Thông qua việc hoàn thiện đồ án, em có thể áp dụng được các kiến thức từ các môn họcnhư Truyền động cơ khí, Sức bền vật liệu, Vẽ kỹ thuật, Vẽ kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật đo cơkhí,… Thông q
Hộp giảm tốc bánh răng trụ
Đây là loại hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi nhờ các ưu điểm như:
• Tuổi thọ và hiệu suất cao
• Sử dụng trong phạm vi rộng của vận tốc và tải trọng
Tùy thuộc vào yêu cầu tải trọng mà các loại bánh răng sẽ được sử dụng bao gồm: bánh răng trụ răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V Đối với bánh răng trụ răng nghiêng và răng chữ V chịu được tải trọng lớn hơn so với bánh răng trụ răng thẳng nhưng công nghệ chế tạo cũng phức tạp hơn và giá thành sẽ mắc hơn Do vậy, cần cân nhắc khi lựa chọn loại bánh răng cho phù hợp với tải trọng yêu cầu.
Hình 1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ
Chúng ta có thể gặp một số dạng hộp giảm tốc bánh răng trụ như sau:
Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp: thường được sử dụng khi tỉ số truyền ở khoảng 8 (đối với bánh răng răng thẳng 5) Tỉ số truyền càng lớn thì kích thước hộp càng cồng kềnh
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp: được sử dụng rộng rãi, tỉ số truyền ở khoảng từ 8 đến 40 Loại hộp giảm tốc này có thể có 03 dạng sơ đồ sau o Sơ đồ khai triển o Sơ đồ phân đôi o Sơ đồ đồng trục
Hộp giảm tốc bánh răng trụ ba cấp: được sử dụng khi yêu cầu về tỉ số truyền tương đối lớn từ 37 có thể lên đến hơn 200.
Một số đặc điểm của các sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp tốc độ được tóm tắt như sau
2 cấp tốc độ Đặc điểm Ưu điểm Nhược điểm
Khai triển Đơn giản, dễ chế tạo Bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ nên làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng
Công suất phân đôi ở cặp BR cấp nhanh hoặc cấp chậm
So với HGT khai triển:
+ Tải trọng phân bố đều cho các ổ
+ Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các
BR được bố trí đối xứng với các ổ
+ Tại các tiết diện nguy hiểm của trục trung gian, mô men xoắn chỉ tương ứng với ẵ cụng suất được truyền tới trục
+ Nhẹ hơn khoảng 20% so với HGT khai triển
So với HGT khai triển:
+ Chiều rộng của hộp tăng + Cấu tạo bộ phận ổ phức tạp
+ Số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng Đồng trục Đường tâm của trục vào và trục ra + Khả năng tải cấp nhanh trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của HGT và nhiều khi giúp cho việc bố trí các thiết bị gọn gàng hơn không dùng hết vì tải trọng tác dụng ở cấp chậm lớn hơn khá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau
+ Cần bố trí các ổ của các rục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ và gây khó khăn trong việc bôi trơn các ổ này + Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng cần phải gia tăng đường kính trục Được sử dụng khi không cần thiết phải có hai đầu ra của trục quay nhanh và trục quay chậm, trong khi đó lại yêu cầu bố trí thiết bị gòn gàng
Bảng 1 Đặc điểm các loại hộp giảm tốc hai cấp tốc độ
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC
Tính công suất và chọn động cơ điện
1.2.1 Xác định công suất động cơ.
1.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
1.2.3 Quy cách chọn động cơ.
Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống dẫn động
1.3.1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển.
1.3.2 Các loại hộp giảm tốc khác.
1.3.3 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tính toán động học cho hệ thống dẫn động
1.4.1 Công suất trên các trục.
1.4.2 Số vòng quay của các trục.
1.4.3 Momen xoắn trên các trục.
Nhận xét
Lập bảng thông số động học.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:
Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, mà ta có thể chọn các loại đai như đai dẹt, đai thang, đai răng, với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang.
Ta có các thông số:
Pđc = 2,079 kW nđc= 2880 vòng/phút uđ = 3,645
Hình 2 1 Chọn loại tiết điện đai hình thang
Theo hình 4.1, ta chọn đai thang loại A Theo bảng 4.13 trang 59 [1] chọn đai loại A với:
2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền:
2.1.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d15 mm.
Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.
2.1.2.3 Đường kính bánh đai lớn:
Giả sử ta chọn hệ số trượt: ξ = 0,02
Theo công thức 4.2 [1] trang 53, ta có: d2 = uđ d1 (1- ξ ) = 3,645 125 (1-0,02) D6,5125 mm
Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn:d2 = 450 mm
Tỉ số truyền thực tế : u tt = d 2 d 1 ¿ ¿
Sai lệch tỷ số truyền: u=¿u tt −u đ u đ ∨¿∨3,673−3,645
Sai lệch với giá trị ban đầu ¿ 4%
2.1.2.4 Khoảng cách trục sơ bộ a:
- Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có:
Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = 0,96775 d2 = 435,5 mm khi uđ = 3,645
2.1.2.5 Chiều dài tính toán của đai l:
Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có:
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2000 mm = 2 m.
2.1.2.6 Số vòng chạy của đai trong một giây: i=v
Khi đó điều kiện được thoả.
2.1.2.7 Tính chính xác khoảng cách trục:
Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có: a=k+√ k 2 − 8 Δ 2
Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.
Vậy ta lấy chiều dài đai: L = 2240(mm)
2.1.2.8 Góc ôm bánh đai nhỏ:
Theo công thức 4.7[1] trang 54, ta có: α1¿180 0 −57 0 d2−d1 a 0 0 −57 0 450−125
Do α1 ≥ 120 0 nên chọn đai sợi tổng hợp.
2.1.2.9 Xác định số dây đai:
Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có: z ≥ P K d
- Công suất trên bánh chủ động: Pđ = 2,079 kW
[Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.19 [1] trang 62, ta chọn: [P0] = 3 kW
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm: Tra bảng 4.15 [1] trang 61, ta lấy:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền: Tra bảng 4.17[1] trang 61, ta lấy:Cu=1,14
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: Tra bảng 4.16 [1] trang 61, ta lấy: Cl = 1,035 với nội suy Cl=1+(20 17-1) ( 1,04−1 1,2−1 ¿
- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1 vì z= P
- Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,35
- Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có: t = 15; e = 10; ho = 3,3
- Theo công thức 4.17[1] trang 63, ta có:
2.1.2.11 Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2h0 = 140 + 2.3,3 = 131,6 mm da2 = d2 + 2h0 = 500+ 2.3,3= 456,6 mm
2.1.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục:
2.1.3.1 Lực căng đai ban đầu:
Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có:F 0 x0.P đc K đ v C ❑
Theo công thức 4.20[1] trang 63, ta có:F v =q m v 2
- qm: khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có :
2.1.3.3 Lực tác dụng lên trục:
Theo ct 4.21[1] trang 63, ta có F r =2.F 0 sin❑ 1
2.4.4 Thông số của bộ truyền đai:
STT Thông số Giá trị
4 Khoảng cách trục aR3,158 mm
8 Chiều rộng bánh đai B = 20 mm
9 Đường kính ngoài của bánh đai dd1 = 131,6 mm dd2 = 456,6 mm
10 Lực căng đai ban đầu F0 = 164,72 N
12 Lực tác dụng lên trục Fr = 313,85 N
Bảng 2 1 Thông số của bộ truyền đai
Nhận xét
Lập bảng thông số kết cấu.
THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN GỐI ĐỠ
Thiết kế trục
3.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
3.1.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
3.1.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng.
Chọn gối đỡ trục
3.2.2 Chọn cấp chính xác ổ lăn.
Nhận xét
Lập bảng thông số trục và chọn gối đỡ.
THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
Cấu tạo vỏ hộp và chi tiết máy
4.1.1 Chọn ghép nắp hộp và thân hộp.
Vỏ HGT có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.
Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao
Vật liệu là gang xám GX 15-32.
Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện.
Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1 o
Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bảng như sau:
Tên gọi Công thức Số liệu
Chiều dày ở nắp hộp Độ dốc
Chiều cao gân tăng cứng e=(0,8÷1)δ e 1 =(0,8÷1)δ 1 h < 58 mm e=(8÷10)mm , Chọnemm e 1 =(7,2÷9)mm ,Chọn e=8mm
Bu lông ghép nắp bích và thân
Vít ghép nắp cửa thăm d 1 >0,04a+10 d 2 =(0,7÷0,8)d 1 d 3 =(0,8÷0,9)d 2 d 4 =(0,6÷0,7)d 2 d 5 =(0,5÷0,6)d 2 d 1 =0,04.(109,52+94,07)+10,2( Chọn d1 ) d 2 ÷16 ( Chọn d2) d 3 2÷12.6(Chọnd 3 ) d 4 =8.4÷9.8(Chọnd 4 =8) d 5 =7÷8.4¿
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp
Chiều dày bích nắp hộp
Bề rộng bích nắp và thân
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ
Tâm lỗ bulông cạnh ổ (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
C = 80 mm, k ≥ 1,2.d2 ≥ 19,2 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào lỗ bulông và kích thước mặt tựa
-Chiều dày: khi không có phần lồi
-Bề rộng mặt đế hộp
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong võ hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
∆ 1 ≥(3÷5)δ0÷50,Chọn ∆ 1 P và phụ thuộc loại giảm tốc, lương bôi trơn trong hộp. Δ ≥ 10mm
Bảng 4 1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên HGT
Kích thước gối trục: đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2 (Tra bảng 18.2 [2] )
Bảng 4 2 Kích thước gối trục: đường kính ngoài và tâm lỗ vít D
Để nâng hay vận chuyển HGT người ta dùng vòng móc
Đường kính lỗ vòng móc d = (3÷4) δ = 30÷40mm
4.1.2.2 Chốt định vị:(phù hợp với kích thước mặt bích)
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp gép ta dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông 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:
Hình 4 1 Hình dạng chốt định vị côn d C l
Bảng 4 3 Thông số chốt định vị
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắm thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5, trang 92, [2]
Hình 4 2 Hình dạng cửa thăm
Bảng 4 4 Kích thước nắp quan sát
Khi làm việc nhiệt độ 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 hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp
Bảng 4 5 Kích thước nút thông hơi
Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bặm , hạt mài ,… cần phải thay lớp dầu mới Để tháo dầu cũ , ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc đang làm việc thì được bịt kín bởi nút tháo dầu Các kích thước tra bảng 18.7 trang 93, [2]
Bảng 4 6 Kích thước nút tháo dầu trụ
4.1.2.6 Kiểm tra mức dầu (mắt chỉ dầu)
Do vận tốc bánh răng v ≤ 12 m/s thì bánh răng được ngâm trong dầu.
Que thăm dầu được lựa chọn sử dụng trong hộp giảm tốc có hình dạng và kích thước như hình vẽ Trong đó, chiều dài L và vị trí đánh dấu mức dầu max-min xác định sao cho phù hợp với cấu tạo của thân hộp
Kích thước mắt kính, mm D D1 l
Bảng 4 7 Kích thước mắt chỉ dầu
Bôi trơn và che kín hộp giảm tốc
4.2.1 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Do vận tốc vòng bánh răng v ≤ 12 m/s thì bánh răng được ngâm trong dầu.
Do vận tốc vòng của bánh chủ động v=1,608 m/s
Tra bảng 18-11 ta có độ nhớt của dầu ở 50 0
- Chỉ số độ nhớt Centistoc là 186
- Chỉ số độ nhớt Engle là 16
Dựa vào bảng 18-13 nên ta chọn Dầu ô tô máy kéo AK-20.
4.2.2 Bôi trơn và che kín bộ phận ổ.
- Do nhiệt độ làm việc và số vòng quay cảu vòng ổ thấp nên ta chọn chất bôi trơn bằng mỡ.
- Dựa vào bảng 15.15a ta chọn loại LGMT2 ( Vì đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình) Đặc tính và phương pháp thử
C chạy liên tục Độ nhớt động của dầu cơ sở, mm 2 /s tại
LGMT2 Lithium soap Dầu mỏ -30 đến +120 91 2
Bảng 4 8 Mỡ bôi trơn ở lăn
- Lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đàu tiên có thể xác đinh như sau.
