ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Trang I: TÍNH ĐỘNG HỌC................................................................................................5 CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌC............................................................................5 1.1 Chọn động cơ...........................................................................................5 1.1.1 Xác định công suất động cơ...............................................................5 1.1.2 . Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.........................5 1.1.3.Chọn quy cách động cơ......................................................................6 1.2 Phân phối tỷ số truyền.............................................................................6 1.3 . Tính các thông số trên trục.....................................................................7 1.3.1 . Công suất.........................................................................................7 1.3.2 . Số vòng quay...................................................................................7 1.3.3 . Momen xoắn....................................................................................7 1.3.4 Bảng thông số....................................................................................8 PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...........................................................9 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN.................................................9 ĐAI THANG.........................................................................................................9 2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai...................................................................9 2.2 Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2...................................................9 2.3 Xác định khoảng cách trục a.....................................................................9 2.3.1 Khoảng cách trục sơ bộ :....................................................................9 2.3.2 Chiều dài dai L.................................................................................10 2.3.3 Tính chính xác khoảng cách trục.....................................................10 2.3.4 Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1..........................................................10 2.4 Tính số đai Z...........................................................................................10 2.5 Các thông số cơ bản của bánh đai..........................................................10 2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục...............................11 2.7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai thang....................................11 2 | P a g e CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG..................................................................13 3.1 Chọn vật liệu bánh răng.........................................................................13 3.2 Xác định ứng suất cho phép..................................................................13 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...........................................................16 3.4 Xác định các thông số ăn khớp..............................................................16 3.4.1 Modun..............................................................................................16 3.4.2 Xác định số răng..............................................................................16 3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng........................................................17 3.4.4 Xác định góc ăn khớp αtw.................................................................17 3.4 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép.........................17 3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.........................................................18 3.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.....................................................18 3.5.2 Kiếm nghiệm độ bền uốn...............................................................20 3.5.3 Kiếm nghiệm răng về quá tải............................................................21 3.6 Một số thông số khác của cặp bánh răng...............................................21 3.7 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng....................................22 PHẦN III. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN........................................23 CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.........................................................23 4.1 Chọn vật liệu..........................................................................................23 4.2 Tính thiết kế trục...................................................................................23 4.2.1 Tính sơ bộ đường kính trục..............................................................23 4.2.2 Chọn khớp nối..................................................................................23 4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết ,bộ truyền tác dụng lên trục.................24 4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực...................................24 4.3 Tính chọn đường kính các đoạn trục......................................................26 4.3.1 Tính phản lực cho trục 2.................................................................27 4.3.2.Vẽ biểu đồ momen...........................................................................27 4.3.3.Tính momen tương đương..............................................................28 4.3.4.Chọn đường kính các đoạn trục.......................................................29

TÍNH ĐỘNG HỌC

Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

 Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:

Trong đó: Pyc : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) η

Plv : công suất trên trục máy công tác (kW)

 Công suất trên trục máy công tác :

Trong đó: - F là lực kéo băng tải (N)

-v là vận tốc di chuyển của băng tải (m /s)

 Hiệu suất truyền động : η = η0l 3 × ηd × ηkn × nbr

Trong đó : η0l là hiệu suất ổ lăn chọn η0l = 0,99 ηd là hiệu suất của bộ truyền đai chọn ηd = 0,95 ηkn là hiệu suất khớp nối chọn ηkn = 1 nbr là hiệu suất của bộ truyền bánh răng chọn ηbr = 0,97

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

 Tốc độ quay của trục công tác : nlv = 60000 π D v = 3,14.250 60000.1 v,43 (v/ph) Trong đó : v là vận tốc của băng tải (m/s)

D là đường kính tang (mm)

 Tỷ số truyền toàn bộ ut của hệ thống : uc = uđ ubr

Trong đó : uđ là tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai dẹt)

Ubr là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb= ut nlvv,43.12.55,37(v/ph)

1.1.3.Chọn quy cách động cơ Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn đồng thời 2 điều kiện : Pđc ≥ Pyc = 3,13 (KW) nđc ≈ nsb

Tra bảng phụ lục trong tài liệu P1.3 chọn động cơ thỏa mãn các yêu cầu trên:

- Ký hiệu động cơ : 3K160S6 (động cơ không đồng bộ 3 pha)

