ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI MÔN HỌC ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đối với các hệ thống truyềnđộng thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thểthiếu.Thiếtkếtrạmdẫnđộngbăngtảilàmộtphầntrongtínhtoánthiếtkếhệthống truyền động vàlà một nộ

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈSỐTRUYỀN

CHỌN ĐỘNGCƠĐIỆN

Chọnđộngcơđiệnđểdẫnđộngmáymóchoặccácthiếtbịcôngnghệlàcông việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trường hợp dùng hộp giảmtốcvàđộngcơbiệtlập,việcchọnđúngloạiđộngcơảnhhưởngrấtnhiềuđến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoàihộp. Để thuận tiện, phù hợp với điều kiện làm việc và lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc (còn gọi là động cơ điện ba pha không đồng bộ).

Chọn động cơ điện được tiến hành theo các bước sau:

- Tính công suất cần thiết của độngcơ.

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của độngcơ.

- Dựavàocôngsuấtvàsốvòngquayđồngbộkếthợpvớicácyêucầuvềquá tải, moment mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước độngcơ phù hợp với yêu cầu thiếtkế.

1.1.1 Tính công suất cần thiết độngcơ

 Công suất làm việc trên băngtải

1000= 4000 1,5 1000= 6 (kW) (Công thức 3.4 trang 94 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Trong đó:

P - lực vòng trên băng tải (N) V - vận tốc trên băng tải (m/s)

 Công suất tương đương trên trục băngtải

Theo đồ thị đặc tính tải trọng từ đề bài, ta thấy hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo bậc Do đó, công suất tính toán sẽ được tính bởi công suấttương đương P tđ

(Công thức 3.10 trang 96 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Trong đó:

Plv- công suất làm việc trên trục băng tải (kW) Ti,ti- moment xoắn và thời gian làm việc ở chế độ thứ iT - moment xoắn lớn nhất

 Số vòng quay của trục tang băngtải nbt= 60000.V =60000 1,5

(Công thức 3.2 trang 93 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Trabảng3.3trang96-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”,ta được: - Hiệu suất bộ truyền đai:η đ =0,96

- Hiệu suất ổ lăn:η ol =0,995 - Hiệusuấtbánhrăngtrụ(đượcchekín):η br =0,97 - Hiệu suất khớp nối:ηkn=1

=> Hiệu suất truyền động chung: η ch = η 3 η br η đai η kn = 0,995 3 0,97 0,96 1 = 0,9173

 Công suất cần thiết trên trục độngcơ

= 5 , 7 6 0,9173= 6,28 (kW) (Công thức 3.11 trang 96 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Trong đó:

Ptđ- công suất tương đương trên trục băng tải (kW) ηch- hiệu suất truyền động chung

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của độngcơ

Số vòng quay sơ bộ: nsb= uđ ubr ukn nbt= 3,15 4,5 1 95,49 = 1353,57 (vg/ph)Trong đó: uđ- tỉ số truyền bộ truyền đai thang, uđ= (2 ÷ 5) => Chọn uđ=3 , 1 5 ubr- tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ, ubr= (1,6 ÷ 8) => Chọn ubr= 4,5 ukn- tỉ số truyền khớp nối, ukn= 1

=> Chọn số vòng quay đồng bộ theo công thức: nđb= 60f = 60 50 = 1500 (vg/ph) p 2

(Công thức 2.1 trang 16 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”) Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz), f = 50 Hz p - là số đôi cực từ, chọn 2p = 4 => p = 2

Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:

- Theo công suất và số vòng quay đồngbộ:

{ P đc ≥P ct 6,28(kW)n đc ≈ n sb 1500(vg/ph)

(Công thức 2.19 trang 22 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”) - Theo điều kiện mởmáy:

(Công thức 2.6 trang 17 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”) Căn cứ vào điều kiện trên kết hợp với số vòng quay đồng bộ, ta chọn được động cơ có các thông số sau:

Bảng 1.1 Thông số động cơ điện

Tốc độ quay (vg/ph) Cos φ 𝐓 𝐤

(Tra phụ lục P1.2 trang 235 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”)

PHÂN PHỐI TỈSỐTRUYỀN

Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động uchđược xác định theo công thức: u = n đc = 1440 ,08 ch n bt 95,49

(Công thức 3.8 trang 95 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Trong đó: nđc- số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph) nbt- số vòng quay của trục băng tải (vg/ph)

1.2.2 Tỉ số truyền của các bộtruyền

Từ đề bài, ta thấy hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp, do đó: uch=uđ.ubr.ukn

Do:ukn= 1,suyra: uch=uđ.ubr,08Trongđó: u đ ,u br ,u kn - tỉ số truyền của bộ truyền đai, bánh răng, khớp nối Ta chọnu br theo tiêu chuẩn, ta chọnu br = 4,5 => ta được:

TÍNH THÔNG SỐ TRÊNCÁCTRỤC

=0,995 0,96 6 = 6,28 (kW) ηđ, ηol, ηbr, ηkn- hiệu suất bộ truyền đai, ổ lăn, bánh răng, khớp nối

1.3.2 Tốc độ quay của cáctrục

 Trục1: nđc= 1440 (vg/ph) n1= n đc = 1440 = 429,85 (vg/ph) u đ 3,35

= 95,52 = 95,52 (vg/ph) Trong đó: u kn 1 uđ, ubr, ukn- tỉ số truyền của bộ truyền đai, bánh răng, khớp nối

Theo công thức 3.4 trang 94 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”:

Pđc, P1, P2, Pbt- công suất cần thiết trên trục động cơ, 1, 2, băng tải

Bảng 1.2 Bảng thông số trên các trục

Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục băng tải

Tỉ số truyền u uđ= 3,35 ubr= 4,5 ukn= 1

Tốc độ quay n (vg/ph) 1440 429,85 95,52 95,52

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘTRUYỀNĐAI

CHỌNLOẠIĐAI

Theo hình 4.22a trang 167 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”phụthuộcvàocôngsuấtP đc= 6,28(kW)vàsốvòngquaynđc=1440(vg/ph).Ta chọn đai thang loạiB.

