Báo cáo Đồ Án cơ sở thiết kế máy trạm dẫn Động băng tải

Kế hoạch, phân công Nhiệm vụ 1: Nhận đồ án – Lập kế hoạch  Công việc: Xác định các công việc phải thực hiện, đưa ra lịch trình thiếtkế  Nhân lực: Nguyễn Minh Đăng, Phạm Hoàng Nguyên 

Tổng quan về đồ án môn học

Đồ án cơ sở thiết kế máy là môn học quan trọng giúp sinh viên nắm vững kiến thức về tính toán và thiết kế máy hoặc cụm chi tiết máy Nội dung của môn học bao gồm các vấn đề cơ bản trong thiết kế hệ dẫn động, tính toán chi tiết máy, thiết kế kết cấu, vỏ hộp và bệ máy Sinh viên sẽ học cách lựa chọn cấp chính xác và dung sai lắp ghép cho các chi tiết Bên cạnh đó, phương pháp trình bày thuyết minh, bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo cũng được chú trọng Đồ án này cung cấp cơ hội để sinh viên tìm hiểu và thiết kế trạm dẫn động băng tải, đặc biệt là hộp giảm tốc.

Kế hoạch, phân công và nội dung đồ án

Nhiệm vụ 1: Nhận đồ án – Lập kế hoạch

 Công việc: Xác định các công việc phải thực hiện, đưa ra lịch trình thiết kế

 Nhân lực: Nguyễn Minh Đăng, Phạm Hoàng Nguyên

Nhiệm vụ 2: Tìm hiểu hệ thống trạm dẫn động băng tải

 Công việc: Tìm hiểu nguyên lý hoạt động của trạm dẫn động băng tải

 Nhân lực: : Nguyễn Minh Đăng, Phạm Hoàng Nguyên

Nhiệm vụ 3: Xác định thông số kỹ thuật đầu vào

Để tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống trạm dẫn động băng tải, cần xác định các thông số đầu vào quan trọng như hiệu suất tổng thể của hệ thống, công suất cần thiết cho động cơ và tỷ số truyền chung Việc này giúp đảm bảo rằng hệ thống hoạt động hiệu quả và đáp ứng được các yêu cầu vận hành.

Nhiệm vụ 4: Tính toán thiết kế các bộ truyền

 Công việc: Tính toán lựa chọn đai, xác định thông số bộ truyền đai, tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh, cấp chậm

Nhiệm vụ 5: Tính toán, kiểm nghiệm trục, ổ, then

Công việc bao gồm xác định giá trị các lực tác dụng và thiết kế sơ bộ cho các trục I, II, III Cần tính toán độ chính xác của trục, lựa chọn ổ và then phù hợp, cũng như thiết kế nối trục Cuối cùng, tiến hành kiểm nghiệm then và bulông để đảm bảo tính an toàn và hiệu quả của thiết kế.

Nhiệm vụ 6: Lựa chọn các chi tiết và dung sai lắp ghép

 Công việc: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết phụ Dung sai lắp ghép. Bôi trơn, dầu bôi trơn và hệ thống bôi trơn

Nhiệm vụ 7: Tính toán thiết kế sản phẩm – vẽ phác

 Công việc: Tính toán cụ thể các bộ phận trong hệ thống và phân phối tỷ số truyền Vẽ phác thảo

Nhiệm vụ 8: Vẽ hoàn thiện các bản vẽ

 Công việc: Vẽ các bản vẽ kỹ thuật: bản vẽ chi tiết, bản vẽ lắp

Nhiệm vụ 9: Mô hình hoá và mô phỏng

 Công việc: Mô phỏng sản phẩm trên phần mềm SolidWorks, hoàn thành bản vẽ phân rã

Nhiệm vụ 10: Nộp bản vẽ và thuyết minh

 Công việc: Nộp bản vẽ và thuyết minh, chuẩn bị cho phần bảo vệ

Bảng 1.1: Kế hoạch, phân công

Nhận đồ án, lập kế hoạch

Cả nhóm Tìm hiểu hệ thống trạm dẫn động băng tải

Xác định thông số kỹ thuật đầu vào

Tính toán thiết kế các bộ truyền

Tính toán, kiểm nghiệm trục, ổ, then

Lựa chọn các chi tiết và dung sai lắp ghép

Tính toán thiết kế sản phẩm – vẽ phác

Vẽ hoàn thiện các bản vẽ

Mô hình hoá và mô phỏng

Nộp bản vẽ và thuyết minh

 Chương I: Giới thiệu đồ án

 Chương II: Lựa chọn sơ đồ hệ thống truyền dẫn cơ khí trong máy

 Chương III: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và xác định thông số kỹ thuật

 Chương IV: Tính toán bộ truyền đai

 Chương V: Tính toán bộ truyền bánh răng

 Chương VI: Lực tác dụng lên trục và sơ đồ tính toán trục hộp giảm tốc

 Chương VII: Tính toán kiểm nghiệm then

 Chương VIII: Lựa chọn các chi tiết và dung sai lắp ghép

 Chương IX: Mô hình hoá

Lựa chọn bộ phận công tác

- Bộ phận công tác được lựa chọn là băng tải

Xác định thông số kỹ thuật cho máy

Các số liệu tính toán

- Lực vòng (P) trên băng tải (N): 6500

- Vận tốc (v) trên băng tải (m/s): 0.90

- Thời gian (T) sử dụng (năm): 7

- Chiều rộng (B) băng tải (mm): 610

+ Số ca/ngày: Một ca (4 tiếng)

- Vị trí trục tang: ngang

- Đặc tính tải trọng theo đồ thị:

+ Tải trọng làm việc: êm

Hình 1.1: Sơ đồ động và đồ thị đặc tính tải trọng

Đưa ra các phương án hệ thống truyền động

Hiện nay, có nhiều loại hệ thống truyền động phổ biến trong đời sống, bao gồm hộp giảm tốc bánh răng trụ, hộp giảm tốc bánh răng côn, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh, hộp giảm tốc đồng trục và hộp giảm tốc trục vít.

