Thiet ke he thong dan dong gau tai de tai quang 218069

Giới thiệu chung về gầu tải

Trong các nhà máy, xí nghiệp sản xuất cũng như các đơn vị thi công trên công trường và trong công nghiệp mỏ … Gầu tải là môt thiết bị vận chuyển có năng suất cao và được ứng dụng rất rộng rãi Trong công nghiệp mỏ gầu tải dùng để vận chuyển than, đá, cát, sỏi, quặng… khi khai thác

Trong các nhà máy cơ khí cũng như trong các nhà máy sản xuất gầu tải được dùng để vận chuyển thành phẩm và bán thành phẩm từ nơi này đến nơi khác một cách gián đoạn hay liên tục.

Gầu tải thường được dùng để vận chuyển vật liệu rời chuyển động theo phương thẳng đứng hay phương nghiêng (góc nghiêng > 50 o )

Sử dụng gầu tải có ưu điểm: cấu tạo đơn giản, kích thước gọn, có khả năng vận chuyển vật liệu lên độ cao lớn (50 – 70 mm), năng suất cao (700 m 3 /h).

Kinh phí đầu tư để chế tạo gầu tải không cao lắm trên cơ sở có kết cấu đơn giản và không dùng quá nhiều vật liệu đắt tiền So với các thiết bị vận chuyển khác theo phương thẳng đứng thì gầu tải có ưu thế hơn hẳn.

Kết cấu các bộ phận gầu tải

1 Cấu tạo và phân loại gầu tải

Cấu tạo gầu tải gồm những bộ phận chính sau:

Bộ phận kéo (có thể là băng hoặc xích), trên đó có gắn các gầu, được uốn vòng qua tang hay đĩa xích ở trên và dưới máy.

Chân máy gồm có tang hay đĩa xích, cơ cấu căng băng, hộp nạp liệu Đầu máy gồm có tang dẫn động hay đĩa xích, động cơ và hộp giảm tốc, bộ phận tháo liệu.

Phần bao che xung quanh bao gồm các tấm che, các cửa vệ sinh, chân đỡ. Khi làm việc gầu tải xúc vật liệu trong khu vực chân máy và vận chuyển lên phía trên máy Ở đây dưới tác dụng của trọng lực và lực quán tính vật liệu được rỡ từ gầu vào bộ phận tháo liệu và được vận chuyển tới nơi sử dụng.

Vật liệu cần vận chuyển được đỗ vào bộ phận nhập liệu ở phía chân máy.

Theo kết cấu bộ phận kéo ta chia gầu tải ra làm hai loại:

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM

Gầu tải băng: cơ cấu kéo là băng Loại này dùng để vận chuyển vật liệu nhẹ và vận tốc băng có thể đạt tới 3,5 m/s.

Gầu tải xích: cơ cấu kéo là xích Loại này dùng để vận chuyển vật liệu có kích thước thô nặng Vận tốc chuyển động của xích không lớn hơn 1,25m/s.

2 Các chi tiết cơ bản của guồng tải a Bộ phận kéo

Băng: băng kéo được làm là băng vải cao su có số lớp vải i > 4 nối hai đầu bằng đinh tán hặc hấp chìm Gầu được kẹp chặt với băng bằng bu lông, mũ bu lông phải to và phải có mặt côn để giảm ứng suất tập chung. b Gầu

Gầu được chế tạo hàn, tán hoặc đúc Gần đây người ta còn chế tạo gầu bằng chất dẻo Gâu gồm các loại: Gâu đáy tròn sâu, gầu đáy tròn nông, gầu đáy nhọn. Căn cứ vào bảng hướng dẫn chọn loại gầu tải (Bảng 5.14 [1] T 205), với vật liệu vận chuyển là than mùn, với đặc tính là dạng bụi khô, bột khô, hạt nhỏ khô, có tính mài mòn ít, cỡ hạt < 20mm ta chọn gầu tải băng, vận tốc cao, gầu sâu, gắn cố định như sau.

Loại guồng kí hiệu Kiểu gầu

Số lượng đai Guồng băng vận tốc cao -320

320 500 2 1 Đối với gầu bắt vào băng người ta đập lõm phần kim loại xung quanh chỗ bắt vít, để khi ghép gầu với băng, mặt băng và đầu bu lông nằm trên mặt phẳng, như vậy băng sẽ ôm khít vào tang.

Hình 1 Cấu tạo gầu c Tang dẫu động

Tang của gầu tải băng được chế tạo bằng cách đúc hoặc hàn Đường kính của tang phụ thuộc vào lớp vải trong băng và được xác định theo công thức:

D = (125 – 150).i (mm) i – Số lớp vải trong băng Chọn i = 5 theo bảng 5.9 [1] T 199

(mm) Sau khi xác định ta lấy đường kính tang theo tiêu chuẩn: 250, 320, 400, 500,

Chọn theo tiêu chuẩn D = 630 (mm). Để định tâm băng người ta chế tạo tang mặt trống, phần giữa mặt trụ còn hai phần đầu mặt côn với góc nghiêng khoảng 1 0 chiều dài tang phụ thuộc chiều rộng gầu

Chiều dài tang được lấy theo chiều rộng băng. d Cơ cấu nhập liệu và tháo liệu

Việc nhập liệu vào gầu tải có hai cách:

- Nhập liệu trực tiếp vào gầu Phương pháp này sử dụng khi vận chuyển vật liệu thô có bề mặt ma sát lớn.

- Đổ vật liệu xuống đáy gầu và dùng gầu để múc vật liệu để chuyển lên trên. Phương pháp này thường sử dụng để vận chuyển vật liệu mịn, có bề mặt masat nhỏ.

Khi gầu cùng vật liệu chuyển động trên bề mặt tang dẫn động nó chịu hai lực tác động.

