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

Chọn động

Xác định công suất động cơ

  br1 0,96: Hiệu suất truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh

  br 2 0,96: Hiệu suất truyền bánh răng thẳng cấp chậm

  ol 0,99: Hiệu suất của các cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

  kn 1: Hiệu suất của khớp nối

  x 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích

Công suất trên trục công tác: lv

Hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang đẳng trị: n i i 2 2 i 1 max 1 1 2 2 td n max 1 2 max 1 2 i i 1

Công suất cần thiết: lv td ct

Xác định số vòng quay sơ bộ

Số vòng quay trên trục công tác:

*Trường hợp hệ dẫn động băng tải lv v 1,15 n 60000 60000 43,927

Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống:

(Chọn tỷ số truyền ux 2;uhgt 10) sb n hgt u u u 2.10 20

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: sb lv sb n n u 43,927.20 878,54(vg / ph) (2.18)

Chọn động cơ

Động cơ điện có thông số thỏa mãn: dc ct dc sb

Bảng 1.1 Thông số của động cơ

P (kW) n (vg/ph) cos k dn

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: x dc lv hgt n 1460 u 3,32 n u 43,927.10

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 : unh = 3.83

 Tỷ số truyền giữa cặp bánh răng trụ thẳng cấp chậm : uch = 2.61

Tỷ số cuối cùng của hộp giảm tốc:uhgt u unh ch 3,83.2,61 10

Công suất trên các trục

Công suất trên trục III là: lv

Công suất trên trục II là: br 2

Công suất trên trục I là: br1

Công suất động của động cơ là:

Số vòng quay trên các trục

Mô men xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục I là:

Momen xoắn trên trục II là:

Momen xoắn trên trục I là:

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: PIII 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 ux= 3,32 ta chọn số răng xích nhỏ z1% (nên chọn răng là lẻ để đĩa mòn đều hơn, tăng khả năng sử dụng).

=> Số răng của đĩa xích lớn:

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

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

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

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

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

- kđ = 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);Công suất tính toán:

- P III 10,6 kW: Công suất cần truyền;

- k d 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 n 01 200vg / ph, chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p c 25,4mm thỏa mãn số vòng quay tới hạn.

2.1.5 Tính toán vận tốc trung bình

2.1.7 Tính toán kiểm nghiệm bước xích

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

2.1.8 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

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

Xác định khoảng cách trục: (5.13)

            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

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

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

 F : Lực căng do lực li tâm sinh ra, v F v 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  )

 F : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh rao o f

 Kf 6: bộ truyền nằm ngang

 [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

 F : Lực va đập trên 3 dãy xíchvd

 k : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd d=2,5 (xích 3 dãy)

 K : Hệ số tải trọng động, KD d=1,2

 k : Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào zr 1%, kr2

 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 đảm bảo độ ứng suất tiếp xúc đạt 500 MPa, từ đó đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

2.1.12 Lực tác dụng lên trục

Theo công thức thực nghiệm: r x t

Với k x 1,15, khi bộ truyền nằm ngang.

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

2 p 25,4 d 202,66mm sin sin z 25 p 25,4 d 671,22mm sin sin z 83

2 d 0,5 cot g p 0,5 cot g 25,4 213,76mm z 25 d 0,5 cot g p 0,5 cot g 25,4 683,44mm z 83

         Đường kính chốt: D c 7,95mm Đường kính con lăn: d l 15,08mm

Bán kính đáy: r 0,5025.d l 0,05 0,5025.15,08 0,05 7,63mm   Đường kính vòng đáy; f 1 1 f 2 2 d d 2.r 202,66 2.7,63 187,4mm d d 2.r 671,22 2.7,63 655,96mm

2 d p.cot g 1,2h 25,4.cot g 1,2.24,2 172mm z 25 d p.cot g 1,2h 25,4.cot g 1,2.24,2 641,7mm z 83

 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

Đĩa xích Z 25 có 83 răng, với đường kính vòng chia là 202,66mm (671,22mm) Đường kính vòng đỉnh đạt 213,76mm (683,44mm) và đường kính vòng đáy là 187,4mm (655,96mm) Đường kính vành đĩa là 172mm (641,7mm), trong khi đường kính con lăn và chốt là 8mm, với đường kính chốt đạt 7,95mm.

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

Momen xoắn cực đại:T 1 76727N.mm

Số vòng quay trục dẫn:n 1 1460vg / ph

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 1  250HB Giới hạn bền b 850MPa

  giới hạn chảy   ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB 1 HB 2 (10 15)HB nên có độ rắn HB 2 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

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

 KxH 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi da 700mm

 KHL: 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: i 3

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 HHB – độ rắn Brinen; nếu biết độ rắn Rôcoen có thể tra bảng 6.3 để có độ rắn Brinen

Vì N HE1 N HO1 ; N HE2 N HO2 nên K HL1 K HL2 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

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:

      b> Ứng suất uốn cho phép

 YR=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

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

 KFC=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

 KFL; Hệ số tuổi thọ

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

NFO 4.10 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương m F i

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

Vì NFE NFOnên KFL1KFL2 1

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

Khi tôi cải thiện S F 1,75 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 : bd 0,53 ba.(u 1) 0,5.0,25.(3,83 1) 0,64

 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:

Trong đó Ka: bảng 6.5- trang 98 – [1] w 3 2

Ta làm tròn và lấy thêm một đoạn 3mm, lúc này, khoảng cách trục là: aw1154 3 157mm 

2.2.1.5 Thông số ăn khớp mođun: m (0,01 0,02)a  w1 (0,01 0,02)157 1,57 3,14   (6.17) 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 w w

Tính lại tỷ số truyền thực:

Sai số tương đối tỷ số truyền: m 3,8 3,83 u u u 100 100 0,8% 2% u 3,83

2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 – trang 104 – [1] Đường kính vòng chia:

2 m.z 2,5.25 d 65,42mm cos cos17,17 m.z 2,5.95 d 248,58mm cos cos17,17

 Đường kính vòng lăn: w1 1 w 2 2 d d ;d d Đường kính vòng đỉnh: a1 1 a 2 2 d d 2.m 65,42 2.2,5 70,42mm d d 2.m 248,58 2.2,5 253,58mm

     Đường kính vòng đáy: f 1 1 f 2 2 d d 2,5.m 65,42 2,5.2,5 59,17mm d d 2,5.m 248,58 2,5.2,5 242,33mm

Bề rộng răng: w w1 ba b a  157.0,25 39,25mm

2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng: d n w1 1 65,42.1460 v 5m / s

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

Góc ăn khớp: trang 105-[1] tw t tg tg20 a a arctg( ) arctg 20,85 cos cos17,17

 Lực dọc trục: F a1 F tg t1  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: K Hv 1,06;K Fv 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]: Z M 274MPa 1/3

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

 Giá trị trùng khớp ngang :

 Hệ số tải trọng:KH K K KH  Hv H  1,07.1,06.1,09 1,24 (6.39)

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

      - Hệ số độ nghiêng của răng.

Y ,Y - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương

K - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:F

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.2 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

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

Góc nghiêng   17,17  Đường kính vòng chia d 1 65,42mm d 2 248,58mm Đường kính vòng lăn d w1 d 1 d w2 d 2 Đường kính vòng đỉnh d a1 70,42mm d a 2 253,58mm Đường kính vòng đáy d f 1 59,17mm d f 2 242,33mm

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

Momen xoắn cực đại:T II 279334N.mm

Số vòng quay trục dẫn:n II 381,2vg / ph

2.2.2.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 1  250HB Giới hạn bền b 850MPa

  , giới hạn chảy   ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB 1 HB 2 (10 15)HB nên có độ rắn HB 2 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

 KxH 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi da 700mm

 KHL: 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: i 3

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 HHB – độ rắn Brinen; nếu biết độ rắn Rôcoen có thể tra bảng 6.3 để có độ rắn Brinen

Vì N HE1 N HO1 ; N HE2 N HO2 nên K HL1 K HL2 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

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 N HE N HO nên K HL 1, do đó    H '  H 2 438MPa b> Ứng suất uốn cho phép

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

 YS: 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

 KFC=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

 KFL; Hệ số tuổi thọ

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

NFO 4.10 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương m F i

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

Vì N FE N FO nên K FL1 K FL2 1

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

Khi tôi cải thiện S F 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 : bd 0,53 ba.(u 1) 0,53.0,3.(2,61 1) 0,57

 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:

Ta làm tròn và lấy thêm một đoạn 3mm, lúc này, khoảng cách trục là aw 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:

Số răng bánh dẫn theo

Tính lại tỷ số truyền thực:

Kiểm tra lại sai số tương đối tỷ số truyền: um u 2,6 2,61 u 100 100 0,38% 2% u 2,61

2.2.2.6 Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 – trang 104-[1] Đường kính vòng chia:

2 m.z 2,5.50 d 125mm cos cos0 m.z 2,5.130 d 325mm cos cos0

 Đường kính vòng lăn: w1 1 w 2 2 d d ;d d Đường kính vòng đỉnh: a1 1 a 2 2 d d 2.m 125 2.2,5 130mm d d 2.m 325 2.2,5 330mm

     Đường kính vòng đáy: f 1 1 f 2 2 d d 2,5.m 125 2,5.2,5 118,75mm d d 2,5.m 325 2,5.2,5 318,75mm

Bề rộng răng: w w2 ba b a  225.0,3 67,5mm

2.2.2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng: w1 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

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]: Z M 274MPa 1/3

 Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc

 Giá trị trùng khớp ngang :

2.2.2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

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

Y ,Y - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương

K - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:F

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

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

Số răng z 1 50 z 2 130 Đường kính vòng chia d 1 125mm d 2 325mm Đường kính vòng lăn d w1 d 1 d w2 d 2 Đường kính vòng đỉnh d a1 130mm d a 2 330mm Đường kính vòng đáy d f 1 118,75mm d f 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; T 2 279334N.mm; T 3 693356N.mm; n11460vg / ph; n 2 381,2vg / ph; n 3 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:     15MPađối 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

 (10.9) Đường kính trục I theo momen xoắn:

  Đường kính trục II theo momen xoắn:

  Đường kính trục III theo momen xoắn:

Suy ra: d 1 29,5mm; d 2 41,2mm; d 3 48,7mm

Theo tiêu chuẩn chọn: d 1 30mm; d 2 45mm; d 3 50mm

Theo bảng 10.4 – trang 191 – [1], ta tính được khoảng cách của trục II m22 2

Chiều dài mayo nửa khớp nối L m 2.d 1 2.30 60mm

Khoảng cách từ tâm khớp nối đến tâm ổ lăn là: o1

         Đường kính trục III: d 3 50mmb o3 27 m33 3

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 đối mặt với mômen uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Sau khi xác định kích thước chiều dài trục một cách sơ bộ, việc thiết kế trục cần được thực hiện với sự xem xét đồng thời các tác động của 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: t1 r1 a1

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 T 1 76,7N.m có

Lực tác dụng lên khớp nối:

    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 A : 1

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối C : 1

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối A : 1

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối C : 1

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:

M  0,75.T M  0,75.76727 66447,5Nmm Đường kính trục tại tiết diện j theo công thức:

Trong đó:     63MPa - 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: dA1 25mm; d B1 30mm; d C1 25mm; d D1 22mm ỉ 25 ỉ 30 ỉ 25 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: t2 r2 a 2

Lực tác dụng lên bánh răng của bộ truyền cấp chậm: t 2 r2

F 4469N;F 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 A : 2

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối D : 2

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối D : 2

Phương trình cân bằng theo phương y: y A2y B2y C2 y D2y

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

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:

MtdD2 0 Đường kính trục tại tiết diện j theo công thức:

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: dA2 35mm; d B2 42mm; d C2 40mm;d D2 35mm ỉ 35 ỉ 35 ỉ 42 ỉ 4 0

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: t 2 r2

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 D : 3

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng x tại gối B : 3

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối B : 3

Phương trình cân bằng theo phương y: y A3y B3y C3y D3y

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

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:

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; d C3 63mm;d D3 60mm

Phác thảo kết cấu trục: ỉ 60 ỉ 50 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:

Trong đó:  s  2,5 - Hệ số an toàn cho phép

Giá trị s ,s   được xác định theo công thức:

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 j mj aj maxj j

      W 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: maxj j mj aj oj

      với W là momen cản xoắn 0 (10.23)

Công thức xác định W và W theo các tiết diện, theo bảng 10.6–trang196-[1] 0 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    a m ,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 K ,K   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, trong khi đối với các tiết diện lắp bánh răng và nối trục, cần lựa chọn lắp then kết hợp với lắp trung gian có độ dôi.

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

Tiết diện d,mm Tỉ sốK 

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

Kiểm nghiệm độ bền dập:

Kiểm nghiệm độ bền cắt:

     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

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

Loại then t, mm t ,mm 2  d ,MPa  c ,MPa

Ta thấy tất cả    d   d 100MPa;   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 d I 25mm , theo bảng phụ lục P2.12 – trang

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

Bảng 2.9 Bảng chọn sơ bộ ổ lăn trục I

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T,mm r, mm r , 1 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 FrC 1 1109,3N

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn X 1;Y 0  

Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) :

Khả năng tải trọng động:C d Q L m

- 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] ) h

Suy ra: C d 1,8 1314 19,7kN 3  Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện: d ngongtruc

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]: t 0 rC I 0 a1

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đảm bảo.

- Số vòng quay: n II 381,2vg / ph

- Đường kính ngõng trục: d II 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.

2.4.2.2 Chọn sơ bộ kích thước ổ

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 r , 1 mm

2.4.2.3 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FrA II 4009N

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn X 1;Y 0  

Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) :

Khả năng tải trọng động: d m

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

- Tải trọng động quy ước: Q 4,2kN 

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

Suy ra: C d 4,2 343,08 29,4kN 3  Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện: d ngongtruc

Nên ổ 46307 đảm bảo bền, Chọn ổ này.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo công thức 11.19 – trang 221 – [1]: t 0 rA II 0 a1

Suy ra Qt 0,5.4009 0,37.725 2272,75N F   rA II 4009N

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đảm bảo.

- Số vòng quay: n III 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.

2.4.3.2 Chọn sơ bộ kích thước ổ

Với đường kính ngõng trục d III 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 bi, mm

2.4.3.3 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: kd 1

Lực hướng tâm xác định theo công thức:

Ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơnFrB III 12485N

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

Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) : r t d

Khả năng tải trọng động: m

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

- Tải trọng động quy ước: Q 12,4kN 

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

Suy ra: C d 12,4 131,4 63,04kN 3  Ổ được chọn phải đảm bảo điều kiện: d ngongtruc

Nên ổ 412 đảm bảo bền, Chọn ổ này.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo công thức 11.19 – trang 221 – [1]: t 0 rB III 0 a3

 Suy ra Qt 0,6.12485 0,5.0 7491N F   rB III 12485N

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đảm bảo.

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: P 14kW;n 1  1 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

T,Nm d D d m L l d 1 D 0 Z n max B B 1 l 1 D 3 l 2 91,5 22 100 36 104 50 40 71 6 5700 4 28 21 20 20 Theo bảng 16-10b – trang 68 – [2]:

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:

       Điều kiện sức bền của chốt:

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, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn Kích thước các phần tử của hộp giảm tốc được tính toán theo bảng quy định.

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

Tên gọi Biểu thức tính toán

  e 0,8 1    8 10chọn e 10 h 58 chọn h 50mm Khoảng 2 Đường kính:

- Bulong ghép bích nắp và thân, d 3

- Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 d10,04.221 10 18,84 12mm   d1 20mm

5 2 d  0,5 0,6 d 0,5.16 8mm Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, S 3

- Chiều dày nắp bích hộp, S 4

- Bề rộng bích nắp và thân, K3

K K   3 5 50 5 45mm  Kích thước gối trục:

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ: K 2

- Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E và C (k là 2 khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

- Chiều dày: khi không có phần lồi S 1 khi có phần lồi: D ,S ,S d 1 2

- Bề rộng mặt đế hộp: K và q 1

D xác định theo đường kính daod khoét

K 3d 3.20 60mm q K 1  2 60 2.12 84mm  Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

      và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp.

Bôi trơn hộp giảm tốc

Ta thấy vận tốc của bánh răng đều