Hộp giảm tốc là thiết bị cơ khí bao gồm các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít, giúp giảm tốc độ quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác Với hiệu suất cao, khả năng truyền tải công suất đa dạng, tuổi thọ dài, cùng với tính ổn định và dễ sử dụng, hộp giảm tốc trở thành lựa chọn lý tưởng cho nhiều ứng dụng công nghiệp.

Có rất nhiều loại hộp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:

- Loại truyền động (hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng – trục vít)

- Số cấp (một cấp, hai cấp,…)

- Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian (nằm ngang, thẳng đứng,…)

- Đặc điểm của sơ đồ động (triển khai, đồng trục, có cấp tách đôi,…)

Hộp giảm tốc bánh răng trụ là lựa chọn phổ biến nhờ vào tuổi thọ và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, cùng khả năng hoạt động hiệu quả trong nhiều dải vận tốc và tải trọng khác nhau.

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng từ 8 đến 40.

Lựa chọn phương án hệ thống truyền động

Với đầu đề được cho ta xác định đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

Vì vận tốc băng tải thấp, cần phải sử dụng nhiều bộ truyền để đạt được tỷ số truyền lớn hơn Cụ thể, công thức tính số vòng quay của tang là: ntang = 60.1000 v / (π D), trong đó D là đường kính tang.

Chúng tôi đã chọn bộ truyền đai thang kết hợp với động cơ và hộp giảm tốc do cấu trúc đơn giản và dễ chế tạo Đai thang có kích thước nhỏ gọn hơn so với đai dẹt, cho phép hoạt động hiệu quả ở vận tốc cao, do đó việc lắp đặt liền với động cơ là hợp lý.

Khi chọn hộp giảm tốc, hộp giảm tốc trục vít có kích thước răng nhỏ nhưng chế tạo khó khăn hơn so với bộ truyền bánh răng, đòi hỏi sử dụng kim loại màu cho vành bánh vít và có cấu tạo ổ phức tạp, khó điều chỉnh Do đó, lựa chọn hợp lý nhất là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng, mang lại nhiều ưu điểm.

 Tăng thêm moment xoắn cho động cơ

 Bộ phận trung gian nối giữa động cơ điện và các bộ phận làm việc của thiết bị

 Thường được dùng với phạm vi tỉ số truyền u = 8÷30, giới hạn trên là umax P (tiêu chuẩn GOST 2188-5C).

 Bánh răng phân bố không đối xứng đối với gối tựa vì thế tải trọng phân bố không đều trên các ổ trục

 Các ổ trục được chọn theo phản lực lớn nhất nên trong trường hợp giảm tốc có trọng lượng tăng hơn so với các loại sơ đồ khác

Hình 2.1: Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp khia triển

Hiệu suất chung của cả hệ thống

Tra bảng 2.1 [2] ta được các trị số hiệu suất: ηđai = 0,95 ηbr = 0,97 (2 cặp) ηcặp ổ = 0,99 (4 cặp) ηnối trục = 1 η = ηđai.η 2 br η 4 cặp ổ.ηnối trục = 0,95.0,97 2 0,99 4 1 = 0,859

Công suất cần thiết của động cơ

- Moment cực đại trên băng tải:

- Moment đẳng trị trên băng tải:

Moment đẳng trị được tính theo CT 2.3 [3]

Theo đồ thị đặc tính tải trọng, ta có:

- Công suất đẳng trị trên băng tải:

Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác (kW) η : Hiệu suất truyền động

- Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải): nlv = 60000 π 630 v = 27,3 (vòng/phút) theo CT 3.2 [1]

Trong đó: v _ Vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s) d _ Đường kính băng tải

Tỷ số truyền chung

- Tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền: usb = uhgt un (CT 2.10 [2]) và nch ≈ nsb

Chọn uđ = 3 làm tỷ số truyền đai

- Tỷ số truyền chung: uhgt = uch = n n dc lv

= 968 27,3 = 35,46 (CT 2.14 [2]) uhgt là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp

- Xác định số vòng quay sơ bộ: nsb = usb.nlv = 35,46.27,3 = 968,058 (vòng/phút) (CT 2.11 [2])

Ta cần chọn động cơ làm việc ở chế độ dài và động cơ phải có công suất lớn hơn công suất cần thiết:

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Gọi Pdc làcông suất định mức của động cơ hay công suất danh nghĩa của động cơ điện.

Chọn động cơ điện với:

Pdc = 7,5 (kW) ndc = 968 (vòng/phút)

Bảng 3.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện

Vận tốc quay (vòng/phút) cos φ η% T T max dn

+ Trục 3: P3 = (η P t cặp ổ η nối trục ) = 5,85 0,99 = 5,9 (kW)

- Số vòng quay của các trục:

+ Trục động cơ: ndc = 968 (vòng/phút)

Ta có: unhanh = 1,3.uchậm (CT 2.16 [2]) uhgt = unhanh.uchậm = 1,3 u chậm 2 = 12 ⇒ uchậm = 3,03 ⇒ unhanh = 3,94 n2 = n 1 u nhanh = 322,67 3,94 = 81,9 (vòng/phút)

Trong đó: unhanh: tỉ số truyền cấp nhanh uchậm: tỉ số truyền cấp chậm

- Moment xoắn từng trục động cơ: Để tính moment xoắn trên trục ta có công thức:

Bảng 3.2: Tổng hợp các thông số tính toán

Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục tang

Tính toán lựa chọn đai

Dựa vào số vòng quay của động cơ một chiều và công suất cần truyền, chúng ta có thể lựa chọn đai thang loại B Việc sử dụng bộ truyền đai thang giúp tăng khả năng tải của hệ thống nhờ vào việc cải thiện hệ số ma sát giữa đai và bánh đai.

Hình 4.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền

Thông số bộ truyền đai

Sau khi chọn được loại đai, tiến hành tính toán các thông số phù hợp như sau:

Bảng 4.1: Tổng hợp các thông số đai

STT Thông số đai Đai loại B

1 Diện tích tiết diện F (mm 2 ): theo bảng 5.10 [2]

2 Đường kính bánh đai nhỏ: d1 (mm), theo tiêu chuẩn 5.13 bảng 5.14 [2] d1 = 220 (mm)

3 Kiểm tra lại vận tốc của đai Theo công thức 5.39 [2] v = π d 1 n dc

Vận tốc bộ truyền đai thang không vượt quá 30 m/s vì khi đó xảy ra v ≤ vmax

Hiện tượng dao động xoắn, tăng lực ly tâm và nóng dây đai có thể làm giảm tuổi thọ và hiệu suất của bộ truyền Do đó, vận tốc tối ưu để duy trì hiệu suất là từ 20 đến 25 m/s.