G = m.g - lực khối lượng do khối lượng của gầu và vật liệu sinh ra.

P = m.v 2 /r - lực ly tâm sinh ra khi gầu và vật liệu chuyển động trên bề mặt tang dẫn động với vận tốc v, trong đó r là khoảng cách từ tâm quay tới trọng tâm của gầu và khối vật liệu.

Lực R sẽ là hợp lực của hai lực P và G Khi gầu chuyển động quanh tang dẫn đông, lực R sẽ thay đổi về giá trị và phương tác dụng Nhưng đường nối phương tác

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM dụng của lực R luôn đi qua một điểm A, gọi là cực tháo liệu nằm cách tâm một khoảng l.

Như vậy khoảng cách l phụ thuộc vào số vòng quay n của tang dẫn động.

Khi l  r 0 ( ro – bán kính của tang dẫn động) tức là lực P > G, khi đó vật liệu sẽ được chảy ra khỏi gầu bằng lực ly tâm Phương pháp tháo này còn gọi là phương pháp tháo liệu bằng lực ly tâm Nó được sử dụng để tháo các loại vật liệu có độ ẩm cao (>17%)

Khi l  r a ( ra - tầm với của gầu), tức là lực G > P, khi đó vật liệu sẽ rớt ra khỏi gầu dưới tác dụng của trọng lực Phương pháp tháo liệu này còn gọi là phương pháp tháo liệu bằng trọng lực Phương pháp này chủ yếu sử dụng cho các loại vật liệu dạng cục.

Khi r 0  l  r a xảy ra trường hợp tháo liệu hỗn hợp Phương pháp này sử dụng đối với các loại vật liệu dạng hạt và mịn.

Tính toán guồng tải

Tính toán guồng tải cũng như tính toán các máy vận chuyển liên tục khác. Gồm hai bước:

Căn cứ vào loại vật liệu chuyển, độ lớn cỡ hạt và năng suất, tiến hành chọn loại gầu tải, vận tốc, chiều rộng gầu và các kích thước của gầu kể cả dung lượng, bước gầu và bộ phận kéo.

Tính toán lực kéo trong bộ phận kéo điều chỉnh lại các thông số đã chọn ở bước một và xác định công suất của máy.

Vận tốc của guồng tải vận tốc cao chọn trong khoảng 1-3 m/s, đối với guồng tải vận tốc cao, dỡ tải nhờ lực ly tâm thì vận tốc và đường kính tang có mối quan hệ mật thiết với nhau, khi vận tốc tăng thì đường kính cũng tăng theo, nếu chọn vận tốc quá lớn khi đường kính tang nhỏ dưới tác dụng của lực ly tâm vật liệu sẽ bị dỡ sớm làm giảm năng suất máy. chọn: D = 630 (mm) ; v = 2 (m/s)

- Kích thước của vật liệu chuyển không được lớn hơn 0.85A (với vật liệu phân cỡ hạt)

Trong đó A là chiều rộng miệng gầu.

Hình2 Biểu đồ lực căng băng tại các điểm trên chiều dài băng tải

- Bộ phận kéo được tính chọn theo lực căng lớn nhất.

Lực căng lớn nhất ở điểm vào tang dẫn, không kể tải trọng động xác định theo công thức:

Trong đó : H – chiều cao máy gầu nâng H = 10 (m) q 0 - trọng lượng đơn vị của một mét đai q 0 = 5,3 (N/m)

Biểu đồ lực căng băng tại các điểm trên chiều dài băng tải

S 1 q – trọng lượng một mét vật liệu chuyển, được tính: q = 0 , 36 v

: trọng lượng riêng của vật liệu vận chuyển, với than mùn  = 0,78 (t/m 3 ).

- Sức căng Sd tại điểm rời tang dưới:

+ Smin: lực căng lớn nhất của bộ phận kéo Chọn Smin = 2000 (N).

+ w: Lực cản chuyển động của bộ phận kéo.

- w d : lực cản của trục dưới w d =  S min (N) Chọn  = 0,03 (với ổ lăn)

- w x : lực cản xúc vật liệu. w x = K 1 q (N)

K 1 : hệ số phụ thuộc loại guồng tải, vận tốc và kích thứơc vật liệu vận chuyển K 12 5  ta chọn K 1 = 3 Vậy: w x = 5.43,21= 216,05(N)

- Thay lại trên ta được: w = 60 + 216,05 = 276,05(N)

- Lực kéo đầu ra tang dẫn.

- Lực vòng trên tang dẫn.

- Công suất trên trục tang dẫn.

 Hiệu suất của gầu tải băng, với chiều cao gầu tải 30 (m) theo bảng 5.13 [1] ta chọn   0, 7

Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống U  được xác định theo:

U  = dc ct n n n dc : Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph). n dc = 1425 (v/ph) n ct : Số vòng quay của trục công tác: n dc = 107 (v/ph).

Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp.

: Tỷ số truyền của bánh răng ngoài hộp

U h : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.

U 1 , U 2 : Tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc.

 Phân phối tỷ số truyền:

 Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc:

Với hệ dẫn động gồm bộ truyền đai nối với hộp giảm tốc 2 cấp:

 Tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển (phân đôi 2 cấp).

+ Tỷ số truyền cấp nhanh:

+ Tỷ số truyền cấp chậm:

Xác định thông số trên các trục

3.1 Ký hiệu trục động cơ:

Ký hiệu trục động cơ như sau: I, II, III.IV (trục công tác).

Tính tốc độ quay các trục (v/ph).

1 n i  , n i : Số vòng quay trên trục i – 1 và trục i.

U   : Tỷ số truyền giữa trục i – 1 và trục i.

+ Tốc độ quay của trục động cơ: n dc  1425 (v/ph).