- Công suất động cơ : Pđc = 5,5 (kW)

- Vận tốc quay : 960 (vòng / phút)

Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động

Mà uc = uđ ubr Chọn uđ = 2,5

1.3 Tính các thông số trên trục

 Công suất trên trục công tác : Pct = Plv = 2,8 (kW)

 Công suất trên trục 2 ( trục ra của hộp giảm tốc )

 Công suất trên trục 1 ( trục vào của hộp giảm tốc)

 Công suất thực tế trên trục động cơ

 Số vòng quay trên trục động cơ : nđc = 960 (vòng / phút)

 Số vòng quay trên trục 1 : n1 = nđc / uđ = 960 2,5 = 384

 Số vòng quay trên trục 2: n2 = n1/ ubr = 5,02 384 = 76,5

 Số vòng quay trên trục công tác : nct =n2 = 76,5(v/ph)

 Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức :

Ti = 9,55 n 10 6 P i i , trong đó Pi và ni là công suất và số vòng quay trên trục i

 Momen xoắn trên trục động cơ :

 Momen xoăn trên trục công tác :

1.3.4 Bảng thông số Động cơ I II Công tác

Tỉ số truyền u u đ = 2,5 u br = 5,02 u kn = 1 n (vòng/phút) 960 384 76,5 76,5

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

 Chọn loại đai dẹt : đai vải cao su.

 Tra đồ thị 4.1[1](trang 59) với các thông số Với P1 =Pyc = 3,13 (kW) và nđc= n1= 960 (vòng/ phút) , ta chọn tiết diện đai là B

2.2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 và d 2

 theo công thức: d1 = (5,2 … 6,4).√ 3 T đc ,t => d1 = 180 mm

 Chiều dày đai vải cao su được xác định: δ ≤ d 1 [ d δ 1 ] 40 1 max

Tra bảng 4.1(trang 51) ta dùng loại đai B-800 và B-820 số lớp 3 và có lớp lót.

Chiều dày đai δ =4,5 mm; d 180 140 min mm (bảng 4.6 trang 53)

Kiểm tra d 1 0> ¿ min ¿ ¿ d ⇒ Thỏa mãn

 Kiếm tra về vận tốc đai v = π d 60000 1 n 1 = 3,14.180.960

 Tính d2 d2 = u.d1.(1 – ε ) = 2,5.180.(1-0,02) = 441 (mm) Với ε là hệ số trượt, ε từ 0,01 đến 0,02, chọn ε=0,02

Chọn theo tiêu chuẩn d2 = 450 (mm)

 Tỷ số truyền thực tế ut = d d 2

 Sai lệch tỷ số truyền

2.3 Xác định khoảng cách trục a

2.3.1 Khoảng cách trục sơ bộ : a d 2

Số vòng chạy của đai trong 1s là i = v L = 9,05.1000 2900 = 3,1 Điều kiện: i≤ i max

Vậy i thỏa mãn nên L không phải tăng thêm 1 khoảng để nối đai.

2.3.3 Tính chính xác khoảng cách trục a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2

2.3.4 Góc ôm trên bánh đai nhỏ α 1 α 1 = 180 o - 57 o ( d 2 −d 1) a = 180 - 57 ( 450−180 )

2.4 Tính ứng suất có ích cho phép

- ¿ : ứng suất có phép có ích được xác định bằng thực nghiệm được tính theo công thức: ¿

⇒ bộ truyền đạt thẳng đứng nên σ 0 =1,6 MPa

Tra bảng 4.9(trang 56) suy ra hệ số k 1 =2,3 ; k 2 =9,0

- C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1

- C v : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai.

C v =1− k v (0,01 v 2 −1)=1−0,04.(0,01.9,0 5 2 −1)=1,007 ở đây k v =0,004 vì là đai vải cao su

- C 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai

- chiều rộng bánh đai b: b = v 1000 [ σ F ] δ P 1 K đ = 9,05.1,591 4,5 1000 3,13 1,45 70,046 mm, trong đó Kđ : tra bảng 4.7 trang 55 TTTKHDĐCK tập 1 với động cơ không đồng bộ 3 pha, làm việc va đập nhẹ, làm việc 3 ca

Tra dãy tiêu chuẩn đai hẹp trang 51 TTTKHDĐCK tập 1, ta được b= 71 mm

2.5 Các thông số cơ bản của bánh đai.

 Chiều rộng của bánh đai dẹt: ( theo CT 8.1 trang 123 CSTKM&CTM) B=1,1 b + ( 10 … 15 ) mm

Với b = 71 , B = ( 88,1 … 93,1 ) Tra bảng 20.6 ta được B tiêu chuẩn là

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

Lực tác dụng lên trục : F r = 2 F 0 Sin( α 1 /2) = 2 511,2 Sin(164 o /2) = 1012,45 N

2.7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt.

