Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn của một phân xưởng cơ khí

Tính chọn động cơ

1.1.1.1.Xác định tải trọng tương đương

- Công suất trên trục động cơ điệnlà P và được tính theo công thức :ct

Trong đó : P là công suất tính toán trên trục máy công tác = 2,5 (kw)t ƞ là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống

- Tính hiệu suất truyền động ƞ

Dựa vào bảng 2.3 (trang 19 [1]) trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :

+ Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):  d 0,95

+ Hiệu suất của cặp bánh răng côn (được che kín) : br 0,96

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: =0,99η ol

+ Hiệu suất của khớp nối trục η k=0,99

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống theo công thức :η ƞ = k  3 ol  br  đ =0,99 0,99 3 0,96  0,95=0,876

1.1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

Để chọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống, tham khảo bảng 2.4 (trang 21 [1]) và tính số vòng quay đồng bộ dựa trên số vòng quay của máy công tác Đối với truyền động đai, tỉ số truyền nên nằm trong khoảng từ 2 đến 4.

Truyền động bánh răng côn hộp giảm tốc 1 cấp u h = 2 ÷ 4

Tỉ số truyền toàn bộ u t của hệ thống được tính theo công thức: u t = u 1 u 2 u 3 u t = u d u h = 2,24.3= 6,72 Trong đó :

+ u là tỉ số truyền của truyền động đai (chọn d u d =2,24)

+ u là tỉ số truyền bánh răng côn hộp giảm tốc 1cấp (chọn h u h =3)

 Chọn số truyền chung sơ bộ

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( n ) là:sb nsb= nlv.ut

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db 00 vòng/phút

V i điềều ki n ch n đ ng c là : ớ ệ ọ ộ ơ dc ct db sb mm k dn

Dựa vào bảng P 1.3 (trang 237[1]) các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với

P ct =3,995 (kw) và n db 00 (vòng/phút) ta chọn được :

Vận tốc Đường kính trục

Chọn phân phối tỷ số truyền

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (3.23) [1] ta có: ut dc lv n n 1420

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc (u ) tính theo công thức :h u =h t d u u 8,875 2,24 = 4

-Với hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn: u HGT = u = 4 h

1.2.1.Tính toán thông số trên các trục

1.2.1.1 Tính toán công suất trên các trục

I II I ol br ol br

II lv lv II ol k ol k

1.2.1.2 Số vòng quay các trục n n dc 1420(vòng/phút)

1.2.1.3.Tính mômen xoắn T ở các trục

 n do đó ta tính được:

Trục động cơ Trục I Trục II Trục làm việc

Thiết kế bộ truyền trong

Bộ truyền trong hộp giảm tốc là bộ truyền bánh răng côn, răng thẳng.

Bộ truyền bánh răng kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt, do đó dạng hỏng chủ yếu gặp phải là tróc rỗ bề mặt răng Vì vậy, việc tính toán thiết kế cần được thực hiện dựa trên ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn để đảm bảo hiệu suất và độ bền của bộ truyền.

2.1.1 Chọn vật liệu : Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp chịu công suất nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng ăn mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.

- Theo bảng 6.1 trang 92 [1] , ta chọn :

Giới hạn chảy σ ch Đô ~ cứng

Bánh bị Thép Tôi cải 750MPa 450MPa 235 HB đô ~ng 45 thiê ~n

* Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [H F]:

Chọn sơ bộ: ZR.Z Kv xH = 1 và YR.Y KS xF = 1.

- Trong đó :  0 H lim là ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kì cơ sở

 0 F lim là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở Theo bảng 6.2 (trang 94[1]) với thép 45, tôi cải thiện :

• H lim ¿ ° = 2 HB+ 70 σ ¿ và F lim ¿ ° = 1,8 HB σ ¿

- Bánh chủ động : σ H lim 1 ° = 2 HB 1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa σ F lim 1 ° =1,8 HB 1 =1,8.250E0 MPa

- Bánh bị động : σ H lim 2 ° = 2 HB 2 + 70 = 2.235 70 + = 540 Mpa σ F lim 2 ° = 1,8 HB 2 = 1,8.235 = 423 MPa

• S H =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

• S F = 1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn.

• KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

(KFC = 1 đặt tải một phía , bộ truyền quay 1 chiều )

• KHL, K : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ FL tải trọng của bộ truyền.

- mH , m bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.F

- NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

 Số chu kỳ làm việc cơ sở :

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

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

 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

NHE = N = 60c.n.tFE  c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. n: số vòng quay trong 1 phút. t: tổng số giờ làm việc của bánh răng: 15000 h

 Ta thấy : { N N N N HE HE FE1 FE2 1 2 > > > > N N N N HO1 HO2 FO1 FO2 nên ta chọn N HE = N HO để tính toán.

Suy ra : K HL 1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 = 1

2.1.3.Tính toán các thông số bánh răng:

2.1.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng chủ động : de1 = K d

+ K = 0,5K – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền R d động bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd0MPa 1/3

+ K – Hệ số chiều rộng vành răng be

Hệ số K phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng dọc theo chiều dài vành răng của bánh răng côn Theo sơ đồ I, trục bánh răng được lắp trên ổ đũa với điều kiện HB không vượt quá 350.

T1 = 56637,22 Nmm - momen xoắn trên trục chủ động.

[H] = 490,9 Mpa - ứng suất tiếp xúc cho phép.

2.1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp Điều kiện d > 70,75 : chọn d = 80 mme1 e1

Ta xác định các thông số ăn khớp:

-Số răng bánh nhỏ : Z = 1,6.Z = 1,6.17 = 27,2 Chọn Z ( răng1 1p 1

Với bánh răng côn răng thẳng:

Góc mặt côn chia : = arctg1

Zvn1 = 28 cos 14,04 ° = 28,86> 17: thoả mãn điều kiện tránh cắt lẹm chân răng.-Đường kính vòng chia trung bình bánh nhỏ : dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25) 70,75= 62 (mm)

- Mô đun trung bình : mtm = dm1/Z1 = 62/28= 2,2143 -Xác định mô đun : mte = m /(1 – 0,5.K ) = 2,2143/(1 – 0,5.0,25) =2,531tm be

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m = 3te

Tính lại m : tm mtm = m (1 – 0,5.K ) = 3.(1 – 0,5.0,25) = 2,625te be dm1 = Z1.mtm = 28.2,2143 = 62 (mm) -Số răng bánh lớn :

Tính lại u 2/28=4 sai lệch 0,48% chấp nhận được h

Z Z = 0,5.3 √ 28 2 + 112 2 = 173,17 (mm) -Đường kính vòng chia trung bình bánh lớn : d = Zm2 2.mtm = 112.3= 336(mm) -Góc côn chia : δ 1 =arctg Z 1

2.1.3.3 Kiểm lại răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện:

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp

Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

: hệ số trùng khớp ngang.

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

Tra bảng 6.12: x = x + x = 0 và = 0 ta đượct 1 2 β ZH = 1,76.

KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1]: K = 1,13H

KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, K = 1 (do bánh răng côn thẳng)H

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

 dm1 = 73,5 (mm) đường kính trung bình bánh côn nhỏ.

 H = 0,006 tra ở bảng 6.15[1] go = 47 tra ở bảng 6.16[1]

 H< Hmax = 240 b = K R = 0,25.173,17 = 43,3(mm) chiều rộng vành răng.be e

 thoả mãn độ bền tiếp xúc

2.1.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện:

-mtm = 2,625 môđun pháp trung bình.

-b = 38,22(mm) chiều rộng vành răng.

-dm1 = 73,5 (mm) đường kính trung bình của bánh chủ động.

-Y = 1/ = 1/1,73 = 0,578 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

-Y =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng (răng thẳng )

-YF1, Y hệ số dạng răng F2

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn.

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vành răng. Tra bảng 6.21: K = F 1,25

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp K =1 (côn răng thẳng)F

KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

KL: Hai bánh răng thoả mãn về độ bền uốn

2.1.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải tra bảng 1.3 động cơ

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

KL: Bộ truyền bánh răng thoả mãn điều kiện về quá tải.