+ Tốc độ quay của trục I:

(v/ph) + Tốc độ quay của trục II:

(v/ph) + Tốc độ quay của trục III:

(v/ph) + Tốc độ quay của trục IV:

3.2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục:

Công suất động cơ: P lv dc  6,1 (kw)

P  P   = 5,1.1.0,99 = 5 (kw) 3.3 Tính momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục thứ i:

P i , n i : Chỉ số và số vòng quay trên trục thứ i.

3.4 Bảng số liệu tính toán:

Từ các thông số xác định được, ta lập bảng số liệu tính toán:

Thông số trục Tốc độ quay

(v/ph) Tỷ số truyền Công suất

Ứng suất cho phép

Tra bảng: “Trị số của  o H lim và  o F lim ứng với số chu kỳ cơ sở”, ta chon ứng suất:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H o lim = 2.HB + 70 (MPa).

+Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:  H = 1,1 + Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: lim o

+ Hệ số an toàn tính về uốn:  F = 1,75 + Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ: HB1 = 245 + Chọn độ rắn của bánh răng lớn: HB2 = 230

Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải: k FC  1

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

Số chu kỳ thay đổi khi thử về uốn:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương:

+ t i : Tổng số giờ làm việc.

+ i : Chỉ số thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét.

+ T max : Momen xoắn lớn nhất của bộ truyền.

+ C : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

+ t  : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

 Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: max

Với: m H , m F : Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn:

 N FE 2  27,7.10 7  N FO 2  4.10 6 Tương tự  N FE 1  102,4.10 7  N FO 1  4.10 6

 Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

* Ứng suất tiếp xúc cho phép:

* Ứng suất uốn cho phép:

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

Z V : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. k XH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ kích thước bánh răng.

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

Y S : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. k X F : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy:

* Ứng suất quá tải cho phép:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Tính toán cấp nhanh: (Bánh răng trụ răng thẳng)

2.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

* Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

 ba : Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Tra bảng 6.6 – “Trị số  ba ”, ta chọn:  ba  0,4 k a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

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

Tra bảng 6.7 - Ta chọn:k HB 1,02 (Sơ đồ 7)

* Xác định thông số ăn khớp:

Tra bảng 6.8 – Trị số tiêu chuẩn của modun a chọn: m  2

Do đó tỷ số truyền thực sẽ là:

 z   Tính lại khoảng cách trục:

 Do đó không cần dịch chỉnh để tăng kích thước.

* Các thông số cơ bản của bộ truyền: (Bảng 6.11)

Góc profin gốc:   20 o (Theo TCVN 1065 – 71)

Góc nghiêng răng:   0 (Răng thẳng)

20 20 cos 1 o t tg tg arctg  arctg

             Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

  b (Răng thẳng) Đường kính chia:

2 2 2.94 188 d  m z   (mm) Đường kính cơ sở:

2 2 cos 188.cos20 o 176,5 d b  d    (mm) Đường kính đỉnh răng:

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM Đường kính đáy răng:

Hệ số trùng khớp ngang:

Hệ số trùng khớp dọc:

1.3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền:

* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

 Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

T 1: Momen xoắn trên các bánh chủ động (Nmm). m : Modun pháp tuyến (mm).

1 d w :Đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm).

Y  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

: Hệ số kể đến độ nghiêng răng.

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh: X  0

Tra bảng “Trị số của hệ số dạng răng”, ta được: Y F 1  3,90 ; Y F 2 3,60 Tra bảng “Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính và uốn với bánh răng thẳng”, ta có: k F   1

Tra bảng “Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng : k F   1,05  Ứng với:  bd  0,9

Tra bảng P.2.3 “Hệ số tải trọng động”: K FV  1,2

 Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

 Ta có:  F 1  58,5 (MPa) < [  F 1 ] 525  (MPa)  Thoả mãn.

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

 Ta có:  F 2  54 (MPa) < [  F 2 ] 236,5  (MPa)  Thoả mãn.

* Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc, bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy …) với hệ số quá tải k qt

+ Ứng suất tiếp xúc cực đại:

 Đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.

+ Ứng suất uốn cực đại:

 Ta có:  F max 1  128,6 (MPa) < [  F 1 ] max  464 (MPa)

 Ta có:  F max 2  118,8 (MPa) < [  F 2 ] max  360 (MPa)

 Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

1.4 Tính toán cấp chậm: Đây là cấp phân đôi: Sử dụng 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng như nhau.

Do vậy ta chỉ cần tính toán cho 1 cặp nhưng với Momen xoắn chia đôi, với các thông số chọn vật liệu ta đã tính chọn ở trên.

2.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

* Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

 ba : Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Tra bảng 6.6 – “Trị số  ba ”, ta chọn:  ba  0,3 k a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

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

* Xác định các thông số ăn khớp:

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm.

Bằng modun ở cấp nhanh, chọn: m  2

 Không cần dịch chỉnh răng vì z 1  30 (răng)

Do đó tỷ số truyền thực sẽ là:

* Các thông số cơ bản của bộ truyền: (Bảng 6.11)

Góc profin gốc:   20 o (Theo TCVN 1065 – 71)

20 20 cos 1 o t tg tg arctg  arctg

(mm) Đường kính cơ sở:

2 2 cos 188.cos 20 176,5 d b  d    (mm) Đường kính lăn:

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM Đường kính đỉnh răng:

2 2 2 188 2.2 192 d a  d  m    (mm) Đường kính đáy răng:

Chiều rộng vành răng: b w =ψ ba a w2 = 0,3.130(mm)

Hệ số trùng khớp ngang:

Hệ số trùng khớp dọc:

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở: t b tg cos tg

  Với góc profin răng là:

20 22,79 30 o t tg tg arctg arctg cos cos

   b 28,03 o 1.3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền:

* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Để đảm bảo độ bền tiếp xúc:  H  [  H ]

Với: z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Tra bảng 6.5 ta được: ZM'4 (Mpa) z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

  z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (   1

   k H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng: k H   1,07 k H  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi bánh răng đồng thời ăn khớp với bánh răng nghiêng (bảng 6.14).

