đồ án thiết kế thiết kế hệ thống dẫn động xích tải 2

Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động.. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng và trục vít.. Môn học Đồ án Thiết kế giú

GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN

Giới thiệu hệ thống truyền động

- Hệ thống dẫn động tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền động cho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp, với mục đích là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong một khâu của một dây chuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói.

Sơ đồ động

- Đề số 20: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải - Phương án số: 12

Hình 1.1 Sơ đồ động hệ thống dẫn động băng tải

Hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2: Khớp nối đàn hồi; 3: Hộp giảm tốc bánh răng trục vít; 4: Bộ truyền xích ống con lăn; 5: Băng tải

Chương 1: Giới thiệu đồ án

* Qua sơ đồ động ta thấy, hệ thống gồm:

- Động cơ điện (1): cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động

- Nối trục đàn hồi (2): nối giữa trục của động cơ với trục sơ cấp của hộp giảm tốc.Khi động cơ hoạt động thì trục động cơ sẽ tăng tốc đột ngột, nhờ nối trục có nhiệm vụ đàn hồi, giảm chấn mà trục sơ cấp sẽ có thời gian tăng tốc để bằng với tốc độ của trục động cơ để giúp trục sơ cấp hoạt động êm hơn

- Hộp giảm tốc (3): Thay đổi tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục tang trống băng tải để có được vận tốc thích hợp

- Bộ truyền xích ống con lăn (4): Dùng để nối giữa trục thứ cấp hộp số với trục tang trống băng tải giúp băng tải di chuyển

- Băng tải (5): Trục băng tải chuyển động quay làm băng tải chuyển động tịnh tiến theo một chiều xác định để di chuyển sản phẩm.

Các yêu cầu kỹ thuật

- Lực vòng trên băng tải, F = 18000 N - Vận tốc băng tải, v = 0,20 m/s

- Đường kính tang dẫn, D = 650 mm - Thời gian phục vụ, L = 5 năm - Số ngày làm/năm, Kng = 310 ngày - Số ca làm trong ngày: 2 ca

- t1: 25 giây - t2: 29 giây - T1 = T - T2: 0,5T - Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ

CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Hiệu suất chung của cả hệ thống truyền động

 Hiệu suất chung hệ thống truyền động:

Trong đó hiệu suất các bộ truyền tra theo Bảng 3.3 [1]:

– hiệu suất nối trục (được che kín) – hiệu suất bộ truyền xích (để hở)

– hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (được che kín) – hiệu suất của ổ lăn

– hiệu suất của trục vít (được che kín) (giả sử z1 = 2) Ta được:

Công suất cần thiết của động cơ

 Xác định công suất làm việc của bộ phận công tác là băng tải (trục công tác là trục IV):

 Công suất cần thiết động cơ điện:

Tỷ số truyền chung

Số vòng quay của trục công tác:

Chương 2: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền

– tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh – tỷ số truyền trục vít cấp chậm

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

 Ta chọn động cơ điện 4A112M4Y3 có công suất Pdc = 5,5 kW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động chọn trên bảng sau: Động cơ

Số vòng quay động cơ n đc

Tỷ số truyền chung, u ch

Tỷ số truyền hộp giảm tốc, u h

Bộ truyền bánh răng, u br

Bộ truyền trục vít, u tv

 Từ các tỷ số truyền trong bảng, sau khi tính toán sơ bộ kích thước các bộ truyền và vẽ phác thảo, ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có số vòng quay n = 1425 vg/ph; ux

=2,5 ; uh = 97 (ubr = 2; utv = 48,5) và tỷ số truyền chung uch = 242,35

Các thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

 Công suất trên các trục

Chương 2: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền

 Bảng đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động:

Bảng 1.1 Đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động Trục

Thông số Động cơ I II III Công tác

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Số liệu ban đầu

 Số vòng quay n 1 = n III = 14,69 vg/ph

Tính toán lựa chọn xích

 Chọn xích ống con lăn (Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp)

 Chọn số răng của đĩa xích dẫn là răng

 Số răng của đĩa xích bị dẫn: răng

 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo Công Thức 5.22 [1]

- hệ số tải trọng động: tải trọng va đập nhẹ - hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục: a 30 50  p c

- hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền: đường nối tâm hai đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 o

- hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích: trục điều chỉnh được

- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn: bôi trơn liên tục

- hệ số xét đến chế độ làm việc: làm việc một ca

 Công suất tính toán: kW

Theo Bảng 5.4 [2] tra theo cột vg/ph ta chọn bước xích mm Thông thường ta nên chọn số bước xích nhỏ vì bước xích lớn sẽ gây ra tải trọng động, va

