ĐỒ án CHI TIẾT máy đề bài thiết kế trạm dẫn động băng tải

Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí

Tính chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của động cơ

Công suất danh nghĩa của băng tải

Công suất ra trục làm việc

Hiệu suất của động cơ η=η ol 4 η kn ❑ d ❑ br 2

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : η ol = 0,99

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br =¿ 0,98

Hiệu suất của khớp nối: η kn =1

Thay số vào (1) ta có: η=η ol 4 η kn η x ❑ br 2 = 0,99 4 0,96.1 0,98 2 = 0,88

Công suất trên trục động cơ

1.1.2 Xác định số vòng quay của đông cơ

Tốc độ quay trên trục công tác n ct = 60000 v z.t = 60000.0,45

Tỉ số truyền sơ bộ: n dc(sb) =n ct u sb Trong đó : u sb =u d u h (2)

Tra bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của u x =¿ 2 u h = 30 (hộp giảm tốc 2 cấp)

Thay số vào (2) ta có: u sb =u X u h =2.30 `

Suy ra : n dc (sb) =n ct u sb =¿ 24.60= 1440 (v/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ : n dc = 1440 (v/ph)

Chọn động cơ phải thả mãn điều kiện

Từ P ct = 3,6 kW & n dc 40 v/ph

Tra bảng phụ lục P 238 1.3 [ I ] ta có động cơ điện

Kí hiệu Động cơ P đ c (KW) n đc

Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Tỉ số truyền chung u t = n dc n ct = 1455

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Tỉ số truyền hộp giảm tốc : U HGT = U 1 U 2 = U U t x = 60,625 3 = 20,208 Trong đó : U x = 3 tỉ số truyền xích (tra bảng 2.4)

U 1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

U 2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Đối với HGT bánh răng trụ hai cấp khai triển ta tra bảng (3.1) t43 u 1 = 1,2u 2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]

Tính các thông số trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: n dc = 1455 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục I: n I =n dc 55(v / ph )

Số vòng quay trên trục II: n II = n I u 1 = 1455

Số vòng quay thực của trục công tác là: n III = n II u 2 = 295,73

Công suất làm việc (tính ở trên) là: P lv = 3,17 ( KW )

Công suất trên trục III là :

Công suất trên trục II là :

0,99.0,98 LINKExcel Sheet 8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\ExCTMBRTXT.xlsx Sheet1!R11C4 ¿¿ 0,97 =3,43 kw

Công suất trên trục I là:

0,99.1 =3,46 kW 1.3.3 Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

Mômen xoắn trên trục I là :

Mômen xoắn trên trục II là :

Mômen xoắn trên trục III là :

Thông số/Trục ĐC Trục I Trục II Trục III

Xác định các chi tiết chuyển động

Thiết kế bộ truyền xích

- Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Ma sát trượt ở ống và răng đĩa có thể được thay thế bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa, dẫn đến độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống Hơn nữa, việc chế tạo xích con lăn cũng đơn giản hơn so với xích răng.

- Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút)

- Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy.

2.1.2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a.Chọn số răng đĩa xích

Số răng của đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, dẫn đến động năng va đập lớn hơn và xích sẽ bị mòn nhanh hơn Do đó, việc chọn số răng tối thiểu cho đĩa xích, thường là đĩa chủ động, là rất quan trọng.

Theo công thức thực nghiệm:

Từ số răng đĩa xích nhỏ suy ra số răng đĩa xích lớn

Chọn Z 2 i  Z max b Xác định bước xích Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:

P t = P.k.k n .k z¿[P].(công thức 5.3 theo tài liệu 'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P dc =3,6 KW.