2.1.3.6 Xác định các kích thước hình học

Thông số Kí hiệu Công thức

Chiều dài côn ngoài Re

Re = 0,5.mte Z 1 2 Z 2 2 = 152,88 Chiều rộng vành răng b b = K Re = 38,22be

Chiều dài côn trung bình Rm Rm = Re – 0,5.b 3,77 Đường kính chia ngoài de de1 = mte.Z1 = 84 d = me2 te.Z2 = 294 Góc côn chia  1 = arctg (Z1/Z2) = 15,940

2 = 90 - 0 1 = 74,05 0 Chiều cao răng ngoài he he = 2.hte.mte + c = 6,6

Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (h + xte n1.cos ).mm te= 3,99

Với x = x = 0,33n1 1 hae2 = 2.hte.mte - h = 2,01ae1

Chiều cao chân răng ngoài được tính như sau: hfe hfe1 = h – h = 2,61e ae1 và hfe2 = h – h = 4,59e ae2 Đường kính đỉnh răng ngoài được xác định với công thức dae dae1 = d + 2.he1 ae1.cos1 = 91,679 và dae2 = d + 2.he2 ae2.cos2 = 294,89 Đường kính trung bình được tính theo công thức dm dm1 = (1 - 0,5.b/Re).d = 73,5e1 và dm2 = (1 - 0,5.b/Re).d = 224e2.

Mođun vòng trung bình mtm mtm = mte.R /Rem

= 2,625 Mođun pháp trung bình mnm mnm = (mte.R /Re).cosm m

Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục , ổ lăn

2.2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai dẹt )

Dữ liệu đầu vào: P = 4 kW; u = 2,24 ; n = 1420 vg/ph ; đai dẹt1 đ 1

Khi chọn vật liệu đai, vải cao su là lựa chọn lý tưởng nhờ vào độ bền cao và khả năng đàn hồi tốt với hệ số đàn hồi E nhỏ Vải cao su ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi nhiệt độ và độ ẩm, tuy nhiên cần tránh để dầu tiếp xúc với đai vải cao su vì có thể gây hư hỏng cho vật liệu này.

2.2.1.2 Tính đường kính bánh đai nhỏ d 1 d1 = (5,26,4) 3 T 1 = (5,26,4) 3 56637,22 = 199,7245,8 Chọn d = 2001

2.2.1.4 Đường kính bánh đai lớn

Chọn hệ số trượt tương đối  = 0,02 Đường kính bánh đai lớn : d = d2 1.ud.(1 ) 200.2,24.(1 0,02) 439(   mm) Chọn theo tiêu chuẩn : d = 450(mm)2

Tỷ số truyền bộ truyền đai : u = d

Sai lệch so với giá trị chọn trước là 2,4% (chấp nhận)

2.2.1.5 Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện

(mm) Chọn theo tiêu chuẩn l = 4000 (mm)

Số vòng chạy của đai :

< imax = 5 Tính lại khoảng cách trục theo l = 4000 (mm) : a = 1484,23 (mm)

2.2.1.7 Góc ôm đai  1 trên bánh răng nhỏ :

2.2.1 8 Chọn trước chiều dày tiêu chuẩn

Ca – hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai

Cv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

Co – hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương pháp căng đai

Co = 1 do bộ truyền nằm ngang (tra bảng 4.12[1])

2.2.1.10 Ứng suất có ích cho phép [ ] F :

Chọn theo tiêu chuẩn b = 25 mm  B32mm

2 × 25 × 3 +2100 × 16,72 2 × 10 + -6 225 3 ×100 = 4,55 MPa σ = 4,55 max ≤ [σ] với [σ] = 10 MPa đối với đai dẹtk k

  giờ (đai dẹt nên m = 5 , đai vải cao su có lớp đệm σ = 6)r

Tuổi thọ yêu cầu L = 10000 giờ Do đó, trong quá trình sử dụng, ta phải thay dâyh đai khoảng 5 lần.

