Thiết kế hệ thống dẫn băng tải gồm 1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 – Nối trục đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY ĐỀ 6 PHƯƠNG ÁN 8 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI GVHD: PGS.TS NGUYỄN TẤN TIẾN TP HỒ CHÍ MINH, THÁNH 7/2021 Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án số: 8 Hệ thống dẫn băng tải gồm: 1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 – Nối trục đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục ; 4 – Bộ truyền xích ống con lăn; 5 – Băng tải. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ) BẢNG SỐ LIỆU ĐỀ 06 Phương án 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Lực vòng trên băng tải F, N 5400 6800 5800 6700 7000 7300 8000 7600 7700 6400 Vận tốc băng tải v, m/s 0,7 1,1 1,1 1,2 0,8 1,2 1,5 1,8 1,9 1,4 Đường kính tang dẫn, D(mm) 250 300 350 400 450 500 550 600 650 250 Thời gian phục vụ L, năm 5 7 6 5 4 6 7 4 5 4 Số ngày làm/năm Kng , ngày 195 225 215 255 295 305 205 315 325 285 Số ca làm trong ngày, ca 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 t1, giây 25 22 25 29 24 28 29 27 30 32 t2, giây 15 12 18 20 16 16 18 20 12 24 T1 T T T T T T T T T T T2 0,8T 0,6T 0,8T 0,7T 0,9T 0,7T 0,8T 0,9T 0,6T 0,8T YÊU CẦU : 01 thuyết minh. 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết theo đúng TCVN. NỘI DUNG THUYẾT MINH Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động. Tính toán thiết kế các chi tiết máy: Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng). Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít). Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực. Tính toán thiết kế trục và then. Chọn ổ lăn và nối trục. Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác. Chọn dung sai lắp ghép. Tài liệu tham khảo.   MỤC LỤC BẢNG SỐ LIỆU ĐỀ 06 2 NỘI DUNG THUYẾT MINH 3 MỤC LỤC 4 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 8 1.1. Chọn động cơ 8 1.2. Phân phối tỉ số truyền 9 1.3. Tính toán các thông số động học 9 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 11 2.1 Thông số thiết kế: 11 2.2 Xác định thông số của xích và bộ truyền xích 11 2.2.1 Số răng đĩa xích 11 2.2.2 Xác định bước xích 11 2.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích 12 2.2.4 Kiểm nghiệm xích theo độ bền 13 2.2.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 14 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 16 3.1 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm răng trụ răng nghiêng 16 3.1.1 Chọn vật liệu 16 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép 16 3.1.3 Xác định khoảng cách trục 17 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp 18 3.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 18 3.1.6 Kiểm tra điều kiện bền uốn 20 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 22 3.1.8 Tính toán các lực tác dụng 22 3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh răng trụ răng nghiêng 24 3.2.1 Chọn vật liệu 24 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép 24 3.2.3 Xác định khoảng cách trục 25 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 26 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 26 3.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn 28 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 30 3.2.8 Lực tác dụng lên bộ truyền 30 3.3 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn HGT 32 CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 33 4.1 Moment xoắn và giá trị các lực trên các trục 33 4.2 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 33 4.3 Phân tích lực bộ truyền và xác định kích thước trục 35 4.3.1 Trục I 35 4.3.2 Trục II 38 38 4.3.3 Trục III 39 4.4 Chọn và kiểm nghiệm then 41 4.5 Kiểm nghiệm độ bền của trục 42 4.5.1 Độ bền mỏi 42 4.5.2 Độ bền tĩnh 43 CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 44 5.1 Ổ lăn trục I 44 5.2 Ổ lăn trục II 46 5.3 Ổ lăn trục III 48 CHƯƠNG 6: TÍNH CHỌN NỐI TRỤC 51 CHƯƠNG 7: CHỌN THÂN MÁY, BULONG CÁC CHI TIẾT PHỤ, CHẾ ĐỘ BÔI TRƠN, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 52 7.1 Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp 52 7.2 Các chi tiết phụ 53 7.2.1 Chốt định vị 53 7.2.2 Que thăm dầu 53 7.2.3 Nút thông hơi 54 7.2.4 Nút tháo dầu 54 7.2.5 Bulong vòng 55 7.2.6 Vòng bít 55 7.2.7 Vòng chắn dầu 56   CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ Hiệu suất chung: η=η_x×η_ol^4 〖×η〗_br^2×η_nt Dựa vào bảng 2.3/ tr19 tài liệu [1] + Hiệu suất bộ truyền xích (hở): η_x=0,93 + Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: η_ol=0,995 + Hiệu suất 1 cặp bánh răng: η_br=0,98 + Hiệu suất nối trục: η_nt=1 Nên η=η_x×η_ol^4 〖×η〗_br^2×η_kn=0,93×〖0,995〗^4×〖0,98〗^2×1=0,875 Công suất trên trục máy công tác (tải trọng thay đổi) Với P_lv=(F.v)/1000=(7600×1,8)/1000=13,68 (kW) P_td=P_lv √(((T_1/T)^2×t_1+(T_2/T)^2×t_2)/(t_1+t_2 ))=13,68×√((27+〖0.9〗^2×20)/(27+20))=13,12 (kW) =>P_t=13,12 kW Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: P_ct=P_t/η=13,12/0,875=14,99 (kW) Số vòng quay trên trục máy công tác: n_m=(6×10^4×v)/πD=(6×10^4×1,8)/(π×600)=57,3 (vòng/phút) Tỉ số truyền chung sơ bộ: u_ch=u_ng×u_hgt Chọn trước u_x theo bảng 2.4/ tr 21 tài liệu [1] Chọn u_ng=u_x=2,5 (xích) u_hgt=10 (2 cấp đồng trục ) → u_ch=u_ng×u_hgt=2,5×10=25 Sơ bộ: n_dc=u_ch×n_m=25×57,3=1432,5 (vòng/phút) → chọn động cơ có tốc độ đồng bộ 1500 vg/ph Điều kiện: {█(P_dc≥P_ct@n_dc≈n_sb )┤ {█(P_dc≥14,99 kW@n_dc=1500 vòng/phút)┤ Tra phụ lục chọn động cơ 4A160S4Y3 15 Kw 1460 vg/ph, tỷ số truyền hộp giảm tốc u_hgt= 10 , tỷ số truyền bánh răng u_1=u_2=3,16