+ P t : là công suất toán (kw)

+[P]: là công suất cho phép(kw)

+kn :Làhệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n 01 @0 (vòng/phút) k n =n 01 /n 1 @0/ 295,73= 1,35

Hệ số tải trọng động (kđ) được xác định theo công thức +k = kđ k0 ka kđc kbt kc Trong đó, kđ = 1 do tải trọng va đập nhẹ Hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền (k0) được chọn là 1 vì đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang Hệ số khoảng cách trục và chiều dài xích (ka) được chọn là 1 với a = 40 Hệ số điều chỉnh lực căng xích (kđc) cũng được chọn là 1, do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn (kbt) được xác định là 1,3, vì môi trường làm việc có bụi nhưng bôi trơn đạt yêu cầu Cuối cùng, hệ số chế độ làm việc của bộ truyền (kc) được chọn là 1,25 do làm việc 2 ca.

Như vậy ta có : P t = P.k.k n k z = 3,6.1,625.1,11.1,08=7,01 kW

Theo bảng 5.5 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí", với tốc độ n = 01 @0 (vòng/phút), bộ truyền xích một dãy được chọn có các thông số sau: bước xích p = 19,05 mm, đường kính chốt d c = 5,96 mm, chiều dài ống B = 75 mm, và công suất cho phép [P] = 8,38 kW.

Thỏa mãn điều kiện mòn: P t¿ [P]=8,38 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  p max c.Khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục sơ bộ: a@.p@.19,05v2 mm

Theo công thức 5.12 (tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt xích: x =2.a/p + (z 1 + z 2 )/2 + (z 2 - z 1 ) 2 p/(4 π 2 a) x=2.76219,05+23+69

4.π 2 762 7,34 Lấy số mắt xích chẵn : X c 8

Để tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 trong tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí, ta sử dụng công thức: $ a^* = 0,25 \cdot p \left[ X_c - 0,5 (Z_2 + Z_1) + \sqrt{ \left[ X_c - 0,5 (Z_1 + Z_2) \right]^2 - 2 \cdot (Z_2 - Z_{\pi 1})^2} \right] $ Áp dụng vào công thức, ta có: $ a ¿ = 0,25 \cdot 19,05 \cdot \left\{ 128 - 0,5 \cdot (23 + 69) + \sqrt{ \left[ 128 - 0,5 \cdot (23 + 69) \right]^2 - 2 \cdot (69 - 23 \pi)^2} \right\} $ cho kết quả khoảng cách trục là 8,55 mm Để tránh tình trạng xích bị kéo căng quá mức, khoảng cách trục cần được giảm đi một lượng nhất định.

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - a= 858,55– 2,575 6 (mm).

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i =

 imax ` (bảng 5.9 theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

2.1.3.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành).

Theo bảng (5.2) tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-T1”, ta có Q1,8 (kN), q1=1,9 (kg)

Hệ số tải trọng động kđ=1

F v : Lực căng do lực li tâm gây ra: F v =q 1 v 2 =1,9.2,16 2 =8,86 (N)

F 0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:

F 0 =9,81.k f q 1 a=9,81.6.1,9.0,855,6 (N) (hệ số võng k f =6 do bộ truyền nằm ngang)

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.

2.1.4.Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức (5.17), đường kính vòng chia: d 1 = p sin ⁡ ( π

69 ) A8,54 mm Đường kính đỉnh răng: d a1 = p [0,5+ cot ⁡ ( π

Bán kính đáy: với tra theo bảng (5.2) tr78 ta được:

11,91(mm) r =0,5025 d 1 +0,05 =0,5025.11,91+ 0,05= 6,03(mm) Đường kính chân răng: d f 1 =d 1 −2 r9,9−2.6,03= 127,84( mm ) d f 2 =d 2 −2 r A8,54−2.6,03= 406,48(mm)

2.1.5.Xác định lực tác dụng lên trục

F r =k x F t trong đó: k x – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: k x =1,15 vì β ≤ 40 0

2.1.6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ Z 1 23

Số răng đĩa xích lớn Z2 là 69, với đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 là 139,9 mm và đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 là 418,54 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 đạt 148,12 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 là 427,64 mm.

Bán kính đáy r 6,03 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 127,84 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f2 406,48 (mm)

Lực tác dụng lên trục F r 1826,154 (N)

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Với đặc điểm của động cơ được lựa chọn và yêu cầu từ đề bài, chúng tôi đã quyết định sử dụng vật liệu cho hai cấp bánh răng giống nhau nhằm đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế.

Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241-285 có σ b 1 0 MPa ,σ ch 1 X0 MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 250

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192-240 có σ b 1 0 MPa ,σ ch 1 X0 MPa

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 2 = 235

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

Trong đó σ H o lim và σ Flim o :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

S H , S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 250

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB 2 = 235

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

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

(Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ:

; mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.

Do chọn độ rắn mặt răng HB N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1;

N FE2 > N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự:

K FL1 =1Tính bánh răng chủ động:

Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1; K FL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

Z R :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 )

K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

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

Y s :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

K xF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1

K HL ; K FL :Hệ số tuổi thọ

S H ; S F : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiênh nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:

Trong đó a w : khoảng cách trục

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T 1 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 = 22709,96

: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u = 4,92 b w là chiều rộng vành răng

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).a w = 1,05 2,1

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β o

Số bánh răng nhỏ: z 1 = 2 a w cosβ m.(u+ 1) = 2.105 cos10 °

Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m = z 2 z 1 = 83

Tính lại góc nghiêng β: cosβ = m.( z 1 + z 2 )

=>β o Góc ăn khớp  tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw = z t m cosα a w 2 =(17+83).2 cos20°

Z M :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TL1]

Z H :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) 8 ° 50 tanβ b =cosα t tanβ=0,28 => β b = 16 o

 tw : Góc ăn khớp  tw & o 30 ¿> Z H = √ sin 2.cos 16° ⁡ ( 2.26.5) =1,55

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-

K H : Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Bánh răng nghiêng => =1,13

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức : với ν H =δ H g 0 v √ u a w m

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H b =0,002.73 2,72 √ 4,88 105 =1,84 ( m/ s ) w =❑ ba a w =0,3.1051,5 (mm)

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

T 1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T 1 = 22709,96 m : Môđun pháp m=2 (mm) b w : Chiều rộng vành răng b w 1,5(mm) d w1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w1 5,71 (mm)

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε 1 α = 1

Với ε α =1,58 là hệ số trùng khớp ngang

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° →Y β =1− 140 β =0,88

Y F1 ,Y F2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Với hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,32 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,94

Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn y R = 1

Y xF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Y xF = 1 do d a NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự:

KFL3 =1 Tính bánh răng chủ động:

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3= 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

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

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v 0,1 )

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

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

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:

Trong đó aw : khoảng cách trục

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T20764,88 (Nmm)

: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u =4,1 bw là chiều rộng vành răng

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

504,5 2 4,1 0,3 2,5(mm) ¿ Lấy tròn aw = 170 mm

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).aw = 1,6÷3,2

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β o

Số bánh răng nhỏ: z 3 = 2 a w cosβ m.(u+1 ) = 2.163 cos10 °

Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m2 = z 4 z 3 = 132

Tính lại góc nghiêng β: cosβ = m ( z 3 + z 4 )

=>β o 25 Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw = z t m cosα a w 2 =(32 +132).2 cos20 °

ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]

ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) ,65 ° 39 tanβb=cosαt.tanβ=0,258=> βb = 14,46 o 28

tw: Góc ăn khớp tw% o Z H = √ 2.cos14 sin ⁡ ( 2.25) ° 28 =1,59

:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-36/105[TL1] mà: ε α = [ 1,88 −3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88−3,2 ( 31 1 + 131 1 ) ] cos15 °25 =1,69

KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] => K Hβ =1,05

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng nghiêng => =1,13

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức : với

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H =0,002.73 1,027 b √ 4,125 170 = 0,96 ( m / s ) w =❑ ba a w 2 =0,3.170Q(mm)

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

T2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T2= 110764,88 (Nmm) m : Môđun pháp m=2 (mm) b w : Chiều rộng vành răng bwQ(mm) d : Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw2f,34 (mm)

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε 1 α

= 1 1,69 =0,59 Với ε α =1,73là hệ số trùng khớp ngang

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° 25→Y β =1− 140 β ° =0,89

YF3,YF4 :Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4

Z V 2 7,34 Với hệ số dịch chỉnh x3=0 x4=0

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KFβ = 1,24 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,81

Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF α = 1,37

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1

YxF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do daM00= 0;

- Tính đường kính ở các tiết diện theo công thức : dj = √ 3 0,1.[ M tdj σ ]

Mtdj làtổng momen tương đương tại tiết diện đang tính

Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, cụ thể là thép 45 với đường kính trục sơ bộ dsb = 30 mm Theo bảng 10.5 (tr195/TL1), thép 45 có ứng suất cho phép là b = 750 MPa, từ đó suy ra rằng [] = 63 MPa cho tiết diện 0-0.

⇒ M td = √ 0 2 +0,75 22709,96 2 = 19667,4 (N.mm) ⇒d = √ 3 0,1.[ M td σ ] = √ 3 19667,4 0,1.63 = 14,6 (mm) Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục thì chọn d = 18 (mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: Chọn d = 20(mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục lắp bánh răng thì chọn: Chọn d = 22 (mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục thì chọn lắp ổ lăn :Chọn d = 20 (mm) b Thiết kế trục II

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Ta có: l21 = 164(mm) ; l22 = 53(mm) ; l23 = 110,5(mm) ; dw1 6,4(mm); dw2c,6(mm) ; TII 0764,88 (N.mm)

Lực hướng tâm: Fr2 = 663,12 (N) ; Fr3 = 1615,26(N)

Lực dọc trục : Fa2 = 388,86 (N) ; Fa3 = 920,84 (N)

- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :

+ Tiết diện 2-2 :Mx=0; My=0 => Mj=0

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 30 (mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp bánh răng thì chọn: d = 32 (mm) + Tiết diện d-d :

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp bánh răng thì chọn: d = 32 (mm) + Tiết diện 3-3 :Mx=0; My=0 => Mj=0

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 30 (mm) c Thiết kế trục III

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Ta có: l31 = 164 (mm) ; l32 = 110,5 (mm) ; l33 = 308,5 (mm) ;

Lực hướng tâm: Fr4 = 1615,26 (N)

∑ F y = 0 ⇒ F yE + F yF + F r4 -F rx = 0 ⇒ F yE = − F r 4 - F yF +F rx

- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :

+ Tiết diện 4-4 :Mx=0; My=0 => Mj=0

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d P (mm) + Tiết diện e-e :

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính thì chọn: d = 52 (mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 50 (mm) + Tiết diện 5-5 :Mx=0; My=0 => Mj=0 =>> M td = √ M 2 j + 0,75.T 2 j

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp đĩa xích thì chọn: d = 45 (mm)

Thời gian phục vụ L=6(năm)= 14400 (giờ)

Hình 3.1 Sơ đồ ổ lăn trên trục 1 a Chọn ổ lăn

Phản lực tác dụng lên 2 ổ:

Ta có Fa/Fr= 388,86 / 530,34 = 0,73>0.3 nên theo điều kiện làm việc của trục ta chọn ổ bi đỡ- chặn và có góc tiếp xúc là: α & 0 Đường kính cần chọn ổ lăn: d = 20 (mm)

Tra bảng P2.12-[1] ta chọn ổ lăn đỡ-chặn cỡ trung hẹp có kí hiệu 46304 với: d = 20(mm); D = 52(mm); b = 15(mm); r = 2(mm); r1 = 1(mm);

C = 14 (kN);C0=9,17(kN) b, Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

 Kiểm nghiệm khả năng chịu tải động của ổ

Lực dọc trục: Fat= Fa= 388,86 (N)

9,17 10 3 = 0,04 (với i = 1 là có 1 dãy con lăn,C0 tra bảng phục lục P2.12)

Nên theo bảng 11.4-[1], với góc: α & 0 ta chọn e = 0,68

Vì vòng trong quay nên V = 1.

