ĐỒ án môn học cơ sở THIẾT kế máy THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Chọn động

Xác định công suất động cơ

Hiệu suất truyền động được phân tích như sau: Bánh răng nghiêng cấp nhanh có hiệu suất đạt 0,96, trong khi bánh răng thẳng cấp chậm cũng có hiệu suất tương tự là 0,96 Hiệu suất của các cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn) đạt 0,99, khớp nối có hiệu suất là 0,93, và bộ truyền xích có hiệu suất là 0,82.

Công suất trên trục công tác:

Hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang đẳng trị:

Xác định số vòng quay sơ bộ

Số vòng quay trên trục công tác:

4 download by : skknchat@gmail.com

*Trường hợp hệ dẫn động băng tải n lv60000 v

.500 43,927 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống: (Chọn tỷ số truyền u x 2;u hgt 10 ) usb un uhgt 2.10 20

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb n lv u sb 43,927.20 878,54(vg / ph)

Chọn động cơ

Động cơ điện có thông số thỏa mãn:

Bảng 1.1 Thông số của động cơ

T max Momen xoắn Khối lượng động cơ (kW) (vg/ph)

T dn T dn của roto (kg)

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của hệ dẫn động

Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc là uhgt = 10

*Bộ truyền xích: u x n dc 1460 n 3,32 lv

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc: Bảng 3.1 – trang 43 – [1]

Tỷ số truyền giữa cặp bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh : u nh = 3.83

Tỷ số truyền giữa cặp bánh răng trụ thẳng cấp chậm : u ch = 2.61

Tỷ số cuối cùng của hộp giảm tốc: u hgt u nh u ch 3,83.2,61 10

Công suất trên các trục

Công suất trên trục III là:

Công suất trên trục II là:

Công suất trên trục I là:

Công suất động của động cơ là:

Số vòng quay trên các trục

n I n dc 1460 1460(vg / ph) ukn 1 n II n

6 download by : skknchat@gmail.com n III n

Mô men xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục I là:

Momen xoắn trên trục II là:

Momen xoắn trên trục I là:

Trục Động I II III Công tác cơ Thông số

Tỉ số truyền 1 3,83 2,61 3,32 n (vg/ph) 1460 1460 381,2 146 43,927

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Công suất bộ truyền: P III 10,6 kW

Số vòng bánh dẫn: nIII 146vg / ph

Làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ.

Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn, dễ chế tạo, độ bền mòn cao.

2.1.2 Xác định số răng của đĩa xích

Theo bảng 5.4 trang 80 – [1], với u x = 3,32 ta chọn số răng xích nhỏ z 1 %

(nên chọn răng là lẻ để đĩa mòn đều hơn, tăng khả năng sử dụng).

=> Số răng của đĩa xích lớn: z 2 u x z1 3,32.25 83 z 2 83 z max 120 (5.1)

Hệ số điều kiện sử dụng xích: k ko k a k dc k bt k d k c 1.1.1.1.1, 2.1, 25 1,5 (5.4) Trong đó (tra bảng 5.6 trang 82 – [1] )

- k o = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền (nằm ngang);

- k a = 1: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;

- k đc = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích không điều chỉnh được);

- k bt = 1: Hệ số ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn định kỳ);

- k đ = 1,2: Hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ;

- kc 1, 25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca);

8 download by : skknchat@gmail.com pt

- PIII 10,6 kW : Công suất cần truyền;

- kd 2,5 : Hệ số phân bố không đều tải trọng đối với bộ truyền xích 3 dãy.

- Hệ số vòng quay(tra bảng 5.5 trang 81 – [1]):

Ta chọn bước xích: pc 25,4mm

2.1.4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Theo bảng 5.8 trang 83 - [1] với n01 200vg / ph , chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích pc 25,4mm thỏa mãn số vòng quay tới hạn.

2.1.5 Tính toán vận tốc trung bình v n III z 1 p c 146.25.25,4 1,55m / s

2.1.7 Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc 600 8 PIII.k

Do đó ta chọn p c %,4mm nên điều kiện được thỏa mãn.

