(TIỂU LUẬN) báo cáo đồ án cơ sở THIẾT kế máy THIẾT kế TRẠM dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Đặc điểm của hộp giảm tốc

Trong các hệ thống dẫn động cơ khí thường sử dụng các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít dưới dạng một tổ hợp biệt lập, đó được gọi là hộp giảm tốc, hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng momen xoắn, tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra hộp giảm tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp, tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra hộp giảm tốc bánh răng trụ, hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn - trụ

Với đầu đề ta biết được đó là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, đây là hộp giảm tốc đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng Vì vậy trục phải thiết kế đủ cứng, vì kết cấu đơn giản nên loại sơ đồ này được sử dụng phổ biến trong công nghiệp.

Hình 1.1: Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp khai triển

Chọn công suất cần thiết của động cơ

Theo công thức 2.16 [2] ta có:

= 1787500 (Nmm) = 1787,5 (Nm) Moment đẳng trị trên băng tải

Theo đồ thị đặc tính tải trọng ta có:

Theo công thức 2-3 [1] ta có:

M đt = 1724,9607 (Nm) Công suất đẳng trị trên băng tải tính theo công thức 2-4 [1] :

Công suất cần thiết của động cơ:

Với , , , tra bảng 2-1 [1] ta được: đ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai thang. br = 0,96 Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ được che kín. ol = 0,995 Hiệu suất của một cặp ổ lăn. nt = 1 Hiệu suất của nối trục.

Ta suy ra công suất cần thiết của động cơ:

Chọn số vòng quay sơ bộ

Theo công thức 2.18 [1] ta có:

= 4 tỷ số truyền đai thang

= 11 tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp

Chọn động cơ điện

Ta cần chọn động cơ làm việc ở chế độ dài hạn và động cơ phải có công suất lớn hơn công suất cần thiết: N đm ≥ N ct = 6,8652 (kW).

Theo bảng P1.2 [2] trang 234 ta chọn động cơ có số hiệu Dk.62 - 4 có các thông số như sau:

Bảng 1.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện

Công Vận tốc Moment vô Khối

Kiểu động lượng suất (vòng/phút cosϕ T K /T đn T max /T đn lăng của rôto cơ động

(kW) ) GD 2 , kgm 2 cơ (kg)

Phân phối tỷ số truyền

Dựa vào số vòng quay của động cơ điện đã chọn, ta tính tỉ số truyền như sau, theo trang 30 [1] ta có:

Mà = Trong đó ta tra bảng 2.4 [2] được: cơ i đ = 4

- i n : tỷ số truyền cấp nhanh; i c là tỷ số truyền cấp chậm.

- i h = i n i c : tỷ số truyền của các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc.

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển (đề 1.0.3), để các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm đều được÷ngâm trong dầu gần như nhau, nên chọn i n > i c Có thể chọn theo hệ thức sau i n = (1,2 1,3)i c theo công thức 2.16 [6] Theo bảng3.1 [4] trị số truyền tiêu chuẩn của bánh răng trụ theo dãy 1 có thể chọn i c = 3,15 và theo dãy 2 có thể chọn i n = 3,55.

Tính công suất trên các trục

Công suất cần thiết trên trục của động cơ trang 48 [2]:

Trục động cơ: N đc = N ct = 6,9339 (kW)

Tốc độ quay trên các trục

Tốc độ quay trên trục tính theo các công thức trang 49 [2]:

Trục động cơ: = 1440 (vòng/phút)

SVTH: Dương Tuấn Khải Trang – 4

Nguyễn Quốc Đạt cơ 1.8 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục được tính theo các công thức trang 49 [2]

Momen xoắn trên trục động cơ:

= 9,55.10 6 = 9,55.10 6 = 45355,3048 (Nmm) Momen xoắn trên trục I:

= 9,55.10 6 = 9,55.10 6 = 171489,2192 (Nmm) Momen xoắn trên trục II:

= 9,55.10 6 = 9,55.10 6 = 581516,1223 (Nmm) Momen xoắn trên trục III:

= 9,55.10 6 = 9,55.10 6 = 1751089,546 (Nmm) Momen xoắn trên trục tang:

Bảng 1.2: Tổng hợp lại các thông số

Trục Động cơ I II III

CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Ta chọn đai thang vì nó tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ vào tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai, dựa vào điều kiện số vòng quay của bánh đai nhỏ (động cơ điện) và công suất cần truyền ta chọn được loại đai phù hợp là đai thang thường loại B.

Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền

Sau khi chọn được loại đai dựa theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền thì tính các thông số phù hợp với loại đai đã chọn.

Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B

STT Thông số đai Đai loại B

1 Diện tích tiết diện: A (mm 2 )

2 Đường kính bánh đai nhỏ

Theo tiêu chuẩn bảng 5.13 vài bảng 5.14 [4]

Kiểm nghiệm vận tốc của đai Theo công thức 5.39 [4]

Tính đường kính bánh bị dẫn Theo công thức 5.25 [4]

= = 784 mm quy tròn theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [2]

Kiểm nghiệm số vòng quay trục bị dẫn Theo công thức 5.27 [4]

138 (mm 2 ) d 1 = 200 (mm) v < v max thỏa điều kiện d 2 = 800 (mm) n 2 thỏa

Sơ bộ khoảng cách trục

Theo bảng 5.14 [4] với i đai = 4 ta có a = 0,95.d 2 = 0,95.800 = 760 mm Điều kiện: 0,55(d 1 +d 2 ) + h 2(d 1 +d 2 ).

