(Tiểu luận) đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

Xác công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ.

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay chiều Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc (ngắn mạch) Với những ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

Công suất trên trục công tác: P=Plv = kW (Tải không đổi)

Trong đó: F(N) là lực vòng trên xích tải, băng tải v(m/s) là vận tốc trên xích tải, băng tải

Dựa vào bảng 2.3 tr19 [TL1] ta chọn đƣợc hiệu suất của các bộ truyền:

Hiệu suất khớp nối Ƞk = 1

Hiệu suất bộ truyền xích Ƞx = 0,95

Hiệu suất một cặp ổ lăn Ƞol = 0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng Ƞbr = 0,96 Ƞ = ƞkn.ƞbr 2.ƞol 4.ƞx = 1.0,96 2 0,99 4 0,95 = 0,84

Công suất cầ n thiết của động cơ:

Pct Trong đó : P ct (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ

P ctac (kW) là công suất trên trục công tác là hiệu suất truyền động

Xác định số vòng quay sơ bộ

Số vòng quay trục công tác: n lv = vg/ph

Trong đó: v – Vận tốc băng tải (m/s)

D – Đường kính tang quay (mm)

Tỉ số truyền sơ bộ: u sb = u kn u hs u x = u br1 u br2 u x = (8 40).(2 5) = (16 200)

Trong đó: u br và u x tra theo bảng 2.4/Trang 21 – Tài liệu 1.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = usb.nlv = (16 200).49,11 = (785,76 9822) vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb = 1000

Trong đó: f = 50Hz – Tần số dòng điện sử dụng p: số cặp cực của động cơ Động cơ đƣợc chọn phải thoả mãn điều kiện:

Pđc ≥ Pct = 6,21 kW ndb nsb (785,76 9822) vg/ph

Theo bảng phụ lục P1.3 ta chọn đƣợc động cơ điện 4A với kiểu động cơ

4A132M6Y3 có các thông số sau:

Công suất Vận tốc Cos Ƞ% kW quay vg/ph

SVTH: Trương Hoàng Phúc Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Trường Giang

- Công suất động cơ: 7,5 (kW), thoả vì Pđc = 7,5 ≥ Pct = 6,21 kW

- Vận tốc quay nđc = 968 (vg/ph), thoả vì nđc = 968 nsb = 785,76 vg/ph\-

Phân phối tỉ số truyền

1.3.1 Tỉ số truyền của cơ cấu ut = uhs.ux 1.3.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền có trong cơ cấu

Dựa vào bảng 3.1 trang 43 [TL1] ta chọn: uhs = 8 u12 = 3,3; u23 = 2,42 (HGT khai triển)

Với: u12 là tỉ số truyền của bánh răng trụ nghiêng u23 là tỉ số truyền bánh răng trụ thẳng ux

Xác định số vòng quay, công suất, momen của các trục

1.4.1.Công suất trên các trục

- Công suất động cơ: Pđc , = kW

1.4.2 Số vòng quay của các trục

- Trục công tác: nlv = vg/ph

1.4.3 Momen xoắn trên các trục

- Trục động cơ: Tđc = 9,55.10 6 Nmm

Số vòng quay n, 968 968 293,33 121,21 vg/ph

Truyền động xích

Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, đƣợc dùng để truyền động giữa các trục xa nhau Có thể dùng truyền động xích để giảm tốc hoặc tăng tốc So với truyền động đai, khả năng tải và hiệu suất của truyền động xích cao hơn, cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục Tuy nhiên truyền động xích đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc có va đập, chóng mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và môi truyền làm việc nhiều bụi.

Số vòng quay nIII 121,21 vg/ph

Chọn loại xích

Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn

Xác định các thông số của bộ truyền xích

2.3.1 Chọn số răng đĩa xích

-Số răng xích dẫn Z 1 Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin Đối với xích con lăn vận tốc trung bình zminz = 17-19

-Số răng đĩa xích bị dẫn Z 2

Từ số răng đĩa nhỏ Z1 ta tính đƣợc số răng đĩa lớn Z2:

Kiểm tra lại tỉ số truyền xích: u ’ x Sai số tỉ số truyền:u 2.3.2 Tính bước xích p c Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đƣợc cho theo công thức (5.3) trang 83 – Tài liệu 1:

Pt – Công suất tính toán (kW)

P – Công suất cần truyền P = PIII (kW)

