Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Tính tốn chọn động cơ.1.1.Xác định cơng suất cần thiết của động cơ.Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau: Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

Tính toán chọn động cơ

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau:

Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: và được tình theo công thức sau:

Hiệu suất của toàn bộ hệ thống truyền động bao gồm hiệu suất của từng thành phần, cụ thể là: hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (bao gồm 4 cặp ổ lăn), hiệu suất nối trục, hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ được che kín, hiệu suất của 1 cặp bánh răng nón răng thẳng được che kín, và hiệu suất của bộ truyền đai thang.

Thay số vào ta được:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế

Số vòng quay của trục công tác: nlv = 85 (vg/ph)

Tỉ số truyền của hệ thống truyền động : ut = uh uđ

Trong đó: là tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp Chọn sơ bộ là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb = 3000 (vg/ph)

Dựa vào bảng P1.3 trang 237 trong sách "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, chúng ta có thể lựa chọn động cơ 4A112M4Y3 với các thông số kỹ thuật phù hợp, dựa trên công suất kW và tốc độ (vg/ph).

Kiểu động cơ Công suất

Số vòng quay (v/ph) cos φ

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động.

Ta chọn tỉ số truyền bộ truyên đai: ud= 3,15

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

- Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc:

Phương trình độ bền đều đối với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ hai cấp, theo (3.15[1]): theo (3.16) (3.17):

Chọn ; ( vị trí bánh răng không đối xứng trục bảng 6.6); ; ;

- Tra đồ thị hình 3.21 ta chọn tỉ số truyền cặp bánh răng côn : ;

Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng (bộ truyền cấp chậm):

Lập bảng đặc tính của bộ truyền

3.1 Tính toán công suất trên các trục của hộp giảm tốc.

Công suất trên trục công tác:

3.2 Tính số vòng quay trên các trục.

Số vòng quay trên trục động cơ:

Số vòng quay trên trục 1:

Số vòng quay trên trục công tác:

3.3 Tính moment xoắn trên các trục.

Moment xoắn trên trục động cơ:

Moment xoắn trên trục 1của hộp giảm tốc:

Moment xoắn trên trục 2 của hộp giảm tốc:

Moment xoắn trên trục 3 của hộp giảm tốc:

Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục công tác

Số vòng quay n, vòng/phút 2922 927,62 272,83 85 85

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1 Các thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.

- Công suất bộ truyền: kW

- Số vòng quay bánh dẫn: (v/ph)

2 Các bước tính toàn thiết kế bộ truyền đai thang.

Theo đồ thị 4.1 trang 59 tài liệu “ Tính toán thiết kế hệ dẫn đông cơ khí” của Trịnh

Với công suất bộ truyền kW và số vòng quay bánh dẫn

(vg/ph) ta chọn đai thang loại A với các thông số kỹ thuật như sau:

Ký hiệu Kích thước tiết diện mm Diện tích tiết diện A(mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm

Chiều dài giới hạn l b h mm

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền.

2.2.1 Chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn). Đường kính bánh đai nhỏ:

Theo tiêu chuẩn ta chọn:

Vận tốc đai được tính theo công thức sau:

2.2.3 Đường kính bánh đai lớn (bánh bị dẫn).

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối thì đường kính bánh đai lớn là:

Sai lệch so với giá trị chọn trước 2,6%

Khoảng cách trục nhỏ nhất được xác định theo công thức sau:

Chiều dài đai được tính theo công thức sau:

2.2.6 Số vòng chạy đai trong một giây.

Do đó điều kiện được thỏa mãn.

2.2.7 Tính lại khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được tính lại theo công thức:

Khoảng cách trục vẫn nằm trong điều kiện cho phép.

2.2.8 Góc ôm đai bánh đai nhỏ.

Góc ôm đai bánh đai nhỏ được tính như sau:

Vì nên thỏa mãn điều kiện góc ôm đai.