Chương 3: Thiết kế bộ truyền xích đập và ồn Ta chọn xích ba dãy vì nếu tăng lên bốn dãy thì số bước xích vẫn không thể thay đổi, còn nếu chọn hai dãy thì số bước xích sẽ tăng thành 38,1 mm

 Chọn khoảng cách trục sơ bộ: mm

 Tính chính xác lại khoảng cách trục: mmVậy ta chọn a = 1226 mm (giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004).a)

Tính toán kiểm nghiệm

 Theo Bảng 5.2 [1] số vòng quay tới hạn tương ứng mm là vg/ph  điều kiện được thỏa

 Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo Công thức 5.26 [2] với chọn theo Bảng 5.3 [1] là 35 Mpa

⇒ Do mm nên điều kiện trên được thỏa

 Số lần va đập xích trong 1 giây:

(theo Bảng 5.6 [1] với bước xích mm ta chọn )

 Khối lượng 1 mét xích kg và tải trọng phá hủy kN (tra theo

Bảng 5.2 [4] với bước xích mm)

 Vận tốc trung bình của xích:

Chương 3: Thiết kế bộ truyền xích

 Lực căng do lực ly tâm gây nên:

 Lực căng ban đầu của xích:

 Lực tác dụng lên trục:

 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo Công thức 5.28 [2]:

– hệ số tải trọng động ứng với chu kỳ làm việc trung bình

Thông số bộ truyền xích

Ta có: (với tra theo bảng 5.2 [4])

Chương 3: Thiết kế bộ truyền xích

Bảng 3.1 Bảng thông số kết quả tính toán bộ truyền xích

Thông số Giá trị Thông số Giá trị

Dạng xích Ống con lăn Đường kính vòng chia Bánh dẫn, d1 (mm) Bánh bị dẫn, d2 (mm)

Vận tốc trung bình, v (m/s) 0,202 Đường kính vòng ngoài Bánh dẫn, da1 (mm) Bánh bị dẫn, da2 (mm)

Xích dẫn, z1 (răng) Xích bị dẫn, z2 (răng)

26 65 Đường kính vòng đáy Bánh dẫn, df1 (mm) Bánh bị dẫn, df2 (mm)

244,17 637,93 Lực tác dụng lên trục, Fr (N) 22487,63

Lực vòng có ích, Ft (N) 19554,46

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét

Số vòng quay bánh dẫn, n1 (vg/ph) 630 14,69 Đạt

Số lần va đập, i 16 0,205 Đạt

Hệ số an toàn, s 7,4 10,95 Đạt Áp lực trong bản lề xích, po (MPa) 35 26,8 Đạt

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

Số liệu ban đầu

 Số vòng quay n 1 = 1425 vg/ph

 Số vòng quay n 2 = 712,5 vg/ph

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cặp cấp nhanh

4.2.1 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép

 Do bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc

 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện

Theo Bảng 6.13 [2], đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình ; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình theo quan hệ được

 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

 Số chu kỳ làm việc tương tương với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc và số vòng quay n không đổi: chu kỳ

Chương 4: Thiết kế các bộ truyền hộp giảm tốc chu kỳ chu kỳ chu kỳ

Trong đó: ờ Số lần ăn khớp của một răng trong mỗi vòng quay: c = 1

 Theo Bảng 6.13 [2], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với – tôi cải thiện, ta có:

 Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép:

 Ứng suất uốn cho phép:

Chương 4: Thiết kế các bộ truyền hộp giảm tốc

Với – tôi cải thiện và – quay một chiều, ta có:

4.2.2 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng

 Theo Bảng 6.15 [2], bánh răng nằm ở vị trí công xôn nên , ta chọn theo tiêu chuẩn Khi đó:

 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo Công thức 6.9 [2]:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2 mm

 Từ điều kiện , ta suy ra:

Ta chọn răng, suy ra số răng của bánh bị dẫn là: răng

 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia: mm

Chương 4: Thiết kế các bộ truyền hộp giảm tốc Đường kính vòng đỉnh: Đường kính vòng đáy:

4.2.3 Các lực tác dụng lên bộ truyền

- Vận tốc vòng bánh răng:

Theo Bảng 6.3 [2], ta chọn cấp chính xác 8 với m/s - Hệ số tải trọng động theo Bảng 6.6 [2], ta chọn:

- Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng: theo Bảng 6.11 [2]