Trong đó: G – là lượng m; D, B là đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn (mm).
- Sau một thời gian sử dụng mỡ cần được bổ sung vào nhờ ổ nút hoặc vú mỡ.
- Dựa vào bảng 15.15b ta có kết cấu và kích thước cấu vú tra mỡ.
Bảng 4 9 Kích thước vú tra mở
- Lót kín bộ phận ổ nhằm mục dích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Ngoài ra, lót kín các bộ phận ổ còn đề phòng dầu chảy ra ngoài.
- Dựa vào tính chất của bề mặt cân lót kín, loại chất lỏng, và môi trường làm việc ta chọn kiểu lót kin động kiểu gián tiếp a Vòng phớt.
Có tác dụng không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt Vòng phớt được sử dụng rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Nhưng cũng có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao. Được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có nhược điểm là chống mòn và chống ma sát lớn khi bề mặt trục có dộ nhám cao. Loại vòng phớt không điều chỉnh được khe hở chỉ dùng khi vận tốc nhỏ, tốt nhất là khi ổ bôi trơn bằng mỡ.
Hình 4 5 Kết cấu bộ phận ổ dùng lót kín động gián tiếp
Hình 4 6 Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt
Bảng 4 10 Thông số kích thước vòng phớt b Đệm bảo vệ và vòng chắn dầu.
- Trong môi trường trong sạch và không ẩm.
- Vòng đệm quay cùng với trục hạn chế dầu chảy vào ổ hoặc các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Khi lắp các vòng đệm trên cần chú ý tạo khe hở cần thiết giữa vòng đẹm với trục hoặc vỏ.
Nhận xét
Bảng tổng hợp số liệu thiết kế
LỜI NÓI ĐẦU Đồ án thiết kế máy là nội dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.
Trong quá trình học môn Chi tiết máy em đã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy, các bộ phận của máy và các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp. Đồ án Truyền động cơ khí giúp em hệ thống lại các kiến thức đã học và tìm hiểu sâu hơn về nó Thông qua việc hoàn thiện đồ án, em có thể áp dụng được các kiến thức từ các môn học như Truyền động cơ khí, Sức bền vật liệu, Vẽ kỹ thuật, Vẽ kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật đo cơ khí,…
Thông qua đồ án, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy, từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ nhóm em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền đai để truyền động đến băng tải. Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn Và đây chỉ là những bước đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế và còn nhiều bỡ ngỡ Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn.
GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 1.1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ. Đây là loại hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi nhờ các ưu điểm như:
• Tuổi thọ và hiệu suất cao
• Sử dụng trong phạm vi rộng của vận tốc và tải trọng
Tùy thuộc vào yêu cầu tải trọng mà các loại bánh răng sẽ được sử dụng bao gồm: bánh răng trụ răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V Đối với bánh răng trụ răng nghiêng và răng chữ V chịu được tải trọng lớn hơn so với bánh răng trụ răng thẳng nhưng công nghệ chế tạo cũng phức tạp hơn và giá thành sẽ mắc hơn Do vậy, cần cân nhắc khi lựa chọn loại bánh răng cho phù hợp với tải trọng yêu cầu.
Hình 1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ
Chúng ta có thể gặp một số dạng hộp giảm tốc bánh răng trụ như sau:
Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp: thường được sử dụng khi tỉ số truyền ở khoảng 8 (đối với bánh răng răng thẳng 5) Tỉ số truyền càng lớn thì kích thước hộp càng cồng kềnh
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp: được sử dụng rộng rãi, tỉ số truyền ở khoảng từ 8 đến 40 Loại hộp giảm tốc này có thể có 03 dạng sơ đồ sau o Sơ đồ khai triển o Sơ đồ phân đôi o Sơ đồ đồng trục
Hộp giảm tốc bánh răng trụ ba cấp: được sử dụng khi yêu cầu về tỉ số truyền tương đối lớn từ 37 có thể lên đến hơn 200.