[P] – Công suất cho phép Dựa theo số vòng quay n01 tra theo bảng 5.5 trang 81 –

[TL1] k – Hệ số sử dụng k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc

Trong đó các hệ số đƣợc tra trong bảng 5.6 trang 82 – [TL1]

- k0 là hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang một góc 25 o k0 = 1

- ka là hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích Chọn a = 40p ka = 1

- kđc là hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích kđc = 1

- k bt là hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn Bộ truyền trong hộp che kín chất lượng

- bôi trơn II k bt = 1 kđ là hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng Tải trọng va đập nhẹ kđ = 1 kc là hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền Làm việc 2 ca kc = 1,25

Thay các hệ số xét đến tra đƣợc vào công thức trên ta có: k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1.1.1.1.1,25 = 1,25 kz – Hệ số răng kz Với Z01 = 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác định bằng thực nghiệm

SVTH: Trương Hoàng Phúc Đồ án TKHT truyền động cơ khí

Z 1 – Số răng đĩa nhỏ chọn ở trên kn – Hệ số số vòng quay

GVHD: Nguyễn Trường Giang kn Trong đó: n 01 = 200 tra bảng 5.5 trang 81 – [TL1] (chọn số gần nhất với n 1 )

Pt = P.k.kz.kn = 5,55.1,25.1.1,65 = 11,45 ≤ [P] 19,3 Tra bảng 5.5 trang 81 – [TL1] ta chọn [P] = 19,3

2.3.3 Tính vận tốc vòng của bộ truyền xích v = (m/s)

2.3.4 Tính khoảng cách trục và số mắt xích

Căn cứ vào tỉ số truyền ux chọn sơ bộ khoảng cách trục: a = (30 50).pc = 40pc = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức (5.12) trang 84 – [TL1] ta tính đƣợc số mắt xích x: x Lấy số mắt xích là chẵn x = 124

Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) trang 85 – [TL1]: a = 0,25.pc.( x – 0,5(Z2 + Z1) + √* + ) = √ *

= 1272,88 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, cần giảm bớt khoảng cách trục a:

Vậy khoảng cách trục chính xác là: a = 1270 mm (Lấy số chẵn)

Theo công thức 5.14 trang 85 – [TL1] Ta tính đƣợc số lần va đập i của bản lề xích trong 1s

Tra bảng 5.9 trang 85 – [TL1] số lần va đập cho phép [i] đảm bảo điều kiện i [i]

2.3.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn (5.15) trang 85 – [TL1] s = (*)

- Q(N) – Tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2 trang 78 – [TL1 ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích pc = 31,75 Q = 88,5 N = 88500 N

- kd – Hệ số tải trọng động kd = 1,2; 1,7 và 2 ứng với chế độ làm việc trung bình, nặng, rất nặng Do chế độ làm việc trung bình nên kd = 1,2

- F 0 – Lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra (N) F 0 = 9,81.k f q.a = 9,81.4.3,8.1,27 = 189,37 N

- kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền.Với f (0,01 0,02)a và góc nghiêng đường nối tâm là 40 o lấy kf = 4

- q – Khối lƣợng một m xích theo bảng 5.2 trang 78 – [TL1] ứng với xích con lăn một dãy có bước xích pc = 31,75 mm q = 3,8 kg

- Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra (N)

Fv = q.v 2 = 3,8.1,6 2 = 9,728 N [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 trang 86 – [TL1] ta tra đƣợc [s] = 8,5

Thay các giá trị trên vào công thức (*) ta có: s = Thoả điều kiện

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

-Xác định các thông số của đĩa xích.

Các đường kính của đĩa xích được xác định theo công thức:

* ( )+ * ( )+ mm df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 mm df2 = d2 – 2r = 616,76 – 2.9,62 = 597,52 mm Với:

- d1 tra theo bảng 5.2 trang 78 – [TL1] ta chọn đƣợc d1 = 19,05 mm

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) trang 87 – [TL1]

- [ - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa (tra bảng 5.11 trang 86 – [TL1])

- Fvd – lực va đập trên m dãy xích, N

- k d – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Do xích 1 dãy nên k d = 1

- Kd – hệ số tải trọng động Kd = 1 (tra bảng 5.6)

- kr – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z Do Z = 25 kr

- E = 2E1E2/(E1+E2) – moodun đàn hồi, MPa với E1, E2 lần lƣợt là modun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa Vì E1 = E2 = 2,1.10 5 MPa do cả 2 đều làm bằng thép E = 2,1.10 5