Vận tốc vòng của bánh răng:

Với: v  0,99 (m/s) Tra bảng 6.13/106 – Ta chọn cấp chính xác: 9 Tra bảng 6.14, cấp chính xác 9:

 k H   1,13 Tra bảng P.2.3 (phụ lục) – Hệ số tải trọng động:

 Hệ số tải trọng động:

 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

T 1: Momen xoắn trên các bánh chủ động (Nmm):

1 d w :Đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w 1  72,5 (mm).

Y  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

: Hệ số kể đến độ nghiêng răng.

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

Với số răng tương đương:

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh: X  0

Tra bảng “Trị số của hệ số dạng răng”, ta được: Y F 1  3,65 ;

Y F  k F : Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn.

 Ứng với:  bd  0,54 (Tra sơ đồ 3). k F  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.

 Ta có: K F   1,37 k FV : Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp.

Tra trực tiếp từ bảng P.2.3 phụ lục ta được: K FV  1,04

 Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

 Ta có:  F 1  103,5 (MPa) < [  F 1 ] 252  (MPa)  Thoả mãn.

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

 Thoả mãn điều kiện bền uốn.

* Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc, bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy …) với hệ số quá tải k qt

+ Ứng suất tiếp xúc cực đại:

 Đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.

+ Ứng suất uốn cực đại:

 Ta có:  F max 1  228 (MPa) < [  F 1 ] max  464 (MPa)

 Ta có:  F max 2  225 (MPa) < [  F 2 ] max  360 (MPa)

 Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Các thông số Bộ truyền cấp nhanh 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng Bộ truyền cấp chậm 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng Khoảng cách trục a w 1  120 a w 2 130

Số răng các bánh răng z 1  26 z 1 31

Sơ đồ kết cấu chạm trục

1.5 Kiểm tra điều kiện bôi trơn – chạm trục:

1.4.1 Kiểm tra các điều kiện chạm trục: Định sơ bộ điều kiện các trục:

 Vậy điều kiện chạm trục đảm bảo.

1.4.2 Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục.

* Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: min (0,75 2) 10 l   h  (mm) h : Chiều cao răng: h  2,25 m  4,5 (mm)

* Chiều sâu ngâm dầu tối đa:

* Chọn mức dầu chung cho cả hộp: min min( 2 min , 4 min )

X  X X  min(86 mm, 86mm) = 86 mm max max( 2 max , 4 max )

 Vậy điều kiện bôi trơn được thoả mãn.

1.4.3 Kiểm tra sai số vận tốc:

Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức:

Trong đó: n : Số vòng quay của trục công tác.

 U n thuc : Số vòng quay của động cơ đã chọn: n dc  1425 (v/ph)

Thiết kế trục

Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng vật liệu trục là Thép 45.

Thép 45 có độ rắn HB 192 240  b 750

  MPa Ứng suất xoắn cho phép: [ ]  = 12  20 (MPa)

1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính trục được xác định theo momen xoắn:

T : Momen xoắn trên trục k (N.mm)

[ ]  : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục.

 Chọn: d III sb  50 (mm) d IV sb = 3 √ 0,2 T 4 [ τ ] = 3 √ 53848 0,2 12 (,5 Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện.

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

 Dựa vào bảng 10.2 ( TT.Hệ thống dẫn động cơ khí - Tập 1) theo điều kiện trục sơ bộ ta chọn chiều rộng ổ lăn. d (mm) 30 40 50 b 0 (mm) 19 23 27

 Dựa theo đường kính trục ta có:

+ Chiều dài may ơ bánh đai:

+ Chiều dài may ơ bánh răng trụ:

+ Chiều dài may ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):

+ Các kích thước liên quan khác tra bảng (10.3 – Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí – Tập 1).

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:

(Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi). a Trục II:

1.4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

+ Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục:

Vì là bộ truyền phân đôi nên ta có:

Từ chiều của lực vòng lên xích tải ta suy ra chiều quay của các trục và chiều quay của động cơ (Hình vẽ)

Việc chọn chiều nghiêng hợp lý của các cặp bánh răng cấp chậm là các cặp bánh răng trên cùng một trục có lực dọc trục F a triệt tiêu nhau.

1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

11 259 l  (mm) a Xác định phản lực tại các gối:

Chọn hệ trục toạ độ xoy (hình vẽ): ox: Phương ngang. oy: Phương đứng. oz: Phương dọc trục.

+ Xét các lực theo phương x:

4 4 b Xác định đường kính các đoạn trục:

+ Tại O (Trục lắp bánh đai): x 0

+ Đường kính trục tại tiết diện O (Lắp bánh đai):

[ ]  : Ứng suất cho phép Tra bảng 10.5 ta có: [ ] 63   (MPa)

Do lắp bánh đai có rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%

Tra tiêu chuẩn Chọn: d o  22 (mm)

+ Tại tiết diện A và C cùng lắp ổ lăn.

Do tại A lắp ổ lăn Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn:

+ Tại tiết diện B (Lắp bánh răng):

(mm) Tại B lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục lấy tăng 4%

Tra tiêu chuẩn Chọn: d B  30 (mm)

0,5.56 12 10 0,5.23    61,5 (mm) a Tính phản lực tại các gối:

Chọn hệ trục toạ độ oxyz như hình vẽ:

+ Xét các lực theo phương y:

+ Xét các lực theo phương X:

A x t t t xE m F  F AB F AC F AD R AE    

35 40 b Xác định đường kính các đoạn trục:

Tại B và D lắp bánh răng như nhau  Cùng đường kính trục.