 Bảng kết quả tính bộ truyền đai

Tên các đại lượng Kí hiệu Đơn vị đo Kết quả Ghi chú Đường kính bánh đai lớn d2 mm 400 Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm 200

Chiều rộng vành đai b mm 25

Chiều rộng bánh đai B mm 32

Chiêu dài dây đai l mm 3832,18 Thêm 100 -

Lực tác dụng lên trục đai

Góc ôm đai bánh nhỏ ∝ 1 Độ 170,4 O

Dữ liệu đầu vào: T = 1 56637,22 (Nmm) ; T = 189198,11 (Nmm)2

- Sử dụng thép C45, tôi cải thiện, có HB = 192…240, = 750 Mpa, = 450 Mpa b b

( Ứng suất xoắn cho phép [ ] = 10 30 Mpa ) bảng 6.1[1]

Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [ Mpa , []1 ]2 = 30 Mpa

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

Để chọn tiêu chuẩn cho các chi tiết trong hộp giảm tốc, cần xác định chiều rộng ổ lăn b dựa trên đường kính d1 và d2 Số thứ tự của trục k và chi tiết lắp trên trục đó (i) cũng như khoảng cách từ gối đỡ đến tiết diện thứ i là những yếu tố quan trọng Chiều dài may-ơ của chi tiết quay thứ i và chiều rộng vành răng thứ i trên trục k cần được tính toán cẩn thận Khoảng công xôn từ chi tiết thứ i đến gối đỡ cũng cần được xác định chính xác để đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống.

+Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k (mm)1

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k (mm)2

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k (mm)3

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : h (mm)n

+ Chiều dài moay ơ bánh đai : lm12 = ( 1,2…1,5)d = (30…37,5) (mm) 1  Chọn lm12 = 35 (mm)

+ Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ nhất trên trục I : l = ( 1,2…1,4).d = (30…35) (mm) m13 1  Chọn lm13 = 30 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 1 trên trục I: l11=(2,5…3).d =(2,5…3).25=(62,5…75) (mm) 1

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 trên trục I :

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 trên trục I :

+ Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ hai trên trục II : lm22 = ( 1,2…1,4)d = (1,2…1,4).35 = (42…49) (mm)2

 Chọn lm22 = 48 (mm) + Chiều dài may ơ nửa khớp nối : lk=(1,4…2,5).d =(1,4…2,5).35=(49…87,5)(mm)2

2.2.2.2.3.Tải trọng tác dụng lên trục

-Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng :

- Lực tác dụng từ bộ truyền đai (tính được ở phần tính đai)

 Vẽ biểu đồ momen uốn +Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng momen:

+Phương trình cân bằng lực theo trục y:

RBY+RCY -Fd-Fr1=0 =>R V6,54-448,2-539,3 c5,34 (N)CY

+Trong mặt phẳng nằm ngang zx, phương trình cân bằng momen:

(N) +Phươg trình cân bằng lực theo trục x:

+Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức

 Tại tiết diện mặt cắt A:

 Tại tiết diện mặt cắt B:

 Tại tiết diện mặt cắt C:

 Tại tiết diện mặt cắt D:

Để nâng cao khả năng công nghệ trong chế tạo trục và đồng bộ khi chọn ổ lăn, kích thước ngõng trục tại B và C cần phải được chọn giống nhau, cụ thể là dB = dC = 30 mm.

-Do để giữ các ổ lăn cố định trong khi hoạt động nên chọn đường kính đoạn BC bằng 35 mm Đường kính trục tại A và D là: dA=dD% mm

- Kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt đối với then bằng :

- Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức : t 1

Trong đó [  d ] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong bảng 9.5 (trang 195[1]) và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và [ ]  c = 40~60 MPa là ứng suất cắt cho phép.

Bảng kiểm nghiệm then : Đường kính d(mm)

Chiều dài làm việc của then lt (mm)

-Kiểm nghiệm then theo hệ số an toàn :mm

Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện `0 Mpab

Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K  , K τ

Hệ số tăng bền bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.4 tài liệu [3] ứng với trường hợp phun bi.

