Đồ án chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động băng tải Nguyễn Hữu Chí

MỤC LỤC 1, Xác định công suất động cơ : 4 2. Chọn động cơ: 5 Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động 7 2.1. Thiết kế các bộ truyền ngoàibộ truyền xích 8 2.1.1 Các thông số của trục thứ cấp của hộp giảm tốc 8 1.2Kiểm nghiệm xích về độ bền 9 1.3. Tính các thông số của đĩa xích 10 1.4Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 10 1.5Lực tác dụng lên trục : 10 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ HAI CẤP 11 2.1) Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng 11 2.2) Xác định ứng suất cho phép 11 3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (BR trụ răng nghiêng): 13 3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách aw: 13 3.2.Xác định các thông số ăn khớp: 14 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15 5. Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 17 6.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 20 7. Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh: 21 II. Bộ truyền cấp chậm 22 1. Xác định các thông số cơ bản của bộ: 22 1.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw: 22 1.2. Xác định các thông số ăn khớp: 22 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 23 3. Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 26 4.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 29 5. Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm: 29 Chương 3: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ VẼ KẾT CẤU TRỤC 30 I. Tính toán trục 30 1.Chọn vật liệu chế tạo trục: 30 2.Xác định sơ bộ đường kính các trục: 30 3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : 31 4.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I : 32 4.1. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục : 32 4.2.Xác định thông số và kích thước trục : 35 4.3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 36 5.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II : 39 5.2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 43 5.3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : 45 6.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III: 46 6.1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 46 6.2.Xác định thông số và kích thước trục : 47 6.3.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 49 Chương 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN THEN 53 I. Tính mối ghép then 53 1.Kiểm tra then đối với trục I : 53 1.1.Điều kiện bền dập: 53 1.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 54 2.Kiểm tra then đối với trục II : 54 2.1.Điều kiện bền dập: 55 2.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 55 3.Kiểm tra then đối với trục III : 56 3.1.Điều kiện bền dập: 56 3.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 56 II. Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn: 56 1. Tại ổ lăn và trục: 56 2.Lấp ổ lăn và vỏ hộp: 57 3.Chọn kiểu dung sai lắp ghép 57 II. CHỌN Ổ LĂN 57 1.Chọn loại ổ: 57 2.Chọn kích thước ổ: 57 2.1. Trục I: 57 2.1.1.Chọn sơ bộ: 57 2.1.2. Chọn ổ theo khả năng tải động: 58 2.1.3. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 59 2.2 Trục II: 59 2.2.1.Chọn sơ bộ: 59 2.2.2. Chọn ổ theo khả năng tải động: 60 2.2.3. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 60 2.3. Trục III: 61 2.3.1.Chọn sơ bộ: 61 2.3.2. Chọn ổ theo khả năng tải động: 61 2.3.3. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 62 Chương 5 : THIẾT KẾ KẾT CẤU (vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết, bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp và lắp ghép) 63 1. Chọn vật liệu: 63 2..Các kích thuớc của hộp giảm tốc: 63 ĐỀ SỐ III THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Họ tênSV:.................................................................. Lớp:.......................................... Ngày giao đề: 1982019 Ngày nộp bài: 30112019 GV hướng dẫn: Nguyễn Hữu Chí SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN D Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 250 ngày; tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều. Phương án 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Lực vòng trên băng tải (kG) 220 240 255 190 360 410 460 330 360 420 Vận tốc băng tải (ms) 1,5 1,6 1,4 1,3 1,4 0,9 1,3 1,45 1,2 1,3 Đường kính trong D (mm) 300 350 350 360 350 320 400 400 350 360 Chiều rộng băng tải B (mm) 350 325 300 400 400 380 450 450 400 400 Thời hạn phục vụ (năm) 6 5 7 6 6 6 5 5 6 6 Chiều cao tâm băng (mm) 300 300 280 300 300 350 400 300 320 350 Sai số vận tốc cho phép (%) 5 4 5 5 4 4 5 4 5 5 I, Xác định công suất động cơ : Công suất cần thiết được xác định theo công thức P = Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW). P Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW). 1. Các thông số cho trước Lực vòng trên băng tảI P (KG) :460 Vận tốc băng tải V (ms) : 1,3 Đường kính trong D(mm) : 400 Chiều rộng băng tảI B(mm) :450 Thời gian phục vụ (năm) : 5 Chiều cao tâm băng (mm) : 400 Sai số vận tốc cho phép (%) : 5 2. Các thông số chọn: a. Hiệu suất chung: η = ηđ.ηol3.ηbr2.ηkn Tra bảng ta có: ηđ = 0,955 : Hiệu suất bộ truyền xích. ηol = 0,992 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn. ηbr = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng. ηkn = 1 : Hiệu suất nối trục. Vậy η = 0,955.0,9923.0,972.1 = 0,877 Chọn động cơ Pbt =FV1000 = 4600.1,31000=5,98 Kw Ptd= √((P_12 t_1+P_22 t_2+p_32 t_3)(t_1+t_2+t_3 )) =√((P_12 t_1+(0,6P_1 )2 t_2+(0,4P_1 )2 t_3)(t_1+t_2+t_3 )) =√((〖5,98〗2.4+(0,6.5,98)2.2+(0,4.5,98)2.2)(4+2+2)) = 4,746 Kw Công suất cần có trên trục của động cơ P_ct=P_dtbtη_Σ =4,7460,877=5,41 (Kw) Số vòng quay trên trục công tác n_lv=60000.1,3(π⋅400)=62,07 (vòngphút) Tỉ số truyền của hệ dẫn động U_Σ=U_h⋅U_n Tra bảng 2.421 (TTHTDĐCK) Chọn U_h = 12 (8 => 40) tỉ số truyền của hộp số 2 cấp U_n = 4 (2 => 6) đai thường U_Σ = 12.4 = 48 Số vòng quay sơ bộ của động cơ n_sb=62,07.48 = 2979,36 (vòngphút) Ta có P_dtⅆc nên ta cần chọn động cơ có công suất thỏa điều kiện: Pđc≥P_dtⅆc Điều kiện chọn động cơ phải thoả mãn: {■(Pđc≥P_dtⅆcn_đb≅n_sb )┤ =>{■(Pđc≥ 5,41 (kW)〖 n〗_đb≅2979.36 (vgph) )┤ Thực tế có nhiều động cơ thỏa điều kiện này. Dựa vào các thông số đã cho và mục đích giảm bớt về kinh tế → Lựa chọn động cơ K132M2. Công suất(kW) Số vòng quay (vph) cosφ η% 5,5 2900 0,93 85,0 2,2 Tính chính xác tỉ số truyền : U_Σ=n_ⅆb62,07=290062,07 = 46,72 Chọn Uh = 12 