= 3419,7437 (mm) Quy tròn theo tiêu chuẩn bảng 5.11 [4]

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai Theo công thức 5.41 [4] i = i max = 10 (vòng/s) i = = 4,3068 (vòng/s)

Xác định chính xác khoảng cách trục a Theo công thức 5.2 [4]

Xác định số đai cần thiết

Công suất trên bánh dẫn N (kW)

Diện tích tiết diện đai A (mm 2 )

Công suất có ích cho phép [P 0 ]

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Theo công thức 5.44 [4] tìm

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng C r

Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai C z (kiểm nghiệm có thỏa hay không)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai Theo công thức 5.45 [4]

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Các Theo công thức 5.46 [4] kích B = (z 1)t + 2S thước [1] để tìm (t , S, h o ) chủ Tra bảng 10- 3 − yếu Xác định các đường kính ngoài

Theo công thức 5.47 [4] của d n1 = d 1 + 2h o bánh d n2 = d 2 + 2h o đai Lực căng ban đầu

Lực tác dụng lên trục

Bảng 2.2: Bảng tổng hợp thông số đai B

Các thông số cơ bản của bộ truyền Đai thang loại B Đường kính bánh dẫn d 1 200(mm) Đường kính bánh bị dẫn d 2 800(mm) Đường kính ngoài d n1 210(mm) Đường kính ngoài d n2 810(mm)

Chiều rộng bánh đai B 65 (mm)

Lực tác dụng lên trục F 1270,3510 (N)

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.1.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Vì đây là bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên chọn độ rắn bề mặt của răng

HB < 350, để có thể chạy mòn tốt ta lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn 20 ÷ 50HB Chọn loại phôi là phôi dập để dễ gia công.

Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 tài liệu [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn

Bảng 3.1: Thông số vật liệu của bánh răng dựa trên phôi dập Đường kính Giới hạn Giới hạn

Bánh răng Loại Thép bền kéo σ bkbk chảy σ bkch Độ rắn HB phôi (mm) (N/mm 2 ) (N/mm 2 )

3.1.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép

3.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

- : là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài theo bảng 3-9 [1].

- k’ N : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức 3-2 [1]. k’ N Với:

- N o : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc bảng 3-9 [1].

- N tđ : số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi.

- M i , n i , T i : lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.

- M max : là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không tính đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).

- u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.

Nếu N tđ N o thì lấy k’ N = 1 Bánh răng nhỏ

= 2,6.HB = 2,6.230 = 598 ( N/mm 2 ) Bánh răng lớn

3.1.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nên theo công thức 3-6 [1] ta có:

- : là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với = (0,4 0,45)

- : giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được

= 620 (N/mm 2 ) đối với bánh nhỏ và = 560 (N/mm≈ 2 ) đối với bánh lớn.

- n: là hệ số an toàn đối với thép cán thường hóa n 1,5.

- hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được =1,8.

K ’’ N - N O : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o ≈ 5.10 6

- N td : số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và N td = 60.u.

- m: là bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hóa Bánh răng nhỏ:

Vì N o = 5.10 6 nên N tđ > N o suy ra = 1

3.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng

Có thể chọn sơ bộ K = (1,3 1,5) Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, ta chọn K = 1,3.

3.1.4 Xác định khoảng cách trục A

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng, đối với bánh răng trụ có thể định =

Bộ truyền chịu tải trung bình = 0,3 0,45, ta lấy = 0,3

Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A.

Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức 3-10 [1]

A ( i 1 ) Với ứng suất tiếp xúc cho phép:

= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 ( N/mm 2 ) lấy của bánh lớn, của bánh lớn nhỏ hơn của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = = = 3,55

N = 6,5543 (kW) công suất bánh dẫn.

1,15 1,35 là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc, lấy = 1,35.

Với tất cả thông số trên ta tính được:

3.1.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh

Vận tốc vòng của bánh răng trụ : v = = = 1,5541 (m/s)

Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng nghiêng với v 1,5541 (m/s) < 5 (m/s)

Ta chọn được cấp chính xác là 9.

3.1.6 Tính chính xác hệ số tải trọng K và chọn chính xác khoảng cách trục A

- K tt : là hệ số tập trung tải trọng.

= 0,3 = 0,6825 Với ổ không trục đối xứng, trục ít cứng, ta lấy K tt bảng = 1,19 vậy K tt = = 1,095

- K đ : là hệ số tải trọng động, giả sử b tra bảng 3-14 [1].

Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng < 350 HB Vận tốc vòng v< 3 m/s

Vì chênh lệnh dưới 5% nên không cần chỉnh lại trị số khoảng cách trục A.

Ta vẫn chọn chính xác A = 185 (mm)

3.1.7 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng

Modun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01 0,02).A = (0,01 0,02).185 = (1,85 3,7) (mm)Lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [1] ta có được: m n = 2,5 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng = 10 o , = 0,985

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)

Z 2 = i.Z 1 = 3,55.32 = 113,6 lấy Z 2 = 113 (răng) Tính chính xác góc nghiêng β theo công thức 3-28 [1]

Suy ra Chiều rộng bánh răng b = A = 0.3.185 = 55,5 (mm)

Ta lấy b 2 = 56 (mm) (chiều rộng bánh răng lớn)

Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b 1 = 61 (mm) lớn hơn b 2 5 (mm).

Kiểm tra điều kiện: b > = = 31,3491 (mm) (thỏa điều kiện)

3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo công thức 3-34 [1]:

- : là ứng suất uốn sinh ra tại chân răng (N/mm 2 ).

- y: là hệ số dạng răng được chọn theo số răng tương đương Z tđ của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1]. Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Z tđ - θ ' bk' : là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thường (1,4 1,6) lấy = 1,5.

= 51,8599 (N/mm 2 ) 91,8519 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Bánh răng lớn

⇔ 45,7410 (N/mm 2 ) 82,9622 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, v.v…) với hệ số quá tải = 2,3.