Do có rãnh then để lắp với bánh răng nên đường kính trục lấy tăng 4%

Tra dãy tiêu chuẩn chọn:

Do có rãnh then để lắp với bánh răng nên đường kính trục lấy tăng 4%

Tra dãy tiêu chuẩn, đường kính trục tại C là:

+ Đường kính trục tại A và E:

Hai tiết diện lắp ổ lăn.

Tra dãy tiêu chuẩn cho tiết diện lắp ổ lăn, ta chọn:

* Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

D t : Đường kính vòng tròn qua tâm chốt.

Dùng nối lực vòng đàn hồi Tra bảng 16.10 (Sách: TTHDĐ Cơ khí – Tập 2) ta có: D t  130 (mm)

(N) (Phương: theo phương x Chiều phù hợp với lực vòng trên bánh răng).

(N.mm) a Tính phản lực tại các gối:

Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ.

+ Xét các lực theo phương y:

+ Xét các lực theo phương x:

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM b Tính và vẽ biểu đồ:

C D E c Xác định đường kính các đoạn trục:

 Đường kính trục tại tiết diện B và C:

Vì lắp bánh răng có rãnh then nên ta lấy trục tăng 4%  7%

Vì tại B và C lắp 2 bánh răng bằng nhau  d B  d C  50 (mm)

(mm) Tại A và D cùng lắp ổ lăn trên 1 trục:

Tra dãy tiêu chuẩn, chọn: d A  d D  45 (mm)

1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Khi xác định điều kiện trục ta chưa xét đến một số ảnh hưởng của độ bền mỏi trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt …

Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên.

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

[ ] S : Hệ số an toàn cho phép: [ ] 1,5 2,5 S  

: Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j.

Với:   1 và   1 : Là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép cacbon có thể lấy gần đúng:

;  aj ;  mj ;  mj : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. max min

 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: mj 0

: Momen cản uốn của tiết diện trục tính theo công thức.

Với trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: max

: Momen cản xoắn của tiết diện trục tính theo công thức. (Tra bảng 10.6)

   : Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7. k  dj và k  dj

: Là hệ số được xác định:

SV: Lê Khắc Vĩ Lớp : LT08_CCM x 1 dj y k k k k

Trong đó: k x : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhám bề mặt đã cho trong bảng 108 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1 k y

: Hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 109 – Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1 Phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ta không dùng phương pháp tăng bền do đó lấy: k y  1,6

  và   : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 - Sách TTTKHDĐ

Cơ khí – Tập 1. k  và k  : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt, trục có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỷ số: k  /   và k  /   trong bảng 10.11 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1 Còn khi trục có rãnh then chân răng, tra trong bảng 10.12 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1 Cuối cùng là ảnh hưởng lỗ ngang và tại chân ren , trục vít tra trong bảng 10.13 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1.

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen tương ứng, ta thấy tiết diện tại B là nguy hiểm nhất.

Cần kiểm tra: Các thông số then bằng tra bảng 9.10 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1: b 1  8 (mm); t 1  4 (mm)

(mm 3 ) (Với trục có 1 rãnh then – Bảng 10.6)

(MPa) + Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn theo bảng 10.13 (TTTKHDĐCK

- T1) đối với góc lượn của trục có giới hạn bền:   b 750 (MPa) có:

1,85 k   ; k   1,4 + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi tra theo bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, d B  30 (mm)

  ;    0,81 Tra bảng 10.11 với kiểu lắp k  : k  2,25

Tra bảng 10.8 được trị số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: x 1,10 k  Tra bảng 10.9 với: b 750

  (MPa) được trị số của hệ số tăng bền: k y  1,6 Vậy:

Tra bảng 10.7 với vật liệu:   b 750 (MPa) ta được:    0,1 ;

 Vậy độ bền mỏi trục I được thoả mãn.

1.6.2 Kiểm nghiệm cho trục II:

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ Momen:

Tiết diện tại C (tiết diện lắp bánh răng) là tiết diện nguy hiểm nhất do tập trung ứng suất Ta cần kiểm tra độ bền mỏi cho trục II tại tiết diện C: d C  42 (mm)

Tra bảng 9.1a (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) ta được kích thước then:

Chiều rộng: b  12 mm Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  5 mm + Tính w C và w oC :

Vì tại tiết diện lắp ghép bánh răng với trục đồng thời có hai yếu tố gây ra tập trung ứng suất đó là lắp có độ dôi và rãnh then, do đó ta cần lập tỷ số: k 

  để so sánh lấy phía trị lớn hơn hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra theo bảng 10.12 (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) đối với rãnh then của trục có: b 750

(Cắt bằng dao phay đĩa) + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, d C  40

  đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Tra bảng 10.11:

   Vậy trị số để tính bền trục: k  2,25

Vậy độ bền mỏi trục II được thoả mãn.

1.6.3 Kiểm nghiệm cho trục III:

Tiết diện nguy hiểm nhất tại C (Lắp bánh răng 33): d C  42 (mm) Tra bảng 9.1a (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) ta được kích thước rãnh then:

Chiều rộng: b  14 mm Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  5,5 mm

+ Tính momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện C trên trục III w C :

Vì tại tiết diện này có hai yếu tố gây ra tập trung ứng suất đó là lắp có độ dôi và rãnh then.

+ Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn tra theo bảng 10.12 (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) đối với rãnh then của trục có: b 750

  (MPa); k   1,62 ; k   1,88 + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, d C  50

  đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Tra bảng 10.11: k  2,25

   Chọn trị số để tính bền trục: k  2,25

 Vậy trục III đảm bảo độ bền mỏi.

1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng:

Kích thước trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo đủ độ cứng cần thiết cho quá trình làm việc bình thường của các bộ truyền và các ổ, cũng như độ chính xác cơ cấu Vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng.