Theo công thức 11.8-[1], lực dọc trục tác dụng các ổ do lực hướng tâm gây ra:

{ F F s0 s1 =e F =e F r r0 1 =0,68 =0,68 773,26 530,3460,63 R5,81( ( N N ) ) Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:

Xác định các hệ số X là hệ số tải trọng hướng tâm, Y là hệ số tải trọng dọc trục: (tra bảng 11.4):

1.530,34 =1,72 >e=¿ X =0,41 ;Y =0,87 Tải trọng động quy ước:

Trong đó: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra bảng 11.3-[1] thì

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương:

Trong đó: là tải trọng động; m = 3 đối với ổ bi; thời hạn tính bằng triệu vòng quay, với: với Lhi= 14400 (giờ) ¿> L i = 60 1455 14400

Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿>C d 75,38 √ 3 1257,12602,03( N ),6(kN)¿ C( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đã chọn được đảm bảo.

 Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh của ổ

Trong đó: là hệ số tải trọng hướng tâm, dọc trục Tra bảng 11.6-[1] thì ta có:

X 0 =0,5 ;Y 0 =0,37F a 88,86( N ) ; F r S0,34 ( N ) ¿>Q t =0,5 530,34+0,37 388,86 @9,05( N )=0,4( kN ) L i = 60 295,73.14400

10 6 %5,5 (triệu vòng quay) m = 3 đối với ổ bi. ¿>Q e = 4126,05 √ 3 4 8 + 0.8 3 3 8 649,53 ( N )

Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿> C d 649,53 √ 3 255,5#157,98( N )#,1(kN)¿ C %,6 ( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đa chọn được đảm bảo.

X 0 =0,6 ;Y 0 = 0,5F a Q3,61 ( N ); F r = 2947,18( N ) ¿> Q t =0,6 2947,18+ 0,5 513,61 25,113( N )=2,02( kN ) e=¿ X =0,4 ;Y =1,4 Tải trọng động quy ước:

Trong đó: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra bảng 11.3-[1] thì

Vậy chỉ cần tính ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương:

Trong đó: là tải trọng động. thời hạn tính bằng triệu vòng quay, với: với Lhi= 14400 (giờ) ¿> L i = 60.72,1 14400

10 6 b,29 (triệu vòng quay) m = 10/3 đối với ổ đũa. ¿>Q e y74,76 10/3 √ 4 8 + 0.8 10 3 3 8 p97,94 ( N )

Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿>C d p97,94.

10 3 √62,29$516,46(N)$,5(kN)¿ C Y,8( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đa chọn được đảm bảo.

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Bảng 3.2 Các thông số của ổ lăn

Trục Kí hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r1(mm) r C(kN) C0(kN)

3.3 Xác định thông số của then lắp với trục và kiểm nghiệm độ bền của then t1 b d h t2

Ta chọn then ở đây lắp với các trục là then bằng nên điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng sau đây:

- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán,MPa d - đường kính trục

- ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5-[1] nên

- ứng suất cắt cho phép, và đây là va đập nhẹ nên lấy

Và ( là chiều dài may ơ).

 Tại chỗ lắp khớp nối có d0-0= 18 (mm)

Tra bảng 9.1a-[1] ta có các thông số của then bằng: b=6 (mm); h=6 (mm); t1=3,5 (mm); t2=2,8 (mm) ;rmin=0,16(mm),rmax=0,25(mm) Chiều dài then:lt11=0,8.lm12=0,8.35((mm)

Kiểm tra độ bền then: σ d = 2 T I d 0−0 l t 11 ( h−t 1 ) = 18 2 28 22709,96 ( 6−3,5 ) 6,04 ( Mpa ) ≤ [ σ d ] 0 (Mpa) τ c = 2 T I d 0−0 l t11 b = 2 22709,96

Như vậy chọn then trên như vậy là thỏa mãn yêu cầu

 Tại chỗ lắp bánh răng 1 có db-b= 22(mm)

( Vì đường kính bánh răng bé nên ta chế tạo bánh răng liền trục )

 Tại chỗ lắp bánh răng 2 có dc-c= 32 (mm)

Tra bảng 9.1a-[1] ta có các thông số của then bằng: b (mm); h=8 (mm);t1=5 (mm) t2=3,3(mm);rmin=0,25(mm);rmax=0,4(mm) Chiều dài then: lt21=0,8.lm22=0,8.456(mm)

Kiểm tra độ bền then: σ d = 2 T II d c−c l t21 ( h−t 1) = 32 2 110764,88 36 ( 8−5 ) d,1 ( Mpa ) ≤ [ σ d ] 0( Mpa) τ c = 2.T II d c−c l t 21 b = 2 110764,88

Như vậy chọn then trên như vậy là thỏa mãn yêu cầu.

