0	3.3	3.3	15.8184	375.05	0
1	0.5	2.3	2.8	11.3684	375.05	2131.85921
1.1486	0.5743	2.1514	2.7257	10.792471	375.05	2324.603437
1.5486	0.7743	1.7514	2.5257	9.35191098	375.05	2715.806311
1.9486	0.9743	1.3514	2.3257	8.07135098	375.05	2949.362168
2.3486	1.1743	0.9514	2.1257	6.95079098	375.05	3061.275809
2.7486	1.3743	0.5514	1.9257	5.99023098	375.05	3087.552032
3.1486	1.5743	0.1514	1.7257	5.18967098	375.05	3064.195639
3.5486	1.7743	-0.2486	1.5257	4.54911098	375.05	3027.211429

Như vây theo bảng 5-1 ta thấy để đạt được lực ép cần thiết thì

l₁ = 0,005743 [m] = 0,5743 [mm]

Đặc tính lò xo đĩa côn được thể hiện trên hình 5-5

Hình 5-5 Đường đặc tính của lò xo đĩa côn

Lực tác dụng lên lò xo để mở ly hợp [9]:

P_m = [N]

Vậy [N/m²]

Trong đó: D = 163 [mm]

Suy ra ứng suất lớn nhất sinh ra trên lò xo đĩa là:

[N/m²] = 160,47 [MN/m²]

Với các lò xo chế tạo từ thép 60C₂A có [σ] = 1000 [MN/m²]

σ_max < [σ] Thỏa mãn điều kiện cho phép.

· Bộ phận giảm chấn xoắn:

- Bộ phận giảm chấn xoắn dùng được trong ly hợp để:

- Tránh cho hệ thống truyền lực khỏi những dao động xoắn cộng hưởng nguy hiểm ở tần số cao, sinh ra khi một trong những tần số dao động riêng của hệ thống truyền lực trùng với tần số của mômen lực kích thích.

- Dập tắt các dao động cộng hưởng ở tần số thấp

- Giảm chấn xoắn gồm 2 bộ phận chính là bộ phận đàn hồi và bộ phận tiêu tán năng lượng.

- Bộ phận đàn hồi là lò xo hoặc cao su. Mặc dù giảm chấn có chi tiết đàn hồi bằng cao su có kết cấu đơn giản nhưng nó được sử dụng rộng rãi bởi vì để tăng hiệu quả giảm chấn thì kích thước của các chi tiết đàn hồi bằng cao su phải lớn, do đó càng làm tăng mômen quán tính của đĩa bị động. Hơn nữa khi ly hợp làm việc nhiệt độ sẽ tăng lên làm ảnh hưởng đến độ bền và tính chất lý học của cao su.

- Bộ phận chống cộng hưởng là vòng thép có tính chất đàn hồi được chọn sao cho số lượng và chiều dày đảm bảo để mômen ma sát giữa phần tử động và bị động của giảm chấn thu hút được năng lượng dao động khi xảy ra cộng hưởng ở tần số thấp. Bộ phận cộng hưởng là các lò xo lá, khi tán đinh tán, các đinh tán sẽ sinh ra một lực chiều trục cần thiết để tạo nên mômen ma sát cần thiết.

Khi dùng vòng ma sát đàn hồi thì lắp giảm chấn không cần điều chỉnh chính xác mômen ma sát như trường hợp như dùng vòng ma sát không đàn hồi.

- Đối với ly hợp đang thiết kế, ta dùng phần tử ma sát là lò xo lá từ có tính chất đàn hồi.

5.2. Thiết kế tính toán hộp số.

5.2.1. Nhiệm vụ yêu cầu thiết kế.

- Trong tời kéo dây tải điện hộp số có nhiệm vụ thay đổi số vòng quay và mômen động cơ truyền đến tang cho phù hợp với điều kiện kéo dây của tời kéo mà tự bản thân động cơ không thể đáp ứng được.

· Tách lâu dài động cơ khi tời kéo chưa làm việc.

· Từ nhiệm vụ yêu cầu thiết kế đặt ra đối với hộp số trong tời kéo phải:

· Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp đảm bảo tính chất kéo của tời kéo.

· Bố trí thích hợp, kích thước khối lượng nhỏ.

· Kết cấu đơn giản làm, việc tin cậy bền vững.

· Làm việc êm, chuyển số nhẹ, thuận tiện, không va đập.

· Có vị trí trung gian để cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực.

· Hiệu suất cao, giá thành rẻ.

5.2.2. Lựa chọn phương án thiết kế.

- Hiện nay, hộp số có nhiều chủng loại khác nhau. Do đó khi thiết kế một hộp số cần phải căn cứ vào các điều kiện sử dụng, điều kiện kỹ thuật, công nghệ chế tạo…để chọn ra loại hộp số phù hợp.

Ta nhận thấy đối với tời kéo, yêu cầu của hộp số làm sao cho dễ sử dụng và bố trí thích hợp là quan trọng. Yêu cầu này sẽ dễ dàng thỏa mãn nếu ta chọn hộp số 3 trục có các đường trục cố định, loại này có nhiều ưu điểm mà hộp số hành tinh không có được, nhất là mặt kết cấu và giá thành rẻ.

- Chính vì vậy, với điều kiện, khả năng chế tạo, kỹ thuât cũng như kinh tế của nước ta, việc chọn loại hộp số có đường trục cố định sẽ phù hợp hơn và dễ được chấp nhận hơn.

- Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng nối trực tiếp trục sơ cấp với trục thứ cấp. Khi đó, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và giảm mất mát công suất.

- Ở các số truyền khác, mômen truyền qua hai cặp bánh răng do đó có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước bánh răng khá nhỏ gọn, nhờ đó giảm kích thước, trọng lượng của hộp số nên dễ dàng bố trí trên khung tời kéo. Điều này rất có ý nghĩa nhất là trong trường hợp vận chuyển tời kéo đi các địa hình khác nhau.

Hình 5-6. Sơ đồ hộp số ba trục

1- Trục sơ cấp hộp số; 2- Trục thứ cấp hộp số; 3- Trục trung gian hộp số;

5.2.3. Thiết kế theo phương án đã chọn.

5.2.3.1. Chọn số tay số:

- Giá trị khoảng tỷ số truyền:

(5.28)

Ở đây:

i_h1- Tỷ số truyền của số 1: i_h1 = 3,47

i_hn – Tỷ số truyền của số cao nhất: i_hn = 0,66

Như vậy giá trị khoảng tỷ số truyền K_i:

- Thiết kế hộp số có tỷ số truyền bố trí theo cấp số nhân, ta có thể xác định sơ bộ số cấp của hộp số như sau [9]:

(5.29)

Ở đây:

n – số cấp của hộp số.

q_ci,i+1 – Khoảng cách của các tay số cao: q_ci,i+1 = 1,3÷1,4

q_ti,i+1 – Khoảng cách giữa các tay số thấp: q_ti,i+1 = 1,6÷1,7

Qua tham khảo thực tế hộp số lắp trên tời, chọn:

q_ci,i+1 = 1,4

q_ti,i+1 = 1,7

Như vậy :

Vì n là số nguyên dương nên ta chọn n = 5

Vậy đối với tời kéo ta chọn n = 5 là thỏa đáng.