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

Dựa vào bảng 2.3/ tr19 tài liệu [1]

+ Hiệu suất bộ truyền xích (hở):

+ Hiệu suất 1 cặp bánh răng:

 Công suất trên trục máy công tác (tải trọng thay đổi)

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:

 Số vòng quay trên trục máy công tác:

 Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Chọn trước theo bảng 2.4/ tr 21 tài liệu [1]

 Sơ bộ: (vòng/phút) chọn động cơ có tốc độ đồng bộ 1500 vg/ph Điều kiện:

Tra phụ lục chọn động cơ 4A160S4Y3 15 Kw 1460 vg/ph, tỷ số truyền hộp giảm tốc = 10 , tỷ số truyền bánh răng Độ trượt

Phân phối tỉ số truyền

 Để đảm bảo bôi trơn ngâm dầu bảng 3.1/tr 43 tài liệu [1]

Tính toán các thông số động học

 Số vòng quay các trục

Bảng tính toán và phân phối tỷ số truyền

Trục Độn g cơ I II III Trục

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Thông số thiết kế

Bộ truyền xích ống con lăn:

Xác định thông số của xích và bộ truyền xích

2.2.1 Số răng đĩa xích Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Đối với xích con lăn vận tốc trung bình.

Số răng đĩa lớn được xác định như sau:

Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:

Vậy bộ truyền đảm bảo về tỉ số truyền

Bước xích p được xác định dựa trên độ bền mòn của bản lề, và để đạt được điều này, áp suất po trên bề mặt tựa bản lề cần phải đáp ứng một số điều kiện nhất định.

: Diện tích mặt tựa bản lề : áp suất cho phép Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho theo công thức (5.3):

: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (2 dãy xích)

Với : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60 o )

: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc làm điều chỉnh lực căng xích (vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)

: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc không bụi, chất lượng bôi trơn II nhỏ giọt)

: hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ )

: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 1 ca)

Theo bảng 5.5 trang 81 tài liệu [1], với chọn bước xích có (thỏa mãn điều kiện bền mỏi )

2.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn sơ bộ khoảng cách trục:

Chọn số mắt xích chẵn là 126 mắt xích

Tính lại khoảng cách trục: Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính cần giảm bớt một lượng ,ta chọn giảm 2.63 mm.