4 Đường kính bánh bị dẫn d2

= 322,67 968 220 ( 1−0,02 )= 646 (mm) Quy tròn theo bảng tiêu chuẩn 4.21 [3] d2 = 630 (mm)

5 Kiểm tra số vòng quay bánh bị dẫn: n 2 , (vòng/phút) Theo công thức 5.27 [2] n 2 , = ¿ ξ) D d 1

Tính lại tỉ số truyền của bộ truyền đai u d , = n 1 n 2 , = 331,27 968 = 2,92

3 = 2 , 6 % ξ: hệ số trượt tương đối phụ thuộc vào tải trọng (0,01÷0,02)

6 Sơ bộ khoảng cách trục a (mm) Theo bảng 5.15 [2] với u d =3và đường kính d 2 ta chọn a sơ bộ a = d 2 = 630 (mm) Theo công thức 5.40 [2] ta kiểm nghiệm điều kiện

2( d 1+d 2¿≥ a ≥0,55.(d 1+d 2)+h (*) Trong đó h là chiều cao mặt cắt ngang của dây đai

Tra bảng 4.3 [1] ta được h = 10,5 (mm) Thay vào (*) ta được:

7 Chiều dài đai L (mm) Theo công thức 5.1 [2]

= 2661,88 (mm) Quy tròn theo trang 128 [2]

8 Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai Theo công thức 5.41 [2] i = v L = 11,15 2,5 = 4,46 ≤ imax = 10 v: vận tốc vòng

9 Tính chính xác khoảng cách trục a Theo công thức 5.2 [2] a = K + √ K 2 −8 s 2

11 Xác định số đai cần thiết

Ta phải chọn trước trị số ứng suất căng ban đầu σ 0

Hệ số Ct (xét tới sự ảnh Chọn Ct = 0,9 hưởng của tải trọng) Tra bảng 5.6 [4] Động cơ điện xoay chiều đồng bộ, không đồng bộ làm việc 1 ca

Hệ số C α (xét tới sự ảnh hưởng của góc ôm α 1) Tra bảng 5.18 [4]

Hệ số C v (xét tới sự ảnh hưởng của vận tốc đai) bảng 5.19 [4]

Các kích thước chủ yếu của bánh đai

B = (Z – 1).t + 2S Kích thước bánh đai thang loại B h0 = 6; e = 21; t = 26; S 17; K= 10 Tra bảng 10.3 p257 [4]

B = 112 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai Bánh dẫn: dn1 = d1 + 2h0 220 + 2.6

= 630 + 2.6 = 642 (mm) dn2 = 642 (mm) Đường kính trong của bánh đai Bánh dẫn: dt1 = dn1 - 2e

= 232 - 2.21 = 190 (mm) dt1 = 190 (mm) Bánh bị dẫn: dt2 = dn2 - 2e

13 Theo công thức 5.25 [4], lực căng ban đầu

14 Theo công thức 5.26 [4], lực tác dụng lên trục R = 1540,86

Bảng 4.2: Tổng hợp thông số đai loại B

Bộ truyền Đai thang loại B có các thông số cơ bản như sau: Đường kính bánh dẫn d1 là 220 mm, đường kính bánh dẫn d2 là 630 mm, đường kính ngoài dn1 là 232 mm và đường kính ngoài dn2 là 642 mm.

Chiều rộng bánh đai B 112 (mm)Lực căng ban đầu S0 207 (N)Lực tác dụng lên trục R 1540,86 (N)

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

 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Hộp giảm tốc với công suất trung bình nên sử dụng vật liệu nhóm I có độ rắn HB≤ 350 Đồng thời, bộ truyền cần có khả năng chống mòn tốt Cần lưu ý rằng khả năng chạy mòn của răng có thể được cải thiện, với nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị.

Ta dùng bảng 3.6 và 3.8 [4] để chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn

Bảng 5.1: Thông số vật liệu bánh răng

Bánh răng Loại thép Đường kính phôi (mm) σ bk

 Định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm²) của bánh răng khi hoạt động lâu dài phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC, theo bảng 3.9 Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc được tính bằng công thức k_n = √(6N/N_td_o) theo CT 3.2.

No : Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (tra bảng 3.9 [4])

Ntd : Số chu kì tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi

Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng u: là số ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng.

Nếu Ntđ > No thì lấy kn′ = 1

Suy ra: [σ]tx1 = [σ]Notx1 = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm 2 )

= 1 Suy ra: [σ] tx2 = [σ]Notx2 = 2,6.HB = 2,6.190 = 494 (N/mm 2 ) Để tính sức bền ta chọn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là: [σ]tx2

 Ứng suất uốn cho phép i

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi)

Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và chu kỳ đối xứng được biểu diễn qua công thức σ u = σ 0 k n n K σ, với σ 0 và σ −1 lần lượt là các giá trị giới hạn mỏi Đối với thép, giá trị σ −1 nằm trong khoảng (0,4÷0,45) Hệ số an toàn đối với thép thường hóa được xác định là n ≈ 1,5.