2.1.8 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Khoảng cách trụ sơ bộ: a (30 50)p c 30.p c 30.25,4 762mm (5.11)

Xác định khoảng cách trục: (5.13) z z

2 2 2 Để tránh xích không chịu căng quá lớn, ta cần giảm bớt 1 lượng a (0,002 0,004)a 0,003.777 2mm

2.1.9 Tính chiều dài dây xích

2.1.10 Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây i z1 n1 25.146

Theo bảng 5.9 trang 85–[1], ta có số lần va đập i i 30

(Ứng với bước xích 25,4mm).

2.1.11 Kiểm nghiệm bộ truyền xích

2.1.11.1 Kiểm nghiệm hệ số an toàn

Q: Tra theo bảng 5.2 - trang 78 , tải trọng phá hỏng Q= 170,1N

Kd : Hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ, chọn K d 1, 2

Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra, Fv q.v 2 7,5.1,55 2 18(N)

(với q là khối lượng 1 mét xích, tra bảng 5.2 trang 77–[1], q 7,5kg )

Fo : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Kf 6 : bộ truyền nằm ngang a = 0,762 m: khoảng cách trục

[s] = 8,2: Hệ số an toàn cho phép, tra bảng 5.10 trang 86-[1]

Vậy bộ truyền xích đủ bền.

2.1.11.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức:

H : Ứng suất tiếp xúc cho phép

Fvd : Lực va đập trên 3 dãy xích

F 13.10 7 n.p 3 m 13.10 7 146.25,4 3 3 9,33(N) (5.19) vd 1 c k d : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k d =2,5 (xích 3 dãy)

KD : Hệ số tải trọng động, Kd=1,2 k r : Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z 1 %, k r 2

A = 450 mm 2 :Xích 3 dãy, tra bảng 5.12 trang 87 - [1] diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 25,4mm

Theo bảng 5.11 trang 86, vật liệu chế tạo đĩa xích được chọn là thép C45 với độ cứng cải thiện đạt HB170 Điều này giúp đạt được độ ứng suất tiếp xúc H 500MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

2.1.12 Lực tác dụng lên trục

Theo công thức thực nghiệm:

Với kx 1,15, khi bộ truyền nằm ngang.

Thông số cơ bản của bộ truyền xích Đường kính vòng chia:

12 download by : skknchat@gmail.com d1 p c 25, 4

(6.17) Đường kính vòng đỉnh: d a1 0,5 cot g p c 0,5 cotg 25,4 213,76mm z

2 83 Đường kính chốt: D c Đường kính con lăn:

Bán kính đáy: Đường kính vòng đáy; d f 1 d1 2.r 202,66 2.7,63 187, 4mm d f 2 d 2 2.r 671, 22 2.7,63 655,96mm Đường kính vành đĩa; d v1 p.cot g 1,2h 25,4.cot g 1,2.24,2 172mm z

1 25 r 0,5025.d l 0,05 0,5025.15,08 0,05 7,63mm d l 15,08mm7,95mm d v2 p.cot g 1,2h 25,4.cot g 1,2.24,2 641,7mm z

Bảng 2.1 Thông số cơ bản của bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích

Bánh dẫn Bánh bị dẫn

Số răng của đĩa xích là 25, với đường kính vòng chia là 202,66mm và 671,22mm Đường kính vòng đỉnh là 213,76mm và 683,44mm, trong khi đường kính vòng đáy đạt 187,4mm và 655,96mm Đường kính vành đĩa là 172mm và 641,7mm Đường kính con lăn là 8mm, với D c = 7,95mm cho đường kính chốt.

