đồ án chi tiết máy đề tài thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1 Xác định công suất động cơ

Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi ta chọn động cơ dựa trên công suất đẳng trị

Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết: 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡; với: 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃.𝐾 𝜂 𝑡đ

1 +𝑡 2 = √ 1 2 24+0,7 24+25 2 25 =0,86 Công suất trên trục công tác:

1000 = 8,55𝑘𝑊 Hiệu suất chung của hệ thống được tính bằng công thức:

𝜂 𝑏𝑟1 = 𝜂 𝑏𝑟2 = 0,97: hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và chậm

𝜂𝑜𝑙= 0,99: hiệu suất của các ổ lăn

𝜂 𝑥 = 0,92: hiệu suất của bộ truyền xích

Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 8,84 kW (1)

2 Xác định số vòng quay sơ bộ

Tỉ số truyền chung của hệ: 𝑢 𝑐ℎ = 𝑢 ℎ𝑔𝑡 𝑢 𝑥

Theo bảng 2.2, chọn sơ bộ 𝑢 𝑥 = 3; 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 10 Do đó 𝑢 𝑐ℎ = 30

Số vòng quay làm việc của xích tải:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Từ (1) và (2), theo bảng phụ lục ta chọn động cơ có thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất, (kW) Vận tốc quay, (vg/ph) 𝐜𝐨𝐬 𝛗 𝛈% T max /T dn T k /T dn

Tỉ số truyền thực sự lúc này là:

Phân phối tỉ số truyền

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 10 Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ đồng trục, tỉ số truyền cấp nhanh được lấy bằng cấp chậm: 𝑢 𝑏𝑟1 = 𝑢 𝑏𝑟2 = √𝑢 2 ℎ𝑔𝑡 = √10 =3,16

Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 3,16 2 = 9,986

Sai số tỉ số truyền: Δ = |10−9,986| 10 = 0,14%

Tỉ số truyền bộ truyền xích: 𝑢 𝑥 = 𝑢 𝑢 𝑐ℎ

ℎ𝑔𝑡 = 33,931 9,986 = 3,4 Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa, ở đây là 8,55 kW

Bảng thông số kỹ thuật:

Thông số Động cơ I II III Cônng tác

Số vòng quay, vg/ph 1458 1458 461,39 146,01 42,94

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Xác định số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích dẫn được tính theo công thức (9.8):

Tính số răng đĩa xích bị dẫn theo công thức (9.9):

Tỉ số truyền thực tế: 𝑢 ′ = 𝑧 𝑧 2

Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆𝑢 = 𝑢 ′ 𝑢 −𝑢 = 3,43−3,4 3,4 = 0,88%

Vì 𝑧2 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120 răng nên bộ truyền thỏa điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ truyền xích ống con lăn.

Xác định bước xích

Hệ số điều kiện sử dụng:

𝐾𝑟 = 1,2: tải trọng va đập nhẹ

𝐾 0 = 1: bộ truyền xích nằm ngang, đường nối tâm song song với phương ngang

𝐾𝑑𝑐 =1: bộ truyền có khả năng điều chỉnh được

Hệ số số răng đĩa xích: 𝐾 𝑧 = 25 𝑧

Hệ số số vòng quay: 𝐾 𝑛 = 𝑛 𝑛 01

Hệ số xét đến số dãy xích: 𝐾𝑥 = 1 (chọn xích ống con lăn 1 dãy)

Công suất tính toán dùng để tra bảng được tính theo công thức (9.11)):

Theo bảng 9.1 tra cột n01 = 200 v/ph, ta chọn [P] = 19,3 kW; pc = 31,75 mm

Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Theo bảng 9.2, ta thấy bộ truyền thỏa điều kiện số vòng quay tới hạn đối với bước xích 31,75 mm.

Vận tốc trung bình của xích theo công thức (9.13)

Tính toán kiểm nghiệm bước xích

Tra bảng 9.3, với pc1,75 mm và n01 0 vòng/phút, chọn [p0])

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích X

Khoảng cách trục sơ bộ: a = 40pc = 40.31,75 = 1270mm

Xác định lại khoảng cách trục:

𝑎 = 1286,5𝑚𝑚 Để tránh xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm bớt 1 lượng

Chiều dài xích

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây

𝑖 = 4𝑣 𝐿 = 4.1,777 4,2545 = 1,67 ≤ [𝑖] = 16 (theo bảng 9.4 ứng với xích ống con lăn, bước xích 31,75 mm).