Theo bảng 4.3 trang 137 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, với đai thang loạiB, ta được các thông số sau:

Bảng 2.1 Thông số cơ bản của đai thang loại B

Diện tíchtiết diện A 0 (mm 2 ) Đường kínhbánh đai nhỏ d 1 (mm)

Chiều dài giới hạnL(mm

XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAITHANGB

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai

- Đường kính bánh đai nhỏd 1 : d1= 1,2.dmin= 1,2 140 = 168 (mm) Theo dãy số tiêu chuẩn trang 159 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”, ta chọn d 1 = 180 (mm)

Do đó: d1thỏa mãn yêu cầu.

- Đường kính bánh đai bị dẫn d 2 : Chọn hệ số trượt tương đối: ξ = 0,02 d2= uđ.d1.(1 – ξ) = 3,35 180 (1 – 0,02) = 590,94(mm)

Theo dãy số tiêu chuẩn trang 159 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”, ta chọn d 2 = 560 (mm)

- Tỉ số truyền thựctế: ut= d 2 d 1 (1 − ξ )=180 (1 − 0,02) 560 = 3,175 - Sai lệch tỉ sốtruyền:

=> Chọn d2theo tiêu chuẩn: d2= 630 (mm) - Tỉ số truyền thựctế: ut= d 2 d 1 (1 − ξ )=200 (1 − 0,02) 630 = 3,214 - Sai lệch tỉ sốtruyền:

=> Chọn d2theo tiêu chuẩn: d2= 710 (mm) - Tỉ số truyền thựctế: ut= d 2 d 1 (1 − ξ )=220 (1 − 0,02) 710 = 3,293 - Sai lệch tỉ sốtruyền:

Do đó: d2đã chọn thỏa mãn điều kiện.

- Sai lệch tốc độ vòngquay:

Kết luận:Sai lệch về tỉ số truyền và tốc độ vòng quay trục bị dẫn thỏa mãn, nhưvậy đường kính của các bánh đai là: d 1 = 220 (mm), d2= 710 (mm).

2.2.2 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đaiL

- Chọn sơ bộ khoảng cách trụca: asb= Cd.d1= 3,28 220 = 721,6 (mm)

=> Chọn asb= 722 (mm) - Kiểm tra điều kiện về khoảng cáchtrục:

Ta thấy: asb= 722 (mm) thỏa mãn điều kiện về khoảng cách trục.

=> Chọn a = asb= 722 (mm) - Tính chiều dài dây đaiL:

Theo dãy số tiêu chuẩn trang 136 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta chọn L = 3150 (mm) = 3,15 (m)

- Kiểm tra số vòng chạy i của đai trong 1giây: i=v 1= 16,595,267𝑠 −1 L 3,15

Trong đó: v1- vận tốc đai (m/s)L - chiều dài đai (m) Do:i=5,267s −1 thỏamãnđiềukiện.

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L = 3150mm 2L − πD(d2+ d1)+ √[2L − πD(d2+ d1)]2− 8(d2− d1)2 a = 8

= 807,4 (mm) Ta thấy: a = 807,4 (mm) vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

Do đó: Chọn L = 3150 (mm) và a = 807 (mm).

- Khoảng cách trục nhỏ nhất để mắcđai: amin= a – 0,015.L = 807 – 0,015 3150 = 759,75 (mm) - Khoảng cách trục lớn nhất để căngđai: amax= a + 0,015.L = 807 + 0,015 3150 = 854,25 (mm)

2.2.3 Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ 1

807 Do đó: Điều kiện góc ôm đai được thỏa mãn.

2.2.4 Xác định số dây đaiZ

- Tiết diện đai loại B: A 0 = 138(mm2) - Số dây đai được tính theo côngthức:

Chọn trước ứng suất căng ban đầu:0= 1,2 (N/mm2), ta được:

[t]0= 1,74 (N/mm2), do d1= 220 (mm) Ct- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng, Ct= 0,8 Cα- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

Cα= 1,24.(1 –𝑒 α1 110 ) = 1,24.(1 –𝑒 145,39 110 ) = 0,909 Cv- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

=> [t] = [t]0.Ct.C.Cv= 1,74 0,8 0,909 0,9124 = 1,154 (N/mm2) Như vậy:

2.2.5 Cácthông số cơ bản của bánhđai

- Chiều rộng của bánh đai được xác định theo côngthức:

Bđ= (Z – 1)t + 2e Tra bảng 4.4 trang 138 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”:Vì đai thang loạiB, nên ta được: t = 19 (mm), e = 12,5 (mm), h0= 4,2 (mm)

=> Bđ= (3 – 1).19 + 2 12,5 = 63 (mm) - Đường kính ngoài của bánh đai:

CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊNBỘTRUYỀN

F0= Z.A0.[0] = 3 138 1,5 = 621 (N) Với: [0] = 1,5 MPa đối với đai thang.

