Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải HUST

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI VIỆN CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY HỌC KÌ 20212 MÃ ĐỀ 2BHV 2(4973) ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Người hướng dẫn ThS Hoàng Văn Bạo Thông tin sinh viên Sinh viên 1 Sinh viên 2 Sinh viên thực hiện Đỗ Xuân Trường Đinh Thái Dương Mã số sinh viên 20195699 20195348 Lớp chuyên ngành Cơ khí 09 K64 Cơ khí 09 K64 Lớp tín chỉ 717873 717873 Ngày kí duyệt đồ án 2022 Ký tên Ngày bảo vệ đồ án 2022 ĐÁNH GIÁ 10 10 CỦA THẦY. Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai .Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI ĐỘNG HỌC

Phương pháp chọn động cơ

Chọn động cơ tiến hành theo các bước sau:

- Tính công suất cần thiết của động cơ;

- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ;

Để chọn kích thước động cơ phù hợp, cần dựa vào công suất, số vòng quay sơ bộ, yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.

Xác định công suất động cơ

- Thiết kế hệ dẫn động băng tải.

2; Vận tốc băng tải: v= 0.839999999 (m/s) nghiêng phải

3; Đường kính tang dẫn tải: D 0(mm)

4; Thời hạn phục vụ: Lh = 14000 (giờ)

5; Số ca làm việc: soca= 1 (ca)

6; Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài = 45(độ)

7; Đặc tính làm việc: êm

- Công suất làm việc trên trục công tác:

+ Với F là lực kéo đai tải (N); v là vận tốc di chuyển của đai tải (m/s);

- Xác định hiệu suất chung của toàn hệ thống;

+ Với  ol , kn , br , x lần lượt là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn, hiệu suất khớp nối, hiệu suất 1 cặp bánh răng và hiệu suất của bộ truyền đai.

Trong đó: Theo (bảng 2.3 trang 19 [1]), ta chọn:

9 Đồ án chi tiết máy – HK: 20212 ME3232 - Mã lớp: 717874 Mã đề: ll.3

Hiệu suất bánh răng: η br = 0,97

Hiệu suất bộ truyền đai: η đ =0,95

- Công suất cần thiết của động cơ;

Xác định sơ bộ số vòng quay đông bộ

 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện

- Tốc độ quay sơ bộ động cơ cần có: n sb =n lv u sb

Trong hệ thống, nsb đại diện cho tốc độ quay sơ bộ cần thiết của động cơ, n lv là tốc độ quay của trục máy công tác, và u sb là tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống.

- Xác định tốc độ quay của trục máy công tác: n lv= với v là vận tốc băng tải(m/s); D là đường kính tang dẫn băng tải(mm)

Tỉ số truyền chung là tổng hợp của tỉ số truyền từ bộ truyền ngoài và bộ truyền trong, trong đó bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng đóng vai trò quan trọng.

Tra (Bảng 2.4 trang 21 [1]), ta có : + Tỷ số truyền bánh răng : u br = (3 ÷ 5)

Do số vòng quay của động cơ điện gồm 750; 1000; 1500; 3000 nên ta chọn vòng quay n sb 00(v/ph)

Chọn động cơ

 Căn cứ vòng quay sơ bộ và công suất cần thiết, theo phụ lục P1.3/236 [1] :

 Bảng 1.1: Thông số của động cơ

Vận tốc quay, (v/ph) cosφ η% T max /T dn TK/Tdn

Phân bố tỉ số truyền

- Tỷ số truyền chung của hệ thống là :

=>u c = ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nlv – số vòng quay làm việc (v/ph)

Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền trong;

Có uc   ui ; với u i là tỉ số truyền của bộ truyền thứ i trong hệ thống.

- Chọn: u d =2,8 - tỉ số truyền của đai, (Bảng 2.4 trang21[1]) ta có:

Tính toán các thông số trên trục

- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang Trục I (trục của hộp giảm tốc) :

- Tỉ số truyền từ Trục I sang Trục II của hộp giảm tốc :

- Tỉ số truyền từ Trục II của hộp giảm tốc sang trục bộ phận công tác :

1.6.2 Tính tốc độ quay trên trục

Dựa trên tốc độ quay của động cơ, ta có thể tính toán tốc độ quay cho các trục khác bằng cách thực hiện theo trình tự từ trục động cơ đến các trục phía sau.

