THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hầu hết các động cơ hiện nay điều có số vòng quay rất lớn. Tuy nhiên, số vòng quay yêu cầu của tải là nhỏ. Do đó, hộp giảm tốc có vai trò cực kỳ quan trọng trong vấn đề dẫn động cho máy. Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là môn học nhằm mục đích giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế máy nói chung và thiết kế hộp giảm tốc nói riêng. Đồng thời giúp sinh viên ôn lại kiến thức của các môn học trước, nắm vững và hiểu được cách áp dụng chúng ngoài thực tế. Thêm nữa, còn rèn luyện cho sinh viên kỹ năng vẽ một bản vẽ kỹ thuật, đọc bản vẽ,.. Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Quốc Hùng đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này

MỤC LỤC

MỤC LỤC 1

LỜI NÓI ĐẦU 4

ĐỀ TÀI 5

CHƯƠNG ITÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 6

CHƯƠNG IIXÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 7

2.1 Xác định công suất động cơ, chọn động cơ 7

2.2 Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền 8

CHƯƠNG IIITÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 9

3.1 Thông số ban đầu: 9

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 9

a.Chọn số răng của đĩa xích 9

b.Xác định bước xích p 9

c.Chiều rộng xích răng 10

d.Khoảng cách trục và số mắc xích 10

3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 10

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và các lực tác dụng lên trục 11

CHƯƠNG IVTÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH 13

4.1Thông số ban đầu 13

4.2Chọn vật liệu 13

4.4Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 13

4.5Xác định các thông số ăn khớp: 14

4.6Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15

4.7Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 16

4.8Kiểm nghiệm răng về quá tải: 16

CHƯƠNG VTÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM 18

5.1Thông số ban đầu 18

5.2Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 18

5.3 Xác định các thông số ăn khớp: 18

5.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 19

5.5Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 19

5.6Kiểm nghiệm răng về quá tải: 21

5.7Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu 22

CHƯƠNG VITÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 23

6.1Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền 23

6.2Tính toán thiết kế trục: 24

a.Chọn vật liệu: 24

b.Tính sơ bộ trục 24

c.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục I 25

d.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục II 28

e.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục III 31

6.3Tính mối ghép then: 33

6.4Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34

6.5Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 36

CHƯƠNG VIICHỌN Ổ LĂN 37

7.1Chọn loại ổ lăn: 37

7.2Chọn cấp chính xác ổ lăn: 37

7.3Kiểm nghiệm khả năng tải động: 37

7.4Kiểm nghiệp khả năng tải tĩnh 39

II.6 CHỌN NỐI TRỤC 40

6 1Tính momen tính toán 40

6 2Chọn nối trục: 40

6 3Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi và chốt 40

CHƯƠNG VIIICHỌN THÂN MÁY – BULÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 41

9 1Chọn thân máy 41

9 2Lựa chọn kích thước phấn tử bánh răng và trục: 42

9 3Bán kính góc lượn và phần vát của trục 42

9 4Chọn vòng móc 43

9 5Chốt định vị 43

9 6Cửa thăm 43

9 7Nút thông hơi 44

9 8Nút tháo dầu 44

9 9Que thăm dầu 45

9 10Rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt 45

9 11Vòng chắn dầu 46

9 12Vòng hãm lò xo và rãnh trên trục 46

CHƯƠNG IXBẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 48

10.1Chọn kiểu lắp 48

10.2Bảng dung sai lắp ghép 48

LỜI NÓI ĐẦU

Hầu hết các động cơ hiện nay điều có số vòng quay rất lớn Tuy nhiên, số vòng quay yêu cầu của tải là nhỏ Do đó, hộp giảm tốc có vai trò cực kỳ quan trọng trong vấn đề dẫn động cho máy.

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là môn học nhằm mục đích giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế máy nói chung và thiết kế hộp giảm tốc nói riêng Đồng thời giúp sinh viên ôn lại kiến thức của các môn học trước, nắm vững và hiểu được cách áp dụng chúng ngoài thực tế Thêm nữa, còn rèn luyện cho sinh viên kỹ năng vẽ một bản vẽ kỹ thuật, đọc bản vẽ,

Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Quốc Hùng đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Tp Hồ Chí Minh, ngày 18 tháng 05 năm 2010

Sinh viên thực hiệnNGUYỄN VĂN TÂY

- Công suất trên trục băng tải P = 9,65 KW

- Số vòng quay trên trục tang dẫn n = 46 vòng/ph

- Thời gian phục vụ L = 5 năm

- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( một năm làm việc 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ )

- Chế độ tải: T1 = T T2 = 0,53T t1 = 65s t2 = 13s

CHƯƠNG I TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

+ Để tải trọng phân bố đều trên các cặp bánh răng phân đôi, người ta dùng cặp bánh răng nghiêng có góc nghiêng lớn (β =30 400 0)và hướng răng ngược nhau