2.2.9 Các hệ số sử dụng.

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α1: Cα

Tra theo bảng 4.15 với α12,5 ˚ ta có: Cα = 0,93

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai: Cl

Với tỉ số: kết hợp tra bảng 4.16 ta có: Cl = 1,03

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: C u

- Trị số công suất cho phép

Theo bảng 4.19 với đai loại A, vận tốc đai v = 19,12 m/s và d 1 5 mm ta được kW

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của phân bố tải trọng lên các dây đai: Cz

Thông thường bộ truyền nhỏ có 2-3 đai nên ta chọn Cz = 0,95

- Hệ số tải trọng động Kđ

Theo bảng 4.7 ta có Kđ = 1,25

2.2.10.Xác định số dây đai

Số dây đai được tính theo công thức sau:

Ta chọn z = 3 (thỏa điều kiện khi ta chọn Cz)

2.2.11.Kích thước bánh đai nhỏ.

- Chiều rộng bánh đai nhỏ tính như sau: Đường kính ngoài của bánh đai:

2.3 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng ban đầu trên 1 đai tính theo công thức sau:

Lực vòng có ích trên mỗi dây đai:

- Lực tác dụng lên trục:

3 Các thông số bộ truyền đai.

Các đại lượng Thông số

Loại đai A Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 125 mm

Chiều rộng bánh đai nhỏ B = 50 mm Đường kính bánh đai lớn d2 = 480 mm

Góc ôm đai bánh đai nhỏ α1 = 152,5 ˚

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP CÔN – TRỤ

Bộ truyền cấp nhanh – bánh răng côn răng thẳng

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện Các thông số độ bền của hai bánh răng được chọn như bảng sau:

Bánh răng Độ rắn HB Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa)

Tỉ số truyền cấp nhanh

1.3 Xác định ứng suất cho phép.

1.3.1 Ứng suất cho phép tiếp xúc.

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức sau:

- là số chu kỳ làm việc tương đương

Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức sau:

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau:

Suy ra: chu kỳ chu kỳ

Vì nên ta lấy để tính toán ⟹ Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Vì bộ truyền bánh răng côn-răng thẳng có đặc điểm riêng, ứng suất tiếp xúc cho phép thường nhỏ hơn giá trị của hai yếu tố liên quan Do đó, ứng suất tiếp xúc cho phép khi xảy ra quá tải cần được xác định một cách chính xác để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.

1.3.2 Ứng suất uốn cho phép

Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở được chọn như sau:

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

- là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ cơ sở: chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo công thức sau:

Vì nên ta có: Hệ số an toàn có giá trị: Ứng suất uốn cho phép sơ bộ cho từng bánh răng như sau:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

1.4 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

1.4.1 Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức.

- hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn-răng thẳng bằng thép:

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, theo bảng 6.21

- hệ số chiều rộng vành răng: vì nên có thể chọn theo bảng 6.21 ta có

Theo bảng 6.21 ta có với bánh răng côn răng thẳng lắp trên ổ đũa, sơ đồ I,

- moment xoắn trên bánh răng chủ động: Nmm

- ứng suất tiếp xúc cho phép:

Vậy ta có kết quả:

1.4.2 Xác định các thông số ăn khớp. a Số răng bánh nhỏ.

Theo bảng 6.22 ta chọn được: Với HB ≤ 350 ta có nên ta chọn răng b Đường kính trung bình và mô đun trung bình. c Xác định mô đun.

Với bánh răng côn-răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:

Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn do đó:

;chọn z1 = 28 răng d Xác định số răng bánh lớn. nên ta chọn răng Tỉ số truyền thực tế là: nên sai số tỉ số truyền: % e Tính góc côn chia.

Chiều dài côn ngoài thực: Đường kính trung bình của bánh nhỏ:

1.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta tìm được

- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6.12 với:

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng: Ở đây - hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức sau:

- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

( đã tra theo bảng 6.21 ở phần trên)

- là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng

- là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

- đường kính trung bình bánh răng nhỏ,

- vận tốc vòng, tính theo công thức: m/s Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 8

Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động

- chiều rộng vành răng: mm,

- ứng suất tiếp xúc cho phép,

Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:

Vậy nên điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn.