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

Momen xoắn cực đại: T1 76727N.mm

Số vòng quay trục dẫn: n1 1460vg / ph

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1 250HB Giới hạn bền b 850MPa giới hạn chảy ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB1 HB2 (10 15)HB nên có độ rắn HB2 240HB Giới hạn bền b 750MPa , giới hạn chảy ch 450MPa

2.2.1.2 Ứng suất cho phép a> Ứng suất tiếp xúc cho phép o

ZR 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv 0,85v 0,1 0,85.1,55 0,1 0,9 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi d a 700mm

K HL : Hệ số tuổi thọ

Trong đó: mH = 6: Bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc khi độ rắn mặt rắn

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Với H HB – độ rắn Brinen; nếu biết độ rắn Rôcoen có thể tra bảng 6.3 để có độ rắn Brinen

Vì NHE1 NHO1 ;NHE 2 NHO 2 nên KHL1 KHL2 1

Theo bảng 6.2 - trang94 - [1], Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở: O H lim 2HB 70

O H lim 2 2.240 70 550MPa Khi tôi cải thiện S H 1,1 theo bảng 6.2 - trang94 - [1].

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó:

22 b> Ứng suất uốn cho phép o

Y R =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: Hệ số xét độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF =1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

K FC =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

K FL ; Hệ số tuổi thọ

17 download by : skknchat@gmail.com m F 6 : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặt rắn

N FO4.10 6 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

N FE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì mỗi vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

Vì NFE NFO nên KFL1 KFL2 1

Theo bảng 6.2-trang94-[1],Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:

O Flim 2 1,8.240 432MPa Khi tôi cải thiện theo bảng 6.2 - trang94 - [1]. Ứng suất uốn cho phép:

2.2.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Hệ số chiều rộng vành răng:

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6

– trang 97 - [1] (Không đối xứng ) ba 0,25

Ta suy ra giá trị bd : bd0,53 ba (u 1) 0,5.0,25.(3,83 1) 0,64 (6.16)

Hệ số tập trung tải trọng K

: Dựa vào bd , tra bảng 6.7 - trang 98 – [1] xác định được hệ số tập trung tải trọng:

2.2.1.4 Khoảng cách trục aw Ka (u 1) 3 T1.KH

Ta làm tròn và lấy thêm một đoạn 3mm, lúc này, khoảng cách trục là: a w1 154 3 157mm

2.2.1.5 Thông số ăn khớp mođun: m (0,01 0,02)aw1 (0,01 0,02)157 1,57 3,14

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 - trang 99 - [1] ta chọn mođun: m 2,5mm Đối với bánh răng nghiêng, chọn góc nghiêng : 20 8

Tính lại tỷ số truyền thực: u m z

95 3,8 z1 25 Sai số tương đối tỷ số truyền: u u m u

2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền Theo bảng 6.11 – trang 104 –

20 download by : skknchat@gmail.com d m.z 1 2,5.25

1 cos cos17,17 Đường kính vòng lăn: d w1 d1 ;d w 2 d2 Đường kính vòng đỉnh: d a1 d1 2.m 65, 42 2.2,5 70,42mm d a 2 d 2 2.m 248,58 2.2,5 253,58mm Đường kính vòng đáy: d f 1 d1 2,5.m 65, 42 2,5.2,5 59,17mm d f 2 d 2 2,5.m 248,58 2,5.2,5 242,33mm

Bề rộng răng: bw a w1 ba 157.0, 25 39, 25mm

2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng: v dw1 n1 65,42.1460

Dựa theo bảng 6.13- trang106 -[1] ta chọn cấp chính xác bộ truyền là

8 2.2.1.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền Theo công thức 10.1 – trang 184 – [1] Góc ăn khớp: trang 105-[1] tg tg20 a tw a t arctg( ) arctg 20,85 cos cos17,17

F r1 F t1 tg tw 2346.tg20,85 935N cos cos17,17

Lực dọc trục: Fa1 Ft1.tg 2346.tg17,17 725N

2.2.1.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v 5m / s và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3 - trang 250 - [1] ta xác định hệ số tải trọng: KHv 1,06;KFv 1,17

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng:

Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: ZM 274MPa 1/3

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc đối bánh răng trụ răng nghiêng: Z 1 1

1,64 Giá trị trùng khớp ngang :

Hệ số tải trọng: K H K H K Hv K H 1,07.1,06.1,09 1,24

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

0,6 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Y 1 140 1 17,17 140 0,9 - Hệ số độ nghiêng của răng.