+ Theo kinh nghiệm thì trục nhanh của cấp phân đôi sẽ được đặt một ổ tùy động.+ So với hộp giảm tốc khai triên, hộp giảm tốc phân đôi có ưu điểm:

 Tải trọng phân bố đều cho các ổ

 Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ

 Tại tiết diện nguy hiểm của trục trung gian, mô men xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền tới trục

 Nhờ vậy, hộp giảm tốc phân đôi có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển

+ Tuy nhiên, hộp giảm tốc phân đôi có nhược điểm chiều rộng hộp tăng, cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

CHƯƠNG II XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

2.1 Xác định công suất động cơ, chọn động cơ

- Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính theo công thức:

10, 23

t ct

P P

t td

i

T t T

công tác [1,trang 20, công thức 2.12; 2.14]

o Với Ptd là công suất tương đương khi tải trọng thay đổi

o T1 = T= 9.65 KW công suất lớn nhất bằng công suất làm việc

o ti thời gian công suất thứ i tác dụng

+ η η η η= br2 .x ol3 =0.88 hiệu suất truyền động [1, trang 19, công thức 2.9]

o η =br 0.98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

o η =x 0.93 hiệu suất bộ truyền xích

o η =ol 0,995 hiệu suất một cặp ổ lăn

- Dựa và [1, trang 237, bảng P1.3] chọn động cơ có thông số:

o Kiểu động cơ 4A160S6Y3

o Mômen cực đại trên mômen danh nghĩa max 2

- Gọi P P P P n n n n T T T T lần lượt là công suất và số vòng quay trên các trục 1, , , , , , , , , , ,2 3 4 1 2 3 4 1 2 3 4

I, II, III trên hộp giảm tốc

122.38

n n u

318

n n u

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

3.1 Thông số ban đầu:

+ Công suất P= 9,726 KW ( chủ động); 9 (bị động)

+ Số vòng quay bánh dẫn n=122,38 v/ph

+ Mômen xoắn T=758975 (chủ động) 1875409 (bị động)

+ Tỉ số truyền u= 2,67

+ Điều kiện làm việc quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

- Chọn loại xích: xích ống con lăn

a Chọn số răng của đĩa xích

- Dựa vào [1, trang 80, bảng 5.4] chọn số răng của đĩa nhỏ (chủ động) là z1 =25răng

- Số răng của đĩa lớn (bị động) z2 =u z 1=2,67.25 66, 75= (răng) chọn z2 =67(răng)

- Tỉ số truyền tính lại 2

1

532,6827

z u z

z

z k z

= = = hệ số răng

1

500,5591,16

n

n k n

• k c =1 hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

• k bt =1,3hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôi trơn

• k d =1 hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.

• Tham khảo [1, trang 82, bảng 5.6 và 5.7]

• [s] = 7 hệ số an toàn cho phép [1, trang 86, bảng 5.10]

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và các lực tác dụng lên trục

a Xác định các thông số của đĩa xích

- Đường kính vòng chia của đĩa xích

813sin

MPa

Điều kiện làm việc của đĩa xích

Gang xám

Đĩa bị động có số răng lớn z>50với vận tốc xích

CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH

4.1 Thông số ban đầu

N

= = [1, trang 93, công thức 6.3 và 6.4]4.4 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục aw

[ ]

1 3

• K a =49,5MPa1/3 K d =77MPa1/3hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

• T1=49840Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động

• [ ]σ =H 518 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép

• ϕ =ba 0, 24 (cấp nhanh lấy nhỏ hơn 20% so với cấp chậm)

w w1

1, 4

bd

b d

a c z

a

- Mô đun: m= (0,01÷0,02)aw= 2,5 mm (2 – 4 mm)

- 10< <z1 30 dùng dịch chỉnh để cải thiện chất lượng ăn khớp.

o Khoảng cách trục w

0,5

152,36os

t t

Z m c

o Góc profin răng αt =arctan(tan / os ) 30, 4α c β = 0

o Góc ăn khớp: a tw =arccos( cosa αt /aw) 31,58= 0

o Tổng hệ số dịch chỉnh ( 1 2) ( w )

1,032

h

Z Z inv inv x

o Chiều rộng vành răng bánh bị động: bw =ϕba aw =30mm

o Chiều rộng vành răng bánh chủ động: 35 mm

4.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

1 2 1

4.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

hệ số kể đến độ nghiêng của răng

• Y F1=3, 42;Y F2 =3,52hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 với

F F

v b d K

d n

v=π = m s

4.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Công suất và momen cực đại tại các trục:

Bảng 4.1 Công suất và momen cực đại của các trục:

4 3 x ol 12,32

P =Pη η = KW 4 3 45,83

x

n n u

o P3 =P2η ηbr ol =13,31 KW 2

3 2

122.38

n n u

318

n n u

m qt

T K T

CHƯƠNG V TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM

5.1 Thông số ban đầu

+ Công suất P= 9,974 KW ( chủ động); 9,726 (bị động)

+ Số vòng quay bánh dẫn n=318 v/ph

+ Mômen xoắn T=299534 (chủ động) 758975 (bị động)

+ Tỉ số truyền u= 2,6

+ Điều kiện làm việc quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.