Kiểm nghiệm bộ xích

Q – tra theo bảng 9.5, tải trọng phá hỏng Q = 70 kN

Kr – hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ, chọn Kr =1,2

F0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Kf = 6, bộ truyền nằm ngang qm – khối lượng 1m xích, qm = 3,73 kg

Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra: 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 = 3,73 1,777 2 = 11,78 N

Lực vòng có ích trên đĩa xích: 𝐹 𝑡 = 1000𝑃 𝑣 1

Hệ số an toàn cho phép [s] tra bảng 9.6

Tính lực tác dụng lên trục

𝐹 𝑟 = 𝑘 𝑚 𝐹 𝑡 = 1,15.5060,78 = 5819,9 N km = 1,15: bộ truyền nằm ngang

Đường kính đĩa xích

❖ Bảng tóm tắt các thông số bộ truyền xích:

Số răng đĩa bị dẫn, z2 z2 = 79 Đường kính vòng chia đĩa dẫn, d1 d1 = 232,45 Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn, d2 d2 = 798,4 Đường kính vòng đỉnh đĩa dẫn, da1 da1 = 254,675 Đường kính vòng đỉnh đĩa bị dẫn, da2 da2 = 820,625

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Bộ truyền cấp chậm

Số vòng quay: n1 = 461,01 vòng/phút

Thời gian làm việc: t = 3.8.180.6 = 25920 giờ

1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau:

- Độ rắn bánh nhỏ là 265 HB

- Độ rắn bánh lớn là 250 HB

2 Ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức (10.1):

𝑠 𝐻 Giớ hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở cho trong bảng 10.5:

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (10.3): 𝐾𝐻𝐿 = √ 𝑚𝐻 𝑁 𝑁 𝐻𝑂 𝐻𝐸

Trong đó: NHE – số chu kỳ làm việc tương đương

NHO – số chu kỳ làm việc cơ sở mH – bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (10.5):

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng: NHO = 30HB 2,4

Do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền răng trụ răng nghiêng nên:

So sánh với điều kiện (10.7): [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎 𝐻 ] ≤ 1,25[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛

[𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛 = 466,36 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻] = 338,55 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,25[𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛 = 582,95 𝑀𝑃𝑎 Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛 = 466,36 𝑀𝑃𝑎 b) Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (10.8):

𝑠 𝐹 Giới hạn uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 10.5:

Hệ số tuổi tho KFL xác định theo công thức (10.9): 𝐾 𝐹𝐿 = √ 𝑚𝐹 𝑁 𝑁 𝐹𝑂 𝐹𝐸

Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đượng theo (10.10):

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có: KFL1 = KFL2 = 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sF = 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trụng tải trọng a) Chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 10.6:

Ta suy ra giá trị 𝜓𝑏𝑑 dựa vào công thức (10.13):

2 = 0,832 b) Hệ số tập trung tải trọng 𝐊 𝛃 :

Dựa vào 𝜓𝑏𝑑, tra bảng 10.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng:

Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức (10.15):

Theo tiêu chuẩn ta chọn: 𝑎 𝑤 = 180 mm

5 Thông số ăn khớp a) Mô đun m n

Theo (10.16) khi H1, H2  350HB: mn = (0,01  0,02).aw = 1,8  3,6 mm

Theo tiêu chuẩn trong bảng 10.2 ta chọn mn = 2,5 mm b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta phải chọn góc nghiêng : 20  8

Số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 33.3,16 = 104,28; chọn z2 = 105 răng

Ta tính lại tỉ số truyền thực: 𝑢 𝑚 = 𝑧 𝑧 2

1= 105 33 = 3,18 Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆𝑢 = 𝑢 𝑚 𝑢 −𝑢 = 3,18−3,16 3,16 = 0,633% < 2%

6 Xác định kích thước bộ truyền

2.cos (16,6 0 )≈ 180 mm Đường kính vòng chia:

𝑑 2 = 𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑛 𝑧 2 = cos (16,6 2,5.105 0 ) = 273,92 mm Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2mn = 86,09 + 2.2,5 = 91,09 mm da2 = d2 + 2mn = 273,92 + 2.2,5 = 278,92 mm Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2,5mn = 86,09 – 2,5.2,5 = 79,84 mm df2 = d2 - 2,5mn = 273,92 – 2,5.2,5 = 267,67 mm

7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Theo (10.31), vận tốc vòng bánh răng:

𝑠 Dựa theo bảng 10.9 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

8 Lực tác dụng lên bộ truyền

Với vận tốc v = 2,08 m/s và cấp chính xác 9 tra bảng 10.11 ta xác định được hệ số tải trọng động: KHv = 1,0443; KFv = 1,1804

10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (10.37):

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (10.38): 𝑍𝐻 = √ 𝑠𝑖𝑛2𝛼 2𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑡𝑤

𝑠𝑖𝑛(2 20,8 0 ) = 1,699 Nếu cặp bánh răng bằng thép thì: ZM = 275MPa 1/2

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo: 𝑍 𝜀 = √ 𝜀 1 𝛼

Hệ số tải trọng tính: KH = KH.KHv.KH = 1,0632.1,0443.1,12496 = 1,249

(KH và KHv xác định phía trên, KH tra trong bảng (10.12))

72.3,16 = 394,23𝑀𝑃𝑎 Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo (10.46):

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB  350 nên:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K l = 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

11 Kiểm nghiệm ướng suất uốn Ứng suất uốn cho phép theo (10.51): [𝜎 𝐹 ] = 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾 𝐹𝐿 𝑌 𝑅 𝑠 𝑌 𝑥 𝑌 𝛿 𝐾 𝐹𝐶

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số kích thước: Yx = 1,05 – 0,005mn = 1,05 – 0,005.2,5 = 1.0375

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Hệ số an toàn: sF = 1,75

1,75 = 270,41 Mpa Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (10.49):

Hệ số dịch chỉnh x = 0 ( khi không dịch chỉnh)

119,30 = 3,581 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn Ứng suất uốn được tính theo (10.48): 𝜎 𝐹 = 𝑌 𝑏 𝐹 𝐹 𝑡 𝐾 𝐹

Hệ số tải trọng tính: KF = KFKFvKF

Khi ncx  9 thì KF = 1 và các hệ số KF và KFv được xác định ở trên

Suy ra: KF = 1,1164.1,1804.1 = 1,318 Ứng suất uốn tính toán:

Vậy độ bền uốn được thỏa

❖ Bảng tóm tắt các thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤1 = 𝑏 𝑤2 + 5 = 77 𝑏 𝑤2 = 𝑎 𝑤 Ψ ba = 72

Số răng bánh răng z1 = 33 răng z2 = 105 răng

Hệ số dịch chỉnh X1=0 X2=0 Đường kính vòng chia d1 = 86,09 d2 = 273,92 Đường kính vòng lăn dw1 = d1= 86,09 dw2 = d2 = 273,92 Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 91,09 da2 = d2 + 2m = 278,92 Đường kính đáy răng df1 = d1 - 2,5m = 79,84 df2 = d2 - 2,5m = 267,67

Bộ truyền cấp nhanh

Số vòng quay: n1 = 1458 vòng/phút

Thời gian làm việc: t = 3.8.180.6 = 25920 giờ

1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau:

- Độ rắn bánh nhỏ là 265 HB

- Độ rắn bánh lớn là 250 HB

2 Ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức (10.1):

Giớ hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở cho trong bảng 10.5:

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (10.3): 𝐾 𝐻𝐿 = √ 𝑚𝐻 𝑁 𝑁 𝐻𝑂 𝐻𝐸

Trong đó: NHE – số chu kỳ làm việc tương đương

NHO – số chu kỳ làm việc cơ sở mH – bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (10.5):

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng: NHO = 30HB 2,4

Do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền răng trụ răng nghiêng nên:

So sánh với điều kiện (10.7): [𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎𝐻] ≤ 1,25[𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛

[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 466,36 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 𝐻 ] = 338,55 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,25[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 582,95 𝑀𝑃𝑎 Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:

[𝜎 𝐻 ] = [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 466,36 𝑀𝑃𝑎 b) Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (10.8):