= 378,54(N)16,59 - Lực vòng trên mỗi dâyđai:

ỨNG SUẤT LỚN NHẤT VÀ TUỔI THỌĐAI

2.4.1 Ứng suất lớn nhất trong dâyđai

Theo công thức 4.28 trang 148 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta có:

Theo công thức 4.37 trang 156 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta có:

r- giới hạn mỏi của đai (MPa),r= 9 (MPa)

max- ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai (MPa)i - số vòng chạy của đai trong một giây m - số mũ của đường cong mỏi, m = 8 đối với đai thang

=> Từ các số liệu vừa tính ta được thông số bộ truyền đai được liệt kê ở bảng sau:

Bảng 2.2 Bảng thông số của bộ truyền đai thang

TT THÔNG SỐ GIÁ TRỊ

- Kích thước tiết diện đai:b 0 x h = 17 x 10,5(mm)

- Diện tích đai: A0= 138(mm2) 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 d1= 220 (mm)

3 Đường kính bánh đai lớn d 2 d2= 710 (mm) 4 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ d a1 da1= 228,4 (mm) 5 Đường kính đỉnh bánh đai lớn d a2 da2= 718,4 (mm)

10 Chiều rộng của bánh đai B đ Bđ= 63 (mm)

11 Lực căng đai ban đầu F 0 F0= 621 (N) 12 Lực vòng có ích F t Ft= 378,54 (N) 13 Lực tác dụng lên trục F r Fr= 1185,78 (N)

15 Ứng suất lớn nhất trong dây đai max max= 5,92 (MPa)

16 Tuổi thọ đai L h Lh= 7524,38 (giờ)

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀNBÁNHRĂNG

XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHOPHÉP

0.HB 2,4 0.228 2,4 =1,37.10 7 chukỳ N FO = N FO = 5.10 6 chu kỳ

3.2.2 Số chu kỳ làm việc tươngđương

Do bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên số chu kỳ làmviệc tương đương N HE và NFEđược tính theo công thức:

(Công thức 6.36 trang 250 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

(Công thức 6.49 trang 254 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Trong đó: ni, ti, Ti- lần lượt là số vòng quay, thời gian làm việc tính bằng giờ và momentxoắn trong chế độ làm việc thứ i

Tmax- moment lớn nhất trong các moment Ti Theo đồ thị đề bài: Tmax= T

3 c - số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răngm H - bậc của đường cong mỏi có giá trị bằng 6

Theo đồ thị đặc tính tải trọng đề bài, ta có: t =1t ck L

1 8t ck h =0,125L h ; t 2 =6t ck ck L8th =0,75L h ; t 3 =1t ck ck L8th = 0,125L h Tuổi thọ:

Lh= 3 (năm) 300 (ngày/năm) 16 (giờ/ngày) = 14400 (giờ)

=> Số chu kỳ làm việc tương đương NHE:

=> Số chu kỳ làm việc tương đương NFE:

= 6,922 10 7 chu kỳ Vì:N HE 1 > N HO 1 ;N HE 2 > N HO 2 ;N FE 1 > N FO 1 ;N FE 2 > N FO 2 Cho nên:K HL 1 = K HL 2 = K FL 1 = K FL 2 = 1

3.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánhrăng

Theo bảng 6.13 trang 249 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơsở:

1 2 s - Giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ cơsở:

3.2.4 Ứng suất tiếp xúc chophép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo côngthức:

[σ H ]=  0Hlim Z R Z V K L K XH sH K HL =  0Hlim 0,9s

H K HL (Công thức 6.39 trang 252 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)Khi tôi cải thiện s H = 1,1, do đó:

- Vì bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán được tính nhưsau:

[σ H ]= 0,45([σ H1 ] + [σH2])= 0,45 (466,4 + 430,4)= 403,6 (MPa) (Côngthức6.40btrang252-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”)Tuy nhiên giá trị [H] phải thỏa mãn điềukiện:

[σ H ] min ≤[σ H ]≤ 1,25[σ H ] min (Côngthức6.41trang252-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Do:[σ H ]= 403,6 MPa Chọn Z2= 104 răng - Tỉ số truyền thực tế sau khi chọn sốrăng: um= Z 2 = 104 = 4,52 - Góc nghiêngrăng:

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

- Khoảng cách trục: a w = 200mm - Môđun pháp: m = 3mm

- Tỷ số truyền: u m =4,52 - Góc nghiêng răng: β ,73

- Số răng bánh răng: Z 1 = 23 răng ; Z2= 104r ă n g - Hệ số dịch chỉnh: x 1 = 0, x2=0

Theo bảng 6.2 trang 221 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta tính được:

2 cosβ cos(17,73ᵒ) - Đường kính vòngđỉnh: da1= d1+ 2.m = 72,44 + 2 3 = 78,44 (mm) da2= d2+ 2.m = 327,56 + 2 3 = 333,56 (mm) - Đường kính vòngđáy:

1 df1= d1– 2,5.m = 72,44 – 2,5 3 = 64,94 (mm) df2= d2– 2,5.m = 327,56 – 2,5 3 = 320,06 (mm) - Đường kính vònglăn:

+ Bánh bị dẫn: dw1=d 1 r,44(mm)d w2

+ Bánhdẫn: bw2= ψba aw= 0,4 200 = 80( m m ) bw1= bw2+ 5 = 80 + 5 = 85 (mm) - Vận tốc vòng bánhrăng: v = πD.d 1 n I =πD 72,44 429,85

Theo bảng 6.3 trang 230 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, tachọn cấp chính xác 9 với v gh = 3 (m/s)

TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM GIÁ TRỊỨNGSUẤT

- Giá trị ứng suất tiếp xúc phải thỏa mãn điềukiện: σ =ZMZHZε

(Công thức 6.86 trang 275 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Trong đó:

T1- là moment xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 133302,31 (N.mm)

ZM- hệ số xét đến cơ tính của vật liệu, do cặp vật liệu đều bằng thép, do đó:

ZH- hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc Ta có αw= 20º do cặp bánhrăng không dịch chỉnh

ZH=√ 4 sin 2α w =√ sin(2.20ᵒ) 4 = 2,5 (Công thức 6.64 trang 258 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Z ε - hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, do vật liệu làm bằngthép => Z ɛ = 0,96

KH- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH≈ KHꞵ= 1,145

KHV-hệsốtảitrọngđộng.Trabảng6.6trang239-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS Nguyễn Hữu Lộc”, với v = 1,63 (m/s) và cấp chính xác là 9, do đó ta đượcK HV =1,034 bw- chiều rộng vành răng, bw= ψba aw= 0,4 200 = 80 (mm) [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép

Do đó:Điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

3.4.2 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suấtuốn

+ Đối với bánh bị dẫn:

104 - Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bềnuốn):

=> Ta kiểm nghiệm độ bền uốn theo bánh dẫn do có độ bền thấp hơn - Giá trị ứng suất uốn phải thỏa mãn điềukiện:

≤[σ ] d w1 b w m F1 (Công thức 6.78 trang 264 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

TI- moment xoắn trên bánh chủ động T1= 133302,31

(N.mm)m - môđun pháp, m = 3 (mm) bw- chiều rộng vành răng, bw= 80 (mm) dw1- đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1= 72,44 (mm) KFV- hệ số tải trọng động Tra bảng 6.6 trang 239 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy

“TS Nguyễn Hữu Lộc”, với v = 1,63 (m/s) ta được KFV= 1,068 KFꞵ= 1,09 (đã tính ở trên)

Do đó:Điều kiện bền uốn được thỏa.

CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊNBỘTRUYỀN

(Công thức 6.16 trang 233 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) - Lực hướngtâm:

F r 1 = F t 1 tan(w) cos (β) 3680,35 tan(20) cos(17,73) = 1406,34 (N) =F r 2 (Công thức 6.17 trang 233 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) Với:w- góc ăn khớp

F a 1 = F t 1 tan(β)= 3680,35 tan(17,73)= 1176,67 (N) = F a 2 (Công thức 6.18 trang 233 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

=> Từ các số liệu vừa tính ta được thông số bộ truyền bánh răng ở bảng sau:

Bảng 3.1 Bảng tổng hợp thông số của bộ truyền bánh răng

TT THÔNG SỐ GIÁ TRỊ

1 Khoảng cách trục a w aw= 200 (mm)

4 Vận tốc vòng bánh răng v v = 1,63 (m/s) 5 Chiều rộng vành răng bánh dẫn b w1 bw1= 85 (mm) 6 Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn b w2 bw2= 80 (mm)

7 Số răng bánh dẫn Z 1 Z1= 23 (răng)

8 Số răng bánh bị dẫn Z 2 Z2= 104 (răng) 9 Đường kính vòng chia bánh dẫn d 1 d1= 72,44 (mm) 10 Đường kính vòng chia bánh bị dẫn d 2 d2= 327,56 (mm) 11 Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn d a1 da1= 78,44 (mm) 12 Đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn d a2 da2= 333,56 (mm) 13 Đường kính vòng đáy bánh dẫn d f1 df1= 64,94 (mm) 14 Đường kính vòng đáy bánh bị dẫn d f2 df2= 320,06 (mm) 15 Đường kính vòng lăn bánh dẫn d w1 dw1= 72,44 (mm) 16 Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn d w2 dw2= 327,56 (mm)

18 Lực hướng tâm F r Fr1= Fr2= 1406,34 (N)19 Lực dọc trục F a Fa1= Fa2= 1176,67 (N)

TÍNH TOÁN VÀ THIẾTKẾ TRỤC

XÁC ĐỊNH CÁC KÍCHTHƯỚCTRỤC

(Công thức 10.7 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS.

NguyễnHữuLộc”)Theotiêuchuẩntrang387- tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”, ta chọn d = 34 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai (đoạn trục đầu bênphải).

Các đường kính còn lại chọn như trên hình (4.3).

(Công thức 10.7 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS.

NguyễnHữuLộc”)Theotiêuchuẩntrang387- tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”, ta chọn d = 50 mm tại vị trí thân trục lắp khớp nối (đoạn trục đầu bên trái).

Các đường kính còn lại chọn như trên hình (4.4).

- Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:l ≈ l 1 + 2x + w = 85 + 2.10 + 55 = 160 (mm) (Công thức 10.9 trang 404 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)Trong đó: l 1 = b1= bw1= 85 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng) x = 10 mm - khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc wUmm(theobảng10.3trang406-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.Nguyễn Hữu Lộc” thì w = 30 ÷ 70 khi T1= 100 ÷ 200N.m)

- Khoảng cáchf: Trục 1:fkhông nhỏ hơn 60 ÷ 90 (mm) => Chọn:f= 90 (mm) Trục

2:fkhông nhỏ hơn 80 ÷ 115 (mm) => Chọn:f= 115(mm)(Theo bảng 10.3 trang 406 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”)

THIẾT KẾTRỤC

Xoay để cho trục nằm ngang như hình(4.1):

Hình 4.1 Sơ đồ trạm dẫn động băng tải

Hình 4.2 Sơ đồ phân tích lực

Ký hiệu chiều quay củatrục:dấu đi vào, dấuđira

4.3.2 Biểu đồ moment uốn vàxoắn - Tính moment tập trung do lựcF a1 :

- Tính moment tập trung do lựcF a2 :

- Tính lực tác dụng lên khớpnối:

Lực tác dụng lên khớp nối ngược chiều với Ft:Ta có:

4.3.2.1 Vẽ biểu đồ moment và kết cấu trục1

Hình 4.3 Biểu đồ moment và kết cấu trục 1

 Xác định phản lực liên kết tại A vàB:

mA(F) = 0 RBy 160 – Fr 250 – Fr1 80 + M(Fa1)=0

RAy= 302,54 (N) + Trong mặt phẳng ZOX:

RAx= 1840,175 (N) Từ các phản lực liên kết vừa tính được, ta vẽ biểu đồ moment như hình (4.3), với:M xB = Fr 90 = 1185,75 90 = 106720,20 (N.mm) MxC (T)= – RAy 80 = – 302,54 80 = – 24203,20 (N.mm) MxC (P)= M(Fa1)– RAy 80 = 42618,99 – 302,54 80 = 18415,79 (N.mm) MyC= RAx 80 = 1840,175 80 = 147214 (N.mm)

 Xác định đường kính trục tại vị trí có moment tương đương lớnnhất:

Từ biểu đồ moment uốn và xoắn hình 4.3 ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tại C.

- Tính moment tương đương tại tiết diện C:

Mtđ=√M2+ 0,75 T2 (Công thức 10.6 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

=√24203,20 2 + 147214 2 + 0,75 133302,31 2 = 188639,57 (N.mm) - Xác định đường kính tại tiết diện C:

33 2 M tđC 3 32 188639,57 d C ≥ √ πD.[]=√ πD 40 = 36,35 (mm)(Công thức 10.7 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)Vì tại vị trí C có rãnh then nên tăng 5% là 38,17 (mm), theo tiêu chuẩn trang 387

- tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”,tacóthểchọn:d C B(mm)

4.3.2.2 Vẽ biểu đồ moment và kết cấu trục2

Hình 4.4 Biểu đồ moment và kết cấu trục 2

 Xác định phản lực liên kết tại E vàF:

RFy= 1907,64 (N) + Trong mặt phẳng ZOX:

RFx= 1265,17 (N) Từ các phản lực liên kết vừa tính được, ta vẽ biểu đồ moment như hình (4.4), với:M xH (P) = RFy 80 = 1907,64 80 = 152611,20 (N.mm) MxH (T)= – REy 80 = – 501,30 80 = – 40104 (N.mm) MyH= – RFx 80 = – 1265,17 80 = – 101213,60 (N.mm) MyE= Fkn 115 = 800 115 = 92000 (N.mm)

 Xác định đường kính trục tại vị trí có moment tương đương lớnnhất:

Từ biểu đồ moment uốn và xoắn hình 4.4 ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tại H - Tính moment tương đương tại tiết diệnH:

Mtđ=√M2+ 0,75 T2 (Công thức 10.6 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

=√152611,20 2 + 101213,60 2 + 0,75 578878,77 2 = 533722,63 (N.mm) - Xác định đường kính tại tiết diệnH:

332 533722,63 d H ≥ √ =√ πD.[2] πD 50 = 47,73 (mm)(Công thức 10.7 trang 399 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)Vì tại vị trí H có rãnh then nên tăng 5% là 50,12 (mm), theo tiêu chuẩn trang3 8 7

- tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”,tacóthểchọn:d H `(mm)

4.3.3 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại các mặt cắt nguyhiểm 4.3.3.1 Kiểm nghiệm trục1

Dựa vào biểu đồ moment uốn và xoắn hình (4.3), ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí C

- Moment xoắn tại C: T 1 = 133302,31(N.mm) - Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biênđộ:

a= max =MW C ;m= 0 - Tại C có 1 then với đường kính d C = 42 mm Theo bảng 9.1a trang 173 - tài liệuTTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta chọn then có chiều rộng b 12 mm; chiều cao h = 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 5 mm; chiều sâu rãnhthen trên moayơ t 1 = 3,3mm

6295,72 m τ =T 1 W o trong đó moment cản xoắn:

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

Tại tiết diện C có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 trang 413 - tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”,vớiσb=600=>tachọnKσ= 1,75 , Kτ=1,5

Theo bảng 10.4 trang 411 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu

Lộc”,với d C = 42 (mm) => ɛσ= 0,84 và ɛτ= 0,78 Với σb= 600 (MPa) => hệ số ψσ= 0,05 và ψτ= 0,025 (tra theo hình 2.11 trang 45 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”)

- Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suấtxoắn: s σC = σ −1 K σ σ a ɛ σ ꞵ + ψ σ σ m

0,84.0,9 + 0,05 0 = 5,47 (Công thức 10.17 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) s τC = τ −1 K τ τ a ɛ τ ꞵ + ψ τ τ m

0,78.0,9+0,25.0 = 14,30 (Côngthức10.18trang409-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Với:σ −1 ;τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đốixứng

Ta có: σ −1 =(0,4÷0,5) σ b =(0,4÷0,5) 600=(240÷300) Chọnσ−1= 300 τ −1 = (0,22 ÷ 0,25) σ b = (0,22 ÷ 0,25) 600 = (132 ÷ 150) Chọnτ−1= 150 (Công thức 10.19 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) - Xác định hệ số an toàn tạiC: s = s σC s τC

(Công thức 10.16 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Kết luận:Điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa.

Dựa vào biểu đồ moment uốn và xoắn hình (4.4), ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí H

- Moment xoắn tại H: T 2 = 578878,77N.mm - Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biênđộ:

- Tại H có 1 then với đường kính d H = 60 mm Theo bảng 9.1a trang 173 - tài liệuTTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta chọn then có chiều rộng b 18 mm; chiều cao h = 11 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 7 mm; chiều sâu rãnhthen trên moayơ t 1 = 4,4 mm Khiđó: πD d 3 W−32 b t(d H − t)22 d H πD 60 3

W o trong đó moment cản xoắn:

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

Tại tiết diện H có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 trang 413 - tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”,vớiσb=600=>tachọnKσ= 1,75 , Kτ=1,5 Theo bảng 10.4 trang 411 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu

Lộc”,với d H = 60 (mm) => ɛσ= 0,81 và ɛτ= 0,76 Với σb= 600 (MPa) => hệ số ψσ= 0,05 và ψτ= 0,025 (tra theo hình 2.11 trang 45 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn HữuLộc”)

- Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suấtxoắn: s σH = σ −1

0,81 0,9+ 0,05 0 = 12,46 (Công thức 10.17 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) s τH = τ −1

(Công thức 10.18 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Với:σ−1;τ−1- giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Ta có: σ −1 =(0,4÷0,5) σ b =(0,4÷0,5) 600=(240÷300) Chọnσ−1= 300 τ −1 = (0,22 ÷ 0,25) σ b = (0,22 ÷ 0,25) 600 = (132 ÷ 150) Chọnτ−1= 150 (Công thức 10.19 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”) - Xác định hệ số an toàn tại H: s = s σH s τH

(Công thức 10.16 trang 409 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

Kết luận:Điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện H được thỏa.

CHỌN VÀ KIỂMNGHIỆMTHEN

Với đường kính lắp ghép then tại tiết diện C trên trục 1: dC= 42 (mm)

=>Tachọn then bằng, tra bảng 9.1a trang 173 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta có các kích thước của then như sau: chiều rộng b = 12 (mm);chiều cao h = 8 (mm); chiều sâu rãnh then trên trục t 1 = 5 (mm); chiều sâu rãnh then trên mayơ t2= 3,3 (mm) Vật liệu then ta chọn là thépC45.

Chiều dài mayơ: lm= 85 (mm) Chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn: l = 63 (mm)

- Kiểm nghiệm độ bền dập củathen:

(Công thức 16.1 trang 623 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

- Kiểm nghiệm độ bền cắt củathen:

= Tachọn then bằng, tra bảng 9.1a trang 173 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta có các kích thước của then như sau: chiều rộng b = 10 (mm);chiều cao h = 8 (mm); chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5 (mm); chiều sâu rãnh then trên mayơ t2= 3,3 (mm) Vật liệu then ta chọn là thépC45.

Chiều dài mayơ: lm= 63 (mm) Chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn: l = 45 (mm)

- Kiểm nghiệm độ bền dập củathen:

(Công thức 16.1 trang 623 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

- Kiểm nghiệm độ bền cắt củathen:

= Tachọn then bằng, tra bảng 9.1a trang 173 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta có các kích thước của then như sau: chiều rộng b = 18 (mm);chiều cao h = 11 (mm); chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7 (mm); chiều sâu rãnh then trên mayơ t2= 4,4 (mm) Vật liệu then ta chọn là thépC45.

Chiều dài mayơ: lm= 80 (mm) Chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn: l = 63 (mm)

- Kiểm nghiệm độ bền dập củathen:

(Công thức 16.1 trang 623 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

- Kiểm nghiệm độ bền cắt củathen:

= Tachọn then bằng, tra bảng 9.1a trang 173 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta có các kích thước của then như sau: chiều rộng b = 14 (mm);chiều cao h = 9 (mm); chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5,5 (mm); chiều sâu rãnh then trên mayơ t2= 3,8 (mm) Vật liệu then ta chọn là thépC45.

Chiều dài mayơ: lm= 90 (mm) Chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn: l = 63 (mm)

- Kiểm nghiệm độ bền dập củathen:

(Công thức 16.1 trang 623 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”)

- Kiểm nghiệm độ bền cắt củathen:

= Chọn e = 0,37 (Theo bảng 11.3 trang 445 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS

Nguyễn Hữu Lộc”) - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ tạiA:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ tạiB:

Vì FrB= 2937,417 N > FrA= 1864,879 N, cho nên ta tính toán ổ tại B, còn ổ tại Achọn ổ cùng loại.