- A – diện tích chiếu của bản lề, mm 2 tra bảng 5.12 – [TL1] ta chon A = 262 mm 2

Thay tất cả các giá trị trên vào (1), ta đƣợc:

Nhƣ vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt đƣợc ứng suất cho phép đảm bảo đƣợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

- Lực tác dụng lên trục ( trang 87 – [TL1])

Lực căng trên nhánh bị động

F2 = F0 + Fv = 189,37 + 9,728 = 199,1 N Lực căng trên nhánh chủ động

- F0 = 189,37 N – lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra, tính theo công thức (5.16) trang 85 – [TL1]

- Fv = 9,728 N – lực căng do lực li tâm sinh ra, tính theo công thức Fv = q.v 2

Lực tác dụng lên trục đƣợc tính theo công thức (5.20) trang 88 – [TL1]:

Fr = kx.Ft = 1,15.3468,75 = 3989,06 N Trong đó kx là hệ số kể đến trọng lƣợng xích kx = 1,15 với bộ truyền có goc nghiêng

Lập bảng thông số

- Loại xích Xích con lăn một dãy

- Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 (mm) 253,32

- Đường kính vòng chia bánh lớn d2 (mm) 616,76

- Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ da1 (mm) 267,2

- Đường kính vòng đỉnh bánh lớn da2 (mm) 631,82

- Đường kính vòng đáy bánh nhỏ df1 (mm) 234,08

- Đường kính vòng đáy bánh lớn df2 (mm) 597,52

- Số răng đĩa xích bánh nhỏ Z1 25

- Số răng đĩa xích bánh lớn Z2 61

- Lực tác dụng lên trục Fr (N) 3989,06

Chọn vật liệu bánh răng

Vật liệu thiết kế bánh răng bằng thép hợp kim và tuỳ thuộc vào hai loại:

- Độ rắn vật liệu HB 350: Bánh răng nhóm vật liệu này sử dụng trong sản xuất nhỏ và vừa, truyền công suất nhỏ và vừa, có khả năng chạy mòn tốt và không bị phá huỷ giòn khi chịu tải trọng động

- Độ rắn vật liệu 350: Sử dụng trong sản xuất hàng loạt, truyền công suất lớn cho phép tăng tải lên bốn lần so với thép thường hoá và thép tôi cải thiện nhưng nhƣ vậy tăng độ rắn sẽ tăng khả năng tải gây nhiều bất lợi

+ Vật liệu có độ rắn cao chạy mòn không tốt vì vậy phải chế tạo chính xác, độ cứng của trục và ổ tăng lên, vát cạnh răng thẳng

+ Cắt gọt răng có độ rắn cao khó nên cần phải cắt răng trước khi nhiệt luyện

- Vì vậy ta chọn vật liệu có độ rắn HB 350 (tôi cải thiện) Từ số liệu ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu

Tra bảng 6.1 trang 92 – [TL1] ta chọn:

Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn

Chế độ nhiệt luyện Độ rắn

HB Thép 45 Tôi cải t hiện 241 285, ta chọn HB 1

Giới hạn bền MPa Giới hạn chảy MPa MPa MPa

Ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] đƣợc xác định bởi công thức:

- ,– là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép đƣợc tra trong bảng

6.2 trang 94 – [TL1] với số chu kì cơ sở:

- S H ,S F – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn, tra bảng 6.2 trang 94 – [TL1] ta chọn:

Bánh răng chủ động: S H1 = 1,1; S F1 = 1,75 Bánh răng bị động: S H2 = 1,1; S F2 = 1,75

- KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KFC = 1 (bộ truyền quay một chiều)

- K HL ,K FL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phụ thuộc và chế độ tải trọng của bộ truyền:

- mH,mF – Bậc của đường cong mỗi khi thử về tiếp xúc và uốn Do bánh răng có HB≤ 350 mH = 6; mF = 6

- NHO,NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

- NHE,NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh NHE = NFE = N `cnt∑, trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c = 1 n – Số vòng quay t∑ - Tổng số giờ làm việc của bánh răng Theo thông số đầu bài ta có t∑ = 4800 h

Ta có: NHE1 N HO1 lấy N HE1 = N HO1 KHL1 = 1

N HE2 N HO2 lấy N HE2 = N HO2 K HL2 = 1

N FE1 N FO1 lấy N FE1 = N FO1 K FL1 = 1

N FE2 N FO2 lấy N FE2 = N FO2 K FL2 = 1

Thay các số liệu vừa tìm đƣợc vào công thức (1) và (2) ta đƣợc:

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng

[ ]=( ) Ứng suất tải cho phép:

Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.3.1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thức (6.15a) trang 96 – [TL1]: aw1 = Ka(unh + 1) √ √

- Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (tra bảng 6.5 trang 96 – TL1)

- T1 = 60575,41 Nmm, momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Dựa theo bảng 6.6 trang 97 – [TL1] ta chọ n

- : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, với bảng 6.7 trang 98 – TL1

Chọn khoảng cách trục aw1 = 120 mm

3.3.2 Xác định thông số ăn khớp

Theo công thức (6.17) trang 97 – [TL1], ta có: m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).120 = (1,2 ÷ 2,4)

Theo bảng 6.8 trang 99 – [TL1] chọn modun : m=2

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

- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 8 o – 20 o (trang 102) Lấy β = 10 o , do đó

- Theo công thức (6.31) trang 99 – [TL1] Số bánh răng nhỏ:

Do đó tỉ số truyền thực tế: um - Tính lại chính xác góc nghiêng β

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) trang 105 – [TL1] Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền √

- ZM = 274 ⁄ : hệ số tính đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp ( bảng 6.5 trang 96 – [TL1]

- Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặ t tiếp xúc ( công thức (6.34) trang 105 – [TL1]

(Trong đó là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở)

+ Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh atw = at = arctan( ) ( )

(atw là góc ăn khớp và at là góc profin răng)

Bề rộng vành răng bw = a w = 0,3.120 = 36 mm

Hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức (6.37) trang 105 – [TL1]

Hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức (6.38b) trang 105 – [TL1]

Theo 3.36c trang 105 – [TL1], ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

√ √ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ mm Theo (6.40) trang 106, ta tính đƣợc vận tốc vòng m/s Theo bảng 6.13 trang 106 – [TL1] dùng cấp chính xác 9

Theo bảng 6.14 trang 106 – [TL1] với cấp chính xác 9 và v 5 m/s chọn

Theo công thức (6.42) trang 107 – [TL1], ta có:

- : hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp (bảng 6.15 trang 107 – [TL1])

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16 trang 107 – [TL1]

Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào (6.33), ta đƣợc

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo (6.1) với v = 2,83 m/s 5 m/s, Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 àm do đú ZR = 0,95 với da 700 mm, KxH = 1 Do đú theo (6.1) và (6.1a) ta cú

Nhƣ vậy do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw1 và tiến hành kiểm nghiệm lại Kết quả đƣợc aw1 = 125 mm,

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng

Theo công thức (6.43) trang 108 – [TL1]

- : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- : hệ số dạng răng của bánh 1, bánh 2 (phụ thuộc vào số răng tương đương) Với Z1 = 28 Zv1 Với Z2 = 92 Zv2 Tra bảng 6.18 trang 109 – [TL1]

Với số răng Zv1 = 30 và ta có trị số x1 = 0 Vậy YF1 = 3,8

Với số răng Zv2 = 99 và ta có trị số x2 = 0 Vậy YF2 = 3,6

- KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn (công thức (6.45) trang 109 – [TL1]) KF Với :

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 trang 98 – [TL1] với chọn

= 1,4: hệ số kể đến sự phân bố không đều về tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn (tra bảng 6.14 trang 107)

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn (CT 6.46 trang 109)

Theo công thức 6.47 trang 109 – [TL1]:

- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 trang 107)

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng (tra bảng 6.17 trang 107)

Ta có : m = 2 YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,03 Lại có: YR = 1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (d ) do đó theo 6.2 và 6.2a

Mpa Mpa Thay tất cả các giá trị vừa tính đƣợc vào công thức (6.43)

Với aw1 = 125 mm bw = 37,5 mm và dw1 = 58,28 mm

Theo (6.44) trang 108 – [TL1], ta có

3.3.5 Kiểm nghiệm về quá tải

Ta có hệ số quá tải: Áp dụng công thức (6.48) trang 110 – [TL1] ứng suất tiếp xúc cực đại:

√ √ Áp dụng công thứ c (6.49) trang 110 – [TL1]

SVTH: Trương Hoàng Phúc Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Trường Giang 3.3.6 Các thông số và kích thước của bộ truyền