3.1.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]:

- : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc tính theo công thức 3-14 [1]:

= = 489,9991 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:

= 2,5 = 2,5.598 = 1495 (N/mm 2 ) Đối với bánh răng lớn:

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Đối bánh răng nhỏ:

Suy ra: 489,9991.√2,3=¿ 743 (N/mm 2 ) 1495 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn:

Suy ra: 489,9991.√2,3=¿ 743 (N/mm 2 ) 1300 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3-42 [1]:

- : ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Ứng suất uốn: Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-34 [1]

Nguyễn Quốc Đạt Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]:

= = 51,8599 = 45,7410 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:

= 0,8 = 0,8.230 = 256 (N/mm 2 ) Đối với bánh răng lớn:

= 0,8 = 0,8.280 = 224 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn : Đối với bánh răng nhỏ:

= K qt Suy ra: 51,8599.2,3 = 119,2778 (N/mm 2 ) 256 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn:

= K qt Suy ra: 45,7410.2,3 = 105,2043 (N/mm 2 ) 224 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần

M x = M trục dẫn = 171489,2192 (Nmm) d 1 = d c 1 = = = 81,6535 (mm) Lực hướng tâm P r :

3.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Bảng 3.2: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh

Tên Thông Số Giá Trị

Modun pháp Góc ăn khớp

Chiều cao răng Độ hở hướng tâm Đường kính vòng chia Đường kính vòng lăn Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng chân răng

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

HB < 350, để có thể chạy mòn tốt ta lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn 20 50HB.

Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn.

Bảng 3.3: Vật liệu bánh răng cấp chậm

Bánh Đường Giới hạn Giới hạn

Loại Thép kính phôi bền kéo σ bkbk bền chảy Độ rắn HB răng (mm) (N/mm 2 ) σ bk ch (N/mm 2 )

= 2,6.HB = 2,6.230 = 598 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn

- là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với = (0,4 ÷

- : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được =1,8.

Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo công thức 3-9 [1]

= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm 2 ) lấy của bánh lớn, của bánh lớn nhỏ hơn của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = = = 3,15

Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng thẳng với v = 0,6875 (m/s) < 3 (m/s).

= 0,4 = 0,83 Chọn ổ trục không đối xứng (so với bánh răng), loại trục ít cứng, ta lấy Ktt bảng 1,22 vậy K tt = = 1,1

3.2.7 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng

Modun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01 0,02).A = (0,01 0,02).265 = 2,65 5,3 Bánh răng thẳng m n = m lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [1] m = 4 Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)

Z 2 = i.Z 1 = 3,15 31,93 = 100,58 lấy Z 2 = 101 (răng)Chiều rộng bánh răng b = A = 0,4 265 = 106 (mm)

Ta lấy b 2 của bánh lớn = 110 (mm)

Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b 1 = 115 (mm) lớn hơn b 2 5 (mm)

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo công thức 3-

- y: là hệ số dạng răng được chọn theo số răng tương đương Z tđ của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1]. Đối với bánh răng trụ răng thẳng Z tđ = Z.

65,0859 (N/mm 2 ) 91,8519 (N/mm 2 ) (Thỏa mãn điều kiện)

Bánh răng lớn: y 2 = 0,517 theo công thức 3-40 [1]

50,4321 (N/mm 2 ) 82,9622 (N/mm 2 )(Thỏa mãn điều kiện)

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, v.v…) với hệ số quá tải = 2,3

= = 510,3695 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]:

- Đối với bánh răng nhỏ:

- Đối với bánh răng lớn:

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Suy ra: 510,3695 = 774 (N/mm 2 ) 1495 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

- : ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Ứng suất uốn:

- Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-33 [1]:

- Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]:

= = 68,0444 = 52,7245 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]:

= 0,8 = 0,8.280 = 224 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

= K qt Suy ra 68,0444.2,3 = 156,5021 (N/mm 2 ) 256 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

- Đối với bánh răng lớn: σ uqt2 = K qt

Suy ra: 52,7245.2,3 = 121,2663 (N/mm 2 ) 224 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần :

Lực vòng P tính theo công thức 3-49 [1]:

M x = M trục dẫn = 581516,1223 (Nmm) d 1 = d c 1 = m.Z 1 = 4.35 = 128 (mm) Lực hướng tâm P r tính theo công thức 3-49 [1]:

Lực dọc trục P a : Đối với bánh răng trụ thẳng thì P a = 0

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp chậm

Số bánh răng bánh nhỏ 32

Số bánh răng bánh lớn 101

Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.4 = 9 (mm) Độ hở hướng tâm c = 0,25.m = 0,25.4 = 1 (mm) Đường kính vòng chia d c 1 = m.Z 1 = 4.32 = 128 (mm) d c 2 = m.Z 2 = 4.101 = 404 (mm) Đường kính vòng lăn d 1 = d c 1 ; d 2 = d c 2 Đường kính vòng đỉnh răng D e1 = d c 1 + 2.m = 128 + 2.4 = 136 (mm)

D e2 = d c 2 + 2.m = 404 + 2.4 = 412 (mm) Đường kính vòng chân răng D i1 = d c 1 - 2m -2c = 128 - 2.4 - 2.1 = 118

3.3 Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 3.5: Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng

Thông Số Bộ truyền cấp chậm Bộ truyền cấp nhanh

Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn

Số răng Z 32 101 32 113 Đường kính vòng chia (mm) 128 404 81,6535 288,3388 Đường kính vòng đỉnh (mm) 136 412 86,6535 293,3388 Đường kính vòng chân (mm) 118 394 75,4035 282,0888

Chiều rông bánh răng b (mm) 115 110 61 56

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC, Ổ, KHỚP NỐI

4.1 Tính toán thiết kế trục

4.1.1 Chon vât liêu thiêt kê truc

Vât liêu lam truc phai co đô bên cao, co thê đươc nhiêt luyên va dê gia công. Truc thương lam băng thep cacbon hoăc thep hơp kim Đôi vơi truc lam viêc trong nhưng may moc quan trong, chiu tai lơn thi ta nên chon thep 45 hoăc thep 40X Đôi vơi truc lam viêc trong điêu kiên gôi đơ băng ô trươt quay nhanh thi ta nên chon thep

20 hoăc thep 20X Vi hôp giam tôc nay chiu tai trung binh nên ta chon loai thep 45 thường hóa co giơi han bên σ bk 600 (N/mm 2 ) và = 300 (N/mm 2 ) Phôi được chọn là loại phôi thanh cán.

4.1.2 Tinh đương kinh sơ bô cua truc

Ap dung công thưc 7-2 trang 114 [1] ta co :

- C: la hê sô tinh toan phu thuôc vao [ τ ] x Đôi vơi truc la thep 45 khi tinh truc đâu vao va truc truyên chung ta co thê lây

- N: la công suât truc (kW).