)37,417 = 0,4 > e = 0,37 Cho nên theo bảng 11.3 trang 445 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta chọn: X = 0,45; Y = 1,46

- Lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ tạiA:

SA= e.FrA= 0,37 1864,879 = 690,01 N - Lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ tạiB:

Vì∑F aB = 486,66 N < S B = 1086,84 Nnên chọnF aB = S B = 1086,84 N - Tải trọng quyước:

= (0,45 1 2937,417 + 1,46 1086,84) 1 1 = 2908,624 (N) (Côngthức11.20trang444-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Trongđó:

Fr, Fa- tổng các lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ Kσ- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn Kσ= 1 Kt- hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, chọn Kt= 1

X, Y - hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục V - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay nên V = 1 - Thời gian làm việc của ổ tính bằng triệu vòngquay:

(Côngthức11.25btrang449-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Với:

Lh= 3 (năm) 300 (ngày/năm) 16 (giờ/ngày) = 14400 (giờ)

Lh- thời gian làm việc của ổ tính bằng giờ n1- tốc độ quay trục 1

- Khả năng tải động tínhtoán:

Ct=Q m √L)08,624 3 √371,39= 20907 (N) = 20,907 (kN) Trong đó: m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (m = 3 đối với ổ bi)Vì C t = 20,907 (kN) < C = 28,9 (kN), do đó ổ lăn đã chọn là hợp lý.

- Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòngquay:

TÍNH CHỌN Ổ LĂNTRỤC2

- Do có lực dọc trục F a2 nên ta chọn trước loại ổ là ổ bi đỡ - chặn với cỡ ổ là cỡnhẹhẹp.

Hình 5.2 Sơ đồ tính toán ổ lăn trục 2

- Với đường kính vòng trong d = 55 (mm) Tra phụ lục bảng P2.12 trang 264 - tài liệu TTHDĐCK tập 1 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta chọn ổ lăn trục 2 với các thông số như bảngsau:

Bảng 5.2 Thông số ổ lăn trục 2

=> Chọn e = 0,34 (Theo bảng 11.3 trang 445 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS

Nguyễn Hữu Lộc”) - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ tạiE:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ tạiF:

Vì FrE= 3254,026 N > FrF= 2289,049 N, cho nên ta tính toán ổ tại E, còn ổ tại Fchọn ổ cùng loại.

254,026 = 0,36 > e = 0,34 Cho nên theo bảng 11.3 trang 445 - tài liệu Cơ Sở Thiết kế máy “TS Nguyễn Hữu Lộc”, ta chọn: X = 0,45; Y = 1,62

- Lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ tạiE:

SE= e.FrE= 0,34 3254,026 = 1106,37 N - Lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ tạiF:

Vì∑F aE = 398,39 N < S E = 1106,37 Nnên chọnF aE = S E = 1106,37N - Tải trọng quyước:

= (0,45 1 3254,026 + 1,62 1106,37) 1 1 = 3256,631 N (Côngthức11.20trang444-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Trongđó:

Fr, Fa- tổng các lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ Kσ- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn Kσ= 1 Kt- hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, chọn Kt= 1

X, Y - hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

V - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay nên V = 1 - Thời gian làm việc của ổ tính bằng triệu vòngquay:

(Côngthức11.25btrang449-tàiliệuCơSởThiếtkếmáy“TS.NguyễnHữuLộc”) Với:

Lh= 3 (năm) 300 (ngày/năm) 16 (giờ/ngày) = 14400 (giờ) Trong đó:

Lh- thời gian làm việc của ổ tính bằng giờ n2- tốc độ quay trục 2

- Khả năng tải động tínhtoán:

Ct=Qm√L256,631.3√82,53179N,179kN Trong đó: m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (m = 3 đối với ổ bi)Vì C t = 14,179 (kN) < C = 34,9 (kN), do đó ổ lăn đã chọn là hợp lý.

- Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòngquay:

Kết luận:Ta chọn được ổ lăn trục 1 và trục 2 với các thông số trên.

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC BỘ KHÁC406.1 THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦAVỎHỘP

CÁC CHITIẾTPHỤ

Dùng để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có gắn nút thông hơi và lưới lọc dầu.Trabảng18.5trang92-tàiliệuTTHDĐCKtập2“TrịnhChất,LêVănUyển”, ta được kích thước của cửa thăm nhưsau:

Bảng 6.2 Thông số của cửa thăm

Khilàmviệc,nhiệtđộtronghộptănglên.Đểgiảmápsuấtvàđiềuhoàkhông khíbêntrongvàbênngoàihộp,tadùngnútthônghơi.Nútthônghơithườngđược lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắphộp.

Dựavàobảng18.6,trang93-tàiliệuTTHDĐCKtập2“TrịnhChất,LêVăn Uyển”, ta được thông số của nút thông hơi nhưsau:

Bảng 6.3 Các thông số của nút thông hơi

Khi làm việc bánh răng ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp, ta dùng que thăm dầu đặt phía trên nút tháo dầu.

Chọn que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức dầu.