Khoảng cách trục aw1 125 mm

Chiều rộng vành răng bw 37,5 mm

Theo công thức trong bảng 6.11, ta đƣợc

- Đường kính vòng chia d1 d2 - Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 58,33 + 2.2 = 62,33 mm da2 = d2 + 2m = 191,67 + 2.2 = 195,67 mm

- Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5m = 58,33 – 2,5.2 = 53,33 mm df2 = d2 – 2,5m = 191,67 – 2,5.2 = 186,67 mm Lực tác dụng lên bộ truyề n

Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức (6.1a) trang 96 – [TL1]:

- Ka = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5 trang 96 – [TL1])

- T2 = 190133,98 Nmm, momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Dựa theo bảng 6.7 trang 97 – [TL1] ta chọn

- Mặt khác theo (6.16) trang 97 – [TL1]:

- : trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bảng 6.7 trang 98 – [TL1]

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6.17 trang 97 – [TL1] ta có mođun mn2 = (0,01÷ 0,02)aw = (0,01÷0,02).175 = (1,75 ÷ 3,5) Theo bảng 6.8 trang 99 – [TL1] chọn modun : m=3

Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x

- Theo công thức 6.18 trang 99 – [TL1] ta có hệ số răng bánh nhỏ

- Do đó tỉ số truyền thực

- Do sử dụng cặp bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0 Do Z3 30 nên không cần dịch chỉnh (trang 102)

(atw là góc ăn khớp và at là góc profin răng)

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 trang 105 – [TL1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

- ZM = 274 ⁄ : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng

- ZH = 1,76: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (tra bảng 6.12 trang 106 – [TL1])

- Bề rộng vành răng: b w2 = a w2 = 175.0,3 = 52,5 mm + Theo (6.37) trang 105, ta có hệ số trùng khớp dọc

- Khi = 0 thì (hệ số kể đến sự trùng khớp của răng) xác định nhƣ sau:

- KH: hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

KH = (công thức 6.39 trang 106 – [TL1]

+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7 trang 98 – [TL1]

+ Áp dụng công thức (6.40) trang 106 – [TL1] vận tốc vòng của bánh chủ động

: đường kính vòng lăn bánh chủ động v = 1,58 m/s theo bảng 6.13 trang 106 – [TL1] dùng cấp chính xác 9 Với v 2,5 m/s và = 1,13

Theo công thức (6.42) trang 107 – [TL1], ta có

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 trang

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai l ệch bước răng (bảng 6.17 trang 107 – [TL1])

Thay các giá trị vừa tính đƣợc vào (6.33), ta đƣợc:

= 101,36 Mpa Theo công thức (6.1) với v = 1,58 m/s: Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz 10 40 àm, do đú ZR = 0,9; với da 700 mm, KxH = 1, do đú theo (6.10) và (6.1a)

Vậy nên cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức (6.43) trang 108 – [TL1]

- T2 = 190133,98 Nmm, momen xoắn trên bánh chủ động

- mn2 = 3 mm : mođun pháp tuyến

- bw2 = 52,5 mm: chiều rộng vành răng

- dw2 = 102,64 mm: đường kính vòng lăn bánh chủ động

- : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Zv1 Zv2 Theo bảng 6.18 ta đƣợc : YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,61

- KF: hệ số tải trọng về uốn (theo (6.45))

+ Theo bảng 6.7 trang 98 – [TL1] [TL1] với v = 1,58 m/s và cấp chính xác 9

+ Áp dụng công thức (6.47) trang 109 – [TL1]

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 trang 107 – [TL1])

- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16 trang 107 – [TL1])

Thay các giá trị v ừa tính đƣợc vào (6.43) ta có

YR = 1 (bánh răng phay); KxH = 1 (da 400 mm) do đó theo (6.2) và (6.2a)

Suy ra: Cặp bánh răng đảm bảo độ bề uốn

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ta có hệ số quá tải: Áp dụng công thức (6.48) trang 110 – [TL1] ứng suất tiếp xúc cực đại

√ √ Áp dụng công thứ c (6.49) trang 110 – [TL1]

Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

3.4.6 Các thông số và kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw1 175 mm

Chiều rộng vành răng bw 52,5 mm

Theo công thức trong bảng 6.11, ta đƣợc

- Đường kính vòng chia d1 d2 - Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 102 + 2.3 = 108 mm da2 = d2 + 2m = 246 + 2.3 = 252 mm

- Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5m = 102 – 2,5.3 = 94,5 mm df2 = d2 – 2,5m = 246 – 2,5.3 = 238,5 mm Lực tác dụng lên bộ truyền

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Chọn vật liệu làm trục

Tra bảng 10.5 trang 195 – [TL1] ta chọn:

Lưu ý: Thường chọn ứng suất tiếp cho phép theo ứng suất pháp cho phép

Xác định chiều dài trục

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục và chiều dài các mayơ

Theo công thức (10.9) trang 188 – [TL1], đường kính trục thức k 1 3

Trong đó : - T là momen xoắn, Nmm Với T1 = 60575,41 Nmm; T2 = 190133,98 Nmm và T3 = 437278,28 Nmm

- là ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép C45

Chọn đối với trục đầu vào d1

Chọn đối với trục trung gian d2

Chọn đối với trục đầu ra d3

* Đường kính ngõng trục lấy theo tiêu chuẩn để lắp ổ lăn.

Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2 trang 189 – [TL1].

- Chiều dài mayơ đĩa xích (công thức (10.10) trang 189 – [TL1]) lmx = (1,2 1,5)d3 = (1,2 1,5).45 = (54 67,5), ta chọn lmx = 55 mm

- Chiều dài mayơ bánh răng nhỏ cấp nhanh lm1 = (1 1,5)d1 = (1 1,5).30 = (30 45), ta chọn lm1 = 40 mm

- Chiều dài mayơ bánh răng lớn cấp nhanh lm2 = (1 1,5)d2 = (1 1,5).40 = (40 60), ta chọn lm2 = 50 mm

- Chiều dài mayơ bánh răng nhỏ cấp chậm l ’ m2 = (1 1,5)d2 = (1 1,5).40 = (40 60), ta chọn l ’ m2 = 55 mm

- Chiều dài mayơ bánh răng lớn cấp chậm lm3 = (1 1,5)d3 = (1 1,5).45 = (45 67,5), ta chọn lm3 = 65 mm

- Chiều dài mayơ nữa khớp nối, chọn trục vòng đàn hồi (công thức (10.13) trang

189 – [TL1] lmkn = (1,4 2,5)d1 = (1,4 2,5).30 = (42 75), ta chọn lmkn = 65 mm

4.2.2 Kí hiệu chiều dài trục

- Hộp số khai triển bánh răng trụ 2 c ấp

Trong đó: k1 = 8; k2 = 5; k3 = 10; hn = 15 đƣợc tra trong bảng 10.3 trang 189 – [TL1]

Xác định chính xác đường kính trục

SVTH: Trương Hoàng Phúc Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Trường Giang y

Xét trong mặt phẳng (yOz):

TI = 60575,41 Nmm dw1 = 58,28 mm, l 1 = 99,5 mm, l 2 = 49,5 mm, l 3 = 110 mm, l 4 = 162 mm, l 5 = 65 mm,

Xác định lực khớp nối:

Chọn khớp nối vòng đàn hồi – Vật liệu thép

Tra bảng 16.10a trang 68 – [TL2], chọn [T] = 63 Nm D0 = 71 mm

Giá trị các phản lực liên kết tại A và B Đồ án TKHT truyền động cơ khí

Vẽ biểu đồ nội lực: y A y F kn x A z

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn dxich = 22 mm

Theo tiêu chuẩn đầu ngõng trục, chọn dA = 32 mm

√ Để lắp then cho bánh răng, tăng đườ ng kính lên 10%, vậy

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn d1 = 38 mm

Vậy, chọn dB = dA = 32 mm

Xét trong mặt phẳng (yOz):

TII = 190133,98 Nmm, Ft2 = 2078,77 N, Fr2 = 820,82 N, Fa2 787,99 N dw2 = 102,64 mm, l 1 = 99,5 mm, l 2 = 49,5 mm, l 3 = 110 mm, l 4 = 162 mm, l 5 = 65 mm Giá trị các phản lực liên kết tại A và B

Vẽ biểu đồ nội lực

MA = MB = 0 dA = dB = dII = 32 mm

√ Để lắp then cho bánh răng, tăng đường kính lên 10%, vậy

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn d 2

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn d ’ 2 = 38 mm

Xét trong m ặt phẳng (yOz):

TIII = 437278,28 Nmm, Ft3 = 3704,87 N, Fr3 = 1348,46 N, Frx 3989,06 N l 1 = 99,5 mm, l 2 = 49,5 mm, l 3 = 110 mm, l 4 = 162 mm, l 5

= 65 mm Giá trị các phản lực liên kết tại A và B

Vẽ biểu đồ nội lực y z

SVTH: Trương Hoàng Phúc Đường kính chính xác

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn

Theo tiêu chuẩn đầu ngõng trục, chọn 45 mm

Theo tiêu chuẩn thân trục, chọn

Kiểm nghiệm trục

Theo công thức 10.19 trang 195 – [TL1], ta có:

– hệ số an toàn cho phép

– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j (Công thức 10.20 và 10.21 – [TL1]).