Hệ số trùng khớp dọc:

                                 - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Z  - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

Z V  v   - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi 350

K  - hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

K xH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

- Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:

  H  0, 45     H 1   H 2    0, 45.(521, 292  487,109)  453, 78MPa Do    H   H min 487,109MPa nên ta chọn   H 487,109MPa - Ứng suất tiếp xúc:

Z  MPa 1/2 – hệ số xét đến cơ tính vật liệu đều bằng thép

Chương 4: Thiết kế các bộ truyền hộp giảm tốc tan tan 20 arctan arctan 20, 763 cos cos16, 26 o nw o tw o

    - hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

   - hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

Ta có:  H   H nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa - Số răng tương đương:

- Hệ số dạng răng Y F : Đối với bánh dẫn: 1

Y   z    Đối với bánh bị dẫn: 2

   - hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang

Ta có:  F 1  F 1 ,  F 2   F 2 nên điều kiện bền uốn được thỏa

Bảng 4.1 Bảng thông số kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tỷ số truyền, u 2 Góc nghiêng răng,  (độ) 16,26

Khoảng cách trục, aw (mm) 100 Đường kính vòng chia:

Bánh dẫn, d1 (mm) Bánh bị dẫn, d2 (mm)

Bánh dẫn, b1 (mm) Bánh bị dẫn, b2 (mm)

Bánh dẫn, da1 (mm) Bánh bị dẫn, da2 (mm)

Bánh dẫn, z1 (răng) Bánh bị dẫn, z2 (răng)

Bánh dẫn, df1 (mm) Bánh bị dẫn, df2 (mm)

Lực hướng tâm, Fr (N) Lực vòng, Ft (N) Lực dọc trục, Fa (N)

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc,  H (MPa) 434,45 357,27 Đạt Ứng suất uốn:

Bánh dẫn,  F 1 (MPa) Bánh bị dẫn,  F 2 (MPa)

Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít cặp cấp chậm

- Dự đoán vận tốc trượt theo Công thức 7.8 [2]:

Tương ứng vận tốc trượt v s 4,5m/s ta chọn cấp chính xác 8 (theo Bảng 7.4 [2])

- Vì v s 5m/s ta chọn đồng thanh không thiếc BCuAl9Fe4, đúc trong khuôn cát với ch 200

  MPa,  b 400 (Bảng 7.8 [2]) Chọn vật liệu cho trục vít là thép 40Cr được tôi với độ rắn > 45 HRC, sau đó được mài và đánh bóng

- Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép bánh vít:

  H (276 300) 25  v s (276 300) 25.4, 5  (163, 5 187,5) 170  MPa - Ứng suất cho phép bánh vít:

- Chọn số mối ren z 1 2 với tỷ số truyền u48,5 Số răng bánh vít z 2 48,5.2 97 răng

- Chọn hệ số đường kính q0, 26z 2 0, 26.9725, 22, chọn q12,5

4.3.2 Các thông số hình học của bộ truyền

- Hệ số tải trọng tĩnh: K H  K F  K H  K HV  1, 4.1, 012  1, 417;K HV 1, 4(theo Bảng 7.6 [2]) Trong đó:

                       mm - Tính môđun m2a w / (z 2  q) 2.305,3 / (49 12,5) 9,93, chọn m10 theo tiêu chuẩn

- Tính lại khoảng cách trục: ( 2 ) 10.(49 12, 5)

- Chọn khoảng cách trục a w 315mm theo tiêu chuẩn và tiến hành dịch chỉnh răng

- Các thông số hình học:

Trục vít: Đường kính vòng chia: d 1 mq12,5.10 125 mm Đường kính vòng lăn: d w 1 m q( 2 ) 10.(12,5 2.0,75) 140x    mm Đường kính vòng đỉnh: d a 1  d 1 2m125 2.10 145  mm Đường kính vòng đáy: d f 1  d 1  2, 4 m  125 2, 4.10   101mm

Góc xoắn ốc vít: arctan 1 arctan 1 4, 57

Chiều dài phần cắt ren trục vít: b 1 (11 0, 06 ) z m 2 (11 0, 06.49).10 139, 4  mm

Chọn b 1 200mm do tăng 30 40 mm khi m 10 16 mm đối với trục vít được phay và mài

Bánh vít: Đường kính vòng chia: d 2 mz 2 10.49490mm Đường kính vòng đỉnh: d a 2 m z( 2  2 2 ) 10.(49 2 2.0, 75)x    525mm Đường kính vòng đáy: d f 2  m z ( 2  2, 4  2 ) x  10.(49  2, 4  2.0, 75)  481mm Đường kính lớn nhất bánh vít: 2 2