YF1 ,YF2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z1 25

Theo bảng 6.18-trang109-[1] YF1 3,80 ; YF2 3,60

K F- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

3,80 Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.2 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục aw1 157mm

Khe hở đường kính C 0, 25.m 0, 25.2,5 0,625mm

Góc nghiêng 17,17 Đường kính vòng chia d1 65, 42mm d 2 248,58mm Đường kính vòng lăn d w1 d 1 d w2 d 2 Đường kính vòng đỉnh da1 70, 42mm da 2 253,58mm Đường kính vòng đáy df 1 59,17mm d f 2 242,33mm

Bề rộng răng bw 39, 25mm

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

Momen xoắn cực đại: TII 279334N.mm

Số vòng quay trục dẫn: nII 381,2vg / ph

2.2.2.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1 250HB Giới hạn bền b850MPa

, giới hạn chảy ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB1 HB2 (10 15)HB nên có độ rắn

HB2 235HB Giới hạn bền b 750MPa , giới hạn chảy ch 450MPa

2.2.2.2 Ứng suất cho phép a> Ứng suất tiếp xúc cho phép o

ZR 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv 0,85v 0,1 0,85.1,55 0,1 0,9 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi d a700mm

K HL : Hệ số tuổi thọ

25 download by : skknchat@gmail.com m H = 6: Bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc khi độ rắn mặt rắn

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Với H HB – độ rắn Brinen; nếu biết độ rắn Rôcoen có thể tra bảng 6.3 để có độ rắn Brinen

Vì NHE1 NHO1 ;NHE 2 NHO 2 nên KHL1 KHL2 1

Theo bảng 6.2-trang94-[1],Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở: O Hlim 2HB 70

O H lim 2 2.235 70 536MPa Khi tôi cải thiện S H 1,1 theo bảng 6.2-trang94-[1].

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE NHO nên KHL 1, do đó H '

H 2 438MPa b> Ứng suất uốn cho phép o

Y R =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S : Hệ số xét độ nhậycủa vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF=1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

K FC =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

K FL ; Hệ số tuổi thọ

Trong đó: mF 6 : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặt rắn

N FO4.10 6 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

N FE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì mỗi vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

Vì NFE NFO nên KFL1 KFL2 1

Theo bảng 6.2-trang94-[1],Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:

O Flim 2 1,8.235 423MPa Khi tôi cải thiện SF 1,75 theo bảng 6.2-trang94-[1].

-Ứng suất uốn cho phép:

2.2.2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Hệ số chiều rộng vành răng:

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 - trang97 - [1] (Không đối xứng ) ba 0,25 20%.0, 25 0,3

Ta suy ra giá trị bd : bd0,53 ba (u 1) 0,53.0,3.(2,61 1) 0,57 (6.16)

Hệ số tập trung tải trọng K

: Dựa vào bd , tra bảng 6.7 - trang 98 – [1] xác định được hệ số tập trung tải trọng:

2.2.2.4 Khoảng cách trục aw2 Ka (u 1) 3

Ta làm tròn và lấy thêm một đoạn 3mm, lúc này, khoảng cách trục là a w 222 3 225mm

2.2.2.5 Thông số ăn khớp mođun: m (0,01 0,02)a w2 (0,01 0,02)225 2,25 4,5 (6.17)

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8-trang 99-[1] ta chọn mođun: m 2,5mm Đối với bánh răng trụ răng thẳng: Ta có: 0

2,5 180 Số răng bánh dẫn theo z1

Tính lại tỷ số truyền thực: u m z 2 130 2,6 z 1 50

Kiểm tra lại sai số tương đối tỷ số truyền: u u m u

2.2.2.6 Xác định kích thước bộ truyền Theo bảng 6.11 – trang 104-[1] Đường kính vòng chia:

30 download by : skknchat@gmail.com d m.z 1 2,5.50

1 cos cos0 Đường kính vòng lăn: d w1 d1 ;d w 2 d2 Đường kính vòng đỉnh: d a1 d1 2.m 125 2.2,5 130mm d a 2 d 2 2.m 325 2.2,5 330mm Đường kính vòng đáy: d f 1 d1 2,5.m 125 2,5.2,5 118,75mm d f 2 d 2 2,5.m 325 2,5.2,5 318,75mm