1.4.4 Kiểm tra răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép.

- mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng:

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng nên

- hệ số dạng răng, tra theo bảng 6.18 ứng với số răng tương đương được tính như sau:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Ở đây - lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2, chọn bánh răng không dịch chỉnh Theo bảng 6.18 ta có:

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với - hệ số trùng khớp ngang ta có:

- hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Với: - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 chọn

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau: , Với :

- hệ số kể đến ảnh hưởng cảu sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 chọn

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 với cấp chính xác 8, có mô đun < 3,55 nên chọn

Thay số vào ta tính được:

Với các giá trị trên ta có thể tính được:

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được thỏa mãn.

1.4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải. Độ bền quá tải của răng tính như sau:

Thay số vào, với ta có:

Nên điều kiện độ bền quá tải của bánh răng được đảm bảo.

1.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

- Số răng của bánh răng: răng; răng

- Đường kính vòng chia ngoài:

- Chiều cao đầu răng ngoài

- Chiều cao chân răng ngoài

- Đường kính đỉnh răng ngoài

Bảng thông số bộ truyền cấp nhanh – bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 123,8 mm

Chiều rộng vành răng b = 36 mm Đường kính vòng chia ngoài de1 = 70 mm ; de2 = 237,5 mm

Chiều cao răng ngoài he = 5,5 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 3,375 mm ; hae2 = 1,625 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,125 mm ; hfe2 = 3,875 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 76,47 mm ; dae2 = 238,42 mm

Số răng của các bánh răng z1 = 28 răng ; z2 = 95 răng

Môđun trung bình mtm = 2,14 mm

Môđun vòng ngoài mte = 2,5 mm

Bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện Các thông số độ bền của hai bánh răng được chọn như bảng sau:

Bánh răng Độ rắn HB Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa)

2.2 Xác định ứng suất cho phép.

2.2.1 Ứng suất cho phép tiếp xúc.

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức sau:

- là số chu kỳ làm việc tương đương

- là số chu kỳ làm việc cơ sở

- là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức sau:

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau:

Suy ra: chu kỳ chu kỳ

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Bộ truyền bánh răng trụ-răng thẳng có ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định là giá trị trung bình của hai thông số Khi xảy ra quá tải, ứng suất tiếp xúc cho phép cần được tính toán chính xác để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở được chọn như sau:

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

- là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ cơ sở: chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo công thức sau:

Hệ số an toàn của bánh răng là yếu tố quan trọng, với giá trị cụ thể tùy thuộc vào ứng suất uốn cho phép Ứng suất uốn cho phép sơ bộ cho từng bánh răng cần được xác định rõ ràng, đặc biệt là trong trường hợp quá tải để đảm bảo hiệu suất và độ bền của thiết bị.

2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

2.3.1 Xác định khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được xác định sơ bộ theo công thức 6.15a[1]:

- ứng suất tiếp xúc cho phép:

- là tỉ số truyền cặp bánh răng thẳng

- hệ số chiều rộng vành răng, tra theo bảng 6.6 chọn

Từ đó ta tính được hệ số theo công thức sau:

- hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra theo bảng 6.7 (sơ đồ 5) ta có:

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp. a Mô đun pháp

Theo tiêu chuẩn chọn: b Số răng các bánh răng.

Tỉ số truyền thực tế:

Sai số tỉ số truyền: % c Khoảng cách trục thực tế:

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc:

- hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ăn khớp.Theo bảng 6.5 thì

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

Với: là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang được tính gần đúng như sau:

Vận tốc vòng bánh nhỏ:

- 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, tra bảng 6.7 ta có:

Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp được xác định qua bảng 6.13, trong đó cấp chính xác được chọn là 9 Với cấp chính xác 9, chúng ta có thể tra cứu và áp dụng các thông số cần thiết cho thiết kế.

- là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp với

- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16:

Thay các giá trị vừa tính được ta có:

Vậy nên điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn.