Chiều rộng bánh vít: b 2 0, 75d a 1 0, 75.145 108, 75 mm Chọn b 2 110mm

4.3.3 Tính toán lại vận tốc trượt và ứng suất tiếp xúc cho phép

- Hiệu suất: 0,95 tan 0,95 tan 4,57 0, 705 tan( ') tan(4,57 1,58 ) o o o

Trong đó:   arctan f '  arctan(0, 048 / v s 0,36 )  arctan(0, 048 / 4, 68 0,36 )  1, 58 o - Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bánh vít:

- Số răng tương đương bánh vít: z v 2  z 2 / cos 3   49 / cos 4, 57 3 o  49, 47răng - Chọn hệ số Y F 2 1,52 theo Bảng 7.10 [2]

- Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít:

- Tính toán nhiệt theo Công thức 7.47 [2]:

- Kiểm tra độ bền uốn của trục vít (theo Bảng 7.11 [2] chọn   F 80MPa):

F l F l F d M                  Nm Trong đó chọn ld 2 490mm

- Kiểm tra độ cứng trục vít: [ ] (0,005 0,01)f   m(0,005 0,01).10 0,05 0,1   mm

Bảng 4.2 Bảng thông số kết quả tính toán bộ truyền trục vít

Chiều dài phần cắt ren trục vít, b1 (mm) 200

Chiều rộng bánh vít, b2 (mm) 110 Khoảng cách trục, a (mm) 315

Môđun, m (mm) 10 Đường kính trục vít

Vòng chia, d1 (mm) Vòng lăn, dw1 (mm) Vòng đỉnh, da1 (mm) Vòng đáy, df1 (mm)

Góc nâng ren vít,  (độ) 4,57

Số răng Mối ren trục vít, z1

1 49 Đường kính bánh vít Vòng chia, d2=dw2 (mm) Vòng đỉnh, da2 (mm) Vòng đáy, df2 (mm) Lớn nhất, daM2 (mm)

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Độ bền tiếp xúc bánh vít,  H (MPa) 170 167,15 Đạt Độ bền uốn bánh vít,  F (MPa) 46,7 11,83 Đạt

Tính toán nhiệt, t l (độ) 95 61,9 Đạt Độ bền uốn trục vít,  F (MPa) 80 8,21 Đạt Độ cứng trục vít, f (mm) 0,0625 0,007 Đạt

Kiểm tra điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc

- Ta dùng phương pháp bôi trơn bằng dầu - Đối với bộ truyền bánh răng, ta dùng phương pháp ngâm dầu - Đối với bộ truyền trục vít, ta dùng phương pháp ngâm dầu kết hợp sử dụng bánh tạt dầu a Bộ truyền bánh răng (cấp nhanh)

Trong đó: H HV 270HB284HV

- Theo đồ thị Hình 13.9a [2], ta chọn dầu bôi trơn có  50  60.10  6 m 2 /s Khi đó độ nhớt ở nhiệt độ 40 o C là

  40  cSt (1 cSt  10  6 m 2 /s) b Bộ truyền trục vít (cấp chậm)

- Theo đồ thị Hình 13.9b [2], ta chọn dầu bôi trơn có  100  15.10  6 m 2 /s Khi đó độ nhớt ở nhiệt độ 40 o C là

- Từ yêu cầu độ nhớt của hai bộ truyền trong hộp giảm tốc, theo Bảng 13.1 [2], ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 220 c Ổ lăn

- Ta chọn bôi trơn bằng dầu cho các ổ lăn trên trục II Tuy vận tốc trên các trục này thấp nhưng ổ lăn luôn luôn tiếp xúc với dầu vì bôi trơn ổ bằng dầu được thực hiện cùng với quá trình bôi trơn các bộ truyền điều này tạo thuận lợi lớn

- Các ổ lăn trên trục I và trục III vì khó tiếp xúc được với dầu do đó ta bôi trơn bằng mỡ

So với bôi trơn bằng dầu thì bôi trơn bằng mỡ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể làm cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi Trên ổ bôi trơn bằng mỡ ta phải có vòng chắn dầu để cho dầu không vào ổ

4.4.2 Xác định mức dầu bôi trơn a Bộ truyền bánh răng (cấp nhanh)

- Mức dầu thấp nhất ngập (0, 75 2)  chiều cao răng bánh bị dẫnh 2 :

Chọn h min 10mm - Mức dầu cao nhất: h max h min    15 10 15 25mm - Mức dầu cao nhất không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh:

Do h max [h max ] nên điều kiện bôi trơn được thỏa b Bộ truyền trục vít (cấp chậm)

- Ta sử dụng bánh tạt dầu do v tv 4m/s để giảm lượng nhiệt sinh ra trong dầu và mất mát công suất do khuấy dầu

- Để thỏa điều kiện bôi trơn trục vít ta chấp nhận giảm hiệu suất của bánh răng một ít.