Bề rộng răng: bw a w2 ba 225.0,3 67,5mm

2.2.2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng: v dw1 n2 125.381,2

Dựa theo bảng 6.13- trang106 -[1] ta chọn cấp chính xác bộ truyền là

8 2.2.2.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền Theo công thức 10.1 – trang 184 – [1] Lực vòng:

F r 2 F t 2 tg tw 4469.tg20 1626N cos cos0

2.2.2.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v 2,5m / s và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3-trang 250-[1] ta xác định hệ số tải trọng: K Hv 1,08;K Fv 1, 20

2.2.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng:

Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5 - trang 96 - [1]: ZM 274MPa 1/3

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc

1,8 Giá trị trùng khớp ngang :

2.2.2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

0,56 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Y 1 - Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng thẳng.

YF1 ,YF2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z

Theo bảng 6.18-trang109-[1] YF1 3,65 ; YF2 3,60

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Khoảng cách trục aw2 225mm

Khe hở đường kính C 0, 25.m 0,25.2,5 0,625mm

Số răng z1 50 z 2 130 Đường kính vòng chia d1 125mm d2 325mm Đường kính vòng lăn dw1 d1 d w2 d2 Đường kính vòng đỉnh d a1 130mm d a 2 330mm Đường kính vòng đáy df 1 118,75mm df 2 318,75mm

Tính toán thiết kế trục và then

Thiết kế trục I, trục II và trục III trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào:

T1 76727N.mm ; T2 279334N.mm ; T3 693356N.mm ; n1 1460vg / ph ; n2 381,2vg / ph ; n3 146vg / ph

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

Thép C45 có các ứng xuất theo : b 785MPa ; ch 540MPa ; ch 324MPa ; 1 383MPa ; 1 226MPa ; 85,70,65 ứng với trục có đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100mm.

Chọn: 15MPa đối với trục vào;

30MPa đối với trục ra;

20MPa đối với trục trung gian.

2.3.2 Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn Đường kính trục xác định theo momen xoắn d 3 T

0, 2 Đường kính trục I theo momen xoắn: d1 3 0,2 76727

15 29,5mm Đường kính trục II theo momen xoắn: dII 3 2793340,2.20 41,2mm

35 download by : skknchat@gmail.com Đường kính trục III theo momen xoắn: dIII 3

Suy ra: d1 29,5mm ; d 2 41, 2mm ; d3 48,7mm

Theo tiêu chuẩn chọn: d1 30mm ; d2 45mm ; d 3 50mm

Theo bảng 10.4 – trang 191 – [1], ta tính được khoảng cách của trục II

Chiều dài mayo nửa khớp nối L m 2.d1 2.30 60mm

Khoảng cách từ tâm khớp nối đến tâm ổ lăn là:

36 download by : skknchat@gmail.com Đường kính trục III: d 3 50mm bo3 27

Khoảng cách từ tâm ổ lăn trục III đến tâm đĩa xích là:

Dựa vào đường kính trên và các kích thước ta phác thảo kích thước hộp giảm tốc:

Hình 2.1 Hình vẽ phác thảo HGT

Trục không chỉ chịu mômen xoắn mà còn phải chịu tác động của mômen uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Vì vậy, sau khi tính toán sơ bộ các kích thước chiều dài trục, việc thiết kế trục cần được thực hiện với sự xem xét đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn.

Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và khớp nối.

Lực tác dụng lên bánh răng bộ truyền cấp nhanh:

Giả sử chọn nối trục đàn hồi Bộ phận công tác là băng tải nên chọn K 1,5 Dựa bảng 16- 10a – trang68 - [2] chọn nối trục có T1 76,7N.m có

Lực tác dụng lên khớp nối:

D0 71 Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối A1 : mA1 Fkx FB1x A1B1 FC1x A1C1 Fkn A1D1 0

A1C1212 Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối C1 :

38 download by : skknchat@gmail.com mC1 Fkx FB1x B1C1FA1x A1C1 Fkn C1D1 0

A1C1212 Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối A1 : mA

A1C1212 Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối C1 : mC

Ta ra được giá trị sau (chiều được xác định theo biểu đồ):