Thông số Ký hiệu Giá trị

Tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 (mm) Đường kính bánh đai lớn d2 450 (mm)

Tỷ số truyền Ud 2,55 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 (mm) Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 (mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ α1 164 o

Lực căng tác dụng lên trục Fr 1012,45 (N)

CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

3.1 Chọn vật liệu bánh răng

Trang 92, bảng 6.1 sách Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí tập 1

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện.

 Độ rắn HB = 192 ÷ 240 , chọn HB2= 220

 Giới hạn chảy σ ch2 E0 (MPa)

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

 Độ rắn HB = 230 ÷ 260 , chọn HB1= 240

 Giới hạn chảy σ ch 1 U0 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép. Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] , và ứng suất uốn cho phép [ σ F ] được xác định theo các công thức:

 Chọn sơ bộ: { ¿ ¿ Z Y R R Z Y v S K K xH xF =1 =1

 SH ,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2(trang 94) ta được:

-Bánh chủ động SH1=1,1 , SF1=1,75

-Bánh bị động SH2=1,1 , SF2=1,75

 σ H lim¿ 0 ¿, σ L lim¿ 0 ¿: ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , tra bảng 6.2 : ứng với nhãn thép 45, 40X và tôi cải thiện

0 = 1,8HB1= 1,8.240 = 432 (MPa) -Bánh bị động : σ H lim 2

• KHL ,KFL: hệ số tuổi thọ.

– mH ,mF : bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB < 350, mH = mF = 6 – NH0 ,NF0: số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

– N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất N HE = N FE = 60 cnt ∑ c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c = 1 n: vận tốc vòng của bánh răng tΣ: tổng số giờ làm việc của răng tΣ = Ih

Bánh chủ động : N HE 1 = N FE1 ` cn 1 t ∑ ❑ `.1 384 19000C,78.10 7

Bánh bị động : N HE 2 = N FE2 ` cn 2 t ∑ ❑ `.1.76,5 19000=¿8,721.10 7

Bánh chủ động: NHE1 > NHO1 lấy NHE1 = NH01 do đó KHL1 = 1

NFE1 > NFO1 lấy NFO1 = NFE1 do đó KFL1 = 1

Bánh bị động : : NHE2 > NHO2 lấy NHE2 = NH02 do đó KHL2 = 1

NFE2 > NFO2 lấy NFO2 = NFE2 do đó KFL2 = 1

Thay số liệu vào công thức ta được :

1,75 1$6,86 (MPa) Bánh răng bị động:

Do là bánh răng nghiêng nên

2 = 481,82 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[ σ H ] ch ( σ c h1 , σ c h 2 ) max (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w = K a ( u+ 1 ) √ 3 [ σ T H ] 1 2 sb K u.ψ Hβ ba

 Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm răng KaC ( MPa 1 3 )

 T1: momen xoắn trên trục chủ động T1= 71503,81 (Nmm)

 [ σ H ] sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb = 481,82 (MPa)

 ψ bd , ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng Chọn ψ ba =0,4 ψ bd =ψ ba 0,53 ( u+1 ) =0,4.0,53 ( 5,02 +1 ) =1,28

 KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7( Trang 98) , sơ đồ vị trí 6 , HB< 350,ta được :

Vậy khoảng cách trục sơ bộ : a w =K a ( u+1 ) √ 3 [ σ T H ] 1 2 sb K u.ψ Hβ ba =¿ (mm) ¿ 43 ( 5,02+1 ) √ 3 71503,81.1,06

Chọn aw 0 (mm) theo dãy tiêu chuẩn

3.4 Xác định các thông số ăn khớp.

Chọn theo tiêu chuẩn m = 2 (mm)