THIẾT KẾ SƠ BỘ TRỤC VÀ CHỌN THEN

Chọn và kiểm nghiệm nối trục

- Chọn vật liệu chốt là thép C45 với   F 70MPa;   d 3Mpa - Hệ số chế độ làm việc K1, 25

- Mômen nối trục: T34,85 Nm => T 1 KT 1, 25.34,8543,56 Nm

- Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền mômen xoắn T43,56Nm, theo Phụ lục 11.6 [3], chọn nối trục vòng đàn hồi có d 28mm; D 0 100 mm; d m 70mm; l 1 20 mm; l 2 35mm; c3mm; d c 14mm; l c 33mm; đai ốc M10; z6; d 0 27mm; l 0 28 mm

- Kiểm tra độ bền uốn của chốt:

Chương 5: Thiết kế sơ bộ trục và chọn then

- Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su:

Vậy điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa

Bảng 5.1 Bảng kích thước nối trục vòng đàn hồi d T

* Các kích thước đơn vị là mm, mômen xoắn là Nm

Xác định giá trị các lực tác dụng

- Lực hướng tâm F r : 1 2 1 tan 396, 37 cos t nw r r

- Lực vòng bánh vít bằng lực dọc trục trục vít:

- Lực vòng trục vít bằng lực dọc trục bánh vít:

- Lực hướng tâm trục vít và bánh vít bằng nhau:

* Xích - Lực tác dụng lên trục: F r K F m t 22487,63N

* Nối trục đàn hồi - Lực tác dụng lên trục:

Bảng 5.2 Bảng giá trị các lực tác dụng

Lực hướng tâm, F r 1 F r 2 (N) 396,37 Lực vòng, F t 1 F t 2 (N) 1045,45 Lực dọc trục, F a 1 F a 2 (N) 304,92

Lực vòng, F t 3 F a 4 (N) 1129,37 Lực dọc trục, F a 3 F t 4 (N) 10481,22 Lực hướng tâm, F r 3 F r 4 (N) 3814,85 Xích Lực tác dụng lên trục, F r (N) 22487,63 Nối trục đàn hồi Lực tác dụng lên trục, F rk (N) 250

* Ta chọn sơ bộ kích thước các đoạn trục theo Chương 8 [1] và hiệu chỉnh trong quá trình tính toán và vẽ phác thảo

Tính toán sơ bộ trục I (trục cấp nhanh)

- Chọn vật liệu trục là thép C35,  b 510MPa,  ch 304MPa,  ch 167MPa,   1 255 MPa,   1 128MPa, chọn sơ bộ     20 MPa

- Xác định đường kính sơ bộ trục:

Do d dc  42mm, ta chọn d A  0,8 1, 2  d dc 33, 6 50, 4 36mm tại vị trí lắp nối trục

- Các đường kính còn lại chọn:

B D 40 d d  mm tại vị trí lắp ổ lăn

C 45 d  mm tại vị trí lắp bánh răng dẫn - Chiều dài các đoạn trục:

- Khoảng cách giữa các điểm đặt lực:

L  f mm – giữa nối trục với ổ lăn bên trái

L L  l  e w    mm – giữa ổ lăn với bánh răng

LL L    mm – giữa hai ổ lăn Trong đó: f e w, , 1 chọn theo Chương 8 [1]; l mo 1  b 1 32mm – chiều dài mayơ

Tính toán sơ bộ trục II (trục trung gian)

- Chọn vật liệu trục là thép C45,  b 785MPa,  ch 540MPa,  ch 324MPa,   1 383 MPa,   1 226MPa, chọn sơ bộ     10MPa

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d A 45mm tại vị trí lắp bánh răng bị dẫn - Các đường kính còn lại chọn:

C 65 d  mm tại vị trí lắp trục vít

- Chiều dài các đoạn trục:

L  f mm – giữa bánh răng với ổ lăn bên trái

L L   d    mm – giữa ổ lăn với trục vít

Tính toán sơ bộ trục III (trục cấp chậm)