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Ứng suất uốn được xác định theo công thức:

- là moment xoắn trên trục chủ động

- đường kính vòng lăn bánh chủ động,

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với suy ra:

- hệ số tải trong khi tính về uốn:

- là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính uốn, theo bảng 6.7 chọn

- là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 ta có:

- là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với Theo bảng 6.15 ta chọn:

Ta tính được hệ số :

So sánh với ứng suất uốn cho phép tính ở phần chọn vật liệu ta có:

Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn.

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải. Độ bền quá tải của răng tính như sau:

Thay số vào, với ta có:

Nên điều kiện độ bền quá tải của bánh răng được đảm bảo.

2.4 Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

- Số răng các bánh răng: ;

 Các loại đường kính của bánh răng

Bảng thông số bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ nghiêng

Khoảng cách trục aw = 190 mm

Chiều rộng vành răng b = 60 mm Đường kính vòng chia d3 = 90 mm ; d4 = 290 mm Đường kính đỉnh răng da3 = 95 mm ; da4 = 295mm Đường kính chân răng df3 = 83,75 mm ; df4 = 283,75mm

Số răng của các bánh răng z3 = 36 răng ; z4 = 116 răng

3 Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu. Đối với hộp giảm tốc hai cấp côn trụ thì mức dầu bôi trơn thấp nhất nên ngập chiều rộng bánh răng côn có đường kính lớn Còn đối với bánh răng trụ thì không ngập quá 1/6 đường kính.

Mức dầu bôi trơn tối thiểu từ tâm cần đạt yêu cầu ngập toàn bộ bề rộng của bánh răng côn được tính theo công thức cụ thể Khi đó, độ ngập của bánh răng trụ thẳng sẽ lớn hơn, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

(mm) Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn.

- Tính giá trị các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn:

- Tính giá trị các lực tác dụng lên cặp bánh răng trụ răng thẳng:

Lực hướng tâm do bộ truyền đai tác dụng lên trục : Fđ = 850,3 N

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có ; ; Ứng suất uốn cho phép: 63, 50 hoặc 48 MPa ứng với các trục có đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100 mm.

Chọn đối với trục vào và ra; đối với trục trung gian.

3 Thiết kế sơ bộ trục theo moment xoắn. Đường kính sơ bộ các trục tính theo công thức :

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính sơ bộ các trục và chiều rộng ổ lăn là:

 Xác định chiều dài mayơ của bánh đai và bánh răng:

- Chiều dài mayơ bánh đai:

- Chiều dài mayơ bánh răng côn:

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

- Chiều dài mayo nửa khớp nối:

+ Chọn k1 = 10 (mm); k2 = 10 (mm); k3 = 10 (mm); hn = 15 (mm)

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực: chọn l11 = 80 mm

Trục không chỉ chịu tác dụng của moment xoắn mà còn phải đối mặt với moment uốn, lực cắt, và lực kéo nén Vì vậy, sau khi xác định sơ bộ các kích thước dọc trục, chúng ta cần tiến hành thiết kế trục dưới tác dụng đồng thời của moment xoắn và moment uốn.

4.1.1 Xác định các lực tác dụng lên trục.

Sơ đồ tính trục được chỉ ra như hình vẽ sau:

Các lực tác dụng lên trục 1 gồm có:

Lực hướng tâm do bánh đai tác dụng lên trục:

 Xác định các phản lực tác dụng lên các gối đỡ B, C:

Giả sử chiều của các phản lực tại gối B, C theo phương x và y như hình vẽ.

Ta có biểu đồ moment của trục 1 như sau.

Với d 1 = 30 mm, vật liệu chọn là thép C45 có Theo bảng 10.5 chọn ứng suất cho phép: Đường kính trục tại các mặt cắt tính theo công thức sau:

Trong đó M td là moment tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức:

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

Sơ đồ lực tác dụng lên trục như hình vẽ sau:

 Lực tác dụng lên bánh răng trụ Z3

 Xác định các phản lực tác dụng lên các gối đỡ A2, D2:

Giả sử chiều của các phản lực tại gối A2, D2 theo phương x và y như hình vẽ.