-Tỷ số truyền thực tế u t = Z 2

-Sai lệch tỷ số truyền Δu= | u t −u u | 100 % ¿ | 5−5,02 5,02 | 100=0,40 %

3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng cos β= m ( Z 1 + Z 2 )

3.4.4 Xác định góc ăn khớp α tw

Góc profin gốc α = 20 o α t =α tw = arctan ( cos tan α β ) =arctan ( cos12,84 tan 20 ) = 20,47 o

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở β b = arctan(¿ cos α t tan β )=arctan (¿ cos20,47 tan8,11 ),05 ¿¿ o

* Hệ số trùng khớp dọc:

3.4 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép.

Tỷ số truyền thực tế ut = 5 Đường kính vòng lăn d w 1 = 2 a w u t +1 = 2.160

Vận tốc vòng của bánh răng v= π d 60000 w 1 n 1 = π 52,89 384

Xác định chính xác ứng suất cho phép.

 [ σ H ] sb và [ σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ.

 ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

 Zv : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng.

• KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH = 1

• YR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn YR = 1

 Ys : hệ số xét đến sự nhạy cảm của vật liệu với sự tập trung ứng suất

 KxF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn KxF = 1

3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u H t d (u w 2 t 1 + 1) ≤ [ σ H ]

 ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ZM = 274

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

Z H = √ sin 2 cos ( 2 α β tw b ) = √ sin 2.cos12,05 (¿ 2.20,47) =1,73 ¿

 Z ε : hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β

– ε α : hệ số trùng khớp ngang ε α = [ 1,88 −3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos β ¿ [ 1,88 −3,4 ( 26 1 + 130 1 ) ] cos12,84 =1,69

– chiều rộng vành răng : b w =ψ ba a w =0,4.160d

– ε β : hệ số trùng khớp dọc ε β = b w sin β m π = 64.sin 12,84

 KH : hệ số tải trọng

– KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ = 1,06

– KHα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp

60000 =1,07(bảng 6.13 trang 106)nên cấp chính xác là 9

Tra bảng 6.14 ta được KHα = 1,13 , KFα = 1,37

– Theo công thức 6.41 ta có KHv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

 Chiều rộng vành răng bw = 64.

3.5.2 Kiếm nghiệm độ bền uốn σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m ≤ [ σ F1 ] σ F2 = σ F 1 Y F 2

 [ σ F1 ] và [ σ F2 ]là ứng suất uốn cho phép : [ σ F1 ] = 246,86 (MPa)

 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn

– KFβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng với ψ bd =1,28 và sơđồ bố trí là sơ đồ 6, được: KFβ = 1,16

– KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp KFα = 1,37

– KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. (trang 109)

 Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng

 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 YF1 và YF2 : hệ số dạng răng

Tra bảng 6.18 ta được YF1 = 3,85

3.5.3 Kiếm nghiệm răng về quá tải.

{ ¿ ¿ ¿ σ σ σ Fm Fm Hmax ax1 ax2 = = = σ K K H qt qt √ σ σ K F1 F2 qt ≤ ≤ ≤ [ [ [ σ σ σ F1 F H 2 ] m ] ] max max ax

Kqt – Hệ số quá tải:

Tra bảng động cơ : Kqt = T T max σH √ K qt √ 2,2 Hmax σ F max1 =σ F1 K qt q,45.2,2 7,19< 440( MPa) σ F max2 =σ F 2 K qt = 64,31.2,21,48< 360( MPa)

3.6 Một số thông số khác của cặp bánh răng. Đường kính vòng chia: d 1 = m Z 1 cos β = 2.26 cos1 2,84 S,34 (mm) d 2 = m Z 2 cos β = 2.130 cos1 2,84 &6,67 (mm) Đường kính đỉnh răng : d a1 = d 1 + 2 mS,34+ 2.2W,34 (mm) d a2 = d 2 +2 m&6,67+ 2.2'0,67 (mm) Đường kính chân răng: d f 1 =d 1 −2,5 mS,34 −2,5.2H,34 ( mm) d f 2 =d 2 −2,5 m&6,67 −2,5.2&1,67 (mm)

Lực hướng tâm : F r 1 = F r2 = F t 1 tan 20 cos12,84 = 2681,56 tan20 cos12,84 01,04 ( N )