- Chọn vật liệu trục là thép C45,  b 785MPa,  ch 540MPa,  ch 324MPa,   1 383 MPa,   1 226MPa,     65MPa, chọn sơ bộ     20MPa

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d A 95mm tại vị trí lắp đĩa xích - Các đường kính còn lại chọn:

C 105 d  mm tại vị trí lắp bánh vít - Chiều dài các đoạn trục:

L  f mm – giữa đĩa xích với ổ lăn bên phải

L L  l   e e B     mm – giữa ổ lăn với bánh vít

L L L    mm – giữa hai ổ lăn Trong đó:

2 140 l mo  mm; e 1 15mm; e12mm (vì có vòng chắn dầu)

Chọn sơ bộ ổ đũa côn ký hiệu 7220 có   15, 642 o ; d100 mm; D180mm;T37mm;

Chọn then

Các thông số hình học của then bằng tra trong bảng 9.1a [4]

Vật liệu then ta chọn là thép C45, chọn then theo đoạn trục có đường kính nhỏ hơn

Với đường kính d36mm, ta chọn then có chiều rộng b10mm; chiều cao h8mm; chiều sâu rãnh then trên trục t 1 5mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t 2 3, 3mm Tại A, chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn l40mm

Tại C, chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn l32mm - Trục II:

Với đường kính d 45mm, ta chọn then có chiều rộng b14mm; chiều cao h9mm; chiều sâu rãnh then trên trục t 1  5, 5mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t 2 3,8mm Tại A, chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn l63mm

Với đường kính d 95mm, ta chọn then có chiều rộng b25mm; chiều cao h14mm; chiều sâu rãnh then trên trục t 1 9mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t 2 5, 4mm Tại A, chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn l 100mm

Tại C, chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn l125mm

TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC VÀ Ổ

Tính toán kiểm nghiệm trục I

- Biểu đồ mômen uốn và xoắn:

Hình 6.1 Biểu đồ mômen trục I

Chương 6: Tính toán kiểm nghiệm trục và ổ

- Tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

- Kiểm tra ứng suất uốn:     48 theo Bảng 10.5 [4]

Do tại C có lắp then nên ta tăng d thêm 5% - 10%: d C 1,1d C 1,1.21,8924,08mm Vậy ta chọn d C 45mm thỏa điều kiện bền uốn

- Mômen cản uốn và cản xoắn (tại C là trục có một then):

(Với b và t 1 tra bảng 9.1a [4] theo d = 45 mm)

- Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

- Tại C có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo Bảng 11.10 [1] ta chọn K  1, 75, 1, 5

K   - Theo Bảng 11.5 [1] ta chọn   0,88,   0,81 - Hệ số   0,1,   0, 05 tra theo Bảng 11.4 [1]

- Hệ số   0,9 tra theo Hình 2.7 [2] (mài tinh) - Hệ số an toàn:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa - Do   s  3 nên không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

Tính toán kiểm nghiệm trục II

- Tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

Vậy ta chọn d C 65mm thỏa điều kiện bền uốn Ta tăng dC lên 70 mm để có thể lắp bánh tạt dầu trên bậc trục khác bậc trục của ổ lăn

- Mômen cản uốn và cản xoắn (tại C là trục đặc):

- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:

- Tại C có sự tập trung ứng suất là trục cắt ren Theo Bảng 11.10 [1] ta chọn K  2, 3, 1, 7

K   - Theo Bảng 11.5 [1] ta chọn   0,81,   0,76 - Hệ số   0,1,   0, 05 tra theo Bảng 11.4 [1]

- Hệ số   0,9 tra theo Hình 2.7 [2] (mài tinh) - Hệ số an toàn:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa - Do   s  3 nên không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

Tính toán kiểm nghiệm trục III

Hình 6.3 Biểu đồ mômen trục III

- Tiết diện nguy hiểm nhất tại B:

Vậy ta chọn d B 100mm thỏa điều kiện bền uốn - Mômen cản uốn và cản xoắn (tại B là trục đặc):

- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:

- Tại B có sự tập trung ứng suất là chi tiết lắp chặt trên trục Theo Bảng 11.11 [1] ta chọn 2, 4

K   , K  1,8 - Theo Bảng 11.5 [1] ta chọn   0, 73,   0,72 - Hệ số   0,1,   0, 05 tra theo Bảng 11.4 [1]

- Hệ số   1, 7 tra theo Bảng 11.6 [1] (phun bi) - Hệ số an toàn:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện B được thỏa - Do   s  3 nên không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