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây

Suy ra thỏa mãn điều kiện số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây.

2.2.4 Kiểm nghiệm xích theo độ bền

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn

Trong đó: – tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 5.2

– hệ số tải trọng động – lực vòng

– lực căng do lực li tâm sinh ra

Với [s] tra theo bảng 5.10 tài liệu[1]

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.2.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục

Với và theo bảng 5.2 tài liệu[1]

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

– Lực va đập trên m=2 dãy xích

– Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (xích 2 dãy)

– Hệ số tải trọng động

– Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z (z%)

– Diện tích chiếu của bản lề tra theo 5.12 tài liệu[1]

Sử dụng thép 45 tôi giúp cải thiện độ rắn đạt từ HB170 đến HB210, đảm bảo ứng suất tiếp cho phép và độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Đối với đĩa 2, cũng sử dụng cùng loại vật liệu để đảm bảo độ bền tương tự.

Lực tác dụng lên trục:

Trong đó với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40 o thì

Từ kết quả tính có bảng thông số của bộ truyền xích ống con lăn

Số mắt xích Đường kính đĩa Đường kính đỉnh răng đĩa Đường kính đáy răng đĩa

Lực tác dụng lên trục

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm răng trụ răng nghiêng 16

Thông số đầu vào: - Công suất trục dẫn :

- Số vòng quay trục dẫn :

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

 Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb30Mpa, σch3X0 Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB3(0HB.

 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb40Mpa, σch4X0 Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB4&0HB.

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép

 Số chu kì làm việc cơ sở:

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

- Ta thấy nên chọn để tính toán.

 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Tra theo bảng 6.2 tài liệu[1] với thép 45 tôi cải thiện:

 Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Tra theo bảng 6.2 tài liệu[1] với thép 45 tôi cải thiện :

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Ứng suất uốn cho phép

 Ứng suất quá tải cho phép:

3.1.3 Xác định khoảng cách trục

Theo công thức (6.15a) tài liệu[1] ta có:

 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu[1]).

 : momen xoắn trên trục bánh chủ động.

 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với 63 sơ đồ 5 tra bảng 6.7 tài liệu[1].

Với kết quả tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w 0 mm Trang

3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp

- , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu[*] chọn mô đun pháp

3.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 tài liệu[1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu[1]).

 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu[1]

+ Với : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

+ Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

(với là góc profin răng và là góc ăn khớp)

 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

+ Hệ số trùng khớp dọc:

+ Hệ số trùng khớp ngang:

+ Do đó theo công thức 6.36c/tr105 tài liệu[1]

 : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39)/tr106 tài liệu[1]:

+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. + Theo (6.40) tài liệu[1],vận tốc vòng của bánh chủ động:

+ Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động

+ Công thức bảng 6.11 tài liệu[1].

 Với v = 2,32 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13,6.14 tài liệu[1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn

Theo CT(6.42) tài liệu[1], ta có :

Hệ số này phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, được trình bày trong bảng 6.15 của tài liệu[1] Đồng thời, nó cũng tính đến sai lệch bước răng của bánh 1 và bánh 2, như thể hiện trong bảng 6.16 của tài liệu[1].

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

Như vậy ta thấy , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

3.1.6 Kiểm tra điều kiện bền uốn

Ta có công thức kiểm nghiệm độ bền uốn 6.43 và 6.44 trang 108 tài liệu[1]

 Xác định số răng tương đương:

 Theo bảng 6.7 tài liệu[1] ; theo bảng 6.14 với và cấp chính xác 9, , theo (6.47) tài liệu[1] hệ số: trong đó theo bảng 6.15; theo bảng 6.16 Do đó theo (6.46)

 Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu[1]

- Đối với bánh bị dẫn:

 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Độ bền uốn tại chân răng:

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

 Theo (6.48) tài liệu[1] ứng suất tiếp quá tải:

Vậy răng bền về quá tải.

