đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống băng tải hộp giảm tốc bằng răng trụ răng thẳng 1 cấp

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG 1.1. Chọn động cơ. 1.1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ Nếu gọi N là công suất trên băng tải, là hiệu suất chung, là công suất cần thiết, N®c là công suất của động cơ thì :  công suất cần thiết : +) công suất trên băng tải : (kw) Trong đó: P = 9000 (N) : Lực kéo băng tải V = 0,35 (ms) : vận tốc băng tải +) Hiệu suất dẫn động : Theo sơ đồ đề bài thì :  = ® . 3ol . br . kn Tra bảng 21 (Tr. 27) ta được : ) Hiệu suất một cặp ổ lăn khi được che kín : ) Hiệu suất truyền của một cặp bánh răng khi được che kín : ) Hiệu suất khớp nối : ) Hiệu suất bộ truyền đai để hở : ® = 0,95  Hiệu suất của toàn hệ thống : = ® . 3ol . br . kn = 0,95 . 0,993 . 0,96 . 1  0,88 Vậy công suất cần thiết : = (kw)

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Nếu gọi N là công suất trên băng tải, là hiệu suất chung, N CT là côngsuất cần thiết, N®c là công suất của động cơ thì :

 công suất cần thiết : N ct N

+) công suất trên băng tải : 3 , 15

1000

35 , 0 9000 1000

-) Hiệu suất một cặp ổ lăn khi được che kín : ol  0 , 99

-) Hiệu suất truyền của một cặp bánh răng khi được che kín : br  0 , 96

-) Hiệu suất khớp nối : kn  1

-) Hiệu suất bộ truyền đai để hở : ® = 0,95

 Hiệu suất của toàn hệ thống : = ® 3ol br kn

= 0,95 0,993 0,96 1  0,88Vậy công suất cần thiết : N ct N = 3 , 6

88 , 0

15 , 3

 (kw)

1.2.2 Chọn quy cách động cơ.

+) Động cơ được chọn phải thoả mãn điều kiện : N®c > Nct

 Tra bảng 2p (Tr 322) ta chọn được

- kiểu động cơ là : AO2 – 41 - 4

- Công suất động cơ : N®c = 4 (kw)

- số vòng quay của động cơ:n®c= 1450 (vg/ph)

1.2 Xác định tỷ số truyền động chung của toàn hệ thống , phân phối tỷ

số truyền cho từng bộ phận của hệ dẫn động, lập bảng công suất, mômen xoắn, số vòng quay trên các trục.

trong đó: - ndc là số vòng quay của động cơ

-ntlà số vòng quay của tang : =

) / ( 53 200

14 , 3

55 , 0 1000 60

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận.

Ta có : i = i® ibr = 27 theo bảng 2 -2 (tr 32) chuyển động đai thang tachọn : i® = 6

 ibr = 4 , 5

6

27



1.2.3 Xác định công suất, số vòng quay, mômen xoắn trên các trục.

+) momen xoăn của Trục động cơ:

1450

4 10 55 , 9 10

55 ,

= 9,55.106 134 10 ( )

242

39 ,

mm N

= 9,55.106 575 10 3

54

25 , 3

kết quả tính toán được ghi dưới bảng sau:

Bảng 1 Công suất - Tỷ số truyền - Số vòng dây – Mômen xoắn

TrụcThông số

Trụcđộngcơ

tỷ số truyền : i i® = 6

số vòng quay:(vg/ph) 1450 242 54Mômen xoắn: (N.mm) 26 , 3 10 3 134.103 575.103

ibr = 4,5

. 1





dc

n D



(m/s)hình 1 đai hình thangthoả mãn điều kiện v = 10,6 < vmax = (30  35) m/s

800

140 1450 ).

02 , 0 1 ( ).

1 (

+) tỷ số truyền i = 6

249

1450

' 1

140 800 ) 140 800 ( 2 680 2 4

) (

2

2 2

1 2 1



A

D D D D

dựa vào bảng 5-12 (tr.92) ta chọn chiều dài qua lớp trung hoà :

L = 3000 (mm)

+) kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây : u = 3 , 5

3000

1000 6 , 10

2.1.7 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dai đai đã lấy theo tiêu chuẩn công thức (5-2)

8

) (

8 ) (

2 ) (

1 2

2 1 2 1

Amin = A - 0,015L = 682 - 0,015 3000 = 637 (mm)+) khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng :

Amax = A + 0,33L = 682 + 0,33 3000 = 772 (mm)

2.1.8 Tính góc ôm  1

-0 0

0 0

1

682

) 140 800 ( 180 57

)

.