Lực dọc trục : F a 1 = F a2 =F t 1 tan β&81,56 tan 12,84 a1,20( N )

3.7 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị

Khoảng cách trục aw (mm) 160

Chiều rộng vành răng bw (mm 64 Đường kính vòng lăn dw1 (mm) dw2 (mm) 53,33

266,67 Đường kính đỉnh răng da1 (mm) da2 (mm) 57,34

270,67 Đường kính đáy răng df1 (mm) df2 (mm) 48,34

261,67 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] (MPa) 414,37

Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 (N) 1001,04

Lực dọc trục Fa1 = Fa2 (N) 611,20

TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tra bảng 6.1 ta chọn vật liệu chế tạo trục 2 là thép 45 , thường hóa , có σb 600 MPa , [ τ ] ÷ 30( MPa)

Vật liệu chế tạo trục 1 là thép 40X, tôi cải thiện, giới hạn bền 850 (MPa)

4.2.1 Tính sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định theo công thức : d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]

Trong đó : T : momen xoắn (Nmm)

[ τ ] : ứng suất xoắn cho phép [ τ ] 30 MPa

Chọn khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Trong đó : k là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác , với đề là hệ dẫn động băng tải k = 1,2 ÷ 1,5 , ta chọn k =1,3

Ta tra bảng 16-10a với Tt = 459273,85 và d2 @ (mm) ta được kích thước của nối trục vòng đàn hồi

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi( bảng 16.10b)

4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết ,bộ truyền tác dụng lên trục

 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng.

Lực hướng tâm : F r 1 =F r2 = F t 1 tan 20 cos12,84 = 2681,56 tan20 cos12,84 01,04 ( N )

Lực dọc trục : F a 1 = F a2 =F t 1 tan β &81,56 tan 12,84 a1,20 ( N )

 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục.

 Lực từ bộ truyền bánh đai tác dụng lên trục

4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Từ đường kính d1 = 30 (mm) , d2 = 40 (mm) , ta tra bảng 10.2 chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn bo : b01 = 19 (mm) b02 = 23 (mm)

- Chiều dài may ơ bánh răng trụ trục 2 l m2 =(1,2÷ 1,5 )d 2 =( 48 ÷ 60) , lấy lm2 P (mm)

- Chiều dài may ơ của bánh răng trục 1 l m1 = ( 1,2 ÷1,5 ) d 1 = ( 36÷ 45 ) (mm) , chọn lm1 = 40 (mm)

- Chiều dài may ơ của khớp nối trục 2: l mc2 =(1,4 ÷ 2,5 ) d 2 =(1,4 ÷2,5 )40 V ÷ 100 (mm) , chọn lmc2 = 90(mm)

- Chiều dài may ơ của bánh đai lắp trên trục 1 : l mc 1 = ( 1,2÷ 1,5 ) d 1 = ( 36 ÷ 45 ) ( mm) , chọn lmc1 @ (mm)

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục tra bảng 10.3

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữ các chi tiết quay : k1 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ : k3 = 10 (mm)

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn (mm)

Với trục 2: l 2c =0,5.( b 02 +l mc2 ) + h n + k 3 = 0,5 ( 23+ 90 ) +20+ 10,5 (mm) l 22 =0,5.(b 02 +l m2 )+ k 1 +k 2 = 0,5.(23+50)+10 +13y,5 (mm) l 21 =2 l 22 = 2.79,59(mm)

Với trục 1: l 1 c =0,5.( l mc 1 + b 01 ) + k 3 +h n = 0,5 ( 40+19 ) +10+ 20Y,5 (mm) l 11 =l 21 9(mm) l 12 =l 22 y.5 ( mm )

4.3.1 Tính phản lực cho trục 1.

{ ¿ M ¿ M tđj = j = √ √ M M 2 j + 2 yj + 0,75 M xj 2 T ( 2 N mm) j ( N mm)

4.4.1 Tính phản lực cho trục 2

Chọn ổ lăn 1 làm gốc, chiều các lực giả định như hình vẽ.

Chiều dương ngược chiều kim đồng hồ.