5.2.3.2. Xác định tỷ số truyền của các tay số:

- Xác định tỷ số truyền các tay số trung gian:

Hộp số thiết kế có số cấp là 5. Trong đó, tỷ số truyền của số 1 là:i_h1 = 3,47; số5 là i_h5 = 0,66 . Việc tiếp theo là xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian, có thể tiến hành theo các phương pháp: theo quy luật cấp số nhân hoặc theo quy luật cấp số điều hòa hoặc kết hợp cả hai quy luật trên. Ở đây ta chọn theo quy luật cấp số điều hòa. Khi đó, khoảng biến thiên tốc độ ở các tay số đều bằng nhau và bước ở các số truyền cao nhỏ hơn khá nhiều so với ở các số truyền thấp. Với hộp số 5 cấp, giá trị tỷ số truyền các tay số trung gian xác định theo phương pháp này lần lượt là:

(5.30)

5.2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của hộp số:

- Khoảng cách trục:

Khoảng cách trục A có thể xác định theo công thức kinh nghiệm:

[mm] (5.31)

Ở đây: K_a – Hệ số kinh nghiệm.

K_a = (17,0÷21,5) đối với hộp giảm tốc. Chọn K_a = 20

M_emax – Mômen cực đại của đông cơ.

M_emax = 44,1 [Nm]

Khi đó khoảng cách trục là:

[mm]

- Kích thước chiều trục của hộp số:

Chiều rộng các vành răng:

Chiều rộng các vành răng có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]:

[mm]

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm]

Như vậy: [mm]

Chọn b_tb = 22 [mm]

- Chiều rộng các ổ bi.

- Chiều rộng các ổ bi có thể xác định theo công thức kinh nghiệm [9]:

[mm]

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm]

Như vậy: [mm]

- Kích thước chiều rộng của ổ bi phụ thuộc vào loại ổ cụ thể, ở đây ta lấy sơ bộ B = 18 [mm].

- Chiều rộng các ống gài và đồng tốc:

- Đối với đồng tốc gài hai phía (số 3 và số 4) chiều rộng của nó có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]:

[mm] (5.34)

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm]

Như vậy: [mm]

- Kích thước chiều trục L_h của cácte hộp số. Đối với hộp số 5 số, kích thước L_h được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]:

[mm] (5.35)

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm]

Như vậy: [mm]

- Đường kính trục:

Đường kính các trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào các công thức kinh nghiệm sau:

- Đường kính các trục trung gian (d₂) và thứ cấp (d₃).

Ở phần giữa (đối với trục bậc) theo [9]:

[mm]

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm]

Suy ra: [mm]

Lấy: d_2,3 = 31 [mm]

- Kích thước và loại ổ trục:

- Trong các hộp số 3 trục, thường thường sử dụng các ổ bi cầu và ổ bi trụ hướng kính một dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Ta xác định các kích thước d, D, B của ổ (tính theo tỷ lệ tương đối đối với khoảng cách trục A ) có giá trị như sau:

d - Đường kính ngỗng trục.

D - Đường kính ngoài của ổ.

B - Bề rộng ổ.

- Các ổ phía sau của:

+ Trục thứ cấp:

d = 0,4A =0,4×70 = 28 [mm]

D = 0,9A = 0,9×70 = 63 [mm]

B = 0,22A = 0,22×70 = 15,4 [mm]

+ Trục trung gian:

d = 0,3A =0,3×70 = 21 [mm]

D = 0,72A = 0,72×70 = 50,4 [mm]

B = 0,2A = 0,2×70 = 14 [mm]

- Các ổ phía trước của:

- Trục trung gian:

d = 0,3A =0,3×70 = 21 [mm]

D = 0,72A = 0,72×70 = 50,4 [mm]

B = 0,2A = 0,2×70 = 14 [mm]

- Trục thứ cấp:

d = 0,23A =0,23×70 = 16,1 [mm]

- Từ kết quả tính được ở trên, tham khảo [1], ta chọn các loại ổ như sau:

- Ổ sau trục sơ cấp ký hiệu IIIP1: 30 × 75 × 19 Loại ổ bi cầu hướng kính một dãy.

- Ổ trước trục trung gian ký hiệu IIIPY2: 20 × 50 × 20,6 loại ổ bi cầu đỡ chặn 2 dãy.

- Ổ sau trục trung gian ký hiệu PP1: 22 × 55 × 18 loại ổ bi trụ hướng kính một dãy.

- Ổ trước truc thứ cấp ký hiệu PC: 19,3 ×25,3 × 19,8 loại ổ bi kim dài không có số vòng trong và ngoài.

- Ổ sau trục thứ cấp ký hiệu IIIP1: 30 × 72 × 19 loại ổ bi cầu hướng kính một dãy.

- Các thông số chính của bánh răng:

- Môđuyn.

Môđuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể chọn theo công thức kinh nghiệm [9]:

m_n = (0,032÷0,040)A

Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm]

m_n = (0,032÷0,040)×70 = (2,24÷2,8) [mm]

Tham khảo [9]: Chọn m_n = 2,5 [mm]

Chọn góc nghiêng của bánh răng (β).

Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện:

- Điều kiện 1: Đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (ε_β) không nhỏ hơn một để bánh răng ăn khớp được êm dịu, tức là:

- Điều kiện 2: Lực chiều trục tác dụng lên bánh răng nghiêng của trục trung gian phải tự cân bằng để giảm lực tác dụng lên các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tất cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thỏa mãn điều kiện:

Ở đây: β_i , r_i – Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số thứ i trên trục trung gian.

β₁ , r₁ – Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn khớp với bánh răng trục sơ cấp.

Tuy nhiên ở đây ta sử dụng các bánh răng có góc nghiêng β như nhau để tạo điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa chữa.

Theo số liệu thống kê [9], đối với hộp số 3 trục thì góc nghiêng β nằm trong khoảng:

β = 22⁰ ÷ 34⁰

Ta chọn β = 23

- Số răng tổng của cặp bánh răng:

- Số răng của tổng cặp bánh răng có thể xác định sơ bộ theo [9]:

(5.37)

Ở đây : Z_t – Số răng tổng cộng của một cặp bánh răng.

A – Khoảng cách trục: A =70 [mm]

β – Góc nghiêng của răng.

m_n – Môđuyn pháp tuyến bánh răng.

Xét đối với cặp bánh răng gài số 1 thì: β = 23⁰ , m_n = 2,5 [mm]

Suy ra: số răng tổng Z_t là:

[răng]

Z_t là số nguyên nên làm tròn Z_t = 51 [răng]

- Khi đó khoảng cách trục A được xác định lại [9]:

[mm]

- Xác định số răng của các bánh răng.