Trong các công thức (10.20) và (10.21): là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Đối với thép cacbon:

– biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:

Với W1 và Wo1 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, đƣợc xác định theo bảng 10.6

– hệ số xác định theo các công thức (10.25) và (10.26):

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8.Kx = 1,1

Ky – hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ky = 1,4

– hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

– hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tra bảng 10.11 trang 198 – [TL2] ta đƣợc tỉ số và

– hệ số kể đến ảnh hưở ng của tr ị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 ta đƣợc: và

Thay tất cả các giá trị vừa tính vào công thức (10.19) trang 195 – [TL1] ta đƣợc:

Vậy trục I thỏa điều kiện bền mỏi.

Vậy trục II thỏa điều kiện bền mỏi.

Vậy trục III thỏa điều kiện bền mỏi.

Chọn then

Mối ghép then đƣợc dùng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục Ta chọn then bằng.

Bảng thông số then bằng. Đường Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của kính trục then rãnh r d, mm b h Trên trục Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất t1

Trục I. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

Theo công thức (9.1) trang 173 – [TL1]:

- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d1 – đường kính trục

- ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5

- ứng suất cắt cho phép, MPa; với then bằng thép 45 , khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3, khi va đập mạnh giảm 2/3.

Sau khi thiết kế trục đã xác định được đường kính trục d tại chỗ lắp then và chiều dài mayơ lm.

Thay các giá trị vào công thức (9.1) và (9.2) ta đƣợc:

Trục II. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d2 – đường kính trục

Trục III. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d3 – đường kính trục III d3 = 45 mm

CHỌN Ổ LĂN

Chọn loại ổ lăn

Có nhiều loại ổ lăn Theo hướng tác dụng của tải trọng do ổ tiếp nhận, chia ra: ổ đỡ, ổ chặn, ổ đỡ - chặn và ổ chặn – đỡ; theo dạng con lăn: ổ bi và ổ đũa; theo số dãy con lăn: ổ lăn một dãy, hai dãy và nhiều dãy; theo đặc điểm kết cấu: ổ tự lựa và không tự lựa, vòng trong lắp lên mặt trụ hoặc mặt côn…Chọn loại ổ thích hợp để dùng rõ ràng là không đơn giản và chỉ có thể đƣợc giải quyết tốt trên cơ sở nắm vững đặc điểm làm việc của ổ thể hiện ở khả năng tải, khả năng quay nhanh, độ cứng và giá thành ổ, đồng thời quan tâm đến vấn đề cố định ổ và các chi tiết lắp với nó, vấn đề đơn giản về kết cấu và chế tạo gối đỡ ổ.

Vì lực dọc trục bị triệt tiêu nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:

Vì nên ta tính toán cho ổ A.

Vì lực dọc trục bị triệt tiêu và để đảm bảo lực phân bố đều ta chọn ổ bi đỡ chặn Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:

Vì nên ta tính toán cho ổ B.

Vì lực dọc trục bị triệt tiêu nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:

Chọn ổ theo khả năng tải động

Tải trọng động quy ƣớc:

- Fr và Fa lần lượt là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN.

- V: hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V = 1.

- kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1.

- kd: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra trong bảng 11.3 trang 215 – [TL1], ta đƣợc kd = 1.

- X: hệ số tải trọng hướng tâm, tra bảng 11.4 trang 215 – [TL1] ta có X = 1.

- Y: hệ số tải trọng d ọc trục, tra bảng 11.4 trang 215 – [TL1] ta có Y = 0.

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

Từ công thức 11.2 trang 213 – [TL1], ta có:

Trong đó: Lh = 28800 h – là tuổi thọ đƣợc tính bằng giờ n1 = 968 vg/ph – số vòng quay trục I

- Momen uốn tổng (theo 10.15 trang 194 – [TL1]).