Giới hạn uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 10.5:

Hệ số tuổi tho KFL xác định theo công thức (10.9): 𝐾 𝐹𝐿 = √ 𝑚𝐹 𝑁 𝑁 𝐹𝑂 𝐹𝐸

Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đượng theo (10.10):

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có: KFL1 = KFL2 = 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sF = 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trụng tải trọng a) Chiều rộng vành răng

Dựa vào điều kiện khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau và công thức (10.14) ta có công thức tính bề rộng cấp nhanh:

Theo bảng 10.6 ta chọn ba = 0,25 theo tiêu chuẩn Chọn như trên bộ truyền cấp nhanh sẽ dư bền rất nhiều Đây là đặc điểm và cũng là nhược điểm của hộp giảm tốc đồng trục

Ta suy ra giá trị 𝜓𝑏𝑑 dựa vào công thức (10.13):

2 = 0,52 b) Hệ số tập trung tải trọng 𝐊 𝛃 :

Dựa vào 𝜓𝑏𝑑, tra bảng 10.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng:

Do bộ truyền động trục nên khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau:

5 Thông số ăn khớp a) Mô đun m n

Theo (10.16) khi H1, H2  350HB: mn = (0,01  0,02).aw = 1,8  3,6 mm

Theo tiêu chuẩn trong bảng 10.2 ta chọn mn = 2,5 mm b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta phải chọn góc nghiêng : 20  8

Số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 33.3,16 = 104,28; chọn z2 = 105 răng

Ta tính lại tỉ số truyền thực: 𝑢 𝑚 = 𝑧 𝑧 2

1= 105 33 = 3,18 Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆𝑢 = 𝑢 𝑚 𝑢 −𝑢 = 3,18−3,16 3,16 = 0,633% < 2%

6 Xác định kích thước bộ truyền

2.cos (16,6 0 )≈ 180 mm Đường kính vòng chia:

𝑑2 = 𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑛 𝑧 2 = cos (16,6 2,5.105 0 ) = 273,92 mm Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2mn = 86,09 + 2.2,5 = 91,09 mm da2 = d2 + 2mn = 273,92 + 2.2,5 = 278,92 mm Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2,5mn = 86,09 – 2,5.2,5 = 79,84 mm df2 = d2 - 2,5mn = 273,92 – 2,5.2,5 = 267,67 mm

7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Theo (10.31), vận tốc vòng bánh răng:

Dựa theo bảng 10.9 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

8 Lực tác dụng lên bộ truyền

Với vận tốc v = 6,57 m/s và cấp chính xác 8 tra bảng 10.11 ta xác định được hệ số tải trọng động: KHv = 1,12826; KFv = 1,43178

10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (10.37):

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (10.38): 𝑍𝐻 = √ 𝑠𝑖𝑛2𝛼 2𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑡𝑤

𝑠𝑖𝑛(2 20,8 0 ) = 1,699 Nếu cặp bánh răng bằng thép thì: ZM = 275MPa 1/2

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo: 𝑍 𝜀 = √ 𝜀 1 𝛼

Hệ số tải trọng tính: KH = KH.KHv.KH = 1,032.1,12826.1,10256 = 1,284

(KH và KHv xác định phía trên, KH tra trong bảng (10.12))

45.3,16 = 298,02 𝑀𝑃𝑎 Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo (10.46):

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB  350 nên:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K l = 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa Bộ truyền dư bền nhiều, điều này là bình thường đối với cấp nhanh của bộ truyền đồng trục

11 Kiểm nghiệm ướng suất uốn Ứng suất uốn cho phép theo (10.51): [𝜎𝐹] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾 𝐹𝐿 𝑌 𝑅 𝑠 𝑌 𝑥 𝑌 𝛿 𝐾 𝐹𝐶

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số kích thước: Yx = 1,05 – 0,005mn = 1,05 – 0,005.2,5 = 1.0375

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Hệ số an toàn: sF = 1,75

1,75 = 270,41 Mpa Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (10.49):

Hệ số dịch chỉnh x = 0 ( khi không dịch chỉnh)

119,30 = 3,581 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn Ứng suất uốn được tính theo (10.48): 𝜎 𝐹 = 𝑌 𝑏 𝐹 𝐹 𝑡 𝐾 𝐹