- Xác định số răng của cặp bánh răng gài số 1

Tỷ số truyền của một tay số là i_h(k) bằng tích của tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp i_a và tỷ số truyền của cặp bánh răng gài i_g(k).

Tức:

Ta lại có: (5.38)

Ở đây: Z₁, Z₁^’ – Số cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 1.

Để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số 1 của hộp số cần phân phối cho cặp bánh răng gài nhiều hơn, tức là: i_g1 > i_a , nên chọn Z₁ = 16 [răng]

Khi đó

- Số bánh răng bị động của cặp bánh răng gài số truyền 1:

[răng]

- Khi đó tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:

- Xác định số răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp.

Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp xác định theo [9]:

Ở đây : Z_t – Số răng bánh răng chủ động.

A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm]

β – Góc nghiêng của răng: β =23⁰.

m_n – Môđuyn pháp tuyến bánh răng: m_n = 2,5 [mm]

Suy ra: [răng]

Làm tròn Z_a = 19 [răng]

Số răng bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định theo công thức:

[răng]

Làm tròn Z_a^’ = 31 [răng

- Khi đó tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:

- Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 2.

Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 2:

- Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 2 xác định theo [9]:

[răng]

Làm tròn Z₂ = 22 [răng]

- Số răng bánh răng bị động Z₂^’:

- Ở đây: Z_t^’ – Số răng tổng cộng của các cặp bánh răng luôn ăn khớp.

[răng]

Suy ra: Z₂^’ = 50-22 = 28 [răng]

- Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 3:

Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 3:

Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 3:

[răng]

Làm tròn Z₃ = 27 [răng]

Số răng bị động: [răng]

- Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 5 :

Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 5 :

Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 5:

Làm tròn

Số răng bị động: [răng]

- Tính kiểm tra lại tỷ số truyền của các tay số.

Trong quá trình xác định số răng của các bánh răng, do làm tròn số răng nên tỷ số truyền các tay số sẽ khác so với tính toán ban đầu. Chính vì vậy ta phải tiến hành tính toán kiểm tra lại tỷ số truyền các tay số: nếu sự sai khác tỷ số truyền dưới 5% thì vẫn đạt yêu cầu.

Đối với cặp bánh răng luôn ăn khớp: Z_a = 19,Z_a^’ = 31,i_a = (Z_a^’/ Z_a) = 1,65.

Đối với cặp bánh răng gài số 1: Z₁ = 16, Z₁^’ = 35, i_g1 = (Z₁^’/ Z₁) = 2,18.

Đối với cặp bánh răng gài số 2 : Z₂ = 22, Z₂^’ = 28, i_g2 = (Z₂^’/ Z₂) = 1,27

Đối với cặp bánh răng gài sô 3: Z₃ = 27, Z₃^’ = 23, i_g3 = (Z₃^’/ Z₃) = 0,85

Đối với cặp bánh răng gài số 5:

Như vậy tỷ số truyền các tay số là:

- Số 1:

- Số 2:

- Số 3:

- Số 5 :

Kiểm tra lại sự sai khác của tỷ số truyền:

- Số 1:

- Số 2:

- Số 3:

- Số 5 :

Ở đây: i_h1 – Tỷ số truyền các tay số tính được.

i_h1⁰ – Tỷ số truyền các tay số tính chọn ban

- Các thông số hình học của các bánh răng.

- Cặp bánh răng luôn ăn khớp.

Số răng: Z_a = 19 [răng], Z_a^’ = 31 [răng]

Môđuyn pháp: m_n = 2,5 [mm]

Chiều cao răng: h = 2,25m_n = 2,25×2,5 = 5,625 [mm]

Chiều cao đầu răng: h_đ = m_n = 2,5 [mm]

Độ hở hướng tâm: c = 0,25m_n = 0,25×2,5 = 0,625 [mm].

Đường kính vong chia: [mm]

[mm]

Đường kính vòng lăn: d = d_c = 51 [mm], d^’ = d_c^’ = 84 [mm]

Đường kính vòng đỉnh răng: D_e = d_c + 2m_n = 51 + 2×2,5 = 56 [mm]

D_e^’ = d_c^’ + 2m_n = 84 + 2×2,5 = 89 [mm]

Đường kính vòng chân răng:

[mm]

- Cặp bánh răng gài số 1

Số răng: Z₁ = 16 [răng], Z₁^’ = 35 [răng]

Môđuyn pháp: m_n = 2,5 [mm]

Chiều cao răng: h = 2,25m_n = 2,25×2,5 = 5,625 [mm]

Chiều cao đầu răng: h_đ = m_n = 2,5 [mm]

Độ hở hướng tâm: c = 0,25m_n = 0,25×2,5 = 0,625 [mm]

Đường kính vong chia: [mm]

[mm]

Đường kính vòng lăn: d = d_c = 43 (răng), d^’ = d_c^’ = 95 [mm]

Đường kính vòng đỉnh răng: D_e = d_c + 2m_n = 43 + 2×2,5 = 48 [mm]

D_e^’ = d_c^’ + 2m_n =95 + 2×2,5 =100 [mm]

Đường kính vòng chân răng:

[mm]

Cặp bánh răng gài số 2:

Số răng: Z₂ = 22 [răng], Z₂^’ = 28 [răng].

Môđuyn pháp: m_n = 2,5 [mm]

Chiều cao răng: h = 2,25m_n = 2,25×2,5 = 5,625 [mm]

Chiều cao đầu răng: h_đ = m_n = 2,5 [mm]

Độ hở hướng tâm: c = 0,25m_n = 0,25×2,5 = 0,625 [mm]

Đường kính vong chia: [mm]

[mm]

Đường kính vòng lăn: d = d_c = 59,8 (răng), d^’ = d_c^’ = 76 [mm]

Đường kính vòng đỉnh răng: D_e = d_c + 2m_n = 59,8 + 2×2,5 = 64,8 [mm]

D_e^’ = d_c^’ + 2m_n = 76+ 2×2,5 = 81 [mm]

Đường kính vòng chân răng:

[mm]

-Cặp bánh răng gài số 3:

Số răng: Z₃ = 27 [răng], Z₃^’ =22 [răng]

Môđuyn pháp: m_n = 2,5 [mm]

Chiều cao răng: h = 2,25m_n = 2,25×2,5 = 5,625 [mm]

Chiều cao đầu răng: h_đ = m_n = 2,5 [mm]

Độ hở hướng tâm: c = 0,25m_n = 0,25×2,5 = 0,625 [mm]

Đường kính vong chia: [mm]

[mm]

Đường kính vòng lăn: d = d_c = 73,3 [răng], d^’ = d_c^’ = 59,74 [mm]

Đường kính vòng đỉnh răng: D_e = d_c + 2m_n = 73,3 + 2×2,5 = 78,3 [mm]

D_e^’ = d_c^’ + 2m_n = 59,74 + 2×2,5 = 64,74 [mm]

Đường kính vòng chân răng:

[mm]

- Cặp bánh răng gài số 5:

Số răng: Z₃ = 36 [răng], Z₃^’ =14 [răng]

Môđuyn pháp: m_n = 2,5 [mm]

Chiều cao răng: h = 2,25m_n = 2,25×2,5 = 5,625 [mm]

Chiềucao đầu răng: h_đ = m_n = 2,5 [mm]

Độhở hướng tâm: c = 0,25m_n = 0,25×2,5 = 0,625 [mm]

Đườngkính vong chia: [mm]

[mm]

Đường kính vòng lăn: d = d_c = 96,8 [răng], d^’ = d_c^’ = 38 [mm]

Đường kính vòng đỉnh răng:

D_e = d_c + 2m_n = 96,8+ 2×2,5 = 101,8 [mm]

D_e^’ = d_c^’ + 2m_n = 38 + 2×2,5 = 43 [mm]

Đường kính vòng chân răng:

[mm]

5.2.3.4. Tính toán đồng tốc.

Nhiệm vụ tính toán.