K σ : Hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hoá

No: Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy No ≈ 5.10 6

Ntd: Số chu kì tương đương

M: Bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hoá

 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng

Khi chọn sơ bộ tỷ số K từ 1,3 đến 1,5, cần lưu ý rằng trị số nhỏ thường được áp dụng cho các bộ truyền sử dụng vật liệu dễ bị mài mòn Đồng thời, các ổ đỡ nên được bố trí đối xứng với bánh răng hoặc trong các bộ truyền có vận tốc thấp để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

 Xác định khoảng cách trục A

CT tính khoảng cách trục: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng

81,9 = 3,94 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = (0,3÷0,45) = 0,4 (tải trọng TB) n2 = 81,9 (vòng/phút) là số vòng quay bánh bị dẫn

N = P1 = 6,39 (kW) công suất trên trục I

Chọn hệ số ảnh hưởng của tải θ = 1,25 (mm)

 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

- Vận tốc vòng của bánh răng

Vận tốc bánh răng trụ ăn khớp ngoài:

600.1000( i ±1) (CT 3.17 [4]) Trong đó: d1 : Đường kính bánh dẫn (mm)

Asb: Khoảng cách trục sơ bộ (mm) n1: Số vòng quay của bánh dẫn (vòng/phút)

Dùng dấu ‘’+’’ vì bộ truyền ăn khớp ngoài

Theo bảng 3.11 [4] ta chọn cấp chính xác của bánh răng trụ răng nghiêng với

V = 1,27 ≤ 3 (m/s) Ta chọn cấp chính xác 9.

 Tính hệ số tải trọng k:

2 : Hệ số tập trung tải trọng (CT 3.20 [4])

Kttbang: hs tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn (bảng 3.12 [4])

Ta có hệ số Ψ d = Ψ A i+1 2 = 0,4 3,94 2 +1 = 0,988 Ứng với Ψ d = 0,988 ta tìm được Kttbang = 1,29 (trục ít cứng)

Hệ số tập trung tải trọng Ktt = 1,29+ 2 1 = 1,145

Kd: Hệ số tải trọng động, giả sử b  2,5 m n sinβ (bảng 3.14 [4]) Cấp chính xác 9, V = 1,27 ≤ 3 m/s, độ rắn mặt răng 350HB˂

Vì sai lệch không quá 5% nên ta không cần tính lại khoảng cách trục A

 Xác định module, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:

Module được chọn theo khoảng cách trục A mn = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).186 = 1,86÷3,72

Lấy theo tiêu chuẩn (bảng 3.1 [4]) ta chọn mn = 2(mm)

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): Từu điều kiện 8 ° ≤ β ≤ 20 °

Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

Tính chính xác góc nghiêng β theo CT 3.28 [4]

- Xác định chiều rộng bánh răng

Ta lấy b2 = 74,4 (mm) (chiều rộng bánh răng lớn)

Vì bánh răng trụ nên ta lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn khoảng 5÷10 (mm)

⇒ b1 = 84,4 (mm)  2,5 sinβ (mm) = 16,1 (mm) (Thoả điều kiện)

 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Công thức kiểm nghiệm : σ u = 19,1 10 6 kN y m n 2 Z n b θ ≤ [ σ ] k (CT3.34 [4])

P: Công suất bộ truyền y: Hệ số dạng răng mn: module Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ztd = Z cos 2 β b: Chiều rộng bánh răng θ , , : Là hệ số phản ánh sự tăng khả năng khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thường (1,4÷1,6) lấy θ , , = 1,5 σ u : Ứng suất tại chân răng

Ztd = Z 1 cos 2 β = 36 cos 2 (16 ° 51, ) 9.3022 Tra bảng 3.18 [4]

Kiểm tra điều kiện: σ u1 ˂[ σ ] u 1 (Thoả điều kiện)

Ztd = Z 2 cos 2 β = 142 cos 2 β 8,37 Tra bảng 3.18 [4] ta được: y2 = 0,517 (ξ=0)

Kiểm tra điều kiện : σ u2 ˂[ σ ] u 2 (Thoả điều kiện)

 Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, lúc hãm máy,…) có

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

CT 3.41 [4] σ txqt =σ tx √ K qt < [ σ ] txqt

Trong đó : σ tx : Ứng suất tiếp xúc σ txqt : Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Ta có θ , , =1,4÷1,6 Ứng suất tiếp xúc tính theo CT 3.43 [4]

+ Đối với bánh răng nhỏ

+ Đối với bánh răng lớn

+ Bánh răng nhỏ σ txqt 1 =σ tx √ K qt I1,48 √2,2r8,983 (N/mm 2 )

Kiểm tra điều kiện : σ txqt 1˂[ σ ] txqt 1 (Thoả điều kiện)

+ Bánh răng lớn σ txqt 2 =σ tx √ K qt I1,48 √ 2,2 r8,983 (N/mm 2 )

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn

CT kiểm nghiêm ứng suất uốn CT 3.42 [4] σ uqt =σ u K qt ≤ [ σ ] qt

Trong đó : σ u : Ứng suất uốn σ uqt : Ứng suất uốn cho phép khi quá tải Ứng suất uốn :

= 19,1.10 6 1,374 6,39 0,476.2 2 39,3022 84,4 1,5 322,67 T,86 (N/mm 2 ) + Bánh răng lớn: CT 3.40 [4] σ u2 =σ u 1 y 1 y 2

0,517 =¿50,5094 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải CT 3.46 [4]

+ Bánh răng nhỏ σ uqt1 =σ u 11 K qt T,86.2,20,692

Kiểm tra điều kiện : σ uqt1 ≤ [ σ ] uqt1 (Thoả điều kiện)

+ Bánh răng lớn σ uqt2 =σ u 2 K qt P,5094.2,21,12068(N/mm 2 )

Kiểm tra điều kiện : σ uqt2 ≤ [ σ ] uqt2 (Thoả điều kiện)

 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Bảng 5.2: Các thông số hình học của bộ truyền cấp nhanh

Tên thông số Giá trị

Góc ăn khớp Α = 20 ° đối với bánh răng nghiêng

Chiều cao của răng được tính bằng h = 2,25.mn = 54,5 mm, trong khi độ hở hướng tâm là c = 0,25.mn = 0,5 mm Đường kính vòng chia bảng được xác định bởi công thức d c 1 = m n Z 1 cosβ = 2.36 cos(16° 51') u,22 mm và d c 2 = m n Z 2 cosβ = 2.142 cos(16° 51') 6,74 mm Đường kính vòng lăn được tính là d 1 = d 1 c và d 2 = d 2 c, trong khi đường kính vòng đỉnh răng được xác định là d e1 = d c.