1000







F C C C v

N

v t

1

n

D = D2 + 2ho = 800 + 2.5 = 810

2.1.11 Tính lực căng ban đầu S o và lực tác dụng lên trục R.

+) Lực căng ban đầu với mỗi đai :

So = o F = 1,2 138 =166+) Lực tác dụng lên trục :

Rđ = 3.So Z sin 883

2

125 sin 2 166 3 2

0



Bảng 2: Thông Số Thiết Kế Của Bộ Truyền Đai Hình Thang

Bộ truyền đai hình thangThông số

LoạiBKích thước tiết diện đai a x h (mm) 17 x 10,5Diện tích tiết diện F ( mm2) 138Đường kính bánh đai nhỏ D1 (mm) 140Đường kính bánh đai lớn D2 (mm) 800

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng Ct 0,9

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm C 0,86

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc Cv 1

+) Độ bền tiếp xúc

+) Độ bền uốn

+) Kiểm nghiệm răng về độ quá tải

2.2.2 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

+) bánh nhỏ : ta chọn thép 45 thường hoá và đường kính phôi (100 300)mm tra bảng 3-8 (Tr.40) ta biết được cơ tính của loại thép này :

bk = 580 (N/mm2) ; ch = 290 (N/mm2) ; HB = 200, +) bánh lớn : ta chọn thép 40 thương hoá và đướng kính phôi (300 500)mm tra bảng 3-8 (Tr.40) ta biết được cơ tính của loại thép này :

1 4 , 249 5 , 1

).

6 , 1 4 , 1

k N

(N/mm2)+) bánh lớn : u2 = 124 , 2

8 , 1 5 , 1

1 6 , 223 5 , 1

 (N/mm2)

2.2.4 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3

2.2.5.Chọn hệ số chiều rộng báh răng A = 0,4

2.2.6.Tính khoảng cách trục A công thức 3-9 (Tr.45)

A (i 1)

6 , 3 3 , 1 5 , 4 442

10 05 , 1 ) 1 5 , 4 (

.

10 05 ,

3

2

2 6

ct tx



(m/s)

) 1 5 , 4 (

212 2 ) 1 (

với v =0,2(m/s) <1 tra bảng 3.11 ta chọn cấp chính xác là 9

2.2.8 Định chính xác hệ số tải trọng K

Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng đều nhỏ hơn 350

HB nên Ktt = 1 ; tra bảng (3.13-tr48) ta được hệ số tải trọng động K® =1,1 do

1 , 1

212 3

sb K

K

(mm)Lấy: A = 201mm

2.2.9 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng.

+) Môđun : m = (0,010,02).A = (0,01 0,02).201 = (2,01 4,02) mmLấy m = 3(mm)

+) số bánh răng nhỏ : Z1 = 24

) 1 5 , 4 (

3

201 2 ) 1 (

2

A

(răng)Lấy Z1 = 24 (Răng)

+) Số bánh răng lớn : Z2 = Z1 i = 24 4,5 = 108

+) Chiều rộng bánh răng : b = A.A = 0,4 201 = 80,4 (mm)

Lấy b = 80 (mm)

2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Tra bảng [(3-18).Tr.52 sach HDLĐA] ta có Hệ số dạng răng của bánh

+) ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

54 , 1 1 , 1 10 1 , 19

.

54 , 1 10 1 , 19

2 6 2

1

2 1

6





n Z b m y

K

(N/mm2)1

357 , 0 97

N K i

i

) 1 (

10 05 , 1

1

3 6

6 , 3 1 , 1 ) 1 7 ( 7 201

10 05 ,

Vậy răng đủ bền khi chịu qua tải trong thời gian ngắn

2.2.12 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.