Tính toán đồng tốc có nhiệm vụ chính sau:

- Xác định các kích thước cơ bản để đồng tốc đảm bảo được hiệu quả yêu cầu, thể hiện qua chỉ tiêu – thời gian đồng tốc t_c và tuổi thọ cần thiết – đánh giá qua giá trị áp suất và công trượt riêng trên bề mắt ma sát.

- Xác định các thông số của bộ phận khóa để đảm bảo chống gài số khi chưa đồng tốc.

Hình 5-7 Sơ đồ tính toán đồng tốc

1- Mặt côn; 2- Vành răng đồng tốc; 3- Vành răng bánh răng; 4- Chốt khóa.

Trong sơ đồ này, hệ thống đồng tốc về nguyên tắc được chia thành hai phần:

- Phần thứ nhất: Bao gồm các khối lượng có lien hê động học với trục thứ cấp như:

Trọng lượng kéo, khối lượng các bộ phận tính từ trục thứ cấp đến tang.

- Phần thứ hai: Bao gồm các chi tiết có liên hệ động học với trục sơ cấp hộp số

(tính từ đĩa bị động ly hợp đến bánh răng cần gài số ) như: đĩa bị động ly hợp, trục

sơ cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng trên nó, các bánh răng trục thứ cấp, số lùi ăn khớp với các bánh răng trục trung gian. Mômen quán tính của các khối lượng này được quy dẫn về trục sơ cấp hộp số và ký hiệu là J_b .

- Xác định kích thước cơ bản.

- Để xác định kích thước cơ bản của đồng tốc, cần phải thiết lập mối quan hệ giữa các thông số kích thước và các chỉ tiêu làm việc của đồng tốc. Muốn vậy, ta phải viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính J_b khi chuyển số, với giả thiết:

- Bỏ qua ảnh hưởng lực cản của dầu bôi trơn đến sự giảm tốc độ góc của bánh răng vì trong điều kiện nhiệt độ bình thường ảnh hưởng này không đáng kể.

Ta được:

(5.40)

Tích phân phương trình (5.40) nhận được:

(5.41)

Ở đây:

M_ms – Mômen ma sát của đồng tốc (Nm), xác định theo công thức:

(5.42)

Trong đó:

μ – Hệ số ma sát

α – Nửa góc côn của bề mặt ma sát

r_ms – Bán kính trung bình của bề mặt ma sát

Q – Lực chiều trục tác dụng lên chiều trục ma sát. Lực này do người điều khiển tác dụng lên đòn điều khiển tạo ra, do vậy:

Q = P_đk×i_đk×η_đk [N] (5.43)

Trong đó:

P_đk – Lực tác dụng lên đòn điều khiển [N]

i_đk, η_đk – Tỷ số truyền từ đòn điều khiển đén nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn động tương ứng.

i_đt – Tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là i_đt = i_hk.

ω_a, ω_b – Tốc độ góc của trục cần nối (trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài đặt trên nó (rad/s). Rõ rang:

(5.44)

Trong đó:

i_hk, i_hk±1 – Tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc của hộp số.

ω_e – Tốc độ góc trục khuỷu động cơ (rad/s) khi chuyển số: ω_e có thể xác định gần đúng theo công thức:

ω_e = (0,6÷0,7) ω_N khi chuyển từ số thấp lên số cao hơn.

ω_e = (0,4÷0,5) ω_N khi chuyển từ số cao xuống số thấp.

- Trong đó:

ω_N – Tốc độ góc của trục khuỷu ứng với công suất cực đại của động cơ.

[rad/s]

Với n_N = 3600 (vg/ph)

Suy ra: [rad/s]

Do đó:

- Khi chuyển từ số thấp lên số cao:

Chọn: ω_e = 0,65ω_N = 0,65×376,8 = 244,92 [rad/s]

- Khi chuyển từ số cao xuống thấp:

Chọn: ω_e = 0,45ω_N = 0,45×376,8 = 169,56 [rad/s]

J_b – Mômen quán tính quy dẫn, được xác định như sau:

(5.45)

Trong đó:

- J_lh, J_sc, J_tg – Mômen quán tính đĩa bị động ly hợp (đĩa ma sát), trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và bánh răng lắp trên nó.

- J_hi – Mômen quán tính của bánh răng tay số thứ I đặt trên trục thứ cấp.

- i_{a ,}i_hi– Tỷ số truyền cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (luôn luôn ăn khớp), tay số thứ I của hộp số.

- Xác định J_lh – Đĩa ma sát bao gồm phần xương và phần tấm ma sát gắn trên phần ngoài của nó nên ta có thể xem nó là một chi tiết dạng vành. Khi đó J_lh được xác định theo công thức:

[kg.mm²] (5.46)

Ở đây :

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu làm ly hợp

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

b – Bề rộng phần xương đĩa ma sát. Chọn b = 1,3 [mm]

R_tb – Bán kính trung bình đĩa ma sát

h – Chiều cao tấm ma sát

R_tb, h được xác định theo công thức sau:

(5.47)

Trong đó:

D₁, D₂ – Đường kính trong và đường kính ngoài của đĩa ma sát. Theo [3] : D₁, D₂ được xác định bằng công thức kinh nghiệm sau:

[cm] (5.48)

Ở đây:

M_emax – Mômen cực đại của động cơ [Nm]

C – Hệ số kinh nghiệm, đối với tời kéo C = 4,7 .

Suy ra: [cm]

- Đường kính trong của đĩa ma sát: D₁ = (0,53÷0,75)D₂( 5.49)

D₁ = (0,53÷0,75)×9,67 = (5,125÷7,25) [cm]

Chọn D₂ = 10 (cm) = 100 [mm]

D₁ = 7 [cm] = 70 [mm]

Suy ra:

Vậy: [kg.mm²]

- Xác định J_sc – Mômen quán tính trục sơ cấp được xác định theo công thức sau:

[kg.mm²]

Ở đây :

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp.

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

D_sc – Đường kính trục sơ cấp: D_sc = d₁ = 30 [mm]

l – Chiều dài trục sơ cấp, có thể xác định như sau:

l = D_sc/0,15 = 30/0,15 = 200 [mm]

Suy ra: [kg.mm²]

- Xác định J_tg : J_tg = J_tg1 + J_tg2

Trong đó: J_tg1 – Mômen quán tính của trục trung gian.