5.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

• T1=299534Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động

• [ ]σ =H 518 Ứng suất tiếp xúc cho phép

a z

= = (sai lệch 4% so với tiêu chuẩn u = 2,5)

o Góc profin răng αt =arctan(tan / os ) 20α c β = 0

o Góc ăn khớp: a tw =arccos( cosa αt /aw) 20= 0

5.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Yβ = − β = hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

• Y F1=3, 7;Y F2 =3,6hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 với 3

F F

v b d K

d n

v=π = m s

5.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Công suất và momen cực đại tại các trục:

Bảng 4.1 Công suất và momen cực đại của các trục:

4 3 x ol 12,32

P =Pη η = KW 4 3 45,83

x

n n u

122.38

n n u

m qt

T K T

5.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Hình 5.1 Bánh răng thiết kế thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

- Điều kiện bôi trơn ngâm dầu bao gồm những yêu cầu sau:

o Chiều cao răng bánh răng lớn cấp nhanh

o Mức dầu cao nhất không được ngập quá 3 lần bán kính bánh răng bị động của bộ truyền cấp chậm

o hmax – hmin =Zmin - Zmax = 12 mm nằm trong khoảng từ 10 đến 15mm

o Vậy thỏa điều kiện bôi trơn và ngâm dầu Mức dầu cực đại và cực tiểu cách đường nối tâm các bánh răng lần lượt là 90mm và 102mm

CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

6.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền

Hình 6.3 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

w1

21334

o Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 mm (5 … 15)

o Khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 10 mm (10 … 20)

o Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15 mm (15 … 20)

o Các thông số trên tham khảo [1, trang 189, bảng 10.3]

 Qui định các ký hiệu sử dụng:

• Chọn gốc là tại vị trí ổ bến trái của trục, chiều dương là hướng từ trái sang phải.

• k là số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

• i là số thứ tự của tiết diện trên đó có lắp chi tiết.Với 0;1 lần lượt là vị trí của ổ trục

• lki là khoảng cách từ gốc đến tiết diện thứ i trên trục

• lmki chiều dài mayơ

• lcki chiều dài khoảng côngson

• bki chiều rộng vành răng thứ i trên trục k

o Vị trí các tiết diện trên trục II

 Chiều dài mayo lm = (1,2 … 1,5 )d = 54 – 67,5 mm [1, trang 189, công thức 10.10]

• Chiều rộng bánh răng cấp chậm là 79 mm, cấp nhanh là 30mm nên

o Vị trí các tiết diện trên trục III:

 Chiều dài mayo lm33 = (1,2 … 1,5 )d3 = 66 – 82,5mm [1, trang 189, công thức 10.10] l m32 =l m33 =74mm (bề rộng bánh răng cấp chậm là 74mm)

 l32 =l23 =127mm

 l31 =l21 =254mm

 l33 =l c32 =0,5(l m33+b0)+ + =k3 h n 74,5mm

o Vị trí các tiết diện trên trục I:

 Chiều dài mayo lm = (1,2 … 1,5 )d1 = 42 – 52,5mm [1, trang 189, công thức 10.10] l m12 =l m13 =l m14 =42mm (bề rộng vành răng bánh răng là 35 mm)

 Tuy nhiên vì đường kính bánh răng nhỏ nên ta không làm mayo mà tăng

c Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục I

1) Tính phản lực tại các gối tựa

12 13 12 13 10

52,5 201.5

1930254

o Với đường kính đã chọn như trên thì vai trục giữa phần tiết diện để gắn khớp nối

và phần tiết diện gắn ổ lăn chỉ là 0,5 mm Do đó để tạo thuận lợi trong lắp ráp ta chọn lại các đường kính như sau :

• d10 =d11=30mm

• d12 =d13 =36mm

• d14 =24mm

d Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục II

1) Tính phản lực tại các gối tựa

Hình 6.5 biểu đồ momen trên trục II.

e Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục III

1) Tính phản lực tại các gối tựa

127

2908254

x x

 d33 =60mm

 d30 =d31 =55mm

 d =50mm

Hình 6.6 Biểu đồ momen trên trục III.