11 Đồ án chi tiết máy – HK: 20212 ME3232 - Mã lớp: 717874 Mã đề: ll.3

Trong hệ thống truyền động, ni đại diện cho tốc độ quay trên trục thứ i, trong khi tốc độ quay trên trục i - 1, tức là trục phía trước trục i, được ký hiệu là Tỉ số truyền từ trục thứ i - 1 sang trục thứ i được ký hiệu là

Cụ thể theo trình tự: ndc => nI => nII =>nlv

- Tốc độ quay trên Trục động cơ: n đc = 975(v/ph)

-Tốc độ quay trên bộ phận công tác:

1.6.3 Tính công suất trên các trục

- Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính công suất cho các trục phía trước nó theo trình tự: Plv  PII  P I  P dc,t

Công suất làm việc trên trục công tác :

Công suất trên Trục II : Công suất trên Trục I:

Công suất trên trục động cơ:

1.6.4 Momen xoắn trên các trục

 Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xoắn trên các trục theo công thức:

- Trong đó: P i ,T i , n i lần lượt là công suất,momen xoắn, số vòng quay trên trục thứ i

Momen xoắn trên trục động cơ:

Momen xoắn Trục công tác:

1.6.5 Lập bảng thông số hình học

13 Đồ án chi tiết máy – HK: 20212 ME3232 - Mã lớp: 717874 Mã đề: ll.3

Trục I Trục II Trục bộ phận công tác

Tốc độ quay- n(vg / ph)

Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Chọn loại đai và tiết diện đai

- Chọn loại đai thang : đai thường

- Tra đồ thị 4.1[1](trang 59) với các thông số P = 3,72 (kW) và n1 = 975 (v/ph) ta chọn được tiết diện đai :

Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.1 Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2

- Tra bảng 4.13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ : 140 – 280 (mm)

- Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4.21[1](trang 63) phần chú thich được d1= 180 (mm)

- Kiểm tra về vận tốc đai:

Chọn hệ số trượt , do vậy : d2 =u×d1×(1- 0,02) = 2,8 × 180(1 – 0,02 ) = 493,92 (mm) Theo bảng 4.21[1] (trang 63) phần chú thích chọn d2 = 500 (mm)

Tỷ số truyền thực tế : Sai lệch tỉ số truyền :

2.2.2 Xác định khoảng cách trục a

- Dựa vào u t =2,83 ,tra bảng 4.14[1](trang 60), chọn

- Dựa vào bảng 4.13[1](trang 59), chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240 (mm)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

Tính chính xác khoảng cách trục:

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:

Xác định số đai

- P1 công suất trên trục bánh chủ động P1=3,72(kW)

- [P0] : công suất cho phép Tra bảng 4.19[1](tr 62) hoặc bảng 4.20[1](trang 62) theo tiết diện đai B, d1= 180 (mm), v= 9,19 (m/s), được:

- Kd : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7[1](trang 55), được Kd= 1,0

- : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

Tra bảng 4.15[1](trang 61) với α7,61° được C=0,919

- CL: hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai Tra bảng 4.16[1](trang 61) với, được CL=1

- Cu: hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền Tra bảng 4.17[1](trang 61) với ut=2,83 được Cu= 1,135

- Cz: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Tra bảng 4.18[1](trang 61) theo được Cz=1

 Chọn Z=2 Các thông số hình học khác của bánh đai:

- Góc đáy rãnh hình thang:

- Đường kính ngoài bánh răng : � a1 = � 1 + 2h 0 0+2

- Đường kính đáy bánh răng : � f1 = � a1 - 2H= 188,4-2

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Trong đó : Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra; bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng nên:

Với qm- khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4,22[tr 64]

- Lực tác dụng lên trục bánh đai:

Lập bảng kết quả tính toán các thông số của đai thang

Thông số Kí hiệ u Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu bánh đai Cao su

Tỉ số truyền của hệ thống được xác định là u u=2,8 và u t=2,83, trong đó u t là tỉ số truyền thực tính toán dựa trên các thông số d 1, d 2 và Ɛ Đường kính của bánh đai nhỏ d 1 là 180 Nmm, trong khi đường kính của bánh đai lớn d 2 đạt 500 Nmm Đường kính đỉnh của bánh đai nhỏ là 188,4 Nmm và của bánh đai lớn là 508,4 Nmm Cuối cùng, đường kính đáy của bánh đai nhỏ là 156,4 Nmm, còn đường kính đáy của bánh đai lớn là 476,4 Nmm.