Hệ số tải trọng tính: KF = KFKFvKF

Khi hệ số trùng khớp dọc 𝜀 𝛽 = 𝑏 𝑤 𝜋𝑚 𝑠𝑖𝑛𝛽

Suy ra: KF = 1,058.1,43178.0,899 = 1,361 Ứng suất uốn tính toán:

Vậy độ bền uốn được thỏa

❖ Bảng tóm tắt các thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, hai cấp của bộ truyền có đường kính như nhau nên điều kiện bôi trơn ngâm dầu luôn được thỏa

Khoảng cách của mức dầu cao nhất và thấp nhất:

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤1 = 𝑏 𝑤2 + 5 = 50 𝑏 𝑤2 = 𝑎 𝑤 Ψ ba = 45

Số răng bánh răng z1 = 33 răng z2 = 105 răng

Hệ số dịch chỉnh X1=0 X2=0 Đường kính vòng chia d1 = 86,09 d2 = 273,92 Đường kính vòng lăn dw1 = d1= 86,09 dw2 = d2 = 273,92 Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 91,09 da2 = d2 + 2m = 278,92 Đường kính đáy răng df1 = d1 - 2,5m = 79,84 df2 = d2 - 2,5m = 267,67

3) = 36,49𝑚𝑚 Trong đoạn này ta chọn một đoạn 10  15mm làm mức giới hạn mức dầu.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Tính toán

Vật liệu trục, thép C45, tôi cải thiện

[] = 20 MPa đối với trục đầu vào và ra, [] = 15MPa đối với trục trung gian

2 Vật liệu chế tạo trục

Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức (12.2):

Chọn sơ bộ đường kính trục:

Tại vị trí khớp nối: dkn = 30 mm

Tại vị trí ổ lăn: do = 35 mm

Tại vị trí bánh răng nghiêng dbr1 = 40 mm

Tại vị trí bánh răng nghiêng: dbr2 = 50 mm

Tại vị trí đĩa xích dx = 60 mm

Tại vị trí bánh răng nghiêng: dbr3 = 70 mm

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

Theo bảng 12.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng: bo1 = 21 mm; bo2 = 25 mm; bo3 = 33 mm

Chiều dài mayer nửa khớp nối: lm12 = (1,4  2,5).d12 = (1,4  2,5).30 = (42  75) Chọn lm12 = 60 mm Chiều dài mayer bánh răng: lm13 = (1,2  1,5).d13 = (1,2 1,5).40 = (48  60) Chọn lm13 = 60 mm lm22 = (1,2  1,5).d22 = (1,2 1,5).50 = (60  75) Chọn lm22 = 60 mm lm23 = (1,2  1,5).d23 = (1,2 1,5).50 = (60  75) Chọn lm23 = 85 mm

(chọn lm lớn hơn bề rộng răng 10%) lm32 = (1,2  1,5).d32 = (1,2 1,5).70 = (84  105) Chọn lm32 = 85 mm Chiều dài mayer đĩa xích: lm33 = (1,2  1,5).d33 = (1,2 1,5).60 = (72  90) Chọn lm33 = 80 mm Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau: k1 = 10: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 = 10: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3 = 15: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 20: Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

❖ Trục I l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5(60 + 21) + 15 + 20 = 75,5 mm l13 = 0,5(lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5(60 + 21) + 10 + 10 = 60,5 mm l11 = 2l13 = 2.60,5 = 121 mm

❖ Trục II l22 = 0,5(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5(60 + 25) + 10 + 10 = 62,5 mm l23 = l11 + l32 + k1 + 0,5(bo1 + bo3)= 121 + 79 + 10 + 0,5(21 + 33) = 237 mm

❖ Trục III l32 = 0,5(lm32 + bo3) + k1 + k2 = 0,5(85 + 33) + 10 + 10 = 79 mm l31 = 2l32 = 2.79 = 158 mm l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5(lm33 + bo3) + k3 + hn

2 = 20076,19 𝑁𝑚𝑚 Tại C là khớp nối trục đàn hồi chọn theo sơ bộ Tra bảng 14.10a với

Theo kết quả từ MDSolids ta có:

Tra bảng 12.1 với d = 30, chọn [] = 67 MPa

Vì tại C lắp khớp nối có rãnh then nên tăng đường kính trục lên (5  10)%: dC = (21,60  22,63) mm

Theo tiêu chuẩn chọn dC = 22 mm

Theo tiêu chuẩn chọn dA = dB = 25 mm

Do tại D lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên (5  10)%: dD = (24,77  25,95) mm

Theo tiêu chuẩn chọn dD = 30 mm

Theo kết quả từ MDSolids:

Tra bảng 12.1 với d = 45 mm ta chọn [] = 58 MPa

Do tại D lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên (5  10)%: dD = (40,80  42,75) mm

Theo tiêu chuẩn chọn dC = dD = 42 mm

Vẽ kết cấu trục II:

Theo kết quả từ MDSolis ta có:

Tra bảng 12.1 với d = 60 mm ta chọn [] = 54 MPa

Do tại D lắp đĩa xích có rãnh then nên tăng đường kính trục lên (5  10)%: dD = (47,80  50,07) mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn dD = 60 mm

Do tại C lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên (5  10)%: dC = (52,82  55,33) mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn dC = 70 mm

Vẽ kết cấu trục III:

Kiểm nghiệm trục

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo:

Trong đó [d] = 70 MPa: do hộp giảm tốc làm việc liên tục (làm việc 3 ca), hết khả năng tải

Và [c] = 90 MPa: tải trọng va đập nhẹ lt = (0,8  0,9)lm hay lt = lm - (5  10)mm

Tiết diện Đường kính trục lt bxh t1, mm T, Nmm d,

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

2 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện, với:

Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K, K

Tra bảng 12.9 với b = 850MPa ta có:

Hệ số tăng bền bề mặt  = 1,7 tra theo bảng 12.8 ứng với trường hợp phun bi Tra bảng 12.6 ta chọn hệ số xét đến tính ảnh hưởng của ứng suất trung bình:

Trục I: Tiết diện D (lắp bánh răng)

Trục II: Tiết diện D (lắp bánh răng)

Trục III: Tiết diện C (lắp bánh răng)

Momen cản uốn W đối với trục có một then:

𝑑 Momen cản xoắn W0 đối với trục có một then:

Tiết diện Đường kính trục bxh t1

Trục III C 70 18x11 7,0 26529,75 63775,79 Ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

𝜎 𝑚 = 0 Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:

Giá trị s và s là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

𝜀𝜏𝛽 + 𝜓 𝜏 𝜏 𝑚 Khi hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục:

Trục I D 28 0,91 0,89 34,10 6,82 7,26 20,48 6,87 Trục II D 42 0,84 0,78 53,52 7,14 4,27 17,22 4,14 Trục III C 70 0,75 0,73 17,39 4,61 11,73 25,02 10,62

Vậy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi: s  [s] = 1,5  2,5

3 Kiểm nghiệm nối trục đàn hồi

Theo bảng 14.10a với T = 67347,8 Nmm, kích thước vòng đàn hồi:

Do = 68mm; l1 = 15mm; l2 = 22mm; Z = 6; dc = 10mm; l0 = 15mm; lc = 19mm

Tra bảng 14.1 chọn hệ số an toàn làm việc: k = 1,5 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

6.68.10.15 = 3.30 ≤ [𝜎𝑑] = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎 Điều kiện sức bền của chốt:

0,1 10 3 68.6 = 47,04 ≤ [𝜎 𝐹 ] = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎 Vậy điều kiện bền của chốt được thỏa mãn.

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Trục I

Kết cấu trục: Đường kính ngõng trục d = 25 mm

Số vòng quay: n = 1458 vòng/phút

Thông số Động cơ I II III Cônng tác

Số vòng quay, vg/ph 1458 1458 461,39 146,01 42,94

1 Tính sơ bộ tỉ số:

Fa/Fr = 0,88 > 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ chặn một dãy

Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, ta chọn sơ bộ ổ 46305

Số vòng quay tới hạn khi bôi trơn

Khối lượng, (kg) d D B T r r1 Bằng mỡ Bằng dầu

2 Xác định các phản lực tác dụng lên ổ

Lực hướng tâm được xác định theo công thức (13.1):