U_Σ= Uh.Un Un = U_ΣU_h =47,2812=3,893 Uh là tỉ số truyền của hộp Un là tỉ số truyền ngoài hộp Un= Ukn.Uđ = 1.U  Un = Uđ = 3,893 Mặt khác tra bảng 3.1 Với Uh=12{█(U_1=4,05U_2=2,97)┤ Tính công suất từng trục: Trục IV (trục làm việc) :P_IV=4,746 (Kw) Trục III :P_III=P_td(η_ol η_kn )=4,7460,992.1=4,78(Kw) Truc II :P_( II)=P_III(η_ol η_br )=4,780,992.0,97=4,97 (Kw) Trục I: P_I=P_II(η_ol η_br ) =4,9670,992.0,97= 5,16 (Kw) Trục động cơ Pđc=P_Iη_bd = 5,160,955=5,41 Kw Số vòng quay : nđc= 2900 (vòngphút) Trục I :n_I=n_ⅆcU_d =29003,893 = 744,926 (vòngphút) Trục II :n_( II)=n_IU_1 =744,94,05 = 183,93 (vòngphút) Truc III :n_( III)=n_( II)U_2 =183,922,97 = 61.93 (vòngphút) Trục IV (trục làm việc) :n_IV=n_( III)U_kn =61,931 =61,93 (vòngphút) Mômen xoắn: Trục động cơ: T_ⅆc=(9,〖55.10〗6.P_ⅆc)n_ⅆc =(9,〖55.10〗6.5,41)2900 = 17815,69 (Nmm) Trục I :T_I=(9,〖55.10〗6.P_1)n_I =(9,〖55.10〗6⋅5,16)744,926 = 66151,53(Nmm) Truc II :T_( II)=(9,〖55.10〗6⋅P_( II))n_II =(9,〖55.10〗6⋅4,97)183,93 = 258051,97 (Nmm) Trục III :T_( III)=(9,〖55.10〗6⋅P_( III))n_( III) =(9,〖55.10〗6⋅4,78)61,93 = 737106,41(Nmm) Trục IV (trục làm việc): T_IV=(9,〖55.10〗6⋅P_IV)n_IV =(9,55⋅〖10〗6.4,746)61,93 = 731863,39(Nmm) Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục làm việc Công suất (kW) 5,41 5,16 4,97 4,78 4,746 Ti số truyền 3,893 4,05 2,97 1 Số vòng quay (vph) 2900 744,926 183,93 61,93 61,93 Momen xoắn (N.mm) 17815,69 66151,53 258051,97 737106,41 731863,39 II thiết kế bộ truyền đai 1 chọn loại đai n=2900vp ; P = 5,5 Kw ud= 3,893 Theo hình 4.1 Chọn đai thường loại A đai hình thang Tra bảng 4.13( TTTK) chọn tiếp diện đai b.h =13.8 A,đường kính đai nhỏ Chọn d1= 140 mm theo tiêu chuẩn Vận tốc đai V=(π⋅d_1⋅n_dc)60000 =(π⋅140.2900)60000 = 21,25ms Nhỏ hơn vận tốc cho phép Vmax= 25 ms B, đường kính bánh đai lớn d2 = d1.ud(1ε) = 140.3,893(1 0,01) =539,56mm theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 560 mm tỉ số truyền thực tế: U_t=d_2(d_1⋅(1ε) )=560140(10,01) =4 ΔU=(U_tU_d)U_d =(43,893)3,893⋅100 =2.7% < 4 % 2,Tính chiều dài đai Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=0,95d2 = 532 mm Theo công thức 4.4 chiều dài đai l=2a+12 π(d_1+d_2 )+(d_2d_1 )24a = 2.532+0,5π⋅(140+560)+(560140)24.532 = 2246,45 mm Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l=2240 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo 4.15 ⅈ=vl=21,252,24 =9.486s < imax=10s tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l= 2240 mm a=(λ+√(λ28Δ2 ))4 Trong đó Δ = (d_2d_1)2 = (560140)2 = 210 λ = 22400,5.3,14(140+560) =1141 a=(λ+√(λ28Δ2 ))4=(1141+√(〖1141〗28〖.210〗2 ))4 = 528,8 mm Điều kiện: 0,55(d1+d2) +h ≤ a ≤ 2(d1+d2) 393 ≤a≤1400 Vậy thỏa mãn điều kiện Theo 4.7 góc ôm α=〖180〗0(d_2d_1 ) 〖57〗0a = 〖180〗0(560140) 〖57〗0528,8 = 〖134,72〗0>〖120〗0 Xác định số đai: theo công thức 4.16 z=(P_dc k_d)(P_0 C_α C_U C_z C_l ) Tra bảng 4.755 chọn Kd = 1 vì số ca là việc là 2 nên Kd=1+0,1 = 1,1 Với C_α= 1 0,0025(180 α ) = 10,003(180134,72)= 0,864 Tra bảng 4.19 vì d1¬ = 140mm nên l0 = 1700 mm ll_0 = 22401700 =1,07 tra bảng 4.16 C_l = 1.096 Với Ud= 4 tra bảng 4.17 C_U = 1,14 Tra bảng 4.19 ta có P0 =3,44 kw ( v = 21,25 ms, d1 = 140 mm ) P_dcP_0 =5,53,44 = 1,599 Tra bảng 4.18 Cz= 1 Z = 5,5.1,13,44.0,864.1,096.1,14.1=1,63 