3.1.8 Tính toán các lực tác dụng

4Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng

Góc profin gốc (Theo TCVN 1065-71)

3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh răng trụ răng nghiêng

+ Thông số đầu vào: - Công suất trục dẫn :

- Số vòng quay trục dẫn :

Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, thời gian phục vụ 4 năm, 315 ngày/năm, 1 ca/ngày,

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

 Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb10Mpa, σch1X0 Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1(0HB.

 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb20Mpa, σch2X0 Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2&0HB

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

 Số chu kì làm việc cơ sở:

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

- Ta thấy nên chọn để tính toán.

 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Tra theo bảng 6.2 tài liệu[1] với thép 45 tôi cải thiện:

 Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Tra theo bảng 6.2 tài liệu[1] với thép 45 tôi cải thiện:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Ứng suất uốn cho phép

 Ứng suất quá tải cho phép:

3.2.3 Xác định khoảng cách trục

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên

Theo công thức (6.15a) tài liệu[1] ta có:

 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu[1]).

 : momen xoắn trên trục bánh chủ động.

 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với sơ đồ 5 tra bảng 6.7 tài liệu[1].

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

- , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu[*] chọn mô đun pháp

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu[1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu[1]).

 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu[1]

+ Với : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

+ Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

(với là góc profin răng và là góc ăn khớp)

 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

+ Hệ số trùng khớp dọc:

+ Hệ số trùng khớp ngang:

+ Do đó theo công thức 6.36c/tr105 tài liệu[1]

 : Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc theo CT(6.39) tài liệu[1]

+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. + Theo (6.40) tài liệu[1],vận tốc vòng của bánh chủ động:

+ Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động

+ Công thức bảng 6.11 tài liệu[1].

 Với v = 7,3 (m/s) < 10 (m/s) theo bảng 6.13,6.14 tài liệu[1] dùng cấp chính xác

Theo CT(6.42) tài liệu[1], ta có:

Hệ số này phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, như được trình bày trong bảng 6.15 của tài liệu[1] Đồng thời, nó cũng xem xét sai lệch bước răng của bánh 1 và bánh 2, được mô tả trong bảng 6.16 của tài liệu[1].

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

Như vậy ta thấy , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

3.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Ta có công thức kiểm nghiệm độ bền uốn 6.43 và 6.44 trang 108 tài liệu[1]

 Xác định số răng tương đương ;:

 Theo bảng 6.7 tài liệu[1] ; theo bảng 6.14 với và cấp chính xác 8, , theo (6.47) tài liệu[1] hệ số: trong đó theo bảng 6.15; theo bảng 6.16 Do đó theo (6.46)

 Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu[1]

- Đối với bánh bị dẫn:

 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Độ bền uốn tại chân răng:

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

 Theo (6.48) tài liệu[1] ứng suất tiếp quá tải:

Vậy răng bền về quá tải.

3.2.8 Lực tác dụng lên bộ truyền

Các thông số và kích thước bộ truyền

Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng

Góc profin gốc (Theo TCVN 1065-71)

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn HGT

Khoảng cách từ đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn đến đáy hộp giảm tốc

Khoảng cách giữa các mặt ngoài của chi tiết quay:

THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

Moment xoắn và giá trị các lực trên các trục

Trục I: gồm bánh răng nghiêng 1 và khớp nối trục với

Trục II: gồm bánh răng nghiêng 2 và răng nghiêng 3 với

Trục III: gồm răng nghiêng 4 và đĩa xích với

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Tra bảng 10.2 tr189 tài liệu[1] Chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là nên ta chọn mm

+ Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

: khoảng cách từ mặt nút đến thành trong và khoảng cách giữa các chi tiết quay : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong hộp

: khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ

20: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

+ : chiều dài nữa khớp nối

Với do chiều rộng bánh răng là bw1emm => chiều dài mayo bánh răng trụ

+ Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: mm

+ Chiều dài mayo bánh xích:

+Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ :

Tăng thêm 5mm cho trục trung gian suy ra :

Phân tích lực bộ truyền và xác định kích thước trục

+ Biểu đồ nội lực và kết cấu trục I:

+ Phương trình cân bằng lực

Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 4A160S4Y3 có đường kính nên ta chọn đường kính trục d cho chỗ gắn nối trục là