Lực dọc trục: Đối với ổ bi đỡ chặn, xác định lực dọc trục theo công thức (13.2a):

Trong đó e = 0,68 tra từ bảng 13.2 với  = 26

3 Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ Q:

Do số vòng quay n = 1458 vòng/phút > 1 vòng/phút nên ta chọn ổ theo khả năng tải động

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ theo công thức (13.3):

Trong đó: V = 1: do vòng trong quay

𝑉𝐹 𝑟𝐴= 1.529,69 360,19 = 0,68 ≤ 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XA = 1, YA = 0

𝑟𝐵 = 1.992,74 826,59 = 0,83 > 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XB = 0,41; YB = 0,87

K = 1: nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100C

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

Vì QB > QA nên tính toán ổ theo thông số tại B

Vì tải thay đổi nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức (13.7):

4 Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay

5 Khả năng tải động tính toán của ổ

Ta có Ctt = 17,75396 kN < C = 21,10 kN nên ổ 46305 đảm bảo bền

6 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ

7 Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ

[Dpwn] = 1,3.10 5 (tra bảng 13.6 với ổ đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ dẻo)

𝐷 𝑝𝑤 = 𝑑+𝐷 2 = 25+62 2 = 43,5 mm k1 = 1 vì Dpw 100mm k2 = 0,9: tra bảng 13.7 với cỡ ổ trung k3 = 1 vì Lh = 65450,21 giờ > 50000 giờ

Ta có: n = 1458  ngh = 2689,66 nên ổ lăn được chọn thỏa mãn điều kiện.

Trục II

Số vòng quay: n = 461,39 vòng/phút

Số vòng quay tới hạn khi bôi trơn Khối lượng, (kg) d D B T r r1 Bằng mỡ Bằng dầu

Trong đó e = 0,68 tra từ bảng 13.2 với  = 26

Do số vòng quay n = 461,39 vòng/phút > 1 vòng/phút nên ta chọn ổ theo khả năng tải động

𝑟𝐴= 1.529,69 360,19 = 1,59 > 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XA = 0,41, YA = 0,87

𝑉𝐹 𝑟𝐵 = 1.992,74 826,59 = 0,68 ≤ 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XB = 1; YB = 0

𝐷𝑝𝑤 = 𝑑+𝐷 2 = 35+80 2 = 57,5 mm k1 = 1 vì Dpw  100mm k2 = 0,9: tra bảng 13.7 với cỡ ổ trung k3 = 0,99 vì Lh = 30329,60 giờ < 50000 giờ

Ta có: n = 461,39  ngh = 2014,43 nên ổ lăn được chọn thỏa mãn điều kiện.

Trục III

Số vòng quay: n = 146,01 vòng/phút

Số vòng quay tới hạn khi bôi trơn

Khối lượng, (kg) d D B T r r1 Bằng mỡ Bằng dầu

Trong đó e = 0,34 tra từ bảng 13.2 với  = 12 và 𝐹 𝑎

Do số vòng quay n = 146,01 vòng/phút > 1 vòng/phút nên ta chọn ổ theo khả năng tải động

𝑟𝐴= 1.3800,58 1292,2 = 0,34 ≤ 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XA = 1, YA = 0

𝑟𝐵 = 1.7516,57 2634,7 = 0,35 > 𝑒, tra bảng 13.2 chọn XB = 0,45; YB = 1,62

𝐷 𝑝𝑤 = 𝑑+𝐷 2 = 65+120 2 = 92,5 mm k1 = 1 vì Dpw  100mm k2 = 1: tra bảng 13.7 với cỡ ổ nhẹ k3 = 0,99 vì Lh = 35721,75 giờ < 50000 giờ

Ta có: n = 146,01  ngh = 1391,35 nên ổ lăn được chọn thỏa mãn điều kiện.

TÍNH TOÁN KHỚP NỐI TRỤC

Theo bảng 14.10.a và 14.10.b với T = 67347,8 Nmm và d = 22mm, kích thước vòng đàn hồi: d T D l L

Tra bảng 14.1 chọn hệ số an toàn làm việc: k = 1,5 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

6.68.10.15 = 3,30 ≤ [𝜎 𝑑 ] = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎 Điều kiện sức bền của chốt:

0,1 10 3 68.6 = 47,04 ≤ [𝜎𝐹] = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎 Vậy điều kiện bền của chốt được thỏa mãn.