Góc ôm bánh đai nhỏ � 1 (độ) 147,61

Lực tác dụng lên trục � � (N) 717,57

Tính thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn vật liệu bánh răng

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn HB = 192÷240, chọn HB 2 = 195

• Giới hạn chảy σ ch2 = 450 (MPa)

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn HB = 192÷240, chọn HB 1 = 210

• Giới hạn chảy σ ch1 = 450 (MPa)

Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép:

• SH,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

Tra bảng 6.2[1](trang 94) được – Bánh chủ động S H1 = 1,1; S F1 = 1,75 – Bánh bị động S H2 = 1,1; S F2 = 1,75

• : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

• KHL, KFL : hệ số tuổi thọ

– mH, mF : bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB < 350, mH = mF= 6

– N Ho , N Fo : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở tiếp xúc và ứng suất uốn

– NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

* c : số lần ăn khớp trong 1vòng quay c = 1

* n : vận tốc vòng của bánh răng

* : tổng số giờ làm việc của răng = Lh

◦ Vì N HE1 > N HO1 lấy N HE1 = N HO1 do đó K HL1 = 1

◦ Vì N FE1 > N FO1 lấy N FE1 = N FO1 do đó K FL1 = 1 Bánh bị động :

◦ Vì N HE2 > N HO2 lấy N HE2 = N HO2 do đó K HL2 = 1

◦ Vì N FE2 > N FO2 lấy N FE2 = N FO2 do đó K FL2 = 1

- Thay vào công thức ta được:

Tính thiết kế

3.3.1 Xác đinh thông số cơ bản của bộ truyền

*Xác định sơ bộ khoảng cách trục

• K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng K a = 43 (MPa)

• T1 : momen xoắn trên trục chủ động T1 = 95991 (Nmm)

• σ Hsb : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] sb = 431,82 (MPa)

• u : tỷ số truyền u = 4,6 •ψ ba , ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng Chọn ψ ba = 0,4

• K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.

Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψ bd = 1,13 sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB

< 350, được : K Hβ = 1,06 Thay số ta được:

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

3.3.2.1 Xác định mô đun m=(0,01 ÷0,02)a w = (0,01 ÷0,02)×160 = 1,60 ÷3,20 (mm) Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọn m theo tiêu chuẩn, m = 2,5

3.3.2.2 Xác định số răng,góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

- Tỷ số truyền thực tế:

- Sai lệch tỷ số truyền:

*Xác định góc nghiêng của răng

3.3.2.3 Xác định góc ăn khớp

3.3.2.4 Xác định một số thông số động học của bộ truyền bánh răng

Theo công thức trong bảng B(6.11-[1])

3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện như công thức CT(6.33-[1]):

• ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ZM = 274

• ZH : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

• ZƐ: hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang Ɛα và hệ số trùng khớp dọc Ɛβ

– Ɛ α : hệ số trùng khớp ngang – Ɛβ : hệ số trùng khớp dọc

• KH : hệ số tải trọng

Hệ số KHβ, với giá trị 1,06, phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Trong khi đó, hệ số KHα, có giá trị 1,13, cho thấy sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp.

Hệ số KHv là chỉ số quan trọng để đánh giá tải trọng động trong vùng ăn khớp của bánh răng Theo bảng 6.13, với bánh răng trụ và răng nghiêng có vận tốc v = 1,09 (m/s) và cấp chính xác của bộ truyền CCX = 9, ta có thể tra cứu từ bảng (P 2.3 phụ lục) để xác định KHv là 1,01.

 [σH] cx : ứng xuất tiếp xúc cho phép chính xác cx  Thay số ta được:

3.3.4 Kiểm tra độ bền uốn

 Ứng suất uốn trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện như công thức CT(6.43-[1]):

, - ứng suất uốn cho phép chính xác của bánh chủ động và bị động:

 – hệ số tải trọng khi tính về uốn :

Hệ số KFβ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 với ψbd = 1,13 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, giá trị KFβ được xác định là 1,11.

- KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp KFα = 1,37 theo bảng 6.14[1](trang 107).