1 + 2 m n u,22+ 2.2y,22 (mm) d e2 =d c 2 +2 m n )6,74 +2.2 00,74( mm) Đường kính vòng chân răng d i1 =d c

 Tính lực tác dụng Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba phần:

- Lưc hướng tâm Pr (CT 3.49 [4])

Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt

HB 350 Để chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn bánh lớn khoảng˂ 10÷15 HB Phôi được chọn là phôi rèn

Tra bảng 3.6 và 3.8 [4] chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn

Bảng 5.3: Thông số vật liệu bánh răng

Bánh răng Loại thép Đường kính phôi

 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :

- Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ σ ] Notx : Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc dài hạn (tra bảng 3.9[4]) k n , : hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc (CT 3.2 [4]) k n , = √ 6 N N td o

No : Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (tra bảng 3.9 [4])

Ntd : Số chu kì tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi

Mi, ni, Ti : lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng u: là số ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng.

Nếu Ntđ > No thì lấy k n ,

= 1 Suy ra: [σ]tx3 = [σ]Notx3 = 2,6.HB = 2,6.205= 533 (N/mm 2 )

Suy ra: [σ]tx4 = [σ]Notx4 = 2,6.HB = 2,6.190 = 494 (N/mm 2 ) Để tính sức bền ta chọn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là:

- Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động)

[ σ ] u = σ 0 k n n K σ =(1,4 −1,6) σ −1 k n n K σ (CT 3.5 [4]) Trong đó σ 0 và σ −1: Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng Đối với Thép: σ −1= (0,4÷0,45) σ bk σ bk tra bảng 3.8 [4] được

Bánh lớn: 480 (N/mm 2 ) n: Hệ số an toàn đối với thép thường hoá n ≈ 1,5

K σ : Hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hoá

No: Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy No ≈ 5.106

Ntd: Số chu kì tương đương

M: Bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hoá

1,5.1,8,926 (N/mm 2 ) + Bánh răng lớn: σ −1 = 0,4.450 2 (N/mm 2 )

 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng

Khi lựa chọn sơ bộ tỷ số truyền K, nên chọn trong khoảng 1,3 đến 1,5 Tỷ số nhỏ thường được áp dụng cho các bộ truyền sử dụng vật liệu dễ bị mòn Ngoài ra, các ổ đỡ nên được sắp xếp đối xứng với bánh răng hoặc trong các hệ thống truyền động có tốc độ thấp.

 Xác định khoảng cách trục A

CT tính khoảng cách trục: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng

27,03 = 3,03 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = (0,3÷0,45) = 0,4 (tải trọng TB)

N3 = 27,03 (vòng/phút) là số vòng quay bánh bị dẫn

N = N2 = 6,14 (kW) công suất trên trục II

Chọn hệ số ảnh hưởng của tải θ = 1,25 (mm)

 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

- Vận tốc vòng của bánh răng

Vận tốc bánh răng trụ ăn khớp ngoài:

600.1000( i ±1) (CT 3.17 [4]) Trong đó: d1 : Đường kính bánh dẫn (mm)

Asb: Khoảng cách trục sơ bộ (mm) n1: Số vòng quay của bánh dẫn (vòng/phút)

Dùng dấu ‘’+’’ vì bộ truyền ăn khớp ngoài

Theo bảng 3.11 [4] ta chọn cấp chính xác của bánh răng trụ răng nghiêng với

V = 0,613 ≤ 3 (m/s) Ta chọn cấp chính xác 9.

 Tính hệ số tải trọng k:

2 : Hệ số tập trung tải trọng (CT 3.20 [4])

Kttbang: hs tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn (bảng 3.12 [4])

Ta có hệ số Ψ d = Ψ A i+1 2 = 0,4 3,03 2 +1 = 0,806 Ứng với Ψ d =0,806 ta tìm được Kttbang = 1,22 (trục ít cứng)

Hệ số tập trung tải trọng Ktt = 1,22+ 2 1 = 1,11

Kd: Hệ số tải trọng động, giả sử b  2,5 m n sinβ (bảng 3.14 [4]) Cấp chính xác 9,V = 0,613 ≤ 3 m/s, độ rắn mặt răng 350HB˂

Vì sai lệch không quá 5% nên ta không cần tính lại

 Xác định module, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:

Module được chọn theo khoảng cách trục A mn = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).288 = (2,88÷5,76)

Lấy theo tiêu chuẩn (bảng 3.1 [4]) ta chọn mn = 3(mm)

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

- Xác định chiều rộng bánh răng

Chiều rộng bánh răng b = Ψ A A = 0,4.288 = 115,2 (mm) (CT 3.28 [4])

Vì bánh răng trụ nên ta lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn khoảng 5÷10 (mm)

 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Công thức kiểm nghiệm : σ u = 19,1 10 6 kP y m n 2 Z n b ≤ [ σ ] k (CT3.33 [4])

P: Công suất bộ truyền y: Hệ số dạng răng mn: Module Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ztd = Z b: Chiều rộng bánh răng θ , , : Là hệ số phản ánh sự tăng khả năng khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thường (1,4÷1,6) lấy θ , , = 1,5 σ u : Ứng suất tại chân răng

Kiểm tra điều kiện: σ u3 ˂[ σ ] u 3 (Thoả điều kiện)

Kiểm tra điều kiện : σ u 4 ˂[ σ ] u 4 (Thoả điều kiện)

 Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, lúc hãm máy,…) có

CT 3.41 [4] σ txqt =σ tx √ K qt < [ σ ] txqt

Trong đó : σ tx : Ứng suất tiếp xúc σ txqt : Ứng suất tiếp xúc khi quá tải Ứng suất tiếp xúc tính theo CT 3.13 [4] σ tx = 1,05.10 6

125,2.27,03 = 477,97 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc tính theo CT 3.43 [4]

+ Đối với bánh răng nhỏ

+ Đối với bánh răng lớn

+ Bánh răng nhỏ σ txqt 3 =σ tx √ K qt G7,97 √ 2,2 p8.944 (N/mm 2 )

+ Bánh răng lớn σ txqt 4 = σ tx √ K qt = 477,97 √ 2,2p8.944 (N/mm 2 )

CT kiểm nghiêm ứng suất uốn CT 3.42 [4] σ uqt =σ u K qt ≤[σ] uqt

Trong đó : σ u : Ứng suất uốn σ uqt : Ứng suất uốn cho phép khi quá tải Ứng suất uốn :