J_tg2 – Mômen quán tính của các bánh răng trên trục trung gian.

Mômen quán tính trục trung gian được xác định theo công thức:

[kg.mm²] (5.50)

Ở đây :

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp.

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

D_sc – Đường kính trục sơ cấp: D_sc = d₂ = 32 [mm]

l – Chiều dài trục sơ cấp, có thể xác định như sau:

l = D_tg/0,15 = 32/0,15 = 213,3 [mm]

Suy ra: [kg.mm²]

Mômen quán tính của các bánh răng trên trục trung gian được xác định theo công thức:

(5.51)

Ở đây:

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp.

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

b – Bề rộng các bánh răng luôn ăn khớp, số 3, số 2: b = 20 [mm]

b₁ – Bề rộng bánh răng số 1: b₁= 20 [mm]

d₃, d₃, d₂, d₁- Đường kính vòng lăn các bánh răng luôn ăn khớp, số 3, số 2, số 1:

d_a =84[mm],d₃=59,74[mm],d₂= 76[mm],d₁=95 [mm],

D_tg – Đường kính trục trung gian: D_tg = d₂ = 31 [mm]

Suy ra:

J_tg2 = 7,8×10^-6×3,14×20×(1/32)×{()+(84⁴ – 31⁴) + (59,74⁴ – 31⁴) +

(76⁴– 31⁴) + (95⁴ – 31⁴) ×(20/20)} = 2737[kg.mm²]

Vậy J_tg = J_tg1 + J_tg2 = 163,1 +2737 = 2947,8 [kg.mm²]

- Xác định J_hi : Trên trục thứ cấp chỉ có bánh răng gài số 2, số 3 luôn ăn khớp với trục trung gian nên: J_hi bao gồm J_h2 và J_h3 .

Trong đó:

- J_h2 – Mômen quán tính bánh răng gài số 2.

- J_h3 – Mômen quán tính bánh răng gài số 3.

- Mômen quán tính bánh răng gài số 2, J_h2 được xác định theo công thức sau:

(5.52)

Ở đây:

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp.

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

b – Bề rộng các bánh răng gài số 2: b = 20 [mm]

d_g2 – Đường kínhvòng lăn các bánh răng gài số 2: d_g2 = 76 [mm]

D_tc – Đường kính trục thứ cấp: D_tc = d₃ = 31 [mm]

Suy ra: [kg.mm²]

- Mômen quán tính bánh răng gài số 3, J_h3 được xác định theo công thức sau:

(5.53)

Ở đây:

ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp.

Đối với thép ρ = 7,8×10^-6 [kg/mm³]

b – Bề rộng các bánh răng gài số 3: b = 20 [mm]

d_g3 – Đường kínhvòng lăn các bánh răng gài số 3: d_g3 = 59,74 [mm]

D_tc – Đường kính trục thứ cấp: D_tc = d₃ = 31 [mm]

Suy ra: [kg.mm²]

Vậy :

Thay (5.52) và (5.53) vào (5.51), sau khi biến đổi, xác định được:

(5.54)

Trong công thức (5.54), một số đại lượng được xác định [3]:

- Nửa góc côn bề mặt ma sát α : α = 7⁰÷12⁰. Chọn α = 7⁰.

- Hệ số ma sát μ : μ = 0,06÷0,1 ; đối với cặp ma sát thép – đồng thau.

Chọn μ = 0,07.

- Thời gian đồng tốc t_c , đối với tời kéo:

t_c= (0,15÷0,30)s ( cho các tay số cao)

t_c= (0,50÷0,80)s ( cho các tay số thấp)

Chọn t_c = 0,25.

- Lực tác dụng lên đòn điều khiển P_đk = 60 (N) đối với tời kéo.

- Tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc i_đk: i_đk = 2÷3.

Chọn i_đk = 2.

- Hiệu suất dẫn động từ đòn điều khiển đến gạt đồng tốc η_đt:

η_đt = 0,85÷0,9 . Chọn η_đt = 0,85.

- Vậy: Bán kính trung bình của bề mặt ma sát bánh răng gài số 3:

- Khi chuyển từ số 2 lên số 3:

- Khi chuyển từ số 4 xuống số 3:

Bán kính trung bình của bề mặt ma sát bánh răng gài số 4

[mm]

Tuy nhiên để cho đơn giản trong chế tạo và sửa chữa cũng như thống nhất sản phẩm, ta chọn một kích thước như nhau cho đồng tốc.

Chọn r_ms = 15,75 (mm).

Từ giá trị r_ms vừa tìm được, ta có thể xác định được:

- Chiều rộng cần thiết của bề mặt ma sát ( tính theo mặt côn sinh ), để đảm bảo cho áp suất không vượt quá giá trị cho phép:

(5.55)

Hay: (5.56)

Ở đây:

P_đk, i_đk, η_đk, α – Đã được xác định ở phần trên.

[p] – Áp suất cho phép trên bề mặt ma sát: [p] = 1÷1,5. [N/mm²]

Chọn [p] = 1 [N/mm²]

Suy ra: [mm]

- Bán kính trung bình của bề mặt hãm r_β (bán kính bề mặt phản lực):

r_β = (0,85÷1,15)r_ms. (5.57)

Chọn r_β = 1,15×r_ms

= 1,15×15,75 = 18,1 [mm]

5.2.3.5. Tính công trượt.

- Công trượt (W_ms):

Công trượt W_ms trên bề mặt ma sát của đồng tốc được xác định theo công thức:

(5.58)

- Khi gài số 2 (Chuyển từ số 1 xuống):

[J]

- Khi gài số 3 (Chuyển từ số 4 xuống):

[J]

- Khi gài số 4:

[J]

- Khi gài số 5 :

- Công trượt riêng (w_ms)

Công trượt riêng w_ms là công trượt tính cho một đơn vị diện tích bề mặt ma sát, do vậy:

(5.59)

Ở đây:

r_ms, b_ms – Bán kính trung bình và chiều rộng của bề mặt ma sát.

r_ms = 1,575 [cm], b_ms = 0,845 [cm]

- Khi gài số 3 (Chuyển từ số 2 lên):

[J/cm²]

- Khi gài số 3 (Chuyển từ số 4 xuống):

[J/cm²]

- Khi gài số 4:

[J/cm²]

- Khi gài số 5 :

[J/cm²]

- Xác định góc vát bề mặt hãm (β) của bộ phận khóa:

Bộ phận khóa của đồng tốc thiết kế là loại răng phản lực. Để đảm bảo yêu cầu không cho gài số khi chưa đồng tốc, góc vát β của bề mặt hãm phải thỏa mãn điều kiện:

K > S (5.60)

Ở đây:

K – Lực do mômen ma sát tạo ra, có tác dụng ép chặt các bề mặt khóa, chống lại sự gài số.