- n: la sô vong quay cua truc (vong/phut) Truc I

Sô vong n = 365 (vong/phut) d 1 C = 120 = 31,4238 (mm) Chon d 1 = 35 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B 1 = 21 mm Truc

Sô vong n = 102,8169 (vong/phut) d 2 C = 120 = 47,2100 (mm) Chon d 2 = 50 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B 2 = 27 (mm)

Sô vong n = 32,6145 (vong/phut) d C = 120 = 65,5947 (mm)

Chon d 3 = 70 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B 3 = 35 (mm). Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d 1 , d 2 , d 3 ở trên ta có thể lấy trị số d 2 = 50 (mm) để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P [1] ta có được chiều rộng của ổ B = 27 (mm), để tính sơ bộ.

4.1.3 Tính gần đúng Để tính các kích thước chiều dài của trục, dựa vào bảng 7-1 và hình 7-3 [1]. Chọn các kích thước như sau:

Bảng 4.1: Các thông số của hộp giảm tốc

Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu

1 Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng a = 15 (mm) Bảng 7-1 [1] đến thành trong của hộp

2 Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 15 (mm) Bảng 7-1 [1]

3 Khe hở giữa các bánh răng và thành

4 Chiều rộng của ổ lăn B = 35 (mm) 14P

5 Đường kính ngoài của ổ lăn D 2 = 110 (mm) 14P

Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu

6 Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng trụ

7 Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác động lên trục.

8 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp (lấy lớn vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong các bộ phận ổ, không thể dùng dầu bắn tóe để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3

9 Chiều cao của nắp và đầu bulong.

10 Chiều dài phần mayo lắp với trục. l = 297,5 (mm) l 1đ = 83,1 (mm) l 2 = 15 (mm) l 3 = 20 (mm) l 5đ = 1,5.d 1 = 1,5.35 = 52,5

(mm) đo trên hình vẽ đo trên hình vẽ

11 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp.

12 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục

12 Khe hở nhỏ nhất giữa trục và bánh răng (trang 118 [1]) bánh 1

13 Chiều bánh 2 rộng bánh bánh 3 răng bánh 4

14 Chiều rộng bánh đai l 4 = 20 (mm) Bảng 7-1 [1] l 6 = 60 (mm) đo trên hình vẽ l 7 = 86,8306 (mm) đo trên hình vẽ b 1 = 61 (mm) b 2 = 56 (mm)

Hình 4.1: Phác thảo hộp giảm tốc

Ta đã có các thông số:

4.1.3.1.1 Tính các phản lực liên kết

- Phương trình cân bằng moment tại điểm A:

- Phương trình cân bằng lực:

- Phương trình cân bằng moment tại điểm A:

R Ax = 3000,2951 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.3 bên dưới.

Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I

4.1.3.1.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d

- M u , M xz : moment uốn và xoắn ở tiết diện tính toán (Nmm).

= ; d o đường kính trong của trục rỗng = 0 do trục đặc.

Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.

Tính momen tương đương tại các tiết diện.

Tính đường kính tại các tiết diện.

Vậy ta chọn d (1-1) = 32 (mm) ; d (1-2) = 35 (mm) ; d (1-3) = 40 (mm) ; d (1-4) = 35 (mm)

Ta đã có các thông số

- Phương trình cân bằng moment tại điểm C:

R Cx = 6416,4021 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.4 bên dưới.

Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II

4.1.3.2.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Tính moment tương đương tại các tiết diện.

Tính đường kính tại các tiết diện

Vậy ta chọn d (2-1) = 50 (mm) ; d (2-2) = 55 (mm) ; d (2-3) = 52 (mm) ; d (2-4) = 50 (mm)

Ta đã có các thông số:

- Phương trình cân bằng moment tại điểm E:

Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.5 bên dưới.

Hinh 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III

4.1.3.3.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Tính moment tương đương tại các tiết diện.

Tính đường kính tại các tiết diện

4.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then

Chọn then bằng kiểu I có đầu tròn.

Công thức kiểm nghiệm sức bền dập.

Công thức kiểm nghiệm sức bền cắt.

Trong các công thức trên:

- M x : moment xoắn cần truyền (Nmm).

- t: biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayơ (mm) Theo bảng 7-20 và 7-21 [1], lắp với mayo thép, ta có:

= 87 (N/mm 2 ) Tính ở trục I tiết diện (1-1):

M x = 171489,2192 (Nmm) l = 0,8.52,5 = 42 (mm) (bằng 0,8 0,9 chiều dài mayơ lấy theo tiêu chuẩn)

Từ d = 32 (mm) từ bảng 7-23 [1] ta được: b = 10 (mm) h = 8 (mm) t = 4,5 (mm)

Bảng 4.2: Tổng hợp các thông số tính ở các tiết diện

Cắt (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (Nmm) (N/mm ) (N/mm )

Vậy tất cả các then điều thỏa mãn điều kiện.

4.1.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục và tính chính xác trục

4.1.5.1 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.

Trong các công thức trên:

- và : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

- và : là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục.

- và : là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất.

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

= = = ; =0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (trục quay hai chiều):

= = 0 Theo bảng 7-3a [1] vì trục có then nên:

W W 0 - và : là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi:

= và Lấy = 0,1 ; = 0,05 vì thép cacbon trung bình.

- và : là hệ số kích thước xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi lấy theo bảng 7-4 [1]

- và : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng từ bảng 7-6 đến bảng 7-13 [1].

- Hệ số tăng bền bề mặt trục = 1 không dùng biện pháp tăng bền.

- [n] = 1,5 2,5 hệ số an toàn cho phép.

Vì thiết kế, trên trục ở mỗi tiết diện có lắp các chi tiết tiết máy đều gắn vào đó 1 then nên có thể tra thông số W và W o theo bảng 7-3b [1].

4.1.5.2 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn, điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường:

- M u max : là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

- M x max : là momnet xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

- : là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.

Tính cho tiết diện 1-2 với đường kính trục d (1-2) = 35 (mm) lắp với then.

Kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Theo bảng 7-2 [1] với thép 45 ta có 600 (N/mm 2 ) ta tra được = 63 (N/m 2 )

Ta có: W = 3660 (mm 3 ) và W 0 = 7870 (mm 3 ) tra bảng 7-3b [1]; M u 105439,133 (Nmm), M x = 171489,2192 (Nmm)

= = = 21,7902 (N/mm 2 ) Lấy = 0,1 ; = 0,05 vì thép cacbon trung bình.

Hệ số tăng bền bề mặt trục = 1; không dùng biện pháp tăng bền.

Theo bảng 7-12 [1], áp suất trên bề mặt lắp có độ dôi giữa trục và vòng trong của ổ lăn lắp theo kiểu trung gian cấp 4 (T4) có p > 30 (N/mm 2 ) nên tra theo bảng 7-10

Ta có thể xác định theo công thức:

Thay các trị số tìm được vào công thức tính và :

Hệ số an toàn cho phép [n] lấy bằng 1,5 2,5, Vậy thỏa điều kiện độ bền mỏi. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh

M u max = 105439,133 (Nmm) là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

M x max = 171489,2192 (Nmm) là moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

= 300 (N/mm 2 ) (thép 45 thường hóa) là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.

Vậy thỏa điều kiện bền tĩnh.

Tính cho tiết diện 1-3 với đường kính trục d (1-3) = 40 (mm) lắp với ổ lăn.

Kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Theo bảng 7-2 [1] với thép 45 ta có 600 (N/mm 2 ) ta tra được = 63 (N/ m 2 ).

Ta có: W = 5510 (mm 3 ) và W 0 = 11790 (mm 3 ) tra bảng 7-3b [1]; M u 257400,6538 (Nmm), M x = 171489,2192 (Nmm)

= = = 14,5453 (N/mm 2 ) Lấy = 0,1 ; = 0,05 vì thép cacbon trung bình.

Hệ số tăng bền bề mặt trục = 1; không dùng biện pháp tăng bền.

Theo bảng 7-8 [1], tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then = 1,63 ; 1,75

Thay các trị số tìm được vào công thức tính n σ và n τ :

Hệ số an toàn cho phép [n] lấy bằng 1,5 2,5, vậy thỏa điều kiện độ bền mỏi. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh.

M u max = 257400,6538 (Nmm) là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

M x max = 171489,2192 (Nmm) là moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

= 300 (N/mm 2 ) (thép 45 thường hóa) là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.

0,8 = 0,8.300 = 240 (N/mm 2 ) Vậy thỏa điều kiện bền tĩnh.

Bảng 4.3: Kết quả tính toán

Trục Tiết W W O σ bk a τ bk a n σ n τ n σ bk tđ

Với các số liệu sau: n = 365 (vòng/phút), tuổi thọ L h = 12000 (h), đường ngõng trục d = 35 (mm). 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:

Hệ số khả năng làm việc C của ổ lăn theo công thức 8-1 [1]:

- Q: tải trọng tương đương (daN).

- n: số vòng quay của ổ (vòng/phút).

- h: thời gian phục vụ (giờ).

Dự kiến chọn ổ bi đỡ chặn vì trục có lực dọc trục. Đối với ổ đỡ chặn, dưới tác động của lực hướng tâm, trên ổ xuất hiện các lực dọc trục thành phần S i :

- : góc nghiêng tính toán của con lăn, trị số cho trong bảng tiêu chuẩn của ổ bảng 17P [1] Dự kiến chọn trước góc = 16 o (kiểu 36000).

Vì vậy, khi tính tải trọng Q tương đương của ổ đỡ chặn cần kể cả lực dọc trục thành phần S i Lực dọc trục tác dộng vào ổ bằng tổng đại số các lực dọc trục thành phần S i và ngoại lực dọc trục A.

- R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) (daN).

- A t : tải đại số các lực dọc trục (daN).

- m: hệ số chuyển tải trọng dọc dục về tải trọng hướng tâm m = 1,3413.

- K t : hệ số tải trọng động, theo bảng 8-3 [1] K t = 1,1

- K n : hệ số nhiệt độ, theo bảng 8-4 [1] K n = 1.

- K v : hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, theo bảng 8-3 [1] K v = 1.

Hinh 4.6: Sơ đồ chọn ổ trục I

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

S B = 1,3.R B tan = 1,3.1200,3984.tan16 o = 447,4713 (N) Tổng lực chiều dọc trục theo hình 4.6:

A t = S A – P a1 – S B = 1544,2264 - 854,5837 - 447,4713 = 242,1714 (N) Như vậy lực A t hướng về gối trục bên phải Lực dọc trục chỉ tác dụng lên gối B, nên ta tính ổ cho gối B rồi chọn cho gối A tương tự.

Q = (1.1200,3984 + 1,3413.242,1714).1.1,1 = 1677,7452 (N) = 167 (daN) Tra bảng 8-7 [1] giá trị (nh) 0,3 = 98 ứng với h = 12000 (giờ) và n = 365

C = 167.98 = 16366 Tra bảng 17P, ứng với d = 35 (mm) lấy ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 36207, C bảng 33000, đường kính ngoài của ổ D = 72 (mm), chiều rộng ổ B = 17 (mm) Ổ lăn của gối đỡ A lấy cùng cỡ như trên.

Với các số liệu sau: n = 102,8169 (vòng/phút), tuổi thọ L h = 12000 (h), đường ngõng trục d = 50 (mm).