6.3 Tính mối ghép then:

- Chọn loại then bằng

- Chiều dài then l1= (0.8… 0.9)lm

- Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

• [ ]σ =d 100MPa ứng suất dập cho phép [1, trang 178, bảng 9.5]

• [ ]τ =c 90 / 3 60= MPa ứng suất cắt cho phép.

Bảng 6.1 Tính mối ghép then [1, trang 173, bảng 9.1a và bảng 9.1b]

Trục Vị trí

then

Đường kính

xoắn TNmm

Ứng suất dập

Ứng suất cắt

Kích thước tiết diện then

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn rãnh r

Chiều dài thenmm

Trên trục

t1

Trên

lỗ t2

Nhỏ nhất

Lớn nhấtI

6.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn các điều kiện sau:

• σ−1 =0, 436σb giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng

• τ−1=0,58σ−1 giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

• aj maxj2 minj j

j

M W

τ =τ =o

K

σ σ σ

=

• ( x 1)

dj

y

K K K

K

τ τ

Bảng 6.2 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Tiết diện nguy hiểm

(gọi theo nguyên tắc đã

gọi ở phần tính chiều

dài các đoạn trục)

Tiết diện thứ 3(bánh răng gần nối trục) d = 36 mm

Tiết diện thứ 3(bánh răng trụ răng thẳng) d = 50 mm

Tiết diện thứ 3(bánh răng trụ răng thẳng) d = 60 mm

2, 01 , 1,88

Kσ = Kτ =σ

CHƯƠNG VII CHỌN Ổ LĂN

7.1 Chọn loại ổ lăn:

- Với nhiều ưu điểm như kết cấu đơn giản, chịu lực hướng tâm, lực dọc trục (không lớn) cho phép vòng ổ nghiêng dưới ¼ độ, làm việc với số vòng quay cao, giá thành thấp nhất trong các loại ổ lăn nên ổ bi đỡ một dãy được khuyến khích sử dụng khi đủ điều kiện

- Đối với hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh, bên cạnh tải trọng dọc trục Fa (thường thì các lực dọc trục tự khử nhau) còn có các va chạm dọc trục ngẫu nhiên, hơn nữa bản thân trục cần di động dọc trục để để bù sai số góc nghiêng răng Như vậy, một trong hai trục mang cặp bánh răng cấp nhanh sẽ dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ

- Mặc khác ổ bi đỡ có ưu điểm nổi bật là quay với tốc độ cao nhưng chịu lực hướng tâm kém hơn so với ổ đũa trụ và ngược lại ổ đũa trụ có tốc độ quay kém nhưng lại chịu lực hướng tâm tốt hơn ổ bi đỡ

- Do vậy ta chọn ổ bi đỡ cho trục I và trục III, ổ đũa trụ ngắn đỡ cho trục II

D mm

B, mm

r, mm

Con lăn Đường

kính

C, kN

C0 , kNĐường

kính

Chiều dàiI

7.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Đổi chiều lực tác động của khớp nối lên trục I để được lực tác dụng lên ổ trục là lớn nhất

x

Bảng 7.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động

- Chọn lại ổ lăn cho phù hợp bằng cách tăng cỡ ổ với trục I, II; riêng trục III giảm cỡ ổ

Bảng 7.3 Chọn lại ổ lăn cho phù hợp khả năng tải động

Trục Loại Cỡ Ký

hiệu

d, mm

D mm

B, mm

r, mm

Con lăn Đường

kính

C, kN

C0 , kNĐường

kính

Chiều dàiI

- Nhận thấy ổ lăn vừa chọn đã phù hợp.

7.4 Kiểm nghiệp khả năng tải tĩnh

- Kiểm nghiệm để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc

0

t

Q ≤C Bảng 7.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Trục I (bi đỡ) Trục II (trụ ngắn đỡ) Trục III (bi đỡ)

- Chọn nối trục vòng đàn hồi vì các lý do sau:

o Bù các sai lệch của trục nhờ biến dạng của các chi tiết đàn hồi

o Giảm va đập và chấn động

o Đề phòng được cộng hưởng do dao động xoắn gây nên

o Chế tạo đơn giản dễ thay thế các vòng cao su

o Momen xoắn cần truyền nhỏ và trung bình T =1173662Nmm

Bảng 8.1 Kích thước nối trục vòng đàn hồi [2, trang 68 bảng 6-10a]

6 3 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi và chốt

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

• [ ]σ = ÷d (2 4)MPa ứng suất dập cho phép của vòng cao su.

• [ ]σ =u (60 80)÷ MPaứng suất cho phép của chốt.

- Vậy chốt sử dụng đảm bảo được độ bề dập của vòng đàn hồi và của chốt