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Tra bảng 18.7 trang 93 - tài liệu TTHDĐCK tập 2 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau:

Bảng 6.4 Bảng các thông số nút tháo dầu d b m f L c q D S D o

Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi siết bulong không làm biến dạng vòngngoàicủaổ(dosailệchvịtrítươngđốicủanắpvàthân),dođóloạitrừđược một trong các nguyên nhân làm ổ chóngmỏi.

Theo bảng 18.4b trang 91 - tài liệu TTHDĐCK tập 2 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển”, ta chọn chốt định vị hình côn có hình dạng và kích thước như sau:

Bảng 6.5 Thông số chốt địnhvị d c l

Hình 6.5 Chốt định vị hìnhcôn

6.2.6 Bulongvòng Để nâng hoặc vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, lắp ghép) trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng hoặc vòng móc. Đườngkínhbulongvòngchọntheotrọnglượngcủahộpgiảmtốc,vớikhoảngcáchtrụca w= 2 00mm=>TrọnglượnghộpgiảmtốcQ0kG.Trabảng18-3atrang 89 - tài liệu TTHDĐCK tập 2 “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển” ta chọn bulong vòng M8 với các kích thước sau:

Bảng 6.6 Thông số của bulong vòng

DUNG SAILẮPGHÉP

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

6.3.1 Dung sai lắp ghép ổlăn

- Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, để vòng không trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta nên chọn mối ghép trung gian có độ dôi rấtnhỏ.

- Vòng ngoài không chịu quay nên chịu tải cục bộ để ổ có thể di chuyển dọc trục một lượng nhỏ khi làm việc, khi tăng nhiệt độ trong quá trình làn việc nên ta chọn kiểu lắp trunggian.

=> Vì vậy khi lắp ổ trên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn kiểu lắp H7.

6.3.2 Dung sai lắp ghép bánhrăng

Bộ truyền chịu tải va đập nhẹ mối lắp ghép không yêu cầu phải tháo lắp thường xuyên nên chọn kiểu lắp H7/k6.

6.3.3 Lắp ghép nắp thân ổ vàothân

6.3.4 Lắp ghép vòng chắn dầu vớitrục Để dễ dàng tháo lắp ta chọn kiểu lắp trung gian H7/js6.

Ta chọn kiểu lắp ghép then như sau:

- Then lắp với rãnh trục theo kiểuN9/h9.

- Then lắp với rãnh bạc theo kiểuJ s 9/h9.

6.3.7 Tổng hợp dung sai lắp ghép các chitiết

Bảng được tra ở phụ lục 1 từ bảng 1 đến bảng 4 trang 176 ÷ 188 - tài liệu Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường “Ninh Đức Tốn”:

Bảng 6.7 Dung sai lắp ghép các chi tiết

Mối ghép giữa các chi tiết Trục

Vòng trong ổ lăn lắp với trục

Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp

Bánh răng lắp với trục

Then lắp với rãnh trục

Then lắp với rãnh bạc

Khớp nối lắp với trục 2 50 50H7/k6 +25 0 +18 +2

Bánh đai lắp với trục 1 34 34H7/k6 +25 0 +18 +2

Vòng chắn dầu lắp với trục

Bảng 6.8 Kiểu lắp ghép và dung sai

Các chi tiết Kiểu lắp ghép Kết quả

Dung sai lắp ghép ổ lăn Vòng trong lắp ghép trung gian có độ dôi

Vòng ngoài lắp ghép trung gian k6 H7

Dung sai lắp ghép bánh răng Trung gian H7/k6

Dung sai lắp ghép then với rãnh trục Lắp chặt N9/h9

Dung sai lắp ghép then với rãnh bạc Trung gian Js9/h9

Dung sai lắp ghép khớp nối với trục Trung gian H7/k6

Dung sai lắp ghép bánh đai với trục Trung gian H7/k6

Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu với trục Trung gian H7/js6

Lắp ghép chốt định vị:

Có thể thấy hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều ngành, nhiều mô hình, nhiều phương thức truyền động, ví dụ như là dùng trong các cơ cấu băng tải, dây truyền chuyển động, xí nghiệp hay trong nông nghiệp, nó giúp đảm bảo sự vận hành êm cho các cơ cấu khác đằng sau nó.

Thiết kế trạm dẫn động băng tải nói riêng và thiết kế hệ dẫn động cơ khí nói chung,giúpsinhviênnhớlại,củngcốvànângcaokiếnthức,tưduytínhtoántrong việcthiếtkế,cũngnhưtrongviệcchếtạocácchitiếtcácbộphậnđểtạothànhmột cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt độngđược.

Saumộtthờigiantìmhiểu,nghiêncứuvàthamkhảocáctàiliệuchuyênmôn, các đồ án của các anh chị đi trước và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy ThS Phạm Văn Dương trong suốt quá trình thực hiện đề tài Cuối cùng nhóm45 đã hoàn thành đề tài “Thiết kế trạm dẫn động băng tải” đúng thờihạn.

Tuynhiên,trongquátrìnhthựchiệnđềtàinhómkhôngthểtránhkhỏinhững sơ suất và lỗi sai ngoài ý muốn Vì vậy, kính mong thầy giúp đỡ chỉ bảo thêm và tạo điều kiện để nhóm em có thể hoàn thiện đồ án này một cách tốt nhất cũngnhư là nắm vững những kiến thức để phục vụ trong quá trình làm việc saunày.

Nhóm 45 xin chân thành cảm ơn!