= 19,1 10 6 1,332 6,14 0,49.3 2 48 81,9.125,2 q,97 (N/mm 2 ) + Bánh răng lớn: CT 3.40 [4] σ u 4 = σ u 3 y 3 y 4 q,97 0,49

0,517 = ¿68,2 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải CT 3.46 [4]

+ Bánh răng nhỏ σ uqt3 =σ u 3 K qt q,97.2,28,334 (N/mm 2 )

Kiểm tra điều kiện : σ uqt3 ≤[σ] uqt3 (Thoả điều kiện)

+ Bánh răng lớn σ uqt 4 = σ u 4 K qt h,2.2,20,04(N/mm 2 )

Kiểm tra điều kiện : σ uqt4 ≤[σ] uqt4 (Thoả điều kiện)

 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Bảng 5.4: Các thông số hình học của bộ truyền cấp chậm

Tên thông số Giá trị

Góc ăn khớp Α = 20 ° đối với bánh răng nghiêng

Chiều cao răng được tính là h = 2,25.mn = 6,75 mm, trong khi độ hở hướng tâm là c = 0,25.mn = 0,75 mm Đường kính vòng chia bảng cho các răng được xác định là d c 3 = 3.48 mm và d c 4 = 3.145C5 mm Đường kính vòng lăn tương ứng là d 3 = d c 3 và d 4 = d c 4 Đường kính vòng đỉnh răng được tính toán là d e 3 = d c 3 + 2.m n 4 + 2.30 mm và d e 4 = d c 4 + 2.m n C5 + 2.3 = 441 mm Cuối cùng, đường kính vòng chân răng là d i 3 = d c 3 − 2.m n − 2 c4 − 2.3 − 2.0,756,5 mm và d i 4 = d c 4.

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba phần:

- Lưc hướng tâm Pr (CT 3.49 [4])

- Lực dọc trục Pa = 0 vì là bánh răng trụ răng thẳng

 Tổng hợp lại các thông số bộ truyền bánh răng

Bảng 5.5: Tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng

Bộ truyền cấp chậm Bộ truyền cấp nhanh

Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn

Số răng Z 48 145 36 142 Đường kính vòng chia (mm) 144 435 75,22 296,74 Đường kính vòng đỉnh (mm) 150 441 79,22 300,74 Đường kính vòng chân (mm) 136,5 427,5 70,22 291,74

Xác định giá trị các lực tác dụng

 Tính toán thiết kế trục

Khi chọn vật liệu cho trục, cần đảm bảo độ bền cao, khả năng nhiệt luyện và dễ gia công Thông thường, trục được chế tạo từ thép cacbon hoặc thép hợp kim Đối với các trục làm việc trong máy móc quan trọng và chịu tải lớn, thép 45 hoặc thép 40X là lựa chọn tối ưu Trong khi đó, với các trục làm việc trong điều kiện gối đỡ bằng ổ trượt quay nhanh, nên sử dụng thép 20 hoặc thép 20X Đối với hộp giảm tốc chịu tải trung bình, thép 45 thường hóa với giới hạn bền 𝜎𝑏𝑘 = 600 (N/mm²) và 𝜎𝑐ℎ = 300 (N/mm²) là sự lựa chọn hợp lý Phôi được sử dụng là phôi cán.

 Tính đường kính sơ bộ trục d ≥ c √ 3 N n (CT7.2 [4])

Hệ số tính toán c phụ thuộc vào [τ] x, và đối với trục thép 45, khi tính toán cho trục đầu vào và trục truyền, có thể chọn c trong khoảng 130 đến 110 Chúng ta sẽ chọn c = 120 Đường kính trục được tính bằng đơn vị mm.

N: Công suất trục (N) n: Số vòng quay của trục (vòng/phút)

Bảng 6.1: Đường kính trục sơ bộ

Trục 1 Trục II Trục III c 120 120 120

Bi: Chiều rộng ổ bi trang bảng 14P [4] p339

Bảng 6.2: Kích thước hộp giảm tốc

Tên gọi Kích thước (mm) c Khoảng cách giữa các chi tiết máy (bảng 7.1 [4]) c = 15 a Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến thành trong của hộp

B1 Chiều rộng ổ lăn trên trục I (bảng 14P [4]) 21

B2 Chiều rộng ổ lăn trên trục II (bảng 14P [4]) 29

Chiều rộng ổ lăn trên trục III là 37, trong khi chiều rộng bánh răng nghiêng cấp nhanh trên trục I là 84,4 Bánh răng nghiêng cấp nhanh trên trục II có chiều rộng 74,4, và chiều rộng bánh răng nghiêng cấp chậm trên trục II là 125,2 Cuối cùng, chiều rộng bánh răng nghiêng cấp chậm trên trục III là 115,2.

D1 Đường kính ngoài ổ lăn 1 (bảng 14P [4]) 68,1

D2 Đường kính ngoài ổ lăn 2 (bảng 14P [4]) 100

D3 Đường kính ngoài ổ lăn 3 (bảng 14P [4]) 133,7

∆ Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp (bảng 7.1 [4])

∆ ≥ 1,2 δ δ :chiều dày của thân hộp có thể lấy δ = 8÷12mm.Ta lấy δ = 12

14,4 l2 Khoảng cách từ cạch ổ đến thành trong của hộp (bôi trơn bằng dầu trong hộp) (tra bảng 7.1 [4])

10 l3 Chiều cao của nắp và đầu bulông (tra bảng 7.1 [4]) 20 l4 Khoảng cách từ năp ổ đến mặt cạch của chi tiết quay ngoài hộp

Bđai Chiều rộng bánh đai 112

Lsd Chiều dài phần mayơ lắp với trục

Hình 6.1: Sơ đồ hộp giảm tốc

Hình 6.2: Phân bố lực trên các trục bánh răng

Thiết kế sơ bộ trục I

 Lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên đai: Rd = 1540,86 (N)

Lưc hướng tâm; P r 1 = P 1 tanα 1 cosβ 12,34 (N) Lực dọc trục: Pa1 = P1.tan β = 1522,9966 (N) Đường kính vòng chia d1 = 75,22 (mm)