Biểu đồ momen cho trục 2

4.4.4 Tính đường kính trục tại các tiết diện.

[ σ ] : ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 ta được [ σ ]V,5 (MPa) d 20 = √ 3 559442,91 0,1.56,5 F,26 ( mm)d 21 = √ 3 538032,05 0,1.56,5 d = 45,66 (mm)d 22 = √ 3 557749,89 0,1.56,5 = 46,21 (mm)

4.4.5.Chọn đường kính các đoạn trục

Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục 2 như sau d20 d21 d22 d23

4.3.5.Chọn và kiểm nghiệm then.

 Xác định mối ghép then tại tiết diện lắp bánh răng d12 = 38(mm) Chọn then bằng ,tra bảng 9.1a ta có : Đường kính trục d Kích thước tiết diện then (mm)

Chiều sâu rãnh then(mm)

Bán kính góc lượn rãnh then r b h Trên trục t1

Chiều dài then : l =(0,8….0,9)lm1 =(0,8…0,9).50=(40…45) ta chọn E(mm)

 Ta xét: khoảng cách từ chân bánh răng 1 đến rãnh then : d f 1

Như vậy ta phải làm bánh răng liền trục.

 Xác định mối ghép then tại tiết diện lắp bánh đai:

Ta có d14 = 30(mm), chọn then bằng , tra bảng ta có Đường kính trục d Kích thước tiết diện then (mm)

Chiều sâu rãnh then(mm)

Bán kính góc lượn rãnh then r b h Trên trục t1

Chiều dài then : l=(0,8 ÷ 0,9) l mc1 =(0,8 ÷ 0,9 )55 mm , ta chọn l = 40 (mm)

4.3.5.2.Chọn và kiểm nghiệm then cho trục 2.

 Chọn then tại tiết diện lắp trục bánh răng d22 P mm Chọn then bằng ,tra bảng 9.1a Đường kính trục d Kích thước tiết diện then (mm)

Chiều sâu rãnh then(mm)

Bán kính góc lượn rãnh then r b h Trên trục t1

Chiều dài then l=(0,8 ÷ 0,9) l m2 =(0,8÷ 0,9) 70=(56 ÷63) , chọn l = 60 (mm)

 Kiểm nghiệm then Ứng suất dập σ d = 2.T 2 d l (h−t 2 ) ≤ [ σ d ] với [ σ d ] là ứng suất cho phép

Tra bảng 9.5 với dạng lắp cố định, vật liệu mayo là thép, đặc tính tải trọng va đập vừa ta có [ σ d ]0 (MPa) σ d = 2.645251,15

 thỏa mãn ứng suất dập. Ứng suất cắt. τ c = 2 T 2 d.l.b ≤ [ τ c ]

Với [τ C ] ` 90 (MPa) là ứng suất cắt cho phép Do tải trọng va đập vừa gây nên lấy giảm đi 1/3:

 Chọn then trên tiết diện lắp khớp nối d20 = 43 (mm) , chọn then bằng , tra bảng ta được Đường kính trục d Kích thước tiết diện then (mm)

Chiều sâu rãnh then(mm)

Bán kính góc lượn rãnh then r b h Trên trục t1

Chiều dài then l=(0,8 ÷ 0,9) l mc2 =(0,8 ÷ 0,9 )90=(72÷ 81) , chọn lr (mm)

 Kiểm nghiệm then Ứng suất dập σ d = 2.T 2 d l (h−t 2 ) ≤ [ σ d ] với [ σ d ] là ứng suất cho phép

Tra bảng 9.5 với dạng lắp cố định, vật liệu mayo là thép, đặc tính tải trọng va đập vừa ta có [ σ d ]0 (MPa) σ d = 2.645251,15

 thỏa mãn ứng suất dập. Ứng suất cắt. τ c = 2 T 2 d.l.b ≤ [ τ c ]

Với [τ C ] ` 90 (MPa) là ứng suất cắt cho phép Do tải trọng va đập vừa gây nên lấy giảm đi 1/3:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

4.3.6 Kiểm nghiệm trục 2 theo độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: s j = √ s s σj 2 σj s + τj s 2 τj ≥ [ s ]

 [ s ] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [ s ] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [ s ] = 2,5… 3.