Chọn cho trục gắn với bánh răng

Chọn cho trục gắn với 2 ổ lăn

+ Biểu đồ nội lực và kết cấu trục II :

+ Phương trình cân bằng lực

Theo 10.5/tr195 tài liệu[1] Để dễ chế tạo lắp ráp chọn cho trục lắp cả 2 bánh răng Chọn cho trục lắp 2 ổ lăn

+ Biểu đồ nội lực và kết cấu trục III :

+ Phương trình cân bằng lực

Chọn cho trục nối xích

Chọn cho trục lắp bánh răng nghiêng 4

Chọn và kiểm nghiệm then

Tra bảng 9.1a/tr173 tài liệu[1]

Với – bảng 9.5/tr178 tài liệu[1] ; ta thấy

Các then đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt.

Kiểm nghiệm độ bền của trục

Hệ số an toàn theo công thức 10.19/tr195 tài liệu[1]

+ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.

+ : Giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

+ 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

(Công thức 10.25 và 10.26 trang 197 tài liệu[1])

- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: (bảng 10.8/tr 197 tài liệu[1])

- Hệ số tăng trên bề mặt trục: (bảng 10.9/tr 197 tài liệu[1])

- Hệ số kích thước: (bảng 10.10/tr 197 tài liệu[1])

- Hệ số đối với trục có rảnh then (bảng 10.12/tr 199)

Hệ số an toàn theo công thức 10.27/tr200 tài liệu[1]

(và là moment uốn và xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải)

Kết quả tính toán kiểm nghiệm

Trục Tiết diện Độ bền mỏi Độ bền tĩnh

Trục Bánh răng 32,3 MPa 9,9 MPa

Vậy các trục đảm bảo điều kiện an toàn.

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Ổ lăn trục I

Tải trọng tác dụng lên ổ

Ta có Lực dọc trục :

 Số vòng quay vong/phut

 Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn:

- Ta có tỷ số:  theo bảng 11.4 ta chọn e=0,68

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra

- Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

- Ta có : nên ta chọn X=1 và Y=0 nên ta chọn X=0,41 và Y=0,87

+ Với: K t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu(*) với tải trọng va đập nhẹ.

+Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

 Khả năng tải động tính toán:

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

N Với ổ đỡ chặn 1 dãy X0=0,5; Y0=0,47 Bảng 11.6 tài liệu (*) Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ :

- Đường kính tâm con lăn:

Suy ra:(vòng/phút) > (vòng/phút)

Ổ lăn trục II

 Số vòng quay (vòng/phút)

 Tải trọng tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A :

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 Do đó nên ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ trung 46312:

- Ta có tỷ số: theo bảng 11.4 với α& 0 ta chọn e=0,68

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra

- Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

- Ta có : nên ta chọn X=1 và Y=0 nên ta chọn X=0,41 và Y=0,87

+Với: K t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.

 Khả năng tải động tính toán :

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đỡ - chặn α& 0 ta chọn X0=0,5; Y0=0,47

Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:

- Đường kính tâm con lăn:

Suy ra: (vòng/phút) > (vòng/phút)

Ổ lăn trục III

 Số vòng quay (vòng/phút)

 Tải trọng tác dụng lên các ổ :

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy,cỡ trung

- Ta có tỷ số:  theo bảng 11.4 với α 0 ta chọn 2

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

- Ta có: nên ta chọn X=1 và Y=0. nên ta chọn X=1 và Y=0

Với: K t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.

 Khả năng tải động tính toán:

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đỡ - chặn α& 0 ta chọn X0=0,5; Y0=0,37 Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:

- Đường kính tâm con lăn:

Suy ra: (vòng/phút) > (vòng/phút)

TÍNH CHỌN NỐI TRỤC

Chúng tôi chọn sử dụng nối trục vòng đàn hồi cho đầu vào trục I nhằm giảm thiểu va đập và chấn động, đồng thời ngăn chặn hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn Thiết kế này cũng giúp bù đắp độ lệch trục, hoạt động như một nối trục bù Nối trục được chế tạo từ vật liệu không kim loại, mang lại tính kinh tế, đơn giản trong quá trình sản xuất và thay thế, đồng thời đảm bảo độ tin cậy cao trong vận hành.