 Tại chỗ lắp bánh răng 3 có dd-d2(mm)

Tra bảng 9.1a-[1] ta có các thông số của then bằng: b (mm); h=8 (mm);t1=5 (mm) t2=3,3(mm);rmin=0,25(mm);rmax=0,4(mm) Chiều dài then: lt22=0,8.lm23=0,8.50= 40 (mm)

Kiểm tra độ bền then: σ d = 2 T II d d−d l t 22 ( h−t 1) = 32 2 110764,88 40 ( 8−5 ) W,69 ( Mpa ) ≤ [ σ d ] 0(Mpa) τ c = 2 T II d d−d l t 22 b = 2 110764,88

Như vậy chọn then trên như vậy là thỏa mãn yêu cầu

 Tại chỗ lắp bánh răng 4 có de-e= 52(mm)

Tra bảng 9.1a-[1] ta có các thông số của then bằng: b (mm); h (mm);t1=6 (mm) t2=4,3(mm);rmin=0,25(mm);rmax=0,4(mm) Chiều dài then: lt31=0,8.lm32=0,8.70V(mm)

Kiểm tra độ bền then: σ d = 2 T III d e−e l t31 ( h−t 1) = 52 2 441074,89 56 ( 10−6 ) u,73 ( Mpa ) ≤ [ σ d ] 0( Mpa) τ c = 2 T III d e−e l t31 b = 2 441074,89

Như vậy chọn then trên như vậy là thỏa mãn yêu cầu.

 Tại chỗ lắp bánh xích :d5-5= 45 (mm)

Tra bảng 9.1a-[1] ta có các thông số của then bằng: b (mm); h=9 (mm);t1=5,5 (mm) t2=3,8(mm);rmin=0,25(mm);rmax=0,4(mm) Chiều dài then: lt33=0,8.lm33=0,8.80d(mm)

Kiểm tra độ bền then: σ d = 2 T III d 5−5 l t 33 ( h−t 1) = 45 2 441074,89 64 ( 9−5,5 ) ,51 ( Mpa ) ≤ [ σ d ] 0( Mpa) τ c = 2 T III d 5−5 l t33 b = 2 441074,89

Qua đó ta có bảng kết quả tính chọn và kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục như sau:

Bảng 3.3 Các thông số của then lắp trên các trục của hộp giảm tốc d

3.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn được điều kiện sau:

[s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s]= 1,5 2,5 (khi tăng độ cứng:

Hệ số an toàn được xác định dựa trên ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại điểm j, do đó không cần kiểm nghiệm độ cứng trục trong khoảng từ 2,5 đến 3.

-1 và -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng:

: biên độ và giá trị trung bình của ứng xuất pháp và ứng xuất tiếp tại tiết diện j

Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:;

Với là mô men uốn tổng, mô men cản uốn, mô men cản xoắn tiết diện j của trục theo bảng 10.6-[1].

, - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7-[1].

; - hệ số xác định theo công thức 10.25-[1]; 10.25-[1]

- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ bền nhẵn của bề mặt, tra bảng 10.8-[1] thì

Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền, cơ tính vật liệu, với giá trị Ky=1,45 cho trục nhẵn thấm cacbon (tham khảo bảng 10.9-[1]) Hệ số kích thước cũng cần được xem xét, vì nó ảnh hưởng đến giới hạn mỏi của tiết diện trục (tham khảo bảng 10.10-[1]) Ngoài ra, hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn phụ thuộc vào các yếu tố gây tập trung ứng suất, và có thể kiểm tra trực tiếp tại các bề mặt trục có lắp độ dôi (tham khảo bảng 10.11-[1]).