K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh răng trụ, răng nghiêng và v = 1,09 (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = 9 Tra bảng (P 2.3 phụ lục) ta có : KFv=1,04

• YƐ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

• Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

• YF1 và YF2: hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Zv1 và Zv2

3.3.5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

Kqt – Hệ số quá tải : Ứng suất quá tải cho phép

[H]max=2,8.ch[H1]max=[H2]max= 2,8.450 = 1260(MPa)

[ F ]max=0,8. ch [ F1 ]max=[ F2 ]max = 0,8.450 60(MPa) ;

3.3.6 Tổng kết các thông số bánh răng

Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu bánh răng nhỏ C45

Vật liệu bánh răng lớn C45 Độ rắn mặt răng bánh nhỏ, bánh lớn �� �� 1 210

Chiều rộng vành răng � � � � (mm) 64

� 2 (răng) 100 Đường kính vòng chia � � 1 (mm) 59,81

� 2 (mm) 260,17 Đường kính vòng lăn � � � �1 (mm) 59,81

� �2 (mm) 260,17 Đường kính vòng đỉnh � � � �1 (mm) d a2 (mm) Đường kính vòng đáy � � � �1 (mm)

Lực tác dụng lên trục F t1 F t2 (N)

Chọn khớp nối, tính trục, then và ổ lăn

Chọn khớp nối

Momen cần truyền: T = TII = 399950 (Nmm)

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

Chọn khớp nối theo điều kiện:

Tt – Mô men xoắn tính toán : Tt = k.T với : k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy.

Tra bảng 16.1[2](trang 58) ta lấy k = 1,2

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

Thỏa mãn. a) Điều kiện bền của chốt:

[]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy []=(60) MPa;

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

Lực tác dụng lên trục.

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục 45 (mm)

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt 130 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi 28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi 14 (mm)

Lực tác dụng lên trục Fkn 1230,61 (N)

Tính trục I

Chọn vật liệu chế tạo trục.

Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép[τ] = 15 ÷ 30 Mpa.

Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có:

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với

Sơ đồ phân phối lực chung.

Lực tác dụng lên trục I

Lực tác dụng lên trục I từ đai : = 475,03 (N)

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng răng thẳng :

 Lực tác dụng lên trục II

1 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nhiêng răng thẳng: o Lực vòng: o Lực hướng tâm: = = 1213,57(N) o Lực dọc trục: = = 924,65(N)

2 Lực tác dụng lên trục II từ khớp nối Fkn = 664,13 (N)

Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực.

- Khoảng cách từ ổ đỡ 1 tới ổ đỡ 2 : l21 =2.l22, với l22 là khoảng cách từ bánh răng tới ổ đỡ 2 : trong đó : Các khe hở k1= k2 = 10

- Chiều dài moay-ơ lm2 = (1,4 ÷2,5).d2 = (1,4 ÷2,5).45 = 63÷ 112,5 (mm)

Chọn lm2 = 65 (mm) l22 Lấy l22 = 65 (mm)

- Khoảng cách từ ổ đỡ 2 tới khớp nối : l2c =+ hn + k3 + trong đó : hn - Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông hn = 20(mm) ,khe hở k3 15(mm), lmc2 = (1,2 ÷1,5).d2 = (1,2÷1,5).45 = 54÷67,5 (mm)

- Khoảng cách từ ổ đỡ 1 đến ổ đỡ 2 : l11 = l21 = 130 (mm)

-Khoảng cách từ ổ đỡ 1 tới bánh răng chủ động : l12 = 12 l11 = 12 130 = 65 (mm)

Khoảng cách từ bánh đai đến ổ đỡ 1 được tính bằng l1c, trong đó chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông hn là 20 mm, khe hở k3 là 15 mm Giá trị lmc1 được xác định trong khoảng từ 42 đến 52,5 mm, với lmc1 được chọn là 50 mm Cuối cùng, l1c được lấy là 70,5 mm.

Tính toán phản lực trên trục

4.3.1 Tính phản lực cho trục I

- Xác định phản lực trên các gối đỡ

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục I : Σ F x = - F d cos(45°) + F x10 - F t1 + F x11 = 0 Σ F y = F y10 - F r1 + F y11 - F d cos(45°) = 0 Σ M x0 = - F r1 l 03 + + F y11 l 01 - F d cos(45°).l 0c = 0 Σ M y0 = -F x11 l 01 + F d cos(45°).l 1c + F t1 l 03 = 0 Biểu đồ mô men

+Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

+Tính đường kính các đoạn trục

Để tính toán đường kính trục tại các tiết diện j, sử dụng công thức với ứng suất cho phép của thép 45 là 63 MPa, như được nêu trong bảng 10.5 trang 195 Cần chọn đường kính cho các đoạn trục d10, d11, d12 và d13 phù hợp với yêu cầu kỹ thuật.