S – Lực xuất hiện trên bề mặt vát, khi người lái tác dụng lên đồng tốc lực chiều trục Q, có tác dụng tách các bề mặt hãm để thực hiện bề mặt gài số.

Theo điều kiện cân bằng lực ta có:

Thế các biểu thức trên vào (5.60) nhận được:

(5.61)

Hay:

5.3.Thiết kế các bộ truyền của hộp giảm tốc

5.3.1. Nhiêm vụ yêu cầu thiết kế.

Trong tời kéo dây tải điện hộp giảm tốc có nhiệm vụ :

Giảm tốc độ, tăng tỷ số truyền, tăng mômen xoắn để tăng khả năng kéo của tời. Truyền mômen giữa hai trục chéo nhau, góc giữa hai trục là 90⁰ .

Yêu cầu đặt ra với hộp giảm tốc là có tỷ số truyền thích hợp, khả năng chịu tải lớn, hệ số an toàn cao, gọn nhẹ, bố trí thích hợp.

5.3.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn

5.3.2.1Chọn vật liệu :

làm bánh răng nhỏ là thép c50 tôi cải thiện , độ rắn 240HB

MPA ; MPA ; bánh lớn là thép 45 thường hoá , độ rắn 200HB, MPA ; MPA ,phôi rèn .

5.3.2.2.Định ứng suất cho phép

- Ưng suất tiếp xúc cho phép :

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn

- Ưng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo công thức :

lấy và hệ số an toàn

Bánh nhỏ = 500 MPa

Bánh lớn = 427Mpa

- Ưng suất uốn cho phép ;

Giới hạn bền mỏi uốn của bánh nhỏ và bánh lớn :

ứng suất mỏ uốn cho phép được tính theo công thức

Hệ số an toàn

Hệ số

Hệ số ( m =2)

ứng suất mỏ uốn cho phép của bánh nhỏ

ứng suất mỏ uốn cho phép của bánh lớn

- Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ

Bánh lớn

- Ưng suất uốn cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ 2,2.240=528 Mpa

Bánh lớn 2,2.200 =440 Mpa

5.3.2.3.Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức :

Mô men xoắn trên bánh nhỏ

hệ số chiều rộng vành răng cho theo =0,3

=0,3.9(3+1)/2=0,6

lấy sơ bộ ;

vậy =53,4 (mm)

lấy

5.3.2.4.Tính khoản cách trục sơ bộ :

Môdun pháp

m = =(1,062,12) mm

chọn m = 2 (mm)

5.3.2.5.Chọn sơ bộ góc nghiêng :

số răng

= 26(răng )

= 26.3 =78 (răng )

cos = = = 0,981

5.3.2.6.Các kích thước cơ bản của các bánh răng :

- Các đường kính vòng chia :

( mm)

(mm)

- Chiều rộng vành răng :

lấy 32 (mm)

- hệ số trùng khớp dọc

5.3.2.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

- Theo công thức :

- Hệ số trùng khớp ngang [ 1,88 – 3,2(1/+ 1/)}.cos

1,7

- Hệ số

Với

Vận tốc vòng :

Với vận tốc vòng v3(m/s) chọn cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh răng ta chọn ,suy ra :

Vậy :

5.3.2.8.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

- ứng suất uốn tính theo công thức

Xác định theo số răng tương đương

Áp dụng công thức :

, chọn

,chọn

với cấp chính xác là 9 thì chọn

hệ số tính theo công thức :

=0,004.73.2,87.= 4,981

Hệ số

Vậy ứng suất uốn :

5.3.2.9.Kiểm nghiệm độ bền của răng khi quá tải :

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của răng bánh lớn

Ta có công thức =

Mà

- Kiểm nghiệm ứng suất suất uốn khi quá tải

ơ

5.3.3. Thiết kế bộ truyền trục vít- bánh vít của hộp giảm tốc

Hình 5-8 Sơ đồ tính hộp giảm tốc trục vít bánh vít.

5.3.3.1. Chọn vật liệu chế tạo:

- Dùng vật liệu chế tạo bánh vít là đồng thanh không thiết, vật liệu chế tạo trục vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45

5.3.3.2. Xác định ứng suất cho phép:

- Phương pháp tính ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít cũng tương tự như bộ truyền bánh răng, song cũng có một vài thay đổi cho phù hợp với đặc điểm làm việc của bộ truyền trục vít.

- Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên ở đây ta chỉ cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.

- Với bánh vít làm bằng đồng thanh, dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất suất tiếp xúc cho phép được xác định từ điều kiện chống dính, phụ thuộc vào trị số vận tốc trượt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải ( Ứng suất cho phép trong trường hợp này được xác định từ độ bền tỉnh chứ không phải từ độ bền mỏi).

- Như vậy ứng suất cho phép đối với bộ truyền trục vít được xác định như sau:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H]:

Theo [1]: Bánh vít đúc ly tâm có σ_b= 600 [Mpa], σ_ch = 400 [Mpa].

Theo [1]: Với cặp vật liệu đồng thanh thép tôi [σ_H] = 315 [Mpa]

- Ứng suất uốn cho phép [σ_F]:

Đối với bánh vít bằng vật liệu đồng thanh, ứng suất được xác định theo [1]:

[σ_F] = [σ_Fo].K_FL (5.62)

Với bộ truyền làm việc 2 chiều [σ_Fo] tính theo [1]:

[σ_Fo] = 0,16.σ_b (5.63)

[σ_Fo] = 0,16.600 = 96 [Mpa]

Hệ số tuổi thọ: K_FL =

Trong đó:

N_FE = 2,5.10⁷ - chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Do đó: [σ_F] = [σ_Fo].K_FL= 96.0,7 = 67,2 [Mpa]

- Ứng suất cho phép khi quá tải.

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σ_Hmax] và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σ_Fmax] được xác định theo [1]:

[σ_Hmax] = 2.σ_ch (5.64)

[σ_Hmax] = 2.400 = 800 [Mpa].

[σ_Fmax] = 0,8.σ_ch (5.65)

[σ_Hmax] = 0,8.400 = 320 [Mpa]

5.3.3.3. Tính thiết kế.

- Xác định khoảng cách trục a_ω

Khoảng cách trục a_ω được xác định theo [1]:

a_ω = (5.66)

Chọn sơ bộ k_H = 1,2 , với u = 29, Z₁ = 2. Do đó Z₂ = u.Z₁ = 58 [răng]

T₂ = = 4100,6 [Nm]

Tính sơ bộ hệ số đường kính q theo công thức thực nghiệm:

q = 0,3.Z₂ (5.67)

q = 0,3.58

Chọn q = 17

Thay các giá trị vào (5.66) ta được:

a_ω =

= [mm]

Tính môđun m:

m = (5.68)

m = [mm]

Do đó: a_ω = [mm]

Chọn khoảng cách trục a_ω = 220 [mm]

- Hệ số dịch chỉnh:

x = (5.69)

x = [mm]

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Xác định chính xác độ bền tiếp xúc [σ_H] :

d_ω₁= (q + 2.x).m (5.70)

= (17 + 2.0,02).5,853 = 99,96 [mm]

(d_ω₁– Đường kính vòng lăn trục vít).

góvít= =(5.71)

Vậy : v_s = [m/s]

= 1,81< 5

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã thiết kế phải thỏa mãn điều kiện sau:

(5.72)

Với v_s = 1,81 , chọn [σ_H] = 230 (MPa), k_HV = 1,3

T₂ = 4100,6 [Nm]

K_H – Hệ số tải trọng động: K_H= K_HB.K_HV = 1.1,3 = 1,3

Thay các giá trị trên vào (5.72) ta được:

[Mpa]

Ta thấy σ_H< [σ_H] = 230 [Mpa]. Nên điều kiện tiếp xúc được thỏa mãn.