Thông số các trục

Bảng 6.1 Bảng thông số kích thước các trục

Kích thước đoạn trục d i – đường kính l i – chiều dài

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực d A d B d C d D d E d F

Bảng 6.2 Bảng tính mômen trục

Thông số Đường kính d, mm

Bảng 6.3 Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục Đường kính d, mm      a  a s  s  s

Tính toán kiểm nghiệm ổ lăn và then

a Ổ lăn - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

Vì F rD F rB , cho nên ta tính toán để chọn ổ D - Ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 208 với C  25, 6kN, C 0 18,1kN - Các hệ số K  1, 2;K  1;V 1

F     nên theo Bảng 9.4 [1] ta chọn X=0,56; Y=2,15 - Tải trọng quy ước:

- Khả năng tải động tính toán:

Vì C tt C, do đó ta chọn ổ 208 là hợp lý - Tuổi thọ ổ:

           triệu vòng quay - Tuổi thọ tính bằng giờ:

 n   giờ b Then - Kiểm tra độ bền dập theo công thức:

  t dl   MPa   d 150 MPa Trong đó: l l   l b 40 10 30  mm; t 2 0, 4h0, 4.8 3, 2 mm Tại C:

  t dl   MPa   d 150 MPa Trong đó: l l   l b 32 10 22mm; t 2 0, 4h0, 4.8 3, 2 mm - Kiểm tra then theo độ bền cắt:

6.5.2 Trục trung gian (trục II) a Ổ lăn - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

- Tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ:

- Tại B ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy, tại D ta chọn ổ kép (2 ổ đũa côn) Ta sử dụng 1 ổ cố định (tại D) và 1 ổ di động (tại B) vì trục II có lực dọc trục lớn so với lực hướng tâm, trục và ổ yêu cầu cao về độ cứng, để hạn chế độ giãn dài của trục khi tăng nhiệt độ

- Ta xem lực dọc trục chỉ tác dụng lên ổ tại D Tại B chỉ có lực hướng tâm

* Tại B - Các hệ số K  1, 2;K  1;V 1 - Do không có lực dọc trục nên theo Bảng 9.4 [1] ta chọn X=1; Y=0 - Tải trọng quy ước:

Ta chọn ổ bi đỡ một dãy ký hiệu 112 với C  24,1kN, C 0 18,5kN - Tuổi thọ ổ:

- Tuổi thọ tính bằng giờ:

* Tại D - Vì là ổ kép nên mỗi ổ chịu lực hướng tâm là:

- Ta chọn ổ đũa côn với   12, 953 o Theo Bảng 9.4 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e1,5tan 1,5.tan12,953 o 0,345

- Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

- Tải trọng dọc trục tính toán:

Do đó theo Bảng 9.4 [1], ta tra được: X=0,4; Y=1,739 - Các hệ số K  1, 2;K  1;V 1

- Ta chọn ổ đũa côn ký hiệu 7612 với C186kN, C 0 157kN - Tuổi thọ ổ:

- Tuổi thọ tính bằng giờ:

  t dl   MPa   d 150 MPa Trong đó: l l   l b 63 16 47mm; t 2 0, 4h0, 4.104mm - Kiểm tra then theo độ bền cắt:

6.5.3 Trục cấp chậm (trục III) a Ổ lăn - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

- Ta chọn ổ đũa côn với   15, 642 o Theo Bảng 9.4 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e1,5tan1,5.tan15,642 o 0, 42 - Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

Vì S B S D và F a 0, do đó tải trọng dọc trục tính toán: Ổ B: F aB S B 11715,73N Ổ D: F aD S B F a 11715, 73 1129,37 12845,1  N

Do đó theo Bảng 9.4 [1], ta tra được: XB=1; YB=0; XD=0,4; YD=1,429 - Các hệ số K  1, 2;K  1;V 1

Ta chọn theo ổ B vì tải trọng tác dụng lớn hơn

- Ta chọn ổ đũa côn ký hiệu 7220 với C185kN, C 0 146kN - Tuổi thọ ổ:

           triệu vòng quay - Tuổi thọ tính bằng giờ:

  t dl   MPa   d 150 MPa Trong đó: l l   l b 100 25 75  mm; t 2 0, 4h0, 4.14 5,6 mm Tại C:

  t dl   MPa   d 150 MPa Trong đó: l l   l b 125 25 100  mm; t 2 0, 4h0, 4.14 5,6 mm - Kiểm tra then theo độ bền cắt:

Thông số ổ lăn và then

Bảng 6.4 Bảng số liệu chọn và kiểm tra ổ các trục

Khả năng tải động C, kN Tuổi thọ L h , giờ

Tính toán Chọn Tính toán Yêu cầu

II (Tại B) Bi đỡ 1 dãy 112 60 x 95 x 18 12,97 24,1 159023 24800

II (Tại D) Ổ kép (2 đũa côn) 7612 60 x 130 x

Bảng 6.5 Bảng kiểm nghiệm then Đường kính (mm)

Chiều dài làm việc của then l t , mm

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Thiết kế hộp giảm tốc

Bánh răng:  br  1,8 4 T II  1,8 66,88 4  5,15 mm Chọn  br 7mm Trục vít:  tv  1,8 4 T III  1,8 2567, 9 4  12,81 mm Chọn  tv  14 mm

Bánh răng:  1min br 0,9 br 0,9.76,3 mm Chọn  1 br  10mm Trục vít:  1min tv 0,9 tv 0,9.14 12, 6 mm Chọn  1 tv 14mm

- Khe hở nhỏ nhất giữa thành trong hộp giảm tốc với các chi tiết quay:

Bánh răng: c min 1, 2 br 1, 2.78, 4mm Chọn c min  9mm Trục vít: c min 1, 2 tv 1, 2.14 16,8 mm Chọn c min 17mm

- Khoảng cách từ đáy thân hộp đến mặt ngoài chi tiết:

Bánh răng: Y min 4c min 4.936mm Trục vít: Y min 4c min 4.1768mm - Chiều dày mặt bích thân: s 1 40 mm - Chiều dày mặt bích nắp trên: s 2 92 mm - Chiều dày mặt bích nắp bên: s 3 31 mm - Chiều dày mặt bích đáy: s 4 40 mm - Chiều rộng mặt bích nắp trên: S 2  49 mm - Chiều rộng mặt bích nắp bên: S 3  32 mm - Chiều rộng mặt bích đáy: S 4  80 mm

- Đáy vỏ hộp: d 1  24 mm - Giữa thân và nắp trên cạnh ổ: d 2  16 mm - Giữa thân và nắp trên dọc mặt bích: d 14 mm

Chương 7: Thiết kế hộp giảm tốc, các chi tiết phụ và dung sai lắp ghép

- Giữa thân và nắp bên: d 4  10 mm - Giữa nắp ổ trục I với vỏ: d 5  8 mm - Giữa nắp ổ trục II với vỏ: d 6  10 mm - Giữa nắp ổ trục III với vỏ: d 7  12 mm

- Giữa nắp thăm với vỏ: d 8 10 mm

Các chi tiết phụ

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông được lắp trên nắp cửa thăm

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi 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 Lức làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu d B C f L D1 D

- Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi

- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu d d1 d2 D D1 L1 l l1 b

- Chốt định vị côn có ren trong:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ (đường kính D) 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 lắp ghép, dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng d d1 l1 l

Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao

- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phẩn ổ với dầu trong hộp.

Dung sai lắp ghép

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

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều)

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp lỏng H7

7.3.2 Lắp ghép bánh răng, bánh vít trên trục:

Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6

Bánh vít lắp lên trục chịu tải lớn, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/n6

7.3.3 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là N9/h9 và kiểu lắp trên bạc Js9/h9

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h9

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14

Bánh răng dẫn 83,33 H7/ k6 Bánh răng bị dẫn 166,67 H7/ k6

Bánh vít 500 H7/ n6 Ổ LĂN Ổ vòng ngoài D Ổ bi đỡ trục I 40 H7 Ổ bi đỡ trục II 60 H7 Ổ đũa côn trục II 60 H7 Ổ đũa côn trục III 100 H7 Ổ vòng trong d Ổ bi đỡ trục I 40 k6 Ổ bi đỡ trục II 60 k6 Ổ đũa côn trục II 60 k6 Ổ đũa côn trục III 100 k6

Then (bánh răng + bánh đai + nối trục)

Bánh răng dẫn 10x8 Js9/h9 Bánh răng bị dẫn 14x10 Js9/h9

Bánh vít 25x14 Js9/h9 Đĩa xích 25x14 Js9/h9

Vòng chắn dầu – trục III 105 H7/k6

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Tác giả	Nguyễn Tuấn Kiệt
Người hướng dẫn	Vũ Như Phan Thiện
Trường học	Trường Đại học Bách khoa – ĐHQG TP.HCM
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2021
Thành phố	TP.Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	62
Dung lượng	2,93 MB