Ta phân biệt độ cứng uốn và độ cứng xoắn liên quan đến biến dạng uốn và xoắn của trục.

Khi độ võng quá lớn sẽ làm cho bánh răng ăn khớp bị nghiêng đi, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ Vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn là:

[ ]  : Góc xoay cho phép (hoặc góc nghiêng đường đàn hồi của trục):

[ ] 0,05rad   (đối với ổ bi đỡ) Độ võng f và góc xoay  được xác định bằng phương pháp cản sức bền vật liệu Trường hợp đơn giản có thể coi trục như một dầm có tiết diện không đổi đặt lên 2 gối đỡ A và E.

Ta kiểm nghiệm cho trục II vị trí lắp bánh 3.

+ Tính độ võng f : Đặt một lực đơn vị P x  1 theo phương x , y ta vẽ được biểu đồ momen: M kx , M ky

Tính chuyển vị tại vị trí lắp bánh răng:

 Chuyển vị tại vị trí lắp bánh răng:

Với trục có công dụng chung:

 Thoả mãn điều kiện về độ cứng uốn.

Tại gối E ta đặt một momen đưn vị: M k  1 theo phương x , y ta được biểu đồ momen M kx , M ky

 Vậy góc xoay theo phương x :

 0,0008 Dấu “ - ” chứng tỏ góc xoay ngược lại.

Ta có:  1  6 đã tính ở phần chuyển vị Ta đi xác định.

 Thoả mãn điều kiện về góc xoay cho phép.

6 6 Độ cứng xoắn có ý nghĩa cực kỳ quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị của góc làm giảm độ chính xác chế tạo Đối với trục liền bánh răng chuyển vị góc làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chuyển động vành răng Vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn (góc xoắn) theo công thức:

T : Momen xoắn trên trục II:

J o : Momen quán tính độc cực:

G  (MPa) l : Chiều dài đoạn trục chịu momen xoắn đang tính:

Với:   0,5 (Có một rãnh then).

5 h  mm (Chiều sâu rãnh then trên trục).

 Góc xoắn trên trục II:

 Vậy thoả mãn điều kiện độ cứng xoắn.

Tính chọn ổ lăn

2.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I:

R Y C  (N) Tổng hợp lực tác dụng lên mỗi ổ là:

Do chỉ chịu lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung.

Tra bảng P2.7 với đường kính: d% mm Ta chọn:

2.1.2 Tính khả năng tải động của ổ:

(Kiểm nghiệm ổ trục tại điểm A vì R A  R C )

+ Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức: m

L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m : Bậc của đường cong lăn đối với ổ bi: m  3

Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:

 n Đối với ổ lăn trong hộp giảm tốc:

(triệu giờ) + Xác định tải trọng động quy ước:

X : Hệ số tải trọng hướng tâm.

Y : Hệ số tải trọng dọc trục.

Hộp giảm tốc công suất nhỏ  k d  1

 Vậy tải trọng động quy ước:

2.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II: a Chọn loại ổ:

Ta biết rằng thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc:

Mặt khác ổ lắp trên trục trung gian là ổ tuỳ động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục được, trục này chịu tải lớn hơn trục I. Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp Do đó ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1 làm ổ tuỳ động.

Sơ đồ lực tác dụng vào ổ lăn:

Như đã tính ta có:

Theo điều kiện ngõng trục: d  30 (mm)

Theo bảng “Ổ bi đũa” – Bảng Ta chọn ổ cỡ trung hẹp mang ký hiệu 2306.

(mm) Chiều dài con lăn C

2306 30 72 19 10 30,2 20,6 c Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc:

+ Phản lực tổng trên hai ổ: F r  4102,7 (N)

 Khả năng tải động được tính theo công thức: m

Q : Tải trọng động quy ước (KW)

X : Hệ số tải trọng hướng tâm: X  1

Y : Hệ số tải trọng dọc trục: Y  0

Hộp giảm tốc công suất nhỏ  k d  1 Vòng trong quay  V  1

 Tải trọng động quy ước:

 Khả năng tải động của ổ lăn:

 Thoả mãn khả năng tải động. d Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

X o : Hệ số tải trọng hướng tâm.

Y o : Hệ số tải trọng dọc trục.

 Khả năng tải tĩnh của ổ:

 Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn.

2.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III:

Với tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục bằng 0 nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1.

Với kết cấu trục như hình vẽ Đường kính ngõng trục: d  45 (mm) Theo bảng “Ổ bi đỡ 1 dãy”, ta chọn ổ cỡ nhẹ 209 có: Đường kính ngõng trục: d  45 (mm) Đường kính ngoài: D  85 (mm)

Khả năng tải động: C  25,7 (KN)

Khả năng tải tĩnh: C o  18,10 (KN)

   Vòng trong quay  V  1 Nhiệt độ < 150 o C  k t  1

Hộp giảm tốc công suất nhỏ  k d  1

 Tải trọng động quy ước:

C d Q L C 3 m  : Bậc đường cong mỏi (với ổ đỡ 1 dãy)

 Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

+ Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Với ổ bi đỡ 1 dãy Tra bảng 10.6 ta có: X o  0,6 ; Y o  0,5

 Vậy ổ đỡ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

 Ta có ổ đỡ đã chọn:

Tính chọn then

Bộ truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại ta dùng then bằng đầu tròn Gia công rãnh then trên trục ta dùng dao phay ngón.