 sj và sj: hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j: s σj = σ −1

K σdj σ aj +ψ σ σ mj s τj = K τ −1 τdi τ aj +ψ τ τ mj

Trong đó: σ −1 và τ −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng: σ −1 =0,436 σ b =0,436.600&1,6 ( MPa) τ −1 =0,58 σ −1 =0,58.261,61,73 ( MPa) σ aj , τ aj, τ mj , σ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, do quay trục một chiều:

{ ¿ τ mj ¿ = σ τ aj aj =σ ¿ = σ mj τ max j max j 2 =0 = = W M 2 j j T W j oj

Với W j ,W 0 j là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục. ψ σ ,ψ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng 10.7[1]-197 với σ b =¿ 600 MPa, ta có: ψ t =0,05ψ σ =0

K σdj và K τdj : hệ số xác định theo công thức sau:

Trong đó: 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 trang 197 lấy Kx

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 Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1,5 ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

K σ và K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

- Kiểm nghiệm tiết diện trục ở ổ lăn

{ ¿ M ol =M 21 2762,01(Nmm ) ¿ T ol =T 2 d5251,15 ( Nmm) ¿ d ol =d 23 E(mm)

Tra bảng 10.6 trang 196 ta có:

 { ¿ τ mj ¿ =τ σ aj aj =σ = τ max j max j 2 = = W M 2.W ¿ j j T σ = mj j oj 142762,01 =0 8946,18 = 645251,15 2 ,96 ,03

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt lắp trục có độ dôi ra Tra bảng 10.11 với σ b `0 MPa

{ ¿ s τj = ¿ K s σj τdj = τ K τ aj −1 + σdj ψ σ τ σ aj τ mj −1 +ψ = σ 1,13.18,03 σ mj = 1,41.15,96 151,73 261,6 +0,05.18,03 ,62 =7,13

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng

{ ¿ ¿ M T br br =T =M 2 d5251,15( 22 "9611,1 ( Nmm Nmm) ) ¿ d br = d 22 P(mm)

Tra bảng 10.6[1]-196 với dP mm

Do tiết diện này lắp ghép trục có độ dôi ra Tra bảng 10.11 với σ b `0 MPa

{ ¿ ¿ K K ε ε σ τ σ τ =1,64 =2,06 Ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng 10.12[1]-199 với trục σ b =¿ 600 MPa, Ta có:

{ ¿ s τj = ¿ K s σj τdj = τ τ aj K −1 +ψ σdj τ σ τ σ aj mj −1 +ψ = σ 1,51.14,01+ σ mj = 1,41.21,37 151,73 261,6 0,05.14,01 = 8,68 =6,94

-Kiểm nghiệm về tiết diện lắp khớp nối.

Do M20 = 0 nên ta chỉ tính :

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11[1]-198, ta được: Ảnh hưởng của độ dôi:

{ ¿ ¿ K K σ τ / / ε ε σ τ =1,64 =2,06 Ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng 10.12[1]-199 với trục σb = 600MPa:

Vậy trục an toàn về độ bền mỏi

4.3.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Công thức kiểm nghiệm có dạng: σ td = √ σ 2 + 3 τ 2 ≤ [ σ ]

Trong đó : σ = 0,1 M max d 3 τ = Tmax 0,2 d 3[ σ ]= 0,8 σ c h =0,8.340'2( MPa)

Với Mmax và Tmax là momen uốn lớn nhất và xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm.

 Tại tiết diện lắp khớp nối.

 Tại tiết diện lắp ổ lăn

M 21 max T max d=d 21 E (mm) → { ¿ →σ td = √ σ 2 +3 ¿ ¿ τ σ= τ 0,2 2 = 0,1 d √ 3 15,6 7 645251,15 T d 0,2.4 5 3 max M 142762,01 0,1.4 5 max 2 +3.35 3 max 3 , 4 { 2 c,29 ≤ [ σ ]

 Tại tiết diện lắp bánh răng

M 22 max T max d= d 21 P(mm) → { ¿ →σ td = √ σ 2 +3 ¿ ¿ τ σ τ 0,2 2 = = 0,1 d √ 3 18,3 7 645251,15 T d 0,2.5 0 max 3 M 229611,1 0,1.5 0 2 max + 3.25,8 1 3 max 3 { 2 H,33 ≤ [ σ ]

Vậy trục thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh

Ta xét: khoảng cách từ chân bánh răng 1 đến rãnh then : d f 1

Như vậy ta phải làm bánh răng liền trục.