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :   = 0.1 và   = 0.05Bảng số liệu :

Thông số Đường kính(mm)

+ khi trụ đặc: W=0.1×d 3 ;W =0.2×d0 3 khi trục đặc khi trục có một then:

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

Trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5; khi [s] = 2,5 ÷3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng. Đường kính d

Trục I 25 D 0,91 0,89 35,09 11,79 6,45 4,47 3,67 trong đó: εσ , ε là hệ số kích thước tra trong bảng 10.10 (T198[1]) :τ σa , τ là biên độ của ứng suất tính theo:a max

  M sσ , s là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:τ

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy các đoạn trục đều đạt yêu cầu về hệ số an toàn theo tiêu chuẩn độ bền mỏi, đồng thời cũng đảm bảo độ cứng cần thiết.

-Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng :

-Vẽ biểu đồ mômen uốn:

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng momen:

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

Trong mặt phẳng nằm ngang zx, phương trình cân bằng momen:

Phương trình cân bằng lực theo trục x:

RBX DX kn + Ft2 - R - F =0 => RBX = 878,71 +900,75 -1287 = 572,34

 Theo biểu đồ mômen ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

Theo tiêu chuẩn, để phù hợp với kết cấu ta chọn d @ mmC

Momen uốn : MB=MBY= F 900×75C929,6 N.mmkn

Theo tiêu chuẩn, để phù hợp với kết cấu ta chọn dD=dB5 mm Đường kính trục tại A là d 2mm ; dA C@

-Kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt đối với then bằng : t 1

  d   trong đó [ ] d = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong bảng 9.5 [3] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và [ ] c = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép

Bảng kiểm nghiệm then : Đường kính d(mm)

Then (mm) Chiều dài then l (mm)

Chiều dài làm việc của then lt (mm)

 Kiểm nghiệm then theo hệ số an toàn:

Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện: = 600 Mpab

Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:K  , K

Hệ số tăng bền bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.4 tài liệu [3] ứng với trường hợp phun bi.

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

Thông số Đường kính(mm)

Trong đó : W=0.1×d 3 ;W0=0.2×d 3 khi trục đặc

    khi trục có một then

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s : Đường kính d

(trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5; khi [s] = 2,5 ÷ 3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) trong đó: m 0

  ;  m  a εσ , ε là hệ số kích thước tra trong bảng 10.10-T198[1]τ σa , τ là biên độ của ứng suất tính theo:a max max

    sσ , s là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:τ

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là : 2 2 s s s s s

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy rằng các đoạn trục đều đáp ứng tiêu chuẩn về hệ số an toàn kiểm nghiệm trục liên quan đến độ bền mỏi, đồng thời đảm bảo tính bền cứng của trục.

-Dùng nối trục đàn hồi ở trục 2

-Tra bảng [16.1], ta lấy : với loại máy công tác là thùng trộn, ta có:

Nối trục đàn hồi được trang bị bộ phận đàn hồi, giúp giảm thiểu va đập và chấn động, đồng thời ngăn ngừa hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và điều chỉnh độ lệch trục Với giá trị mô men xoắn T = 189198 (Nmm) tương đương 189,198 (Nm), sản phẩm này mang lại hiệu suất cao trong việc duy trì ổn định cho hệ thống.

-Tra bảng phụ lục P1.7[1] với động cơ 4A100L4Y3 ta có : d = 28 mmđc Đường kính trục cần tính: d = d ( mmt đc

-Tra bảng B16.10([2]-T68) chọn nối trục có các thông số chính sau :

Thông số Kí hiệu Giá trị

Số chốt z 6 chốt Đường kính vòng tròn qua tâm chốt Do 105 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 32 mm

Chiều dài ống cao su lo 46 mm Đường kính của chốt đàn hồi dc 17 mm Ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su

 d 2÷4 MPa Ứng suất uốn tính toán của chốt Ứng suất uốn cho phép của chốt

-Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: cf t kn cf t kn

Vậy : Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi thỏa mãn.