3.1 Tính chọn then trên trục I:

Then tại tiết diện O lắp bánh đai: d o  22 (mm)

Tra bảng 9.1a, với d o  22 (mm) ta chọn then có các thông số sau:

Chiều rộng then: b  6 (mm) Chiều cao then: h  6 (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  3,5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t 2  2,8 (mm)

 Vậy chiều dài làm việc của then là:

+ Kiểm nghiệm bền dập cho then:

T : Momen xoắn trên trục I: T  53848 (N.mm) [ ]  d : Ứng suất cho phép Theo bảng 9.5: [ ] d 150 (MPa)

+ Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then:

[ ]  c : Ứng suất cắt cho phép: [ ]  c  60 90  (MPa)

(Đối với thép 45 chịu tải tĩnh) 2.53848

 Vậy độ bền then đã chọn thoả mãn điều kiện bền.

3.2 Tính chọn then trên trục II:

Then lắp tại tiết diện B, D lắp 2 bánh răng nghiêng giống nhau:

B D 38 d  d  (mm) Tra bảng 9.1a Chọn then có thông số sau:

Chiều cao then: h8 (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t 2  3,3 (mm)

Chiều dài làm việc của then: l lv   l b l : Chiều dài then:

+ Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then:

T: Momen xoắn trên trục II: T  191000 (N.mm) [ ]  d  150 (MPa)

 (MPa)  [ ]  d  150 (MPa) Vậy điều kiện bền dập thỏa mãn.

 Vậy độ bền then đảm bảo điều kiện làm việc.

3.3 Tính chọn then trên trục III:

Có then tại tiết diện B và C lắp cặp bánh răng cấp chậm với:

B C 50 d  d  (mm) Then tại tiết diện E, tiết diện lắp nửa khớp nối với:

E 42 d  (mm) a Tại tiết diện lắp bánh răng:

50 d  (mm) Tra bảng 9.1a ta chọn then có các thông số sau:

Chiều rộng then: b  14 (mm) Chiều cao then: h9 (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  5,5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t 2  3,8 (mm)

T: Momen xoắn trên trục III: T  459481 (N.mm) [ ]  d  150 (MPa)

 Vậy độ bền then thoả mãn. b Tại tiết diện lắp nửa khớp nối:

Chọn then có các thông số sau:

Chiều cao then: h9 (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: t 1  5,5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t 2  3,8 (mm)

T: Momen xoắn trên trục III: T  459481 (N.mm) [ ]  d  150 (MPa)

 Vậy độ bền then thoả mãn.

Vỏ hộp

Theo bảng 18.1 – Sách TTTKHDĐ Cơ Khí – Tập II, ta có:

 Chọn;   10 (mm) + Thành nắp hộp:

* Đường kính bu lông nền:

 Chọn: d 1  22 (mm) + Bu lông cạnh ổ:

 Chọn: d 2  16 (mm) + Bu lông ghép nắp bích và thân:

 Chọn: d 3  14 (mm) + Vít ghép nắp ổ:

Chọn vít ở 3 trục bằng nhau và bằng d 4  10 (mm) + Vít ghép nắp cửa thăm:

* Mặt bích ghép nắp và thân hộp:

+ Chiều dày bích thân hộp:

 Chọn: S 3  22 (mm) + Chiều dày bích thân hộp:

* Bề rộng bích nắp và thân:

K 2: Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

E 2: Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:

+ Chiều dày khi không có phần lồi:

 Chọn: S 1  30 (mm) + Bề rộng mặt đế hộp: K 1 và q

+ Chiều dày khi có phần lồi:

* Khe hở giữa các chi tiết:

+ Khe hở giữa các bánh răng với thành trong hộp:

 Chọn:   12 (mm) + Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

 Chọn:   1 40 (mm) + Khe hở giữa bề mặt các bánh răng với nhau:

* Số lượng bu lông nền:

L và B là chiều dài và chiều rộng của hộp.

 Số lượng bu lông nền:

* Gối trục trên vỏ hộp: Đường kính gối trục chính là đường kính nắp ổ được xác định theo công thức:

Một số kết cấu phụ

2.1 Bu lông vòng hoặc vòng móc: Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, khi qia công lắp ghép trên nắp và thân thường lắp thêm bu lông vòng hoặc móc vòng Kích thước và bu lông còn được chọn theo trọng lượng Q của hộp giảm tốc với Q lấy xấp xỉ theo khoảng cách trục:

1 2 120 130 a a    Tra bảng 18 – 3b ta có: Q  170 kg Vật liệu bu lông là thép

2.2 Chốt định vị: Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, sau khi gia công cũng như khi lắp ghép dùng hai chốt định vị Nhờ chốt định vị mà khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ Do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ hỏng Chọn chốt định vị hình côn.

2.3 Cửa thăm: Đẻ kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp cửa thăm được thiết kế trên đỉnh nắp hộp chọn kích thước cửa thăm như sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bặm, do hạt mòn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới.

8 0 Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ bị bịt kín bằng nút tháo dầu Kích thước và kết cấu của nút tháo dầu tra bảng 18.7 và tra trên hình vẽ: d b m f L C q D S Do

Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và cho như hình vẽ: a Vòng phớt:

Nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bản, hạt cứng và các tạp chất khác thâm nhập vào ổ chóng bị mài mòn và han gỉ Ngoài ra đề phòng dầu chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt

Theo bảng 15 – 17 Ta chọn: d d1 d2 D a b So

Bảng kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt b Vòng chắn dầu:

Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60 o Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm Vòng cách mép trong thành hộp là 2 mm.

Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm. a = 6 … 9 t = 2 … 3

* Chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

Phương pháp bôi trơn: Vì vận tốc vòng < 12 m/s nên ta dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu chứa trong hộp.

Dầu bôi trơn: Tra bảng 18.11 chọn độ nhớt để bôi trơn sau đó chọn loại dầu ở bảng 18.13.