Dựa vào phụ lục 2.12[1]-263 ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

Kí hiệu: 46307 Đường kính trong: d5 mm Đường kính ngoài: D mm

Khả năng tải động : C= 33,4 kN

Khả năng tải tĩnh : C0= 25,2 kN

4.3.10 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2

Cần đảo chiều khớp nối và tính lại xem trường hợp nào ổ chịu lực lớn hơn thì tính cho trường hợp đó.

So với trường hợp Fk ngược chiều với Ft1 và trường hợp Fk cùng chiều với Ft2, thì trường hợp Fk cùng chiều với Ft2 ổ phải chịu lực lớn hơn Do vậy ta tính ổ lăn theo trường hợp Fk cùng chiều với Ft2

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

Fr ,Fa : tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN ;

Dựa vào phụ lục 2.12[1]-263 ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

Kí hiệu: 46309 Đường kính trong: dE mm Đường kính ngoài: D0 mm

Khả năng tải động : C= 48,1 kN

Khả năng tải tĩnh : C0= 37,7 kN

37,7.10 3 =0,026 với i là số dãy con lăn , i=1 Tra bảng 11.4 với α & o ta có e = 0,68.

4.3.10.2 Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn

Sơ đồ bố trí dạng chữ O

Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn :

Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:

Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:

Vì vòng trong quay nên V=1, xét tỷ số V F F a r kết hợp tra bảng 11.4 ta có:

4.3.10.3 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn

Trong đó kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,chọn kt = 1. kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính tải trọng va đập vừa nên chọn kđ = 1,5.

4.3.10.3 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động.

Trong đó : Q : tải trọng quy ước, kN ;

L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, do ổ bi nên chọn m

1 0 6 T,67 với : n2 là số vòng quay trên trục 2

Lh là thời hạn phục vụ = 13500 (giờ)

Thỏa mãn khả năng tải động

4.3.10.5 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh

Qt=X0.Fr+Y0.Fa Hoặc Qt=Fr

X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6[1]-221 với ổ bi đỡ chặn 46309 ( α & o ),ta được: { ¿ ¿ Y X 0 0 =0,37 =0,5

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max( Qt0 , Qt1) = 5323,5 (N) < C07,7 kN

Thỏa mãn điều kiện bền.

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

4.3.11 Lập bảng thông số các ổ lăn Ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp Ổ lăn trên trục 1:

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b, mm r, mm r1, mm C, kN Co, kN

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b, mm r, mm r1, mm C, kN Co, kN

LỰA CHỌN KẾT CẤU

TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU

5.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết.

 Vỏ hộp giảm tốc có 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 cá chi tiết máy tránh khỏi bụi bặm.

 Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Hộp giảm tốc bao gồm thành hộp, nẹp hoặc gân,mặt bích, gối đỡ,…

 Vật liệu cơ bản nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32(chỉ dùng thép chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập)

5.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Nắp hộp δ1 δ =0,03a+3=0,03.170+3 = 8,1 (mm) chọn δ =8 (mm) δ 1 =0,9 δ =7,2 (mm) Chọn δ 1 =8 (mm) Gân tăng cứng: chiều dày e chiều cao h độ dốc e=(0,8 ÷1) δ =(6,4 ÷ 8) chọn e=8 h0,04a+10 = 16,8 chọn d 1=M18 d2=(0,7÷0,8)d1,6÷14,4 chọn d 2 =M14 d 3 =(0,8 ÷ 0,9 )d 2 =(11,2 ÷12,6 )

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

⇒ K 3 = ( 40 ÷ 45 )schọn K3@ Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rông mặt ghép bu lông cạnh ổ

Tâm lô bu lông cạnh ổ: E 2 v àC

Ta xác định theo kích thước nắp ổ:

Trục 1 C = D 2 3 = 57,5 ; Trục 2: C = D 2 3 = 70 Phụ thuộc lỗ bu lông

Chiều dày: khi không có phần lồi

Bề rộng mặt đế hộp K 1 v à q

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δ≥( 1÷ 1,2) δ = ( 8 ÷ 9,6 )

Số lượng bu lông nền Z Chọn Z = 4

5.2 Tính và lựa chọn bôi trơn

 Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v=1,028