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

- Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng d13= 32 (mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 (mm)

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

- Chiều dài then: lt = (0,8÷0,9).lmc1= (0,8 ÷ 0,9).50 = 40÷45 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn chiều dài then ta chọn lt = 40 (mm)

+ Kiểm nghiệm then Ứng suất dập và ứng suất cắt :

Với bảng B9.5Tr178[1] và Tr174[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng tĩnh làm việc êm.

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

- Xác định mối ghép then cho trục lắp bánh đai d12& (mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t 1 = 4 (mm)

- Chiều sâu rãnh then trên lỗ t 2 = 2,8 (mm)

- Chiều dài then: l t = (0,8÷0,9).l mc2 = (0,8 ÷ 0,9).65= 52÷58,5 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn chiều dài then ta chọn l t = 55 (mm)

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

4.3.3 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và tĩnh Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện :

– Hệ số an toàn cho phép:

– lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

 Với là giới hạn mỏi và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: và

Ta có thép 45, Tôi cải thiện,

 – Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Tra bảng B10.7Tr197[1] ta được:

 – Hệ số xác định theo công thức:

+ – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng B10.8Tr197[1] ta được:

+ – Hệ số tang bề mặt trục, vì không gia tăng bền nên ta lấy

+ – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và xoắn

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

Tra bảng 10.6[1](trang 196) với dol0 mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi và đủ bền.

Tính toán phản lực trên trục

4.4.1 Tính phản lực cho trục II

- Xác định phản lực trên các gối đỡ

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục II : Σ F x = - F kn + F x20 + F t2 - F x21 = 0 Σ F y = - F y20 + F r2 + F y21 = 0 Σ M x0 = - F r2 l 03 + + F y21 l 01 = 0 Σ M y0 = F x21 l 03 – F kn l 02 - F t2 l 03 = 0Biểu đồ mô men

+Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

+Tính đường kính các đoạn trục

Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: trong đó : = 50(Mpa) - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 d20 d21 d22 d23 4.4.1.2 Trường hợp 2:

- Xác định phản lực trên các gối đỡ

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục II : Σ F x = F kn - F x20 + F t2 - F x21 = 0 Σ F y = - F y20 + F r2 + F y21 = 0 Σ M x0 = - F r2 l 03 + - F y21 l 01 = 0 Σ M y0 = F x21 l 03 + F kn l 02 - F t2 l 03 = 0Biểu đồ mô men

+Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

+Tính đường kính các đoạn trục

Để tính toán đường kính trục tại các tiết diện j, sử dụng công thức với ứng suất cho phép của thép 45 là 50 MPa, như được nêu trong bảng 10.5 trang 195 Sau đó, tiến hành chọn đường kính cho các đoạn trục.

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

- Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng d23= 48 (mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 (mm)

- Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,8 (mm)

- Chiều dài then: lt = (0,8÷0,9).lmc2= (0,8 ÷ 0,9).65 = 52÷58,5 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn chiều dài then ta chọn lt = 56 (mm)

+ Kiểm nghiệm then Ứng suất dập và ứng suất cắt :

Với bảng B9.5Tr178[1] và Tr174[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng tĩnh làm việc êm.

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

- Xác định mối ghép then cho trục lắp khớp nối d22B (mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t 1 = 5 (mm)

- Chiều sâu rãnh then trên lỗ t 2 = 3,3 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn chiều dài then ta chọn l t = 70 (mm)

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

4.4.3 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và tĩnh Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện :

– Hệ số an toàn cho phép:

– lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

 Với là giới hạn mỏi và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

Ta có thép 45, Tôi cải thiện,

 – Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Tra bảng B10.7Tr197[1] ta được:

 – Hệ số xác định theo công thức:

+ – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng B10.8Tr197[1] ta được:

+ – Hệ số tang bề mặt trục, vì không gia tăng bền nên ta lấy

+ – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và xoắn

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

Tra bảng 10.6[1](trang 196) với dolE mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi và đủ bền.