Tra bảng 18.13 ta có độ nhớt cần thiết là:

+ Độ nhớt Cetistoc  70 + Độ nhớt Engle  9,48

 Vậy ta dùng dầu ô tô, máy kéo AK – 20 để bôi trơn

* Chọn dầu mỡ bôi trơn cho ổ lăn:

Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật nó sẽ không bị mài mòn vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc với nhau.

Ma sát trong ổ lăn sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng tản nhiệt tốt hơn, giảm được tiếng ồn, bảo vệ bề mặt không bị han rỉ.

Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của ổ.

Mỡ bôi có nhiều ưu điểm hơn dầu như: giữ trong ổ dễ hơn, làm việc được lâu hơn, độ nhớt ít bị thay đổi bởi nhiệt độ, tránh cho ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Vậy ta chọn mỡ để bôi trơn ổ lăn.

Tra bảng 15.15a chọn loại mỡ.

Mỡ được đưa vào chiếm 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ.

Mỡ được đưa vào nhờ một vít trên nắp ổ.

TÍNH CHỌN KHỚP NỐI TÍNH CHỌN KHỚP NỐI

Chọn khớp nối cho trục của hộp giảm tốc nối với trục của Mayơ xích tải. Để đảm bảo cho việc truyền momen xoắn từ trục III sang trục IV mang xích tải Ta chọn khớp nối giữa hai trục là khớp nối vòng đàn hồi.

Khớp nối vòng đàn hồi có những ưu điểm sau:

+ Nhờ có bộ phận đàn hồi nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng cho dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục.

+ Khớp nối có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, được dùng để truyền momen xoắn nhỏ đến trung bình. Đường kính trục để lắp khớp nối là: d  45 mm Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào momen xoắn tính toán bằng T t :

T : Momen xoắn danh nghĩa trên trục III: T  459481 (N.mm) k : Hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy công tác, tra trong bảng 16.1 ta có: k  1,5 2   Chọn: k  1,5

Do trục III có: d  45 (mm) bằng đường kính của vòng đàn hồi Vì vậy không phải dùng thêm vòng bạc.

Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Tra bảng 6.10b ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi tương ứng với:

* Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt.

+ Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

D o : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: D o  130 d c : Đường kính chốt: d c  18 (mm) l 3: Chiều dài các vòng đàn hồi: l 3  36 (mm) [ ]  d : Ứng suất dập cho phép của vòng cao su:

 Thoả mãn điều kiện bền dập của vòng.

+ Điều kiện sức bền của chốt:

(mm) [ ]  u : Ứng suất cho phép của chốt:

 Vậy khớp nối đã chọn thoả mãn.

PhÇn Vii THIếT Kế QUY TRìNH CÔNG NGHệ GIA CÔNG

CHI TIếT bánh răng số 2

A - Phân tích chi tiết gia công

1 Phân tích chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết gia công

Bánh răng trụ răng nghiêng đợc dùng để truyền chuyển động quay giữa hai trục song với nhau Các bánh răng thờng làm việc trong môi trờng chịu tải trọng lớn, chiu áp lực cao.

Bánh răng gia công là bánh răng trục chậm nên làm việc ở điều kiện tốc độ thấp, tải trọng khá cao và có xảy ra va đập Trong quá trình làm việc bánh răng có thể xảy ra các dạng hỏng tróc rỗ, mòn, dính trên bề mặt răng đặc biệt là xuất hiện những vết nứt ở chân răng làm gẫy răng Do đó, yêu cầu nó phải có độ bền cao, độ dai va đập tốt đồng thời bề mặt phải có độ cứng, độ chịu mài mòn Vật liệu đợc chọn để chế tạo chi tiết là thép 45 có thành phần hoá học nh bảng 1.1 [1].

Bảng 1.1 Thành phần hoá học thép 45

Nguyên tố C Cr Si Mn S P Ni

2 Phân tích yêu cầu kĩ thuật và định ra ph ơng pháp gia công tinh lần cuối

- Đảm bảo độ đồng tâm giữa đờng tâm lỗ và đờng tâm mặt ngoài nằm trong khoảng 0,050,1 mm.

- Độ vuông góc giữa đờng tâm với mặt đầu.

- Mặt lỗ của bánh răng gia công đạt cấp chính xác 7 và Ra  2,5m nên ph- ơng pháp ra công tinh lần cuối là tiện tinh, doa, chuốt (2.29 [7]).

- Yêu cầu độ chính xác về vị trí tơng quan gữa rãnh then so với đờng tâm lỗ và đảm bảo năng suất cao nên dùng phơng pháp chuốt.

- Yêu cầu độ chính xác khi chế tạo răng nh: độ chính xác động học, độ chính xác tiếp xúc, khe hở cạnh bên của răng

- Yêu cầu về độ chính xác hình dáng hình học giữa các bề mặt của bánh răng.

- Răng yêu cầu độ chính xác cấp 7 và độ nhám bề mặt nhỏ Ra  2,5m biện pháp ra công lần cuối phay lăn răng trên máy chính xác (7.14 [7]).

3 Biện pháp công nghệ để đạt đ ợc các yêu cầu kỹ thuật quan trọng

- Bề mặt lỗ ặ55 +0,03 yêu cầu gia công đạt độ nhám Ra  2,5m (tơng đơng cấp 6) do đó phải gia công tinh lần cuối bằng chuốt tinh.

- Gia công then ta dùng phơng pháp chuốt để đảm bảo năng suất và chất lợng.

- Bề mặt răng yêu cầu độ nhám bề mặt nhỏ Ra  2,5m, vật liệu chế tạo là C45 Phơng pháp gia công răng là phay răng bằng dao trục vít.

- Mặt đầu bánh răng, bề mặt đỉnh răng yêu cầu Rz  2,5m do đó phải tiện tinh.

B - Xác định dạng sản xuất

1 ý nghiã của việc xác định dạng sản xuất

Định dạng
Số trang	111
Dung lượng	2,9 MB