Biểu đồ moment của trục 2 như sau:

Trong đó M td là moment tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức:

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

Sơ đồ lực tác dụng lên trục như hình vẽ sau:

- Moment truyền từ trục 2 cho trục 3:

- Lực vòng trên bánh răng trụ Z4:

- Lực tác dụng lên trục do khớp nối sinh ra: :

Trong đó F t là lực vòng trên nối trục đàn hồi:

Moment T 3 = 57300 Nmm ta chọn sơ bộ D 0 = 160mm

 Xác định các phản lực tại các gối đỡ A, C:

Biểu đồ moment của trục 3 vẽ như sau:

Trong đó M td là moment tương đương trên các mặt cắt:

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: ; ;

Trục Tiết diện Đường kính (mm) Loại then

III Kiểm nghiệm trục và then

Chúng tôi tiến hành kiểm nghiệm tất cả các tiết diện với đường kính đã xác định Do hai tiết diện lắp ổ trục có đường kính giống nhau, nên chỉ cần kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn hơn trong hai ổ.

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức sau:

Trong đó: -hệ số an toàn, lấy

; Với: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép cácbon ta có thể tính:

- biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

- trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

Khi trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó

- là moment cản uốn và moment cản xoắn tại tiết diện j của trục Đối với tiết diện tròn ta có:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được xác định qua bảng 10.7 Công thức tính hệ số này cho phép đánh giá chính xác sự tác động của ứng suất trung bình đến khả năng chịu mỏi của vật liệu.

Trong đó: - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng 10.8 chọn

- hệ số tăng bề mặt trục, chọn theo bảng 10.9

Ta tính được moment cản uốn và moment cản xoắn như sau:

Trục Tiết diện Đường kính, mm

Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:

Kết quả tính toán hệ số an toàn của các tiết diện trục

Lắp trung gian có độ dôi

Theo bảng trên ta thấy các tiết diện trục đều thỏa mãn điều kiện hệ số an toàn

Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức sau:

Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức sau:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Ứng suất cắt cho phép:

Giá trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục:

Tiết diện T, Nmm d, mm Loại then t 1 mm m m

Theo bảng trên thì các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

CHƯƠNG 5: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

1.1.1 Lược đồ tính chọn ổ trục 1:

Các lực tác dụng lên ổ:

Tổng phản lực tác dụng lên ổ:

Lực dọc trục mặc dù nhỏ hơn lực hướng tâm, nhưng để tăng cường độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, chúng ta lựa chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng với các ký hiệu và thông số cụ thể.

Kí hiệu: 7506 Có: d = 30 mm; C 4,9 kN; C0 = 27,5 kN; α = 13,67˚

1.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

- Tính lực dọc trục FS do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra:

Lực dọc trục tácdụng lên ổ:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế nên lấy nên lấy

Xác định các hệ số X, Y:

Theo công thức 11.3 ta có các kết quả tải trọng quy ước của ổ B và C là:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 (nhiệt độ < 100˚) kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ, chọn kd=1,1 thay số :

Vì QB > QC nên chọn QB để tính toán cho cả hai ổ

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ta tính tải trọng tương đương QE:

Với ổ đũa côn ta có m = 10/3

Theo công thức 11.1 ta có:

Với n1- số vòng quay trục 1, n1 = 927,62 (vg/ph)

LhE – là tổng số giờ làm việc tương đương, LhE =KHELh = 1×24000 $000 giờ

Thay vào ta có: (triệu vòng quay)

Vậy kiểu ổ 7506 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.

Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm α, mm C, kN C0, kN

Lực dọc trục không nhỏ so với lực hướng tâm, nhưng để nâng cao độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với các thông số và ký hiệu phù hợp.