+) môđun m = 3mm

+) Số răng Z1= 24 , Z2 = 108

+) Góc ăn khớp  = 200

+) Đường kính vòng chia : (vòng lăn)

dc1 = Z1 m = 24 3 = 95 (mm)

dc2 = Z2 m = 108 3 = 307 (mm)+) Khoảng cách trục A = 201(mm)

+) Chiều rộng bánh răng b = 80 (mm)

+) Đường kính vòng đỉnh răng

De1 = dc1 + 2m = 72 + 2.3 = 98 (mm)

De2 = dc2 + 2m = 324 +2.3 = 330 (mm)+) Đường kính vòng chân răng

6 , 3 10 55 , 9 2

10 55 , 9

1 1

6





n d

N

c

ct

(N)+) Lực hướng tâm : Pr = P.tan = 3946 tan200 = 3946 0,364 = 1436 (N)+) Lực dọc trục Pa = 0(N)

Bảng 3: Thông số thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Z2= 108Đường kính vòng chia dc dc1 =72 mm

dc2 = 324 mm Đường kính vòng chân

Lực dọc trục Pa 0 N

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

3.1.Tính toán và thiết kế trục.

Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đờng kính và chiều dài các đoạntrục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ Muốn vậycần biết trị số, phơng, chiều và điểm đặt của tải trọng tác dụng lên trục, khoảngcách giữa các gối đỡ và từ gối đỡ đến các chi tiết lắp trên trục.

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ănkhớp trong bộ truyền bánh răng, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hainửa khớp nối Trọng lợng của bản thân trục và trọng lợng các chi tiết lắp trêntrục chỉ đợc tính ở cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ đợc bỏ qua

3.1.1 Chọn vật liệu.

Vỡ ta cần thiết kế trục trong hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bỡnh nờn tadựng thộp 45 được nhiệt luyện bằng phương phỏp tụi cải thiện để chế tạotrục Cơ tớnh của loạ thộp nay la: bk = 750 N/mm2 ; ch = 400 N/mm2

d - đường kớnh trụcTrong đú: N – cụng suất truyền, kw

n - số vũng quay trong 1 phỳt của trục

C - hệ số tớnh toỏn phụ thuộc vào ứng suất xoắn-) Đối với trục I : N1 = 3,39 kw ; n1 = 242 vg/ph ; C- hệ số phụ thuộcvào ứng suất xoắn cho phộp, đối với đầu trục vào và trục truyền chung cú thểlấy C = 120  dI = 120 29

242

39 , 3

3  (mm) ta lấy dI = 30 mm-) Đối với trục II : N2 = 3,25 kw ; n2 = 54 vg/ph

 dII = 120 47

54

25 , 3

Để tính các kính thước chiều dài của trục ta dựa vào bảng 7-1 (Tr.118) tacó:

+) Chiều rộng của bánh răng trụ răng thẳng: b = 80mm

+) Chiều rộng của ổ lăn: B = 27mm

+) Chiều rộng bánh đai lấy 84mm

+) Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp:  = 1,2, ( chiều dàycủa thân hộp co thể lấy  = 8  12mm)   = 1,2 8 = 10mm

+) Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông lấy 10mm

+) Khe hở giữa các bánh răng:  = 10mm

+) Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l2 = 10mm

+) Khoảng cách giữa các chi tiết quay: C = 10mm

+) Chiều cao bulông ghép nắp ổ và chiều dày nắp lấy 16mm

+) Đường kính bulông cạnh ổ đếp ghép nắp và thân hộp d1 = 16mm, ta có



mA y R d l P r g Y B g

558 130

2

130 1436 47

883

2

. 1

1761 558

1436 883

130 3946 2

.

g

g P

N

 XA = P1- XB = 3946 – 1973 = 1973 N

+) Mômen xoắn

1 1

6 10 55 , 9

n

N K M

I

242

39 , 3 1 , 1 10 55 ,

9 6

+) Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm.

-) ở tiết diện 1-1: Mu 1-1 = R® l = 883.47 = 41501 (Nmm) -) ở tiết diện 2-2: Mu 2-2 = 2 2

0 

td

M

 Trong đó :  = 67 N/mm2 (bảng 7-2) -) Đường kính trục ở tiết diện 1-1:

Ta có: Mtd = M u2  0 , 75M x2  41501 2  0 , 75 147156 2

=134028(Nmm)

67 1 , 0

Biểu đồ mômen trên trục I



mC y P r g Y D g

N g

g P

130 2

130 1436

 YC = Pr2 – YD= 1436 – 718 = 718 N

Mômen theo phương X

0 2



mC X P g X D g

1973 130

2

130 3946 2

 XC = P2 – XD = 3946 –1973 = 1973 N

+) Mômen xoắn

2 2

6 10 55 , 9

n

N K M

II

54

25 , 3 1 , 1 10 55 ,

9 6

 Nmm +) Tính mômen uốn tổng hợp Mu = 2 2

0 

td M

 Trong đó :[] = 55 N/mm2 (bảng 7-2)-) Đường kính trục ở tiết diện 3-3

Ta có : Mtd = M u2  0 , 75M x2  272946 2  0 , 75 632245 2  611800Nmm

55 1 , 0

D C

Trong đó : n - hệ số an toàn của ứng suất pháp

n - hệ số an toàn của ứng suất tiếp

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

W

M

2 2

x m a

78 , 0

63 , 1

5 , 1

Thay các trị số tìm được vào công thức (1) và (2) ta được :