Tải trọng tác dụng lên các ổ:

- Q: tải trọng tương đương (daN)

- n: số vòng quay của ổ (vòng/phút)

- h: thời gian phục vụ (giờ)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1 Thiết kế bộ truyền đai

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 6.1 Kết luận 706.2 Kiến nghị 70TÀI LIỆU THAM KHẢO

Hình 1.1: Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp khai triển 1

Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền 6

Hình 4.1: Phác thảo hộp giảm tốc 33

Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I 35

Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II 38

Hinh 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III 41

Hinh 4.6: Sơ đồ chọn ổ trục I 50

Hinh 4.7: Sơ đồ chọn ổ trục II 52

Hinh 4.8: Sơ đồ chọn ổ trục III 54

Hình 4.9: Nối trục vòng đàn hồi 55

Hinh 5.3: Cửa thăm và nút thông hơi 60

Hinh 5.6: Vòng móc và vít nâng 62

Bảng 1.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện 3

Bảng 1.2: Tổng hợp lại các thông số 5

Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B 7

Bảng 2.2: Bảng tổng hợp thông số đai B 10

Bảng 3.1: Thông số vật liệu của bánh răng dựa trên phôi dập 11

Bảng 3.2: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh 19

Bảng 3.3: Vật liệu bánh răng cấp chậm 20

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp chậm 28

Bảng 3.5: Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng 29

Bảng 4.1: Các thông số của hộp giảm tốc 31

Bảng 4.2: Tổng hợp các thông số tính ở các tiết diện 43

Bảng 4.3: Kết quả tính toán 48

Bảng 4.4: Tổng hộp lại các thông số ổ lăn 54

Bảng 4.5: Thông số nối trục đàn hồi (mm) 55

Bảng 5.1: Thông số vỏ hộp giảm tốc đúc 57

Bảng 5.2: Kích thước gối trục dính với thân hộp 58

Bảng 5.3: Kích thước chốt định vị 59

Bảng 5.4: Kích thước nắp ổ (mm) 60

Bảng 5.5: Kích thước cửa thăm (mm) 60

Bảng 5.6: Kích thước nút thông hơi (mm) 61

Bảng 5.7: Kích thước nút tháo dầu (mm) 61

Bảng 5.8: Tổng hợp Bulông-đai ốc 64

Bảng 5.9: Tổng hợp dung sai 66

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

HB < 350, để có thể chạy mòn tốt ta lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn 20 50HB.

Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn.

Bảng 3.3: Vật liệu bánh răng cấp chậm

Bánh Đường Giới hạn Giới hạn

Loại Thép kính phôi bền kéo σ bkbk bền chảy Độ rắn HB răng (mm) (N/mm 2 ) σ bk ch (N/mm 2 )

= 2,6.HB = 2,6.230 = 598 (N/mm 2 ) Bánh răng lớn

- là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với = (0,4 ÷

- : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được =1,8.

Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo công thức 3-9 [1]

= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm 2 ) lấy của bánh lớn, của bánh lớn nhỏ hơn của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = = = 3,15

Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng thẳng với v = 0,6875 (m/s) < 3 (m/s).

= 0,4 = 0,83 Chọn ổ trục không đối xứng (so với bánh răng), loại trục ít cứng, ta lấy Ktt bảng 1,22 vậy K tt = = 1,1

3.2.7 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng

Modun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01 0,02).A = (0,01 0,02).265 = 2,65 5,3 Bánh răng thẳng m n = m lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [1] m = 4 Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)

Z 2 = i.Z 1 = 3,15 31,93 = 100,58 lấy Z 2 = 101 (răng)Chiều rộng bánh răng b = A = 0,4 265 = 106 (mm)

Ta lấy b 2 của bánh lớn = 110 (mm)

Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b 1 = 115 (mm) lớn hơn b 2 5 (mm)

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo công thức 3-

- y: là hệ số dạng răng được chọn theo số răng tương đương Z tđ của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1]. Đối với bánh răng trụ răng thẳng Z tđ = Z.

65,0859 (N/mm 2 ) 91,8519 (N/mm 2 ) (Thỏa mãn điều kiện)

Bánh răng lớn: y 2 = 0,517 theo công thức 3-40 [1]

50,4321 (N/mm 2 ) 82,9622 (N/mm 2 )(Thỏa mãn điều kiện)

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, v.v…) với hệ số quá tải = 2,3

= = 510,3695 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]:

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

- : ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Ứng suất uốn:

- Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-33 [1]:

- Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]:

= = 68,0444 = 52,7245 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]:

= 0,8 = 0,8.280 = 224 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

= K qt Suy ra 68,0444.2,3 = 156,5021 (N/mm 2 ) 256 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

- Đối với bánh răng lớn: σ uqt2 = K qt

Suy ra: 52,7245.2,3 = 121,2663 (N/mm 2 ) 224 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần :

Lực vòng P tính theo công thức 3-49 [1]:

M x = M trục dẫn = 581516,1223 (Nmm) d 1 = d c 1 = m.Z 1 = 4.35 = 128 (mm) Lực hướng tâm P r tính theo công thức 3-49 [1]:

Lực dọc trục P a : Đối với bánh răng trụ thẳng thì P a = 0

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp chậm

Số bánh răng bánh nhỏ 32

Số bánh răng bánh lớn 101

Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.4 = 9 (mm) Độ hở hướng tâm c = 0,25.m = 0,25.4 = 1 (mm) Đường kính vòng chia d c 1 = m.Z 1 = 4.32 = 128 (mm) d c 2 = m.Z 2 = 4.101 = 404 (mm) Đường kính vòng lăn d 1 = d c 1 ; d 2 = d c 2 Đường kính vòng đỉnh răng D e1 = d c 1 + 2.m = 128 + 2.4 = 136 (mm)

D e2 = d c 2 + 2.m = 404 + 2.4 = 412 (mm) Đường kính vòng chân răng D i1 = d c 1 - 2m -2c = 128 - 2.4 - 2.1 = 118

THIẾT KẾ TRỤC, Ổ, KHỚP NỐI 4.1 Tính toán thiết kế trục

Chọn ổ lăn

Với các số liệu sau: n = 365 (vòng/phút), tuổi thọ L h = 12000 (h), đường ngõng trục d = 35 (mm). Tải trọng tác dụng lên các ổ:

- Q: tải trọng tương đương (daN).

- n: số vòng quay của ổ (vòng/phút).

- h: thời gian phục vụ (giờ).