Kí hiệu: 7208 Có: d = 40 mm; C = 42,4 kN; C0 = 32,7 kN; α = 14,33˚

Tính lực dọc trục FS do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra:

Lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Ta thấy: nên lấy nên lấy Xác định các hệ số X, Y:

Theo công thức 11.3 ta có các kết quả tải trọng quy ước của ổ A và D là:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 (nhiệt độ < 100˚) kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ chọn kd=1,1 thay số :

Vì QD > QA nên chọn QD để tính toán cho cả hai ổ

Theo công thức 11.1 ta có: ,Với n2- số vòng quay trục 1, n2 = 272,83 (vg/ph)

Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm α, (˚) C, kN C0, kN

Ta chọn ổ bi cỡ nhẹ có kí hiệu và các thông số sau:

Kí hiệu: 210 Có: d = 50 mm; C = 27,5 kN; C0 = 20,2 kN;

Theo công thức 11.3 ta tính tải trọng quy ước theo ổ bị lực tác dụng lớn hơn là D:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ chọn kd=1,1 thay số :

Theo công thức 11.1 ta có: ,Với n3- số vòng quay trục 1, n3 = 85 (vg/ph)

Kí hiệu d , mm D, mm b=T,mm r, mm d, mm C, kN C0, kN

Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy và được sử dụng rộng rãi.

Với công thức là: với k là hệ số chế độ làm việc theo bảng 16.1 có kết quả k = 1,5…2 , chọn k = 1,5

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

T, Nm dc, mm d1, mm D2,mm l, mm l1, mm l2, mm l3, mm h, mm

Kiểm nghiệm độ bền dập của vòng đàn hồi theo công thức sau:

Trong đó: - ứng suất dập cho phép của vòng cao su:

Vậy nên thỏa mãn điều kiện bền dập

Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt:

- ứng suất uốn cho phép:

Vậy điều kiện bền uốn của chốt được đảm bảo Như vậy chọn khớp nối đàn hồi có các thống số như trên là chấp nhận được.

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

1 Thiết kế vỏ hộp và chọn bulông.

- Bulông ghép bích nắp và thân: ,

- Vít ghép nắp cửa thăm: , lấy

1.4 Mặt bích ghép nắp và thân.

- Chiều dày bích thân hộp:

- Chiều dày bích nắp hộp:

- Bề rộng bích nắp và thân:

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

- Chiều dày khi không có phần lồi:

- Chiều dày khi có phần lồi:

- Bề rộng mặt đế hộp k3 và q:

1.7 Khe hở giữa các chi tiết.

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

- Giữa hai bánh răng với nhau:

Theo bảng 18.3a ta có kết quả kích thước bulông vòng như sau:

1.9 Chốt định vị. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước , thân sau, khi gia công cũng như khi lắp ghép ta chế tạo thêm chốt định vị Theo bảng 18.4a ta có các kích thước chốt định vị như sau; d = 8 mm; c = 1,2 mm; l = 40 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Chọn then

Trục Tiết diện Đường kính (mm) Loại then

Kiểm nghiệm trục và then

Chúng tôi tiến hành kiểm nghiệm tất cả các tiết diện với đường kính đã được xác định Do hai tiết diện lắp ổ trục có đường kính giống nhau, nên chỉ cần kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn hơn trong hai ổ.

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức sau:

Trong đó: -hệ số an toàn, lấy

; Với: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép cácbon ta có thể tính:

- biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

- trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

Khi trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó

- là moment cản uốn và moment cản xoắn tại tiết diện j của trục Đối với tiết diện tròn ta có:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

Hệ số ảnh hưởng đến độ bền mỏi của vật liệu được xác định dựa trên trị số ứng suất trung bình Theo bảng 10.7, hệ số này được biểu thị bằng ký hiệu và được tính toán dựa trên công thức cụ thể.