Một số đặc điểm của các sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp tốc độ được tóm tắt như sau
2 cấp tốc độ Đặc điểm Ưu điểm Nhược điểm
Khai triển Đơn giản, dễ chế tạo Bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ nên làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng
Công suất phân đôi ở cặp BR cấp nhanh hoặc cấp chậm
So với HGT khai triển:
+ Tải trọng phân bố đều cho các ổ
+ Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các
BR được bố trí đối xứng với các ổ
+ Tại các tiết diện nguy hiểm của trục trung gian, mô men xoắn chỉ tương ứng với ẵ cụng suất được truyền tới trục
+ Nhẹ hơn khoảng 20% so với HGT khai triển
So với HGT khai triển:
+ Chiều rộng của hộp tăng + Cấu tạo bộ phận ổ phức tạp
+ Số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng Đồng trục Đường tâm của trục vào và trục ra + Khả năng tải cấp nhanh trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của HGT và nhiều khi giúp cho việc bố trí các thiết bị gọn gàng hơn không dùng hết vì tải trọng tác dụng ở cấp chậm lớn hơn khá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau
+ Cần bố trí các ổ của các rục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ và gây khó khăn trong việc bôi trơn các ổ này + Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng cần phải gia tăng đường kính trục Được sử dụng khi không cần thiết phải có hai đầu ra của trục quay nhanh và trục quay chậm, trong khi đó lại yêu cầu bố trí thiết bị gòn gàng
Bảng 1 Đặc điểm các loại hộp giảm tốc hai cấp tốc độ
2.2 Hộp giảm tốc bánh răng nón và nón – trụ.
Hộp giảm tốc bánh răng nón được sử dụng khi cần truyền mô men xoắn và chuyển động quay giữa hai trục giao nhau (thông thường là 90 o ) Sử dụng bánh răng nón răng thẳng khi tỉ số truyền 3 và bánh răng nón răng nghiên khi tỉ số truyền 6
Thông thường các đường tâm trục của hộp giảm tốc bánh răng nón được bố trí trong mặt phẳng nằm ngang.
Hình 2 Hộp giảm tốc bánh răng nón-trụ
Hộp giảm tốc bánh răng nón – trụ hai cấp được sử dụng khi cần truyền mô men xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau nhưng yêu cầu tỉ số truyền lớn hơn (thông thường từ 8 đến 15) Cặp bánh răng nón được bố trí ở cấp nhanh Khi cần tỷ số truyền lớn hơn nữa thì hộp giảm tốc bánh răng nón – trụ ba cấp được sử dụng (thông thường tỉ số truyền từ 25 đến 75)
Nhược điểm của hộp giảm tốc nón – trụ:
• Giá thành chế tạo đắt hơn (sử dụng máy và dao chuyên dụng để chế tạo bánh răng nón)
• Lắp ráp khó khăn vì yêu cầu trùng đỉnh răng nón lăn bị ảnh hưởng do các yếu tố: sai số trong chế tạo, sai số trong lắp ghép, do biến dạng trục khi chịu tải trọng và cả biến dạng nhiệt
• Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.
CHƯƠNG 1: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC 1.1 Phân tích phương án.
Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là quá trình sáng tạo nhằm thỏa mãn một hay một số nhiệm vụ thiết kế nào đó Những người thiết kế có nhiệm vụ vận dụng những kiến thức, lý thuyết và những kinh nghiệm thực tế để chọn ra phương án tối ưu nhất Cùng một nội dung thiết kế có thể có nhiều giải pháp thực hiện Vì vậy, trong đồ án lần này nhóm chúng em đã đề ra một số phương án tính toán, so sánh, trên cơ sở xác định phương án hợp lý nhất, phù hợp với chỉ tiêu kinh tế, yêu cầu về mặt kết cấu và cũng phù hợp thực tế. Để phương án được trình bày một cách có kế hoạch và cụ thể nhóm chúng em làm lần lượt theo các bước sau:
Tiến hành xử lý số liệu, đề ra các phương án cụ thể thỏa mãn yêu cầu thiết kế.
Tính toán thiết kế động học: Tính công suất, chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền.
Tính toán thiết kế các bộ truyền: Bộ truyền ngoài( đai thang) và bộ truyền trong ( hộp giảm tốc 2 cấp khai triển bánh răng nghiêng).