- Kiểm nghiệm điều kiện bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép [σ_F], theo [1]:

(5.73)

Trong đó:

m_n = m.cosγ = 5,853.0,963 = 5,64.

k_F= k_lt= 1,3 , hệ số tải trọng động.

d₂ – Đường kính vòng chia bánh vít (d₂ = m.Z₂ )

d₂ = 5,853.58 = 340 [mm]

b₂ – Chiều rộng vành răng bánh vít.

=74,5[mm]

Chọn b₂ = 74[mm]

Y_F = 1,38: hệ số chạy răng tra bảng 7-8 [1] theo số răng tương đương:

Thay các giá trị vào (7.73) ta được:

Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn.

- Các thông số cơ bản của bộ truyền:

- Khoảng cách trục: a_ω= 220 [mm]

- Môđun: m = 5,853 [mm]

- Hệ số đường kính: q = 17

- Tỷ số truyền: u = 29

- Hệ số dịch chỉnh: x = 0,08

- Số răng trục vít: Z₁= 2

- Số răng bánh vít: Z₂ = 58

- Góc vít: γ = 15,51⁰

-Chiều rộng bánh vít: b₂ = 74 [mm]

- Chiều dài phần cắt răng của trục vít: b₁ = 120 [mm]

- Đường kính ngoài của bánh vít:d_aM2 = d_a2 + m

=340+5,853=345,853 [mm]

- Đường kính chia: d₁ = 17.5,853 = 99,5 [mm]

d₂ = 340 [mm]

- Đường kính đỉnh: d_a1 = 99,5 + 2.5,853 = 111,206 [mm]

d_a2 = 351,706 [mm]

- Đườngkínhvòngchân:d_f1= [mm]

d_f2 = [mm]

5.4. Thiết kế tính toán thiết bị dừng.

- Thiết bị dừng dùng để giữ dây cáp mồi và dây tải điện ở trạng thái treo khi gặp sự cố khi kéo dây, có thể là mắc dây tải điện trên puly tại chỗ nối dây cáp mồi với dây tải điện hoặc khi dây tải điện bị các cây trên đường truyền tải. Thiết bị dừng không cản trở việc kéo dây, có hệ số an toàn cao, dừng dứt khoát, kết cấu đơn giản, dễ bố trí trên tời kéo và sử dụng. Do đó ta chọn thiết bị dừng bánh cóc, thiết bị này gồm các bánh cóc gắn trên tang bằng cách hàn và con cóc có trục lắp trên phần cố định của cơ cấu. Con cóc ăn khớp với bánh răng của bánh cóc và chỉ cho phép tang quay theo chiều kéo dây điện, muốn hạ dây cần nhấc con cóc ra khỏi bánh cóc.

Sơ đồ tính toán bánh cóc:

Hình 5-9 Sơ đồ tính toán bánh cóc.

1- Bánh cóc; 2- Tang; 3- Con cóc; 4- Trục con cóc.

Bánh cóc làm bằng thép 45

Chọn đường kính ngoài bánh cóc D = 200 [mm]

Lực vòng P trên răng cóc khi thiết bị dừng làm việc xác định theo [7]:

(5.74)

M_x – Mômen xoắn trên truc đặt bánh cóc.

Do ta đặt bánh cóc trên tang nên M_x = 4100,6.10³ [N.m]

[N]

Lực P có thể phân tích thành hai lực thành phần là lực nên N = P.cosα , gây nên lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa con cóc và lực T = P.sinα. Để con cóc vào ăn khớp được với bánh răng bánh cóc thì phải đảm bảo điều kiện:

(5.75)

, hay . Tức .

Với - Góc ma sát

Vị trí chịu lực nguy hiểm đối với con cóc và răng bánh cóc là vị trí khi con cóc mới vào khớp, khi đó là tiếp xúc đường.

Đối với răng bánh cóc ta cần phải kiểm tra sức bền cạnh theo điều kiện

(5.76)

P – Lực vòng trên bánh cóc

b – Chiều rộng răng bánh cóc

[q]-Tải trọng phân bố cho phép của vật liệu bánh cóc trên một đơn vị chiều dài.

Để đảm bảo chiều dài tiếp xúc ta lấy chiều rộng con cóc B lớn hơn chiều rộng răng bánh cóc b từ (2÷4) [mm].

Đặt φ =

Ta có:

(5.77)

Do chưa biết số răng bánh cóc nên ta sử dụng công thức sau:

φ – Hệ số chiều rộng răng.

[q] – Tải trọng phân bố cho phép của vật liệu bánh cóc trên một đơn vị chiều dài.

Theo [7]: Với vật liệu bánh cóc thép 45, φ = 2, [q] = 400 [N/mm]

Vậy [mm]

Chọn m = 8 [mm]

Chiều rộng bánh cóc: b = m.φ = 8.2 = 16 [mm]

Chiều rộng bánh cóc lấy bằng 20 mm để phòng trường hợp lắp ghép không chính xác vẫn ăn khớp.

Ta kiểm tra thêm sức bền bánh răng cóc theo ứng suất uốn. Lúc này ta xem răng của bánh cóc như một dầm công xôn và đuôi răng trên khoảng h = m và chịu lực tác dụng P mặt cắt ở chỗ a = 1,5 [mm].

a = 1,5.20 = 30 [mm], h = m = 8 [mm]

Mômen cản uốn tiết diện chân răng

[mm²]

Mômen uốn răng: M_u = P.h = P.m =

Z – Số răng của bánh cóc, Z =

[N.mm]

Ứng suất uốn lớn nhất:

[σ_u] - Ứng suất uốn cho phép, với thép 45: [σ_u] = 100÷200 [N/mm²]

[N/mm²]

Vậy: nên răng bánh cóc đảm bảo điều kiện uốn.

6. Lắp đặt và hướng dẫn sử dụng tời kéo dây tải điện.

6.1. Lắp đặt tời kéo dây tải điện.

· Trong khi lắp đặt động cơ, ly hợp, hộp số, khớp nối, các hộp giảm tốc, tang lên các khung tời yêu cầu hợp lý để cho kích thước cả cụm tời gọn về mặt kết cấu, đảm bảo về mặt kỹ thuật, có độ cứng vững cao.