Mô ment xoắn tính toán

Trong đó: - ( Moment xoắn danh nghĩa)

- (hệ số an toàn tra bảng 9.1/tr 229 tài liệu[3])

Tra bảng 9.10a trang 239 tài liệu[3] ta chọn kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi(mm) d D L L d

2Tra bảng 9.10b trang 240 tài liệu[3] ta chọn kích thước cơ bản của vòng đàn hồi(mm) d c d 1 D 2 l l 1 l 2 l 3 h

10 20 62 34 15 28 1,5 Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi Điều kiện bền uốn của chốt Với

Vậy nối trục đủ bền.

CHỌN THÂN MÁY, BULONG CÁC CHI TIẾT PHỤ, CHẾ ĐỘ BÔI TRƠN, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Vỏ hộp có vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí chính xác của các chi tiết và bộ phận máy, chịu tải trọng từ các chi tiết lắp ráp, chứa dầu bôi trơn và ngăn ngừa bụi bẩn xâm nhập vào các linh kiện bên trong.

- Sử dụng vổ hộp giảm tốc đúc với vật liệu gang xám GX 15-32

- Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp và thân hộp đi qua các tâm trục để việc lắp ghép được dễ dàng hơn.

- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có 1 lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

Tên gọi Công thức K ích thước

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h Độ dốc Khoảng 2 o

7 mm 2 o Đường kính bulong và vít:

Bulong ghép bít nắp và thân

Vít ghép nắp cửa thăm

Mặt bích nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp

Chiều dày bích nắp hộp

Chiều rộng bích nắp và thân

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ

Mặt đế hộp: Chiều dày và

Bề rộng mặt đế và

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng và thành trong vỏ hộp

Giữa đỉnh bánh răng và đáy hộp

Giữa mặt bên và các bánh răng với nhau

Tra bảng 18.2/ tr88 tài liệu[2] theo đường kính lắp ổ lăn ta có

Các chi tiết phụ

7.2.1 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp, thân trước và sau gia công, cũng như lắp ghép ta dùng 2 chốt định vị.

Chiều cao mức dầu trong hộp giảm tốc phải được kiểm tra bằng que thăm dầu

Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp giảm tốc sẽ tăng, dẫn đến áp suất bên trong tăng cao Để giảm áp suất và duy trì sự cân bằng giữa áp suất bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết.

Sau một thời gian sử dụng, dầu trong hộp giảm tốc sẽ bị bẩn do bụi và các hạt mài, dẫn đến việc cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp giảm tốc được thiết kế có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này sẽ được bịt kín bằng nút tháo dầu.

7.2.5 Bulong vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp được lắp bulong vòng.

Các kích thước bulong tra theo bảng 18.3a trang 89[2] Với tiêu chí chọn kích thước là khối lượng hộp giảm tốc trong bảng 18.3b trang 89[2].

Phương pháp lót kín động gián tiếp yêu cầu một bộ phận trung gian giữa hai bề mặt cần lót kín Vòng bít được sử dụng trong phương pháp này nhờ vào kết cấu đơn giản và dễ dàng thay thế.

7.2.7 Vòng chắn dầu Để chắn dầu và bụi bẩn để đảm bảo điều kiện làm việc ổ lăn, ngoài ra còn có thể định vị dọc trục , b lấy theo gờ trục.

7.3.1 Dung sai lắp ghép ổ lăn

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn cần được lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục trong quá trình làm việc Việc lựa chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều, từ đó nâng cao hiệu suất làm việc khi ổ quay.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp đặt theo hệ thống lỗ Để ổ có khả năng di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn.

Bảng 7.4 Sai lệch giới hạn lắp ghép ổ lăn

7.3.2 Lắp ghép bánh răng Để tháo lắp bánh răng dễ dàng ta chọn kiểu lắp cho bánh răng là lắp trung gian.

Ký hiệu mối lắp là H7/k6.

Bảng 6.5 Sai lệch giới hạn lắp bánh răng

Bán h răng Đườn g kính, mm

Bánh bị dẫn cấp nhanh 65 H7/k

Bánh bị dẫn cấp chậm

Bảng 6.7 Sai lệch giới hạn then (trục)