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Chọn vật liệu đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

1 Chiều dày hộp giảm tốc

Chiều cao: h  58 mm Độ dốc khoảng 2

Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8  0,9)d2 = (0,8  0,9).14 = (11,2  12,6)

Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5  0,6)d2 = (0,5  0,6).14 = (7  8,4)

4 Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp:

Chiều dày bích nắp hộp:

Bề rộng bích nắp và thân:

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k  1,2d2 = 16,8

Chiều cao h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Tra bảng 15.5:

Chiều dày khi không có phần lồi:

Bề rộng mặt đế hộp:

7 Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

8 Số lượng bu lông nền Z

+ Chiều dài sơ bộ hộp giảm tốc L = 600 mm

+ Chiều rộng sơ bộ hộp giảm tốc B = 400 mm

Các chi tiết phụ

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

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục nên lỗ trục lắp ở trên nắp và phần 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, người ta dùng hai chốt định vị, và thường đặt chéo nhau ở hai bên hộp giảm tốc Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

Ta chọn chốt định vị hình côn: d, mm c, mm l, mm

3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để châm dầu bôi trơn vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi.

Trong hộp giảm tốc, các bộ truyền ăn khớp với nhau sinh ra ma sát, dẫn đến nhiệt độ tăng cao Để giải quyết vấn đề này, nút thông hơi được sử dụng để cân bằng áp suất và điều hòa không khí trong và ngoài hộp Nút thông hơi thường được lắp đặt tại nắp cửa thăm hoặc vị trí cao nhất của nắp hộp, cho phép không khí lưu thông và tản nhiệt hiệu quả.

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ nhiễm bẩn, đồng thời dầu bị biến chất do nhiệt độ Để đảm bảo bôi trơn, ta phải thay dầu mới Điều này yêu cầu dầu cũ phải được tháo sạch ra khỏi hộp giảm tốc thông qua lỗ tháo dầu nằm ở đáy hộp, được bịt kín bằng nút tháo dầu

Ta chọn nút tháo dầu ren trụ: d b m f L c q D S D0

Mặt đáy hộp làm dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc 1  2, đồng thời ngay tại chỗ tháo dầu cũng nên làm lõm xuống để dầu chảy ra dễ dàng

Do hộp giảm tốc làm việc 3 ca, để tránh sóng dầu gây khó khăn trong việc xác định mức dầu ta xác kiểm tra mức dầu trong hộp bằng que thăm dầu

Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang GX15-32

Nắp ổ cho trục đi qua:

Vòng phớt có tác dụng ngăn không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc, đồng thời cũng không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộ d d1 d2 D a b S0

Vòng chắn dầu dùng để ngăn cách dầu trong hộp giảm tốc với ổ lăn a = (6  9); t =(2  3); Kích thước b lấy bằng gờ trục

Vú bơm mỡ dùng để bơm mỡ bôi trơn cho ổ lăn.

Bôi trơn hộp giảm tốc

Ta có vận tốc vòng của 4 bánh răng (2,08  6,6) m/s, ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu

Tra bảng 15.9 chọn độ nhớt: 57

Tra bảng 15.21 chọn loại dầu ôtô máy kéo AK-20

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng, khớp nối, đĩa xích

Kích thước danh nghĩa, mm Kiểu lắp ES,

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

Kích thước danh nghĩa, mm Kiểu lắp ES, m EI, m es, m ei, m

Bảng dung sai lắp ghép then

Kích thước tiết diện then bxh, mm

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then

Sai lệch giới hạn của chiều sâu then, mm

ES, mm EI, mm Trên trục

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Tác giả	Nguyễn Chí Hiếu, Nguyễn Trung Hiếu, Nguyễn Văn Minh Hiếu, Hoàng Trọng Hòa
Người hướng dẫn	Th.S. Nguyễn Thị Kiều Hạnh
Trường học	Trường Đại học Nông Lâm Tp.HCM
Chuyên ngành	Cơ khí - Công nghệ
Thể loại	Đồ án Chi tiết máy
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Tp.HCM

Định dạng
Số trang	84
Dung lượng	1,61 MB