2 , 3 26 4

5 , 337

5 , 187

6 , 4 2 , 3

d2 = 55mmĐường kính ngỗng trục d d1 = 35mm

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa bị hư hỏng do dập bềmặt làm việc, ngoài ra then có thể bị hỏng do bị cắt, mối ghép then hoa bịhỏng do mòn bề mặt làm việc Ta chủ yếu chọn then bằng để lắp ghép vì thenbằng đã được tiêu chuẩn hoá, ta chỉ việc chọn then theo đường kính trục Sau

đó kiểm tra điều kiện bền dập và điều kiện cắt của then

3.2.1 Chọn then

3.2.1.1 Trục I

Ta có đường kính trục I để lắp then d2-2 = 40 tra bảng 7-23 (Tr.143) chọnthen có b = 12 ; h = 8 ; t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k =4,4

- Chiều dài mayơ: Lm = 1,4.d2-2 = 1,4 40 = 56mm

- Chiều dài then: L = 0,8 Lm = 0,8 56 = 45mm

+) Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)

cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu thép.

45 4 , 4 40

147156

45 12 40

147156

* Chọn then đầu trục ra

Ta có đường kính trục ra cua trục I d1 = 30 tra bảng 7-23 (Tr.143) chọn then

có b = 10 ; h = 8 ; t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k =4,2

- Chiều dài mayơ: Lm = 1,4.d1 = 1,4 30 = 42mm

- Chiều dài then: L = 0,8 Lm = 0,8 42 = 34mm

+) Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)

cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu thép

34 2 , 4 30

147156

 c

x c

 c 230.147156.10.34 29N/mm2 < c

Vậy then đủ bền

3.2.1.2 Trục II

Ta có đường kính trục ở tiết diện 3-3: d3-3 = 60mm

*) d3-3 = 60mm tra (bảng 7-23) chọn then có b = 18mm ; h = 11mm ;

t = 5,5mm ; t1 = 5,6mm ; k = 6,8mm

- Chiều dài mayơ : Lm = 1,4.d3-3 = 1,4 60 = 84mm

- Chiều dài then : L = 0,8.Lm = 0,8 84 = 67mm

+) Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)

N/mm2

Trong đó : Mx = 632245 Nmm ; d = 60mm ; k = 6,8mm ; L = 67mm ; ứng suất dập cho phép d = 150 N/mm2 (bảng 7-20) ứng suất mối ghép

cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu thép

67 8 , 6 60

632245

 c

x c

- Chiều dài mayơ: Lm = 1,4.d1 = 1,4 55 = 77mm

- Chiều dài then: L = 0,8 Lm = 0,8 77= 62mm

+) Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)

cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu thép

62 8 , 6 55

632245

 c

x c

 c 255.632245.18.62 20N/mm2 < c

Vậy then đủ bền

Bảng 5 Thông số thiết kế then

Đườn kính trục: d(mm) Chiều rộng then: b(mm) Chiều dài then: L(mm)

Ổ dùng để đỡ trục, giữ cho trục có vị trí xác định trong không gian, tiếpnhận tải trọng và truyền đến bệ máy Tuỳ theo dạng ma sát trong ổ người tachia thành 2 dạng : ổ đỡ và ổ lăn Nhờ có ưu điểm mômen ma sát và mômen

mở máy nhỏ, ít bị nóng khi làm việc chăm sóc bôi trơn đơn giản, thuận tiệntrong sửa chữa và thay thế… nên ổ lăn được sử dụng ngay càng rộng rãi Lăn

là chi tiết đã được tiêu chuẩn hoá, ta chỉ cần tính chọn ổ lăn dựa theo hai chỉtiêu : kha năng tải động C và khả năng tải động tĩnh Co

Muốn chọn ổ lăn cần biết :