Hinh 4.6: Sơ đồ chọn ổ trục I

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

S B = 1,3.R B tan = 1,3.1200,3984.tan16 o = 447,4713 (N) Tổng lực chiều dọc trục theo hình 4.6:

A t = S A – P a1 – S B = 1544,2264 - 854,5837 - 447,4713 = 242,1714 (N) Như vậy lực A t hướng về gối trục bên phải Lực dọc trục chỉ tác dụng lên gối B, nên ta tính ổ cho gối B rồi chọn cho gối A tương tự.

Q = (1.1200,3984 + 1,3413.242,1714).1.1,1 = 1677,7452 (N) = 167 (daN) Tra bảng 8-7 [1] giá trị (nh) 0,3 = 98 ứng với h = 12000 (giờ) và n = 365

C = 167.98 = 16366 Tra bảng 17P, ứng với d = 35 (mm) lấy ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 36207, C bảng 33000, đường kính ngoài của ổ D = 72 (mm), chiều rộng ổ B = 17 (mm) Ổ lăn của gối đỡ A lấy cùng cỡ như trên.

Hinh 4.7: Sơ đồ chọn ổ trục II

Lực dọc trục tác động vào ổ C, D do lực hướng tâm R gây ra :

S D = 1,3.R D tan = 1,3 6947,2015.tan16 o = 2589,7014 (N) Tổng lực chiều dọc trục theo hình 4.7:

A t = S C – P a1 – S D = 2391,2510 - 854,5837 - 2589,7014 = -1053,0341 (N) Như vậy lực A t hướng về gối trục bên trái Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối trục bên trái (ở đấy lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại.

Q = (1.2589,7014 + 1,3413.1053,0341).1.1,1 = 4402,3496 (N) = 440 (daN) Tra bảng 8-7 [1] giá trị (nh) 0,3 = 67 ứng với h = 12000 (giờ) và n = 102,8169 (vòng/phút).

C = 440.67 = 29480 Tra bảng 17P, ứng với d = 50 (mm) lấy ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 36210, C bảng 54000, đường kính ngoài của ổ D = 90 (mm), chiều rộng ổ B = 20 (mm).

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ F:

Dự kiến chọn ổ bi một dãy vì trục không có lực dọc trục chỉ có lực vòng Tải trọng tương đương đối với ổ bi đỡ một dãy được xác định theo công thức

- A: tải trọng dọc trục (daN) ở đây không có lực dọc trục nên A = 0.

- m: hệ số chuyển tải trọng dọc dục về tải trọng hướng tâm, theo bảng 8-2 [1] m = 1,5.

- K t : hệ số tải trọng động, theo bảng 8-3 [1] K t = 1

Hinh 4.8: Sơ đồ chọn ổ trục III

Tính theo gối đỡ F vì có lực R F lớn hơn, do đó:

Tra bảng 8-7 [1] giá trị (nh) 0,3 = 48 ứng với h = 12000 (giờ) và n = 32,6145 (vòng/phút).

Tra bảng 14P, ứng với d = 75 (mm) lấy ổ cỡ trung vừa có ký hiệu 3115, C bảng 46000, đường kính ngoài của ổ D = 115 (mm), chiều rộng ổ B = 20 (mm).

Bảng 4.4: Tổng hộp lại các thông số ổ lăn

Trục Ký hiệu d (mm) D (mm) B(mm) C (KN) C bảng (KN)

Tính toán nối trục

Nối trục được dùng để nối cố định các trục, chỉ khi nào dừng máy, tháo nối trục thì các trục mới rời nhau.

Moment tính toán của khớp nối được tính theo công thức 9-1 [1]:

- K: là hệ số tải trọng.

- M x : là moment xoắn của trục III.

- M t : là moment xoắn tính toán.

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.

Hình 4.9: Nối trục vòng đàn hồi

Vật liệu của nối trục vòng đàn hồi có thể chọn gang CH21- 40; vật liệu chế tạo chốt: thép 45 thường hóa.

Nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ.

Dựa vào moment xoắn tính toán ta có các kích thước chủ yếu của nối trục vòng đàn hồi được tra theo bảng 9-11 trang 234 [1]:

Bảng 4.5: Thông số nối trục đàn hồi (mm)

M t d D d 0 l c Chốt Vòng đàn hồi n max

(Nm) (không d c l c ren Số Đường Chiều (vòng/ quá) chốt kín dài phút)

4.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng đàn hồi Điều kiện sức bề dập của vòng đàn hồi tính theo công thức 9-22 [1]:

- D 0 : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.

- d 0 : đường kính lổ lắp chốt bộc vòng đàn hồi.

- l v : là chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi.

- : ứng suất dập cho phép của vòng cao su lấy = 3 (N/mm 2 )

(Thỏa mãn điều kiện) Điều kiện về sức bền uốn của chốt tính theo công thức 9-23[1]:

- : ứng suất uốn cho phép của chốt lấy = 80 (N/mm 2 ).

THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI

Bảng 5.1: Thông số vỏ hộp giảm tốc đúc

STT Tên gọi Biểu Thức

1 Chiều dày: Thân hộp, δ Nắp hộp, δ

Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc

Bulông ghép bích nắp và thân, d 3 Vít ghép nắp ổ, d 4 Vít ghép nắp cửa thăm, d 5

4 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S 3 Chiều dày bích nắp hộp, S 4

Bề rộng bích nắp và thân, K 3

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ

= 9,9 (mm) lấy = 10 (mm) e = (0,8 1) = 8,8 (mm) h < 58 khoảng 2 ° d 1 > 0,04.A + 10 = 20 (mm) d 2 = (0,7 0,8)d 1 = 16 (mm) d 3 = (0,8 0,9)d 2 = 14 (mm) d 4 = (0,60 ,7)d 2 = 12 (mm) d 5 = (0,5 0,6)d 2 = 8 (mm)

STT Tên gọi Biểu Thức

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

Chiều dày: khi không có phần lồi

Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và q

7 Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

C D 3 /2 = 58 (mm) (trục 1) h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa

Bảng 5.2: Kích thước gối trục dính với thân hộp

STT Trục D 1 (mm) D 2 (mm) D 3 (mm)

D 1 - đường kính trong; D 2 - tâm lỗ vít; D 3 - đường kính ngoài.