Trong đó: - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng 10.8 chọn

- hệ số tăng bề mặt trục, chọn theo bảng 10.9

Ta tính được moment cản uốn và moment cản xoắn như sau:

Trục Tiết diện Đường kính, mm

Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:

Kết quả tính toán hệ số an toàn của các tiết diện trục

Lắp trung gian có độ dôi

Theo bảng trên ta thấy các tiết diện trục đều thỏa mãn điều kiện hệ số an toàn

Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức sau:

Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức sau:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế Ứng suất cắt cho phép:

Giá trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục:

Tiết diện T, Nmm d, mm Loại then t 1 mm m m

Theo bảng trên thì các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

Chọn ổ lăn

1.1.1 Lược đồ tính chọn ổ trục 1:

Lực dọc trục nhỏ hơn nhiều so với lực hướng tâm, nhưng để nâng cao độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, chúng ta lựa chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng với các thông số và kí hiệu phù hợp.

Kí hiệu: 7506 Có: d = 30 mm; C 4,9 kN; C0 = 27,5 kN; α = 13,67˚

- Tính lực dọc trục FS do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra:

Lực dọc trục tácdụng lên ổ:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế nên lấy nên lấy

Xác định các hệ số X, Y:

Theo công thức 11.3 ta có các kết quả tải trọng quy ước của ổ B và C là:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 (nhiệt độ < 100˚) kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ, chọn kd=1,1 thay số :

Vì QB > QC nên chọn QB để tính toán cho cả hai ổ

Theo công thức 11.1 ta có:

Với n1- số vòng quay trục 1, n1 = 927,62 (vg/ph)

Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm α, mm C, kN C0, kN

Để nâng cao độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, ta lựa chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ, mặc dù lực dọc trục không nhỏ so với lực hướng tâm Các thông số và kí hiệu của ổ đũa côn này sẽ được trình bày chi tiết trong bài viết.

Kí hiệu: 7208 Có: d = 40 mm; C = 42,4 kN; C0 = 32,7 kN; α = 14,33˚

Tính lực dọc trục FS do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra:

Lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Ta thấy: nên lấy nên lấy Xác định các hệ số X, Y:

Theo công thức 11.3 ta có các kết quả tải trọng quy ước của ổ A và D là:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 (nhiệt độ < 100˚) kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ chọn kd=1,1 thay số :

Vì QD > QA nên chọn QD để tính toán cho cả hai ổ

Theo công thức 11.1 ta có: ,Với n2- số vòng quay trục 1, n2 = 272,83 (vg/ph)

Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm α, (˚) C, kN C0, kN

Ta chọn ổ bi cỡ nhẹ có kí hiệu và các thông số sau:

Kí hiệu: 210 Có: d = 50 mm; C = 27,5 kN; C0 = 20,2 kN;

Theo công thức 11.3 ta tính tải trọng quy ước theo ổ bị lực tác dụng lớn hơn là D:

V- hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1 kd- hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng va đập nhẹ chọn kd=1,1 thay số :

Theo công thức 11.1 ta có: ,Với n3- số vòng quay trục 1, n3 = 85 (vg/ph)

Kí hiệu d , mm D, mm b=T,mm r, mm d, mm C, kN C0, kN

Chọn nối trục

Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy và được sử dụng rộng rãi.

Với công thức là: với k là hệ số chế độ làm việc theo bảng 16.1 có kết quả k = 1,5…2 , chọn k = 1,5

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

T, Nm dc, mm d1, mm D2,mm l, mm l1, mm l2, mm l3, mm h, mm

Kiểm nghiệm độ bền dập của vòng đàn hồi theo công thức sau:

Trong đó: - ứng suất dập cho phép của vòng cao su:

Vậy nên thỏa mãn điều kiện bền dập

Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt:

- ứng suất uốn cho phép:

Vậy điều kiện bền uốn của chốt được đảm bảo Như vậy chọn khớp nối đàn hồi có các thống số như trên là chấp nhận được.

THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

1 Thiết kế vỏ hộp và chọn bulông.

- Bulông ghép bích nắp và thân: ,

- Vít ghép nắp cửa thăm: , lấy

1.4 Mặt bích ghép nắp và thân.

- Chiều dày bích thân hộp:

- Chiều dày bích nắp hộp:

- Bề rộng bích nắp và thân:

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

- Chiều dày khi không có phần lồi:

- Chiều dày khi có phần lồi:

- Bề rộng mặt đế hộp k3 và q:

1.7 Khe hở giữa các chi tiết.

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

- Giữa hai bánh răng với nhau:

Bulông vòng được sử dụng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công hoặc lắp ghép Theo bảng 18.3b, khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc được cung cấp.