Hình 2.2 Biểu đồ nội lực trục I

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Suy ra: MA1 M D1 0 ; MC1 44527Nmm

D1 D1 Đường kính trục tại tiết diện j theo công thức: dj 3

Trong đó: 63MPa - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, dựa theo bảng

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: dA1 25mm ; dB1 30mm ; d C1 25mm ; d D1 22mm ỉ 2 5 ỉ 30 ỉ 2 5 ỉ 22

Hình 2.3 Phác thảo kết cấu trục I

Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng

Lực tác dụng lên bánh răng của bộ truyền cấp nhanh:

Lực tác dụng lên bánh răng của bộ truyền cấp chậm:

Ft 2 4469N;Fr 2 1626N Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối A2 : mA2 Fk FB2x A2 B2 FC2x A2 C2 FD2x A2 D2 0

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối D2 : mD2 Fk FC2x C2 D2 FB2x B2 D2 FA2x A2 D2 0

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối D2 : mD

Phương trình cân bằng theo phương y:

Hình 2.4 Biểu đồ nội lực trục II Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

MC2 MC2x 2MC2 2 y 52949,4 2 198455,4 2 205398Nmm Momen tương đương:

M tdD2 0 Đường kính trục tại tiết diện j theo công thức: dj 3

Trong đó: 50MPa - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, dựa theo bảng

Suy ra: dA 2 0 d B2 3 M tdB2 3 358518 41,5mm

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: dA 2 35mm ; dB2 42mm ; dC2 40mm ; dD2 35mm

45 download by : skknchat@gmail.com ỉ35 ỉ42 ỉ 40 ỉ 35

Hình 2.5 Phác thảo kết cấu trục II

Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và đĩa xích.

Lực tác dụng lên bánh răng của bộ truyền cấp chậm:

Lực tác dụng lên đĩa xích:

Fr 7864N Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối D3 : mD3 Fk FC3x C3 D3 FB3x B3 D3 0

B3D3 212 Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối B3 : mB3 Fk FC3x B3C3 FD3x B3 D3 0

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối B3 : mB3 Fr A 3 B3 FC3y B3 C 3 FD3y B3 D 3 0

Phương trình cân bằng theo phương y:

Hình 2.6 Biểu đồ nội lực trục III

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Suy ra: M A3 MD3 0 ; MB3 660576Nmm

Trong đó: 50MPa - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, dựa theo bảng 10.5 - trang 195 – [1].

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: dA3 50mm ; d B3 60mm ; dC3 63mm ; dD3 60mm

Phác thảo kết cấu trục: ỉ50 ỉ 60 ỉ 63 ỉ 60

Hình 2.7 Phác thảo kết cấu trục III

2.3.4 Chọn then cho các tiết diện trục

Tiết diện Đường kính (mm) Loại then (b x h x l)

Ta kiểm tra thấy ở các trục đều không cần làm bánh răng liền trục.

2.3.5 Kiểm nghiệm độ bền trục

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức: s j s j s j s 2 s 2 s j j

- Hệ số an toàn cho phép Giá trị s ,s được xác định theo công thức: s 1 j K dj

. aj mj s 1 j K dj aj mj

Trong đó:Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên giá trị ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng mj 0; aj maxj

Mj với W là momen cản uốn (10.22)

Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: mjaj maxj

T j với W0 là momen cản xoắn (10.23)

Công thức xác định W và W0 theo các tiết diện, theo bảng 10.6–trang196-[1]

Bảng 2.5 Bảng thống số Mômen cản

Bảng 2.6 Bảng biên độ và giá trị trung bình các ứng suất

Tiết diện a, MPa m, MPa am, MPa

Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 – trang 197 – [1]:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.12 – trang 199 – [1]:

Theo bảng 10.9 – trang 197 – [1], hệ số tăng bề mặt 15

Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ, đồng thời đối với các tiết diện lắp bánh răng và nối trục, nên lựa chọn lắp then kết hợp với lắp trung gian có độ dôi để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

Kết quả tính toán tiết diện 3 trục với ; tra bảng 10.10 – trang 198 – [1]

Bảng 2.7 Bảng hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục

Rãnh Lắp Rãnh Lắp then chặt then chặt

Vậy điều kiện bền theo hệ số an toàn được đảm bảo.