- Kiểm nghiệm tại vị trí khớp nối:

Tra bảng 10.6[1](trang 196) với dolB mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có : Ảnh hưởng của rãnh then :

Thỏa mãn điều kiện bền.

Chọn ổ lăn

4.5.1 Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục 1

* Thông số đầu vào : Đường kính đoạn trục lắp ổ: d = d10 =d11 %(mm)

- Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 đầu trục:

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d% mm ta được thông số

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

- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.

4.5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 1

Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT

 m – bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 (ổ bi)

 L – tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

 Q – tải trọng động quy ước (KW), xác định theo CT

Fa và Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ.

Hệ số V biểu thị vòng quay, với V = 1 cho vòng trong quay Hệ số kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó kt = 1 khi nhiệt độ nhỏ hơn hoặc bằng 150°C Hệ số kd thể hiện đặc tính của tải trọng, được xác định là kd = 1 theo tiêu chuẩn B.

X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

+ Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:

+ Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:

Xét tỷ số kết hợp tra bảng B ta có:

Tải trọng động quy ước trên các ổ:

Vì Q1 > Q0 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 1

Khả năng tải động của ổ lăn:

Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động.

4.5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 1

Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN

X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng (11.6-[1]),ta được:

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max( Qt0 , Qt1) = (N) => Qt=2,6617 kN < C0= 17,9 kN (thỏa mãn ) Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

4.5.2 Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục 2

- Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 đầu trục:

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với dE mm ta được thông số

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

- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.

4.5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 2

Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT

 m – bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 (ổ bi)

 L – tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

 Q – tải trọng động quy ước (KW), xác định theo CT

Fa và Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ.

Hệ số V thể hiện vòng quay, với V = 1 cho vòng trong quay Hệ số kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó kt = 1 khi nhiệt độ nhỏ hơn hoặc bằng 150 độ C Hệ số kd đánh giá đặc tính của tải trọng, và giá trị kd được lấy là 1 theo tiêu chuẩn B.

X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

+ Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:

+ Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:

Xét tỷ số kết hợp tra bảng B ta có:

Tải trọng động quy ước trên các ổ:

Vì Q1 Q0 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 2

Khả năng tải động của ổ lăn:

Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động

4.5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 2

Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN

X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng (11.6-[1]),ta được:

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max( Qt0 , Qt1) = (N) => Qt=0,905 kN < C0= 17,9 kN (thỏa mãn ) Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

THIẾT KẾ KẾT CẤU

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và một số chi tiết

Công dụng của bộ phận này là đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt trên vỏ truyền đến, đồng thời chứa dầu bôi trơn để bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

 Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc: Độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Thành phần bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

 Vật liệu làm vỏ gang: Gang xám GX15-32.

 Phương pháp gia công: Đúc. a Chọn bề mặt ghép nắp và thân

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế và đi qua đường tâm của trục. b Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Dựa vào bảng 18.1 Tr85[2] ta được:

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị Chiều dày

Chiều dày gân: e = (0.8.8 = 6,4 Chiều cao gân: h Độ dốc Khoảng Đường kính

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp:

Vít ghép nắp cửa thăm d5

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày mặt bích thân:

Chiều dày mặt bích nắp:

Bề rộng mặt bích: K 3 = K 2 - (3÷5) (mm)

Kích thước gối trục Đường kình ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

Tâm bu lông cạnh ổ: h2mm

Trục I (D32mm) Trục II (D35mm) Mặt đế hộp

Chiều dày không có phần lồi: #,4

Chiều dày khi có phần lồi:

Bề rộng mặt đế hộp:

U+2.8q Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành hộp Giữa bánh răng và đáy hộp =(3).8$

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z

L, B – Chiều dài và chiều rộng của hộp

Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

Theo bảng 18.2 Tr88 [2] ta được kích thước nắp ổ với hai trục như sau:

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h

Chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, nhờ đó loại bỏ nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.

 Chọn loại chốt định vị: Chốt côn.

 Theo bảng 18.4b Tr91[2] ta được kích thước của chốt định vị như sau: d(mm) c(mm) l(mm)

Cửa thăm trên đỉnh hộp có chức năng quan trọng trong việc kiểm tra và quan sát các chi tiết máy khi lắp ráp, đồng thời cho phép đổ dầu vào hộp Ngoài ra, cửa thăm còn được thiết kế với nắp đậy và có thể lắp thêm nút thông hơi, giúp đảm bảo quá trình hoạt động của máy được ổn định và an toàn.