Thiết kế trục và chọn gối đỡ.
Thiết kế vỏ hộp và dung sai lắp ghép
Tính toán thiết kế băng tải.
Thông qua từng bước thiết kế trên chúng em sẽ kiểm nghiệm về các giá trị đã chọn có thõa mãn yêu cầu kỹ thuật, thực tiễn, nhu cầu kinh tế,….Từ đó, xác định thông số cuối cùng cho các chi tiết máy, sau đó lập nên bản vẽ cho đồ án thiết kế.
1.2 Tính công suất và chọn động cơ điện.
1.2.1 Xác định công suất động cơ.
Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau:
Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW
Pt - Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW
- Hiệu suất truyền động chung của hệ thống. η=∏ i=1 n η i =η 1 η 2 η 3 (1.2)
TÍNH TOÁN BĂNG TẢI
Momen xoắn trên các trục
Xác định sơ bộ đường kính trục
[τ] 30 MPa (tr.188 [1])] 30 MPa (tr.188 [1]) Ta có
Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : 3 0, 2 k k d T
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Tính toán trên trục II do đây là trục có nhiều chi tiết nhất.
- Chọn chiều dài ổ lăn, tra bảng 10.2[2]: b = 23 d 1 , mm 20 25 30 35 40 45 50 55 60 b 0 , mm 15 17 19 21 23 25 27 29 31
Tra bảng 10.3[2], Chọn: k 1mm , k 2 =8mm , k 3 mm, h n mm
Cách khoảng cách lên trục IV:
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
Ta có: ∑ M B =F kn AB+F x 41 BD=0
Xét mặt phẳng xOz: ∑ M B = P 43 BC− F y 41 BD= 0
- Tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện:
• Tại tiết diện mặt cắt nguy hiểm trên trục IV
• Tại tiết diện A ( Khớp nối ) d ≥ √ 3 219771,9729
• Tại tiết diện C ( Băng tải ): d ≥ √ 3 331365,9 0,1.67 6,7 mm
Dựa vào các đường kính trên các tiết diện vừa tính, ta chọn:
• Đoạn trục lắp bánh răng: d B 8mm
• Đoạn trục lắp khớp nối: d D @mm
- Thời gian làm việc: L h "400giờ
Chọn kích thước loại ổ lăn.
Lực hướng tâm: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
2 +F x 2 10 =√¿ ¿ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Fa/Fr = (0,4…0,727) < 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy , α.
- Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau
Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN)
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
- Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với F r =F ro 62,633N Áp dụng công thức (10.3)[2], ta có: Q=(XV F r +Y F a )k t k đ
Trong đó: X- hệ số tải trọng hướng tâm
Y- hệ số tải trọng dọc trục V- hệ số kể đến vòng nào cuả ổ quay; V=1 khi vòng trong quay; V=1,2 khi vòng ngoài quay k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k đ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Do ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục nên X=1,Y= 0, V=1, k đ =1,35 (tải thay đổi), k t =1
- Khả năng tải động của ổ:
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
- Khả năng tải tĩnh: Áp dụng công thức (11.19)[2], ta có:
Tra bảng 11.6[2], đối với ổ bi một dãy, α, X 0=0,6;Y 0 =0,5
Trục Trơn
Tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện.
Lực hướng tâm: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B
Fa/Fr = (0,4…0,727) < 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy , α.
- Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau
Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ 1 dãy cỡ siêu nhẹ
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN)
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.
- Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với F r =F ro 37,437N Áp dụng công thức (10.3)[2], ta có: Q=(XV F r +Y F a )k t k đ
Trong đó: X- hệ số tải trọng hướng tâm
Y- hệ số tải trọng dọc trục V- hệ số kể đến vòng nào cuả ổ quay; V=1 khi vòng trong quay; V=1,2 khi vòng ngoài quay k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k đ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Do ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục nên X=1,Y= 0, V=1, k đ =1,35 (tải thay đổi), k t =1
- Khả năng tải động của ổ:
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
- Khả năng tải tĩnh: Áp dụng công thức (11.19)[2], ta có:
Tra bảng 11.6[2], đối với ổ bi một dãy, α, X 0=0,6;Y 0 =0,5