Theo bảng 18.3a ta có kết quả kích thước bulông vòng như sau:

Chốt định vị là yếu tố quan trọng để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước, thân sau trong quá trình gia công và lắp ghép Theo bảng 18.4a, kích thước của chốt định vị được quy định như sau: đường kính d = 8 mm, chiều cao c = 1,2 mm và chiều dài l = 40 mm.

Cửa thăm là thiết bị quan trọng giúp đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết bên trong trong quá trình lắp ghép Theo bảng 18.5, chúng ta cần chọn cửa thăm với các kích thước cụ thể để đảm bảo hiệu quả sử dụng.

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Kích thước của nút thông hơi nên được lựa chọn theo bảng 18.6.

Nút tháo dầu để tháo dầu bẩn, biến chất để thay dầu mới Theo bảng 18.7 có kích thước nút tháo dầu như sau:

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế d b m f L c q D S D0

Để kiểm tra mức dầu trong hộp số, chúng ta sử dụng que thăm dầu Việc này giúp đảm bảo công việc bôi trơn hiệu quả cho bộ truyền của hộp giảm tốc, đặc biệt là khi vận tốc vòng hoạt động cao.

1 dến 2,5 m/s ta dùng dầu nhớt ở nhiệt độ 50˚C có độ nhớt là 186

Khóa luận tốt nghiệp Kinh tế trình bày về ống lót dùng để hỗ trợ ổ lăn, giúp việc lắp ghép và điều chỉnh sự ăn khớp của bánh răng côn trở nên thuận tiện hơn Ống lót có bề dày từ 6 đến 8mm, trong đó được chọn bề dày là 8mm, và được chế tạo từ gang xám GX15-32.

Chiều dày vai δ1 và chiều dày bích δ2 bằng δ

Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có hai loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua.

Các kích thước của nắp hộp tra theo kích thước của gối trục.

Trục D, mm D2, mm D3, mm D4, mm h, mm d4, mm z

D – Đường kính ngoài của ổ; D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ

D3 – Đường kính ngoài của nắp; h – chiều dày nắp

Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua, kết cấu và kích thước vòng phớt cho như sau:

Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.

CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

Ổ lăn được lắp trên trục thông qua hệ thống lỗ, với độ dôi và kiểu lắp k6 Bánh răng, bánh đai và các nối trục cũng được lắp đặt theo hệ thống lỗ, đảm bảo mối ghép có độ dôi theo kiểu k6.

1 Lắp ghép giữa trục bánh răng với ổ bi: H7/k6

2 Lắp ghép giữa thân bánh răng với trục: H7/k6

3 Lắp ghép giữa khớp nối với trục: H7/k6

4 Lắp ghép giữa vòng chắn mỡ với trục: K7/h6

5 Lắp ghép giữa nắp ổ và vỏ hộp: H7/h6

6 Mối ghép then: Then cố định trên trục theo kiểu lắp ghép có độ dôi, thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.

2 Dung sai và lắp ghép mối ghép then.

Bộ truyền làm việc với chế độ tải thay đổi, chịu va đập nhẹ nên chọn kiểu lắp then bình thường.

Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then.

Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then

Chiều sâu rãnh then Trên trục, t1 Trên bạc, t2

Js9 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn

3 Các kiểu lắp ghép trong bộ truyền.

Sai lệch giới hạn của các chi tiết khác

Mối ghép giữa các chi tiết

ES EI es ei TD Td

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Trần Xuân Bách
Người hướng dẫn	GVHD: Hồ Ngọc Thế Quang
Trường học	Trường Đại Học
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	Đồ Án

Định dạng
Số trang	71
Dung lượng	3,91 MB