 Tính toán phản lực ở các gối

Hình 6.3: Sơ đồ xác định phản lực liên kết trục I

Tại gối đỡ và tổng hợp moment theo phương Y

 Tính moment ở tiết diện nguy hiểm

Hình 6.4: Biểu đồ nội lực trục I

 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm Đường kính trục của các mặt cắt theo công thức 7.3 [4] d ≥ √ 3 0,1.(1− M d β 4 ) [ σ ]

Với d1 = 30mm, vật liệu là thép 45 thường hóa, có σ ≥ 600(MPa) Theo bảng 7.2 [4] ứng suất cho phép là[ σ ] = 63(MPa)

Tỷ số β = 0 vì trục không có khoét lỗ Điều kiện trục ở tiết diện 1-1

0,1.63 = 33,26 (mm) Điều kiện trục ở tiết diện 2-2

0,1.63 = 37,54 (mm) Điều kiện trục ở tiết diện đai:

Kết luận: Đường kính ở tiết diện 1-1 lấy bằng 35 (mm) (ngỗng trục lắp ổ), đường kính tiết diện 2-2 lấy bằng 40(mm) và tiết diện đai lấy bằng 30 (mm).

Thiết kế sơ bộ trục II

Lực tác dụng lên đai: Rd = 1540,86 (N)

Lưc hướng tâm; P r2 = P 2 tanα 1 cosβ = 4825,494 tan 20 cos ⁡ (16 ° 51) 35,124 (N)

Lưc hướng tâm; P r3 = P 3 tanα 1 cosβ 619,272 (N) Lực dọc trục: Pa2 = P2.tan β = 4825,494.tan16 ° 51 = 1461,4986 (N) Đường kính vòng chia d2 = 296,74 (mm)

Hình 6.5: Sơ đồ xác định phản lực liên kết trục II

Tổng moment theo phương Y tại D

Hình 6.6: Biểu đồ nội lực trục II

 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm Đường kính trục của các mặt cắt theo công thức 7.3 [4]: d ≥ √ 3 0,1.(1− M d β 4 ) [ σ ]

Với d2 = 55mm, vật liệu là thép 45 thường hóa, có σ ≥ 600(MPa) Theo bảng 7.2 [4] ứng suất cho phép là[ σ ] = 50(MPa)

Mtd3 = √ 899627,4727 2 +0,75.715958,486 2 = 1092601,027 (mm) Điều kiện trục ở tiết diện đai

Kết luận: Đường kính ở tiết diện 4-4 lấy bằng 56 (mm), đường kính tiết diện 5-5 lấy bằng

60 (mm), đường kính lắp ổ lăn là 55 (mm).

Thiết kế sơ bộ trục III

435 84,072 (N) Lưc hướng tâm; P r 4 = P 4 tanα84,072 tan(20)488,317 (N)

Hình 6.7: Sơ đồ xác định phản lực liên kết trục II

 Tổng moment theo phương Y tại E

Lấy moment tại E theo phương X

Hình 6.8: Biểu đồ nội lực trục III

 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm Đường kính trục của các mặt cắt theo công thức 7.3 [4]: d ≥ √ 3 0,1.(1− M d β 4 ) [ σ ]

Với d2 = 75 (mm), vật liệu là thép 45 thường hóa, có σ ≥ 600 (MPa) Theo bảng 7.2[4]ứng suất cho phép là[ σ ]= 48 (MPa)

0,1.48 = 73,89 (mm) Điều kiện trục ở tiết diện khớp nối

Kết luận: Đường kính ở tiết diện 7-7 lấy bằng 75 (mm), đường kính ở tang lấy bằng 75(mm), đường kính trục khớp nối lấy bằng 70 (mm).

Tính chính xác trục

Xét tiết diện 1-1 Đường kính trục d = 30 (mm) tra bảng 7.3 [4](p122) được: w = 2730(mm 3 ); w0 = 5910 (mm 3 ); b.h = 10.8 b: chiều rộng theo (mm) h: chiều cao theo (mm)

Giới hạn uốn mỏi xoắn: σ −1 ≈ (0,4÷0,5) σ b = 0,4.600 = 240 (mm 2 ) τ −1 ≈ (0,2 ÷ 0,3) τ b =0,3.6000 (mm 2 )

Theo bảng 7.8 [4] lấy hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ =1,63 ; K τ =1,5Xét tỉ số:

Vì lí do láp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt P = 30 (N/mm 2 ) Tra bảng 7.10 [4] ta có:

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất uốn n σ = σ−1

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n τ = τ −1

√ 1,54 2 + 5,488 2 =1,48 ≈ [ n ] = (1,5÷2,5) Xét tiết diện 2-2 Đường kính trục d = 40(mm) tra bảng 7.3 [4](p122) được : w = 5520(mm 3 ); w0 = 11790(mm 3 ); b.h = 12.8 b: chiều rộng theo (mm) h: chiều cao theo (mm)

Theo bảng 7.8 [4] lấy hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ =1,63 ; K τ =1,5 Xét tỉ số:

Vì lí do láp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt P = 30 (N/mm 2 ) Tra bảng 7.10 [4] ta có:

√ 1,72 2 +9,328 2 =1,69 ≈ [ n ] = (1,5÷2,5) Như vậy trục I đã đảm bảo được an toàn cho phép.

 Tính chính xác trục II

Xét tiết diện 4-4 Đường kính trục d = 55(mm) tra bảng 7.3 [4](p122) được : w = 14510(mm 3 ); w0 = 30800(mm 3 ); b.h = 36.20 b: chiều rộng theo (mm) h: chiều cao theo (mm)

Vì lí do láp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt P ≥ 30 (N/mm 2 ) Tra bảng 7.10 [4] ta có:

Như vậy tiết diện 4-4 đã đảm bảo an toàn cho phép

√ 1,706 2 + 6,89 2 =1,65 ≈ [ n ] = (1,5÷2,5) Như vậy tiết diện 5-5 đã đảm bảo được an toàn cho phép.