đai Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 2 Chiều rộng đai theo 4.17 và bảng 4.21 B = (z1).t + 2e = (21).15+2.10 = 35mm Đường kính ngoài của đai da = d+2h0 = 140+2.3,3 =146,6 mm h0 tra bảng 4.21 h0=3.3 Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trụ Theo công thức 4.19 F_0=(780P_dc k_d)(vC_α z)+F_v Mà Fv = qm.V2 Tra bảng 4.22 ta có qm = 0,105 Fv = 0,105.21,252 = 47,41 (N) F0= 780.5,5.1,121,25.0,864.2+47,41=175,92( N) Lực tác dụng lên trục F_r=2F_0 z sin⁡(α2) = 2.175,92.2.sin⁡(134,722) = 649,48 (N) IIITruyền động bánh răng 1,chọn vật liệu thép Đối với hộp giảm tốc rang rụ 2 cấp chịu công suất Pdc = 5,5 Kw chỏ cần chọn vật liệu nhóm 1 vì nhóm 1 có đọ cung rang HB < 350,bánh rang được thường hóa hay tôi cải thiện .nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt rang chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn . Theo bảng 6.192 chọn Bánh nhỏ Nhãn hiệu thép 45 Phương pháp nhiệt luyện : tôi cải thiện Kích thước S < 60 Độ rắn 241 ≤ HB ≤ 285 Giới hạn bềnσ_b1 = 850 MPa Giới gạn chảyσ_ch1 = 580 MPa Bánh lớn Nhãn hiệu thép 45 Phương pháp nhiệt luyện : tôi cải thiện Kích thước S < 100 Độ rắn 192 ≤ HB ≤ 240 Giới hạn bền σ_b2 = 750 MPa Giới gạn chảy σ_ch2 = 480 MPa 2 xác định ứng suất cho phép ứng suất cho phép σ_H và ứng suất tồn tại cho phép σ_F được xác định theo công thức: 〖σ〗_H =σ_Hlims_H z_R z_v K_xH K_HL (2.1) 〖σ〗_F =σ_Flims_F Y_R Y_s K_xF K_FC K_FL (2.2) Trong đó : ZR hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh rang làm việc ZV hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng YRhệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn Trong thiết kế sơ bộ lấy ZRZVZxH =1 và YRYsYxF = 1, do đó công thức 2.1 và 2.2 trở thành σ_H =(σ_Hlim K_HL)S_H (2.1a) σ_F =(σ_Flim K_FC K_FL)S_F (2.1b) Trong đó: σ_Hlim và σ_Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2) Theo bảng (6.2) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn 180≤HB≤350 σ_Hlim = 2HB + 70 SF =1,75; SH = 1,1 σ_Flim= 1,8HB Chọn độ rắn bánh rang nhỏ HB1= 251 MPa Chọn độ rắn bánh rang lớn HB2= 240 MPa SH,SF hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc uốn Thay vào có kết quả: σ_Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.251+70 = 572 MPa σ_Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 +70 = 550 MPa σ_Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.251 =451,8 MPa σ_Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa KFC hệ số xét đếnảnh hưởng đặt tải KFC = 1 khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay 1 chiều) KHL, KFL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tait trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức sau K_HL=√(m_HN_H0N_HE ) K_FL=√(m_FN_FON_HE ) ở đây mF,mH bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc uốn mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 NHOsố chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO= 30H_HB2,4 NHO1= 30.2512,4 = 17232099 NHO2= 30.2402,4 = 15474913,67 NFO số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép NHE,NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh Vì đề bài chơ sơ đồ tải trọng nhiều bậc nen ta áp dụng cong thức sau NHE= 60cΣ(T_iT_max )3 n_i t_i NHE2 =60.c.18P.Σt_i Σ(T