Kiểm nghiệm độ bền dập: d

Kiểm nghiệm độ bền cắt: c b.l F l b.d.l 2T l Ứng suất dập cho phép: d 100MPa Ứng suất cắt cho phép: c 90MPa

Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục t h t d 1 cos arcsin b

53 c download by : skknchat@gmail.com

Bảng 2.8 Bảng tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của ba trục

Tiết T, d, Loại then t, mm t2 , mm d,MPa c, MPa diện Nmm mm

Ta thấy tất cả dd100MPa; c c 90MPa nên then được đảm bảo.

Tính chọn ổ lăn

- Số vòng quay: n I 1460vg / ph

- Đường kính ngõng trục: d I 25mm

Do trục I chịu tác dụng của cả lực hướng tâm và lực dọc trục, ta dùng ổ đỡ - chặn 1 dãy cho 2 gối đỡ ở 2 đầu trục.

2.4.1.2 Chọn sơ bộ kích thước ổ

Với đường kính ngõng trục , theo bảng phụ lục P2.12 – trang

263 – [1] ta chọn sơ bộ với các thông số như sau: (Cỡ trung hẹp)

54 d I 25mm download by : skknchat@gmail.com

Bảng 2.9 Bảng chọn sơ bộ ổ lăn trục I

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T,mm r, mm r1 , C, kN Co , kN mm

2.4.1.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Điều kiện làm việc:

- Hệ số kể đến vòng trong quay: V 1

- Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ 105 C suy ra k t 1

- Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 – trang 215 – [1] tải trọng tĩnh, không va đập: k d 1

Dựa theo bảng 11.4 – trang 216 – [1], góc tiếp xúc đối với ổ đỡ - chặn thông dụng với kiểu 46000 ta có 26 , e 0,68

Lực hướng tâm xác định theo công thức:

Ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn F rC 1 1109,3N Lực dọc trục : Fa1 725N

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn

Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) :

55X1;Y0 download by : skknchat@gmail.com

Khả năng tải trọng động: Cd Q m L

- Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, đối với ổ bi: m 3

- Tải trọng động quy ước: Q 1,8kN

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (Bảng 11.2 – trang 214 – [1] )

Suy ra: Cd 1,8 3 1314 19,7kN Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện:

Nên ổ 46305 đảm bảo bền, Chọn ổ này.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:Theo công thức 11.19 – trang 221 – [1]:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đảm bảo.

- Số vòng quay: nII 381,2vg / ph

- Đường kính ngõng trục: dII 35mm

Do trục II chịu tác dụng của cả lực hướng tâm và lực dọc trục, ta dùng ổ đỡ - chặn 1 dãy cho 2 gối đỡ ở 2 đầu trục.

Với đường kính ngõng trục d II 35mm , theo bảng phụ lục P2.12 – trang 263 – [1] ta chọn sơ bộ với các thông số như sau: (Cỡ trung hẹp)

Bảng 2.10 Bảng chọn sơ bộ ổ lăn trục II

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T,mm r, mm r1 , C, kN Co , kN mm

- Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ 105 C suy ra k t 1

- Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 – trang 215 – [1] tải trọng tĩnh, không va đập: k d 1

Dựa theo bảng 11.4 – trang 216 – [1], góc tiếp xúc đối với ổ đỡ - chặn thông dụng với kiểu 46000 ta có 26 , e 0,68

F F 2 F 2 3808,1 2 1253,6 2 4009N rA II xA II yA II

F F 2 F 2 3006,9 2 562,6 2 3059N rD II xD II yD II

Ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn F rA II 4009N Lực dọc trục : Fa1 725N

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn

Q X.V.Fr Y.Fa1 kt kd 1.1.4009 0.725 1.1 4009N Khả năng tải trọng động:

10 6 Suy ra: Cd 4,2 3 343,08 29,4kN Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện:

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

X1;Y0 download by : skknchat@gmail.com

Suy ra Qt 0,5.4009 0,37.725 2272,75N FrA II 4009N

- Số vòng quay: nIII 146vg / ph

- Đường kính ngõng trục: dIII 60mm

Do trục III chịu tác dụng của cả lực hướng tâm, ta dùng ổ đỡ 1 dãy cho 2 gối đỡ ở 2 đầu trục.