Theo bảng 7.8 [4] lấy hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ =1,63 ; K τ =1,5Xét tỉ số:

√ 1,706 2 + 6,898 2 =1,64 ≈ [ n ] = (1,5÷2,5) Như vậy tiết diện 6-6 đã đảm bảo được an toàn cho phép

 Tính chính xác trục III

Tiết diện chịu tải lớn nhất Đường kính trục d = 75(mm) tra bảng 7.3 [4](p122) được : w = 37600(mm 3 ); w0 = 79000(mm 3 ); b.h = 24.14 b: chiều rộng theo (mm) h: chiều cao theo (mm)

√ 4,3988 2 + 4,6799 2 =3,2 ≥ [ n ] = (1,5÷2,5)Như vậy trục đã đảm bảo được an toàn cho phép.

Chọn sơ bộ loại ổ

Hình 6.9: Sơ đồ bố trí ổ bi trục I

Do trục I và II có lực dọc trục

Ta dùng ổ bi đỡ chặn

Dự kiến chọn trước góc β ° (Kiểu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo CT 8.1 [4]

Cbảng : Hệ số khả năng làm việc tính theo bảng n = 322,67 (vòng/phút) : Tốc độ quay trên trục I h = 7000 giờ : Thời gian làm việc của máy

Kt = 1 tải trọng va đập nhẹ (tra bảng 8.3 [4] p161)

Kn = 1 Nhiệt độ làm việc diễn ra (tra bảng 8.3 [4] p161)

Kv = 1 vòng quay của ổ quay (tra bảng 8.5 [4])

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

2 + R 2 Ax = √ 132,85 2 + 1483,547 2 = 1489,48 (N) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Lực dọc trục thành phần

Trong đó β góc nghiêng tính toán của con lăn, trị số β cho trong bảng tiêu chuẩn của ổ bảng 17P [4]

Như vậy lực At hướng về góc trục bên phải lực dọc trục chỉ tác dụng lên gối B, nên ta tính ổ cho gối B và chọn cho gối A tương tự

Tra bảng 8.7 [4] giá trị (nh) 0,3 = (322,67.7000) 0,3

Tra bảng 17P [4] với d = 35(mm) lấy ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ có kí hiệu 36207

Cbảng = 35000 Đường kính của ổ D = 72(mm)

Chiều rộng ổ B = 17(mm) Ổ lăn của gối đỡ A lấy tương tự

Hình 6.10: Sơ đồ bố trí ổ bi trục II

Cbảng : Hệ số khả năng làm việc tính theo bảng n = 81,9 (vòng/phút) : Tốc độ quay trên trục II h = 7000 giờ : Thời gian làm việc của máy

Kt = 1 tải trọng va đập nhẹ (tra bảng 8.3 [4])

Kn = 1 Nhiệt độ làm việc diễn ra (tra bảng 8.3 [4])

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C

Vì lực At hướng về phía ổ C, nên ta tính đối với gối đỡ C và chọn ổ cho gối này

Tra bảng 17P [4] với d = 55 (mm) (đường kính lắp ổ lăn) lấy ổ bin đỡ chặn cỡ nhẹ có kí hiệu 36211

Cbảng = 64000 Đường kính của ổ D 0(mm)

Chiều rộng ổ B = 21(mm) Ổ lăn của gối đỡ D lấy tương tự.

Hình 6.11: Sơ đồ bố trí ổ bi trục III

Cbảng : Hệ số khả năng làm việc tính theo bảng n = 27,03 (vòng/phút) : Tốc độ quay trên trục III h = 7000 giờ : Thời gian làm việc của máy

Kt = 1 tải trọng va đập nhẹ (tra bảng 8.3 [4])

Kn = 1 Nhiệt độ làm việc diễn ra (tra bảng 8.3 [4])

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C

Vì lực hướng tâm trục E lớn hơn lực hướng tâm ở gối trục F nên ta tính đối với gối đỡ E và chọn ổ với ổ phía F lấy cùng loại.

Tra bảng 14P [4] với d = 75(mm) lấy ổ bi đỡ cỡ nhẹ có kí hiệu 215

Cbảng = 51900 Đường kính của ổ D = 130(mm)

Chiều rộng ổ B = 25(mm) Ổ lăn của gối đỡ E lấy tương tự.

Bảng 6.3: Tổng hợp các thông số ổ lăn

Trục Ký hiệu d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C bảng (kN)

Chọn then và nối trục

 Tính toán then Để lắp bánh răng lên trục, ta dùng mối ghép then, chọn kiểu ghép H7/K6 vì chịu tải vừa và va đập nhẹ, êm.

Để chọn và tính toán tiêu chuẩn cho then, cần dựa vào đường kính trục và chiều dài mayơ của chi tiết lắp Đồ án này áp dụng then bằng có đầu tròn để lắp các chi tiết lên trục theo TCVN 150-64 Dung sai của rãnh và then được quy định theo TCVN 153-64, với đường kính nối trục là 73 mm.

Theo bảng 7.23 [4] chọn các thông số b = 20; h = 12; t = 6; t1 = 6,1; K = 7,4

Chiều dài lt = 0,8.lm; chiều dài mayơ lm = (1,2÷1,5)d

Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo CT 7.11 [4] σ d = 2 M x dK l t ≤ [ σ ] (N/mm 2 )

Theo TCVN 150-64 bảng 7.23 [4] chọn l = 80(mm)

Tra bảng 7.20 [4] với ứng suất mối ghép cố định tải trọng êm và vật liệu thép 45

73.7,4 80 ,47

Tiêu đề	Báo Cáo Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Nguyễn Minh Đăng, Phạm Hoàng Nguyên
Người hướng dẫn	ThS. Mai Vĩnh Phúc
Trường học	Trường Đại Học Cần Thơ
Chuyên ngành	Cơ Khí Chế Tạo Máy
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	108
Dung lượng	4,11 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[1] N. H. Lộc, Giáo Trình Cơ Sở Thiết Kế Máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh	Khác
[2] T. T. Phúc, Thiết kế chi tiết máy công đụng chung, TP Hồ Chí Minh: Nhà xuất bản Đại học Quốc gia , 2011	Khác
[3] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, Nhà xuất bản Giáo dục, 1999	Khác
[4] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí _ Tập Một, Nhà xuất bản Giáo Dục	Khác
[5] L. V. U. Trịnh Chất, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí _ Tập hai, Nhà xuất bản Giáo Dục	Khác