· Tháo lắp đơn giản

· Cơ cấu điều khiển định vị và điều chỉnh đơn giản

· Các bộ phận, ổ và khớp nối cần được bôi trơn dễ dàng, có tính công nghệ, tính kinh tế và độ tin cậy trong sử dụng

· Khi lắp tang với trục hộpgiảm tốc phải đảm bảo độ cứng vững cao vì bộ phận này chịu tải trọng lớn

· Khớp nối giữa hộp số với hộp giảm tốc phải tháo lắp được, do đó ta có thể sử dụng khớp nối các đăng có mối ghép then hoa, để khi sử dụng và vận chuyển ta có thể tháo lắp dễ dàn

· Cụ thể lắp các bộ phận đối với tời kéo như sau:

· Trước tiên làm hai khung tời có độ cứng vững cao, bệ khung có chỗ bắt bulông để bắt các bộ phận lên khung tời và có chỗ đặt bình nhiên liệu, bình điện

· Động cơ được bắt lên bệ khung bằng hai bulông

· Ly hợp được bắt lên động cơ và hộp số

· Hộp số bắt lên ly hợp và bắt lên bệ khung bằng bulông

· Hộp giảm tốc số 1 được bắt lên bệ khung bằng bulông, giữa hộp số và hộp giảm tốc số 1 là khớp nối các đăng

· Hộp giảm tốc số 2 được hàn lên bệ khung, với cách hàn hộp giảm tốc số 2 lên bệ khung thì khả năng liên kết giữa hộp giảm tốc với bệ khung là bền vững hơn so với bulông.

6.2. Hướng dẫn sử dụng tờii kéo dây tải điện.

6.2.4. Kỹ thuật kéo.

· Bước 1: Đặt máy ở vị trí bằng phẳng, nẳm trên đường thẳng cần kéo, chằng giữ máy bằng hai sợi cáp ở vị trí thấp hơn móc của khung máy để tạo sự ổn định cho máy và tải đè lên máy sẽ nhẹ hơn.

· Bước 2: Quấn cáp kéo tải vào ống tang từ (3¸5) vòng tùy theo tải nặng hay nhẹ.

· Bước 4: Vào số 1, cuốn cáp đến khi cáp tải vừa căng rồi điều chỉnh lại vị trí máy cho đúng hướng kéo.

· Bước 5: Vào các số thích hợp để kéo tải phù hợp.

6.2.5. Bảo quản và bảo dưỡng.

6.2.5.1. Bảo dưỡng

· Bảo dưỡng hằng ngày sau khi làm việc:

· Vệ sinh máy sạch sẽ

· Kiểm tra mức nhớt của động cơ, hộp số, các hộp giảm tốc…

· Kiểm tra lọc gió của động cơ, sự rò rỉ của nhiên liệu…

· Kiểm tra độ rơ của máy tại các vị trí bắt bulông, vít…

· Bảo dưỡng hằng tháng ( hoặc 60 giờ làm việc):

· Thay nhớt động cơ sau 20 giờ đầu làm việc.

· Vệ sinh bộ lọc gió.

· Bảo dưỡng hằng quý (hoặc 150 giờ làm việc)

· Thay nhớt hộp số, động cơ, các hộp giảm tốc…

· Bảo dưỡng lại toàn bộ động cơ.

6.2.5.2. Bảo quản.

· Khi máy không làm việc ta cần bảo quản cho tốt để làm tăng tuổi thọ cho máy, bằng cách:

· Vệ sinh lại toàn bộ máy.

· Rút hết xăng khỏi thùng chứa

· Rút hết xăng khỏi bộ chế hòa khí

· Xả hết nhớt bẩn và thay nhớt mới đúng chủng loại cho động cơ, hộp số và các hộp giảm tốc.

· Đưa máy vào vị trí khô ráo và che đậy cho kín.

· Nếu trong thời gian dài mà không sử dụng (hơn một tháng), thì mỗi tháng cần cho máy chạy không tải khoảng 15 phút để bôi trơn các chi tiết.

7. Kết luận

Tời kéo dây tải điên là một thiết bị có ứng dụng nhiều trong thực tế. Khi được áp dụng sẽ tạo điều kiện thuận lợi cho việc truyền tải dây tải điện,dẫn đến công việc dễ dàng, nhanh chóng, nâng cao khả năng truyền tải ở những địa hình phức tạp mà chúng ta không thể dùng các phương tiện ôtô hay sức người.Sau khi tính toán xong đồ án Em thấy kết quả tính toán có tính khả thi. Mặt khác, đề tài còn là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành Cơ khí Động lực và ngành. Trong đồ án có nhiều hệ thống có liên quan đến nghành cơ khí động lực như : Ly hợp , hộp số , hộp giảm tốc ….qua đó Em nắm vững lại các kiến thức và vận dụng một cách có hiệu quả những kiến thức đã học trong thời gian học tập ở Nhà trường .

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1”. Hà Nội;Nhà xuất bản Giáo dục;1988.

[2]. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 2”. Hà Nội ;Nhà xuất bản Giáo dục ;1988.

[3]. Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên. “Thiết kế và tính toán Ôtô Máy Kéo – tập I”. Hà Nội;Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp;1987.

[4]. Lê Viết Giảng . “Sức bền vật liệu”.Nhà xuất bản Đà Nẵng ;1990.

[5]. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm. “Thiết kế chi tiết máy”. Nhà xuất bản Giáo dục ;1998.

[6]. Nguyễn Trọng Hiệp. “Chi tiết máy – tập 1”. Hà Nội;Nhà xuất bản Giáo dục ;1999.

[7]. Trương Quốc Thành – Phạm Quang Dũng .“Máy và thiết bị nâng”. Hà Nội;Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật ;2000.

[8]. Phạm Phú Lý – Trần Thế Vinh. “Máy nâng chuyển”. Nhà xuất bản Đà Nẵng ;1991.

[9]. Nguyễn Hoàng Việt. “Giáo trình kết cấu và tính toán ô tô giảng dạy tại lớp”

[10]. Catologe máy tời 3tấn và 5 tấn kéo dây tải điện.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

Các đồ án/ tài liệu liên quan

	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG THÂN BƠM
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO BÀN REN TRÒN
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ VÀ CHẾ TẠO MÔ HÌNH MÁY LỐC
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT THÂN ĐỒ GÁ
	LUẬN VĂN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRIẾT NHỚT TỰ ĐỘNG
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT MÁY NÉN KHÍ PISTON TA80
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG MÔ TƠ (PHẦN HỘP GIẢM TỐC HÀNH TINH)
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT HỆ THỐNG BÔI TRƠN TRÊN ĐỘNG CƠ MAZDA WL TURBO
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY LỐC TÔN 4 TRỤC
	ĐỒ ÁN NGHIÊN CỨU TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CHẾ TẠO XE THU GOM RÁC CẢI TIẾN Ở KHU DÂN CƯ

Ngân hàng Techcombank	Ngân hàng Vietcombank
Số tài khoản: 190.2999.4998.012 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Hoàng Quốc Việt - Hà Nôi	Số tài khoản: 0491.0000.93308 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Thăng Long - Hà Nôi