Với đường kính ngõng trục dIII 60mm , theo bảng phụ lục P2.7 – trang 255 – [1] ta chọn sơ bộ với các thông số như sau: (Cỡ nặng)

Bảng 2.11 Bảng chọn sơ bộ ổ lăn trục III

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B,mm r, mm Đường kính C, Co , kN bi, mm kN

- Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ 105 C suy ra kt 1

- Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 – trang 215 – [1] tải trọng tĩnh, không va đập: kd 1

Ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn F rB III 12485N

Do trục chỉ chịu tác dụng của lực hướng tâm nên X 1

Khả năng tải trọng động:

10 6 Suy ra: Cd 12,4 3 131,4 63,04kN Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện:

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Tính chọn khớp nối

Chọn nối trục vòng đàn hồi, được sử dụng để nối trục động cơ và trục hộp giảm tốc trong hệ thống băng tải với: P1 14kW;n1 1460vg / ph

Vật liệu chốt – thép 45 với ứng suất uốn cho phép u 80MPa , ứng suất dập giữa chốt và ống d 4MPa

Momen danh nghĩa truyền qua nối trục:

Bảng 2.12 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Bảng 2.13 Bảng kích thước cơ bản của vòng trục đàn hồi

91,5 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: d

6.71.10.15 Z.D0 dc l3 Điều kiện sức bền của chốt: u k.T.l0 1,2.91575.25

CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Chọn thân máy, bu lông

Hộp giảm tốc được chế tạo từ gang xám GX15-32 qua phương pháp đúc, với bề mặt lắp ghép của vỏ hộp thường đi qua tâm các trục Điều này giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn Các kích thước của các phần tử cấu thành hộp giảm tốc được tính toán theo bảng tiêu chuẩn.

Bảng 3.1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

- Bulong ghép bích nắp và thân, d3 d2 0,7 0,8 d1 0,8.20 16mm

- Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d4 0,6 0,7 d2 0,6.16 10mm d5 0,5 0,6 d2 0,5.16 8mm

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, S S 1,4 1,8 d

- Chiều dày nắp bích hộp, S4 S 0,9 1.S 0,9.21 19mm

- Bề rộng bích nắp và thân, K3 K3K2 35 50 5 45mm

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D 3 190mm

- Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ: K2 K2 E2 R2 35 262135

- Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E2 và C (k là E 2 1,6.d 2 1,6.16 26mm khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

- Chiều dày: khi không có phần lồi S S 1,3 1,5 d 1,5.20 30mm

Dd xác định theo đường kính dao khoét khi có phần lồi: D d ,S1 ,S2 S 1,4 1,7 d 1,4.20 28mm

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 và q

K1 3d1 3.20 60mm q K1 2 60 2.12 84mm Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp 1 1,2 1.10 10mm

Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp 13 5 4.10 40mm, lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc Khoảng cách giữa các mặt bên của các bánh răng là 10mm.

Bôi trơn hộp giảm tốc

Ta thấy vận tốc của bánh răng đều

Định dạng
Số trang	109
Dung lượng	810,49 KB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động Cơ Khí tập 1 - NXB Giáo dục – 1999	Khác
2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động Cơ Khí Tập 2 - NXB Giáo dục – 1999	Khác
3. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc – Cơ sở thiết kế máy – NXB Đại học quốc gia Tp HCM – 2004	Khác
4. Nguyễn Trọng Hiệp – Giáo trình chi tiết máy – Tập 1, NXB Giáo dục	Khác
5. Nguyễn Trọng Hiệp – Giáo trình chi tiết máy – Tập 2, NXB Giáo dục	Khác
6. Ninh Đức Tốn – Dung sai lắp ghép – NXB Giáo dục	Khác