Các chi tiết phụ

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Nhờ chốt định vị mà khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ ( do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:

Bảng 5.3: Kích thước chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)

Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài, làm bằng vật liệu GX 14-34.

Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc tra theo bảng 18-2 [3].

Hình 5.2: Nắp ổ lăn Bảng 5.4: Kích thước nắp ổ (mm)

5.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp trên nắp có lắp thêm nút thông hơi, kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 [3] như sau:

Bảng 5.5: Kích thước cửa thăm (mm)

Hinh 5.3: Cửa thăm và nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi, nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [3].

Bảng 5.6: Kích thước nút thông hơi (mm)

Sau một thời giam làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bần (do bụi và do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.

Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 [3].

Bảng 5.7: Kích thước nút tháo dầu (mm) d b m f L c q D

5.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

Dùng để nâng hoặc vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc vòng móc Kích thước bulông vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc (bảng 18-3a [1]) Vật liệu bulông là thép 20 hoặc thép 25.

Chiều dày: S = (2 3) = 33 (mm) Đường kính lỗ vòng móc d = (3 4) = 44 (mm)

Hinh 5.6: Vòng móc và vít nâng

Vòng phớt là loại lót kím động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn để đề phòng dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt.

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng, tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

5.2.9 Vòng chắn dầu Để ngăn dầu và mỡ tiếp xúc trực tiếp với nhau ta dùng vòng chắn dầu, kích thước vòng chắn dầu với bề rộng của vùng chắn ta chọn 9 (mm).

Bảng tổng kết bulông

Dựa theo bảng phụ lục sách vẽ cơ khí tập 1, Trần Hữu Quế.

Bulông ghép bích nắp và thân d 3 : M16.

Vít ghép nắp cửa thăm d 5 : M8.

Bảng 5.8: Tổng hợp Bulông-đai ốc

30 24 24 13 13 17 13 bulông S (mm) Đường kính vòng tròn D 33,6 26,8 26,8 14,4 14,4 18,9 14,4

Bôi trơn hộp giảm tốc

Ta đã trình bày phương pháp bôi trơn bộ ổ, nên ở phần này ta chỉ trình bày việc bôi trơn các bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên chọn phương pháp ngâm bánh răng trong hộp dầu Vì mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao răng của bánh thứ hai, cho nên đối với bánh răng thứ tư chiều sâu ngâm dầu khá lớn (ít nhất bằng 20 mm), song vì vận tốc thấp v = 1,5541 (m/s) ở bánh răng thứ hai, nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng kể, lấy chiều sâu ngâm dầu bằng bán kính bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm khoảng° bán kính Theo bảng °18-11 [3] ta chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50 C là 186 centistốc hoặc 16 Engle và theo bảng18-13 [3] chọn loại dầu ôtô máy kéo AK - 20, vì dễ tìm trên thị trường.

Dung sai và lắp ghép

Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

- Dung sai ổ lăn: vòng trong ổ lăn chịu tải trọng tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống lỗ lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó ta chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều).

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7.

- Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép

- Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Đễ dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, chọn kiểu lắp lỏng

- Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, chọn kiểu lắp trung gian

- Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, chọn kiểu lắp chặt

- Lắp ghép then, dựa theo bảng 20.5 [3]:

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là , lắp trên bạc là

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

Bảng 5.9: Tổng hợp dung sai

Sai lệch lệch lệch lệch dưới Độ dôi Độ hở

Mối trên dưới của của lớn lớn

Chi tiết thước lắp của lỗ của lỗ trục trục nhất nhất

(mm) ES EI es ei (mm) (mm)

Sai lệch lệch lệch lệch dưới Độ dôi Độ hở

Mối trên dưới của của lớn lớn

Chi tiết thước lắp của lỗ của lỗ trục trục nhất nhất

(mm) ES EI es ei (mm) (mm)

Bánh răng cấp nhanh trục I

Bánh răng cấp chậm trục III

Chốt định vị - vỏ hộp

75 +13 0 +21 +2 21 11 b × h Then (Bánh đai, bánh răng và nối trục) (bảng 20-6 [3])

CHƯƠNG VI KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ Đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc bằng 0,8÷1,2 đường kính trục động cơ điện. Đường kính trục bị dẫn của mỗi cấp trong hộp giảm tốc bằng 0,3÷0,35 khoảng cách giữa 2 trục trong cấp đó.

Các đầu trục phải được vát mép để dễ dàng lắp ghép và tránh thương tích cho công nhân.

Hạn chế dùng hộp giảm tốc có 1 bánh răng nghiêng trên trục, nên có 2 bánh đối xứng để lực dọc trục gây hại ít Không khuyến khích thiết kế trên trục có 1 bánh răng nghiêng và 1 bánh răng thẳng vì lực dọc trục gây hại, khi đó 1 bánh răng nghiêng sẽ đi theo hướng gây nên moment uốn, nên thiết kế 2 bánh răng nghiêng đối xứng qua bánh răng thẳng để hai lực dọc trục tạo nên moment uốn triệt tiêu.

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Dương Tuấn Khải, Nguyễn Quốc Đạt
Người hướng dẫn	ThS. Mai Vĩnh Phúc
Trường học	Trường Đại Học Cần Thơ
Chuyên ngành	Kỹ thuật Cơ Khí
Thể loại	Báo cáo đồ án cơ sở
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	88
Dung lượng	2,04 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[1] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, 1999, NXB Giáo Dục	Khác
[2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I, NXB Giáo Dục	Khác
[3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập II, NXB Giáo Dục	Khác
[4] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, 2011, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh	Khác
[5] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh [6] Nguyễn Thị Yên, Giáo trình vật liệu cơ khí, 2005, NXB Hà Nội	Khác
[7] Lê Khánh Điền – Vũ Tiến Đạt, Vẽ kỹ thuật cơ khí, 2007, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh	Khác
[8] Nguyễn Bá Dương, Tập bản vẽ chi tiết máy, 1978, NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp Hà Nội	Khác
[9] Hà Văn Vui, Dung sai và lắp ghép, 2003, NXB Khoa học và kỹ thuật Hà Nội	Khác