1.Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng cao su

2.Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt

   Vậy điều kiện bền uốn của chốt thỏa mãn

2.2.3.1 Trục I Đường kính ngõng trục là d = 25 mm Tiến hành chọn ổ đũa côn

Số vòng quay n c4 vg/ph, tuổi thọ L = 10000 giờ, α = 15,94h o

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ C :

Tải trọng dọc trục : F =F 4 Na r2

-Theo bảng 11.4-T216[1], hệ số tải trọng dọc trục e =1 5×tg α = 1 5×tg15,94o = 0.374 Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên-

Vì S2 0,04 a+ 10 > 12 mm d 1 = 16 mm

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d 3 d 3 = ( 0,8 0,9 ÷ ) d 2 d 3 = 10 mm

Vít ghép nắp của thăm d 5 =( 0,5 ÷ 0,6 )d 2 d 5 = 6 mm

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày mặt bích thân: S 3

Chiều dày mặt bích S 4 =( 0,9 ÷ 1 ) S 3 S 4 = 15 mm nắp: S 4

Kích thước gối trục Đường kình ngoài và tâm lỗ vít

Trục I: DU mm Tra bảng 18-2 trang 88

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

Trục I C = 45 mm Trục II C = 57,5 mm Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k k> 1,2 d 2 k = 16 mm

Chiều dày khi không có phản hồi:

Chiều dày khi có phần lồi:

D d xác định theo đường kính dao khoét

Bề rộng mặt đế hộp: K 1 ; q

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành hộp

Giữa bánh răng và đáy hộp

∆ 1 ≥ ( 3 ÷ 5 ) δ (phụ thuộc loại hộp giảm tốc)

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z

L, B – Chiều dài và chiều rộng của hộp

Chiều cao mức dầu bôi

Từ đáy hộp đến vị trí mức dầu cao nhất h max =1/ 6 d a 1 + Δ 1 h max p mm trơn Từ đáy hộp đến vị trí mức dầu thấp nhất h min =Δ 1 + 1 / 6 b h min = 54 mm

Với a là khoảng cách tâm :

 Hình 3D của thân dưới và thân trên hộp giảm tốc :

Thân hộp giảm tốc Nắp hộp giảm tốc

Thông số đầu vào: σ = 478MPa H Độ rắn bề mặt 250HB ≈ 260HV

Dựa vào công thức 13.6 [3] ta có:

Theo đồ thị hình 13.9 [3] ta chọn ν = 60 10 m /s 50 -6 2

Theo bảng 13.1 [3] ta chọn dầu bôi trơn ISO GV 68.

Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Mức dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) bề rộng răng B (B = 55,8) của bánh răng Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất

Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/6 đường bánh răng

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

Do đó, hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

Chốt định vị giúp xác định chính xác vị trí của nắp và thân hộp giảm tốc trước và sau khi gia công, cũng như trong quá trình lắp ghép Nhờ vào hai chốt này, việc xiết bulông diễn ra thuận lợi mà không làm bulông trượt ra ngoài ổ.

Chọn chốt định vị hình côn d = 8mm, chiều dài l = 36

Tra bảng 18.4b[3] ta có bảng số liệu sau: Đường kính

Mép vát Chiều dài chốt định vị (l)

Dầu bôi trơn trong hộp sau một thời gian sử dụng có thể bị ô nhiễm bởi bụi bẩn, hạt mài hoặc bị biến chất Do đó, việc tháo dầu cuối là cần thiết để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu của thiết bị.

Tên chi tiết: nút thông hơi

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao trong quá trình làm việc, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.6[2]-93 ta được

Tên chi tiết: Bu lông vòng

 Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng hoặc vòng móc

Tra bảng B18.3b[2]-89 với R e 6,7 mm ta được trọng lượng hộp Q= 60 Kg

 Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3a[2]-89 ta được:

Vòng chắn dầu có nhiệm vụ không cho dầu bôi trơn bộ truyền bánh răng tiếp xúc với mỡ bôi trơn ổ đũa côn

Vòng phớt có tác dụng lót kín ổ, bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ

Nhược điểm của vòng phớt là nhanh mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao

Theo bảng 15.17 [3] ta chọn vòng phớt với các thông số hình học sau:

Tên chi tiết: cửa thăm

Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết khi lắp ghép, cũng như để chứa dầu Hộp được thiết kế với cửa thăm ở trên đỉnh, được đậy bằng nắp có nút thông hơi.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.5[2]-92 ta được

Hộp giảm tốc được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh, giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép Ngoài ra, nắp hộp còn được trang bị nút thoáng hơi để hỗ trợ việc đổ dầu vào bên trong.