- Trị số, chiều và đặc tính của tải trọng

- Tần số vòng quay vòng của ổ

- Tuổi thọ cần thiết tính bằng giờ hoặc triệu vòng quay

- Các yêu cầu cụ thể liên quan đến kết cấu máy hoặc bộ phận máy vàđiều kiện sử dụng

+) Dự kiến chọn trước góc  = 160 (kiểu 3600)

+) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

n h C bang Q

+) Hệ số: m  1 , 5 bảng 8-2 TK CTM

K t  1 hệ số tải trọng tĩnh bảng 8-3 TC CTM

K v  1 vòng trong của ổ quay bảng 8-5 TC CTM

K n  1 nhiệt độ làm việc dưới 100o

) ( 2008 1271

1554 2 2 2

Y

) ( 4509 4300

1357 2 2 2

).

5 , 1

1565 2 2 2

với các vòng quay vì các độ đảo này sẽ tác động đến các chi tiết lắp ghép với ổ,gây nên các hậu quả xấu : tải trọng động, dao động và tiếng ồn

Chọn cấp chính xác nào của ổ lăn là tuỳ thuộc vào yêu cầu đặt ra khi thiết kếmáy Đối với hộp giảm tốc , hộp tốc độ và những kết cấu khác trong ngành chếtạo máy thờng dùng ổ lăn cấp chính xác là 0

4.3.4 Điều chỉnh khe hở và che kín ổ lăn.

Sự tồn tại khe hở trong ổ lăn ( khe hở dọc trục và khe hở hớng tâm ), cũng

nh biến dạng của trục dới tác dụng của ngoại lực là nguyên nhân làm trục bị

đảo và dao động

Cần phải phân biệt các loại khe hở sau : Khe hở ban đầu ( đo đợc khi ổ còn

ở trạng thái tự do ), khe hở do lắp ghép ( đo đợc khi lắp ổ trên trục và vào vỏhộp ) và khe hở làm việc( đo đợc khi ổ chịu tải trọng và nhiệt độ ở trạng tháilàm việc )

Khe hở ảnh hởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ.Lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng làm giảm tiếng ồn, giảm dao động, tăng

độ cứng của gối trục

Khi điều chỉnh ổ ta cần xác định khe hở dọc trục bé nhất mà trong quá trình

sử dụng không phát sinh độ dôi do biến dạng nhiệt

Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bẩn và tạp chất vào ổcũng nh ngăn mỡ chảy ra ngoài, ta dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất; bảng8-29 cho kích thớc của vòng phớt

4.3.5 Bôi trơn ổ lăn.

Khi đợc bôi trơn đúng kỹ thuật, ổ sẽ không bị mài mòn bởi chất bôi trơn sẽgiúp tránh không để các chi tiết tiếp xúc trực tiếp với nhau Ma sát trong ổ sẽgiảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ

bề mặt không han rỉ, đồng thời giảm đợc tiếng ồn

Về nguyên tắc, tất cả các loại ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng mỡ hoặc dầu,riêng vòng bi tự lựa lòng cầu thờng chỉ bôi trơn bằng dầu , trừ trờng hợp vòngquay rất thấp có thể bôi trơn bằng mỡ

Chất bôi trơn đợc lựa chọn dựa trên chế độ làm việc và số vòng quay của ổ

So với dầu thì việc bôi trơn bằng mỡ đợc giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thờikhả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổlàm việc lâu dài, độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều Nhờ có những

u điểm nổi bật trên ta dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ từ 60  1000C và sốvòng quay của ổ dới 1500 vg/ph (bảng 8-28) Để bôi trơn cho các loại ổ mà tadùng Lợng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ để mỡ không chảy ra ngoài

và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN KHỚP NỐI

5.1 Chọn loại khớp nối.

Ta sử dụng khớp nối trục đàn hồi để nối trục từ trục của hộp giảm tốc rabăng tải Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng : giảm

va đập và chấn động , đề phòng cộng hởng do dao động xoắn gây nên và bù lại

độ lệch trục ( làm việc nh nối trục bù ) Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vậtliệu phi kim rẻ và đơn giản, vì vậy nó đợc dùng để truyền mômen xoắn nhỏ vàtrung bình ( đến 10000 Nm ) Ở đõy mụmen xoắn trờn cỏc trục lớn ta nờn dựngkhớp nối cú bộ phận đàn hồi là kim loại Vậy ở đõy ta chọn nối trục vũng đànhồi

5.2 Tớnh toỏn.

5.2.1 Mụmen xoắn truyền qua nối trục.