- Momen tương đương (theo 10.16 trang 194 – [TL1]).

Với: T1 = 60575,41 Nmm – momen xoắn trục I

- Đường kính ổ lăn (theo 10.17 trang 194 – [TL1]).

Vậy ta chọn theo tiêu chuẩn

Khả năng tải động tính toán:

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi.

Từ đó tra bảng P2.7 trang 255 – [TL1] ta lựa chọn ổ lăn kí hiệu với các thông số sau:

Kí hiệu ổ 405 Đường kính trong d = 25 mm Đường kính ngoài D = 80 mm

Bán kính góc lƣợn r = 2,5 mm Đường kính bi 16,67 mm

Khả năng tải động cho phép C = 29,2 kN

Khả năng tải tĩnh cho phép Co = 20,8 kN

- Y: hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 trang 215 – [TL1] ta có Y = 0.

Trong đó: Lh = 28800 h – là tuổi thọ đƣợc tính bằng giờ n2 = 293,33 vg/ph – số vòng quay trục II

Với: T2 = 190133,98 Nmm – momen xoắn trục II

Bán kính góc lƣợn r = 2,5 mm Đường kính bi 20,67mm

Khả năng tải tĩnh cho phép Co = 31,9 kN

- Y: hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 trang 215 – [TL1] ta có Y = 0.

Trong đó: Lh = 28800 h – là tuổi thọ đƣợc tính bằng giờ n3 = 121,21 vg/ph – số vòng quay trục III

Với: T3 = 437278,28 Nmm – momen xoắn trục III

Bán kính góc lƣợn r = 3 mm Đường kính bi 23,02 mm

Khả năng tải tĩnh cho phép Co = 53 kN

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc

Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song chúng đều có chung nhiệm vụ: bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lƣợng nhỏHộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32.

Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được trình bày trong bảng dưới đây Trong đó:

- a: khoảng cách trục, chọn khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ a5 mm

- L, B: chiều dài và chiều rộng của vỏ hộp

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h Độ dốc Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân, d 3

Vít ghép nắp cửa thăm, d5

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chọn d1 = 17 > 12 mm mm Chọn d2 = 13 mm mm Chọn d3 = 11 mm mm Chọn d4 = 9 mm mm Chọn d5 = 7 mm

Chiều dày bích thân hộp, S 3

Bề rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Chiều dày: khi không có phần lồi S1

Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Định theo kích thước nắp ổ tra bảng 18.2 ta có:

⁄ ⁄ mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa mm

Dd xác định theo đường kính dao khoét mm

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp mm mm

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp mm mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau mm

Các chi tiết khác có liên quan

6.3.1 Vòng móc. Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công, lắp ghép trên nắp và thân thường lắp thêm vòng móc.

Kích thước vòng móc có thể được xác định như sau:

Chiều dày vòng móc: Đường kính vòng móc:

6.3.2 Chốt định vị. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng nhƣ lắp ghép dùng 2 chốt đơn vị Chọn chốt định vị hình trụ: Tra bảng 18.4a ta có hình dạng kích thước chốt định vị hình trụ: d = 6 mm; c = 1 mm; l = 40 mm

Theo bảng 18.5 trang 92 – [TL2] ta có kích thước nắp quan sát:

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 Để giảm nhiệt ta chọn kết cấu hình 18-11c trang 96 – [TL2].

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 trang 93 – [TL2] (đối với nút tháo dầu trụ). d b m f L c q D S D0

Bôi trơn hộp giảm tốc

6.4.1 Công dụng. Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài 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.

6.4.2 Bôi trơn bộ truyền bánh răng trụ.

Phương pháp bôi trơn bộ truyền bánh răng trụ là phương pháp ngâm dầu. Bôi trơn ngâm dầu: bánh răng đƣợc ngâm trong dầu chứa ở hộp Cách bôi trơn này thường dùng khi vận tốc vòng v ≤ 12 m/s (đối với bánh răng).

6.4.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc.

Theo bảng 18.11 trang 100 – [TL2], ta chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C (100 0 C) để bôi trơn bánh răng.

Vật liệu bánh răng (MPa) 2,5–5 Độ nhớt của dầu ở 50 0 C (100 0 C)

Dựa vào độ nhớt đã chọn, tra bảng 18.13 trang 101 – [TL2] ta chọn dầu ô tô máy kéo AK – 20.

Định dạng
Số trang	69
Dung lượng	438,26 KB