Tên chi tiết: que thăm dầu.

Que thăm dầu có chức năng kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để đảm bảo việc kiểm tra dễ dàng và chính xác, đặc biệt trong điều kiện máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị vỏ bọc bên ngoài để tránh sóng dầu.

 Chọn phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc.

Có hai phương pháp bôi trơn chính dựa trên cách dẫn dầu đến các chi tiết máy, bao gồm bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Trong trường hợp này, do tốc độ của các bánh răng trong hộp giảm tốc chỉ đạt 3,79 m/s, thấp hơn 12 m/s, nên phương pháp bôi trơn thích hợp cho bánh răng trong hộp là ngâm dầu.

Với vận tốc vòng của bánh răng côn v= 3,79 ( m/ s ) tra bảng 18.11[2]-100, ta được độ nhớt để bôi trơn là:

Theo bảng 18.13[2]-101 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 kỹ thuật giúp giảm mài mòn và ma sát, bảo vệ các chi tiết kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp, từ đó bảo vệ bề mặt và giảm tiếng ồn hiệu quả.

Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ được ưa chuộng hơn vì nó giữ được lâu hơn trong ổ và bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm.

Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng

15.15a[2]-45 ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm 2 /3 khoảng trống trong ổ.

2.3.4.1.Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn

 Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản.

Để đảm bảo các vòng không bị trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình làm việc, cần lựa chọn kiểu lắp trung gian Kiểu lắp này sử dụng các vòng không quay và có độ dôi với các vòng quay.

 Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Tra bảng 20-13, 20-13[2]-132 ta chọn được:

+Kiểu lắp ổ đũa lên trục là: k6 + Kiểu lắp ổ đũa lên vỏ là: H7

2.3.4.2.Lắp bánh răng lên trục:

Để truyền momen xoắn giữa trục và bánh răng, việc sử dụng then bằng là phương pháp phổ biến Tuy nhiên, mối ghép then thường không lắp khít do rãnh then trên trục có thể bị phay không chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần thực hiện cạo then theo rãnh then để đảm bảo lắp đặt chính xác.

 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt:

Mối ghép có đặc tính cao trong khả năng định tâm, giúp hạn chế hiện tượng quay và di trượt của các chi tiết trên trục Điều này làm cho mối ghép trở thành lựa chọn lý tưởng cho việc lắp bánh răng lên trục.

2.3.4.3.Dung sai mối ghép then

 Tra bảng B20.6[2]-125 với tiết diện then trên các trục ta được

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:

{ Tr c Tr c ụ ụ II I : : b ×h= b ×h= 8 10× × 7 8 ch n ch n ọ ọ : Js :Js 9 9 ( ± ( ± 0,018 0,018 ) )

• Sai lệch chiều sâu rãnh then:

Trên trục t1 Trên bạc t2 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn

2.3.4.4.Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Dung sai lỗ Dung sai trục Trục I Trục và vòng trong ổ ϕ

Trục và vòng chắn dầu 25 ϕ

25 +0,020 +0,053 25 ϕ +0,002 +0,015 Đoạn trục lắp bánh đai

Vỏ và vòng ngoài ổ lăn 62 7 H 62 ϕ 0 +0,030

Trục II Trục và vòng chắn dầu 35 ϕ

62 0 +0,030 62 ϕ −0,290 −0,100 Đoạn trục lắp khớp nối ϕ 32 k6 32 ϕ +0,002 +0,018

CHƯƠNG 3 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Sau khi nhận nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động băng tải, tôi đã nỗ lực thực hiện và hiện tại đã hoàn thành công việc được giao.

Khi nhận đề tài, tôi đã tiến hành khảo sát thực tế và tìm kiếm tài liệu tham khảo, từ đó áp dụng kiến thức học được và lắng nghe ý kiến hướng dẫn từ giáo viên để hoàn thành đồ án.