Chức năng của nút thông hơi trên cửa thăm là điều hòa không khí và giảm áp suất bên trong hộp khi nhiệt độ tăng lên trong quá trình làm việc.

 Tra bảng 18.6 Tr93 [2] ta được kích thước của nút thông hơi:

Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp biến chất sẽ bị bẩn và cần được thay mới Để thực hiện việc thay dầu cũ, đáy hộp được trang bị lỗ thoát dầu, được bảo vệ bằng nút tháo dầu.

 Chọn nút tháo dầu hình trụ.

 Tra bảng 18.7 Tr93 [2] ta được kích thước nút tháo dầu: d b m f L c q D S D0

Que thăm dầu là công cụ quan trọng để kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để dễ dàng kiểm tra, đặc biệt trong điều kiện máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị vỏ bọc bên ngoài nhằm giảm sóng dầu.

 Kích thước của que thăm dầu:

Vòng phớt là một chi tiết quan trọng được sử dụng để tạo độ kín, với kết cấu đơn giản và dễ thay thế, nhưng có thể nhanh chóng bị mòn và tạo ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao Để chọn loại vòng phớt phù hợp, cần lưu ý chọn vòng phớt không điều chỉnh được khe hở, thích hợp cho vận tốc trượt nhỏ và ổ bôi trơn bằng mỡ Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt có thể tham khảo từ bảng 15.17 Tr50 [2].

 Vòng chắn mỡ(dầu) o Chức năng: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. o Kích thước vòng mỡ(dầu) như hình vẽ a

 Kết cấu bánh răng chủ động

 Theo các công thức Tr13[2] ta chọn được kết cấu bánh răng bị động như sau: o Chiều dày của vành răng:   (2,5 4)m (2,5 4).2 5 8mm  

=> Chọn  8mm. o Chiều dài mayo: l=lm23gmm. o Đường kính ngoài của mayo:

=> Chọn Dumm. o Chiều dày của đĩa: C= (0,2…0,3) d= (0,2…0,3) b,6… 17,4mm => Chọn Cmm. o D v  D f 2    2 255  2.8  239mm o Đường kính tâm lỗ: D0=0,5(D+Dv) =0,5(75+239) 7mm. o da&4mm.

LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI

Bôi trơn hộp giảm tốc

6.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Có hai phương pháp bôi trơn cho các chi tiết máy theo cách dẫn dầu bôi trơn: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Điều này đặc biệt quan trọng trong hộp giảm tốc, nơi các bánh răng hoạt động với vận tốc v = 1,09 (m/s), thấp hơn mức 12 (m/s).

- Nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu.

- Với vận tốc vòng của bánh răng tra bảng 18.11Tr100[2],ta được độ nhớt để bôi trơn là:

Theo bảng 18.13 Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20

 Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.

Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp giảm ma sát và mài mòn, bảo vệ bề mặt của các chi tiết kim loại, đồng thời ngăn chặn tiếng ồn phát sinh khi các chi tiết tiếp xúc trực tiếp với nhau.

Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại trong ổ tốt hơn Mỡ cũng giúp bảo vệ ổ khỏi tác động của tạp chất và độ ẩm, đồng thời ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ, cho phép sử dụng lâu dài hơn.

Theo bảng 15.15a Tr44[2] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm khoảng trống trong ổ.

6.1.3 Dung sai và lắp ghép ổ lăn

Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản là rất quan trọng Để đảm bảo các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi hoạt động, nên chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay.

Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Tra bảng 20-12, 20-13 trang 132 ta được:

6.1.4 Lắp bánh răng lên trục Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp.

Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt:

6.1.5 Dung sai mối ghép then

Tra bảng B20.5 và B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta chọn kiểu lắp ghép trung gian N9-Js9

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

6.1.6 Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục I Trục và vòng trong ổ

Trục và vòng chắn dầu Đoạn trục lắp bánh đai Trục và bánh răng

Trục và bạc Trục II Trục và vòng chắn dầu

Vỏ và nắp ổ trục 2 Đoạn trục lắp khớp nối Trục và vòng trong ổ

Vỏ và vòng ngoài ổ Trục và bánh răng

[1] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

[2] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2.

ĐÁNH GIÁ MỨC ĐỘ LÀM VIỆC