Ta kiểm tra trục ở vị trí nguy hiểm nhất.

3.4.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I:

Trên trục I tại chỗ lắp bánh răng 1 có db-b"(mm)

Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1])

Kích thước tiết diện then b = 8 (mm); h = 7 (mm)

Chiều sâu trên trục: t1 = 4 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 2,8 (mm)

Tiết diện trục có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có:

Tra bảng 10.12-[1], ta có: ; ¿> K σ ε σ = 2,01 0,88 =2,28 ; K τ ε τ = 1,88 0,81 =2,32 ¿> K σdb−b =

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi, và không phải kiểm tra độ cứng trục.

3.4.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II

 Trên trục II tại chỗ lắp bánh răng 2 có dc-c2 (mm)

Kích thước tiết diện then b = 10(mm); h = 8(mm)

Chiều sâu trên trục: t1 = 5(mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3(mm)

2 5864,45 = 9,44 (MPa ) Tra bảng 10.11-[1] ta có:

Tra bảng 10.12-[1], ta có: ; ¿> K σ ε σ = 2,01 0,88 =2,28 ; K τ ε τ = 1,88 0,81 =2,32 ¿> K σdc−c =

 Trên trục II tại chỗ lắp bánh răng 3 có dd-d2 (mm)

Tra bảng 10.12-[1], ta có: ; ¿> K σ ε σ = 2,01 0,85 =2,36 ; K τ ε τ = 1,88 0,78 =2,41 ¿> K σdd−d =

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi, và không phải kiểm tra độ cứng trục

3.4.3 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục III

Trên trục III tại chỗ lắp bánh răng 4 có de-eR (mm)

Tra bảng 10.12-[1], ta có: ; ¿> K σ ε σ = 2,01 0,81 =2,48 ; K τ ε τ = 1,88 0,76 =2,47 ¿> K σde−e =

3.5.Kiểm tra trục về độ bền tĩnh

Công thức thực nghiệm có dạng:

; ; và - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

Tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện b-b nên có: σ = M Max

Vậy trục I thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh.

Tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện d-d nên có: σ = M Max

Vậy trục II thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh.

Tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện f-f nên có: σ = M Max

Vậy trục III thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh.

Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và

Thiết kế các chi tiết phụ

4.2.1 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bảng 18-5/92[TL2] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ

Bảng 4.2 Các kích thước của nắp quan sát

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để điều chỉnh áp suất và cân bằng không khí bên trong và bên ngoài Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, theo kích thước được quy định trong bảng 18-6/93.

Bảng 4.3 Các kích thước của nút thông hơi

Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 17-7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ.

Bảng 4.4 Các kích thước của nút tháo dầu

4.2.4 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ.

Mặt ghép giữa nắp và thân phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, lỗ trụ được gia công đồng thời trên nắp và thân hộp Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp ngăn chặn sự biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông.

4.2.6 Bu lông Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc.Với Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng 18-3b[2] ta có Q = 200(kG), do đó theo bảng

18-3a/89[TL2] ta dùng bulông vòng M10

Bảng 4.5 Các kích thước của bu lông vòng

Chọn các chế độ lắp trong hộp

Bảng 4.6 Các kiểu lắp trên hộp giảm tốc

T Tên mối ghép Kiểu lắp Ghi chú

2 Vòng trong ổ lăn với trục I 20k6 2 ổ lắp giống nhau

3 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp với thân

4 Then của trục nối với khớp nối 6

6 Vòng trong ổ lăn với trục

7 Vòng ngoài ổ lăn trục II lắp với thân

T Tên mối ghép Kiểu lắp Ghi chú

9 Bánh răng và bánh xích - trục III

Bánh răng với trục III Bánh xích với trục III

10 Vòng trong ổ lăn với trục

11 Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp với thân

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Bùi Hữu Trưởng
Người hướng dẫn	Nguyễn Thị Nam
Trường học	Trường Đại Học Công Nghệ Giao Thông Vận Tải
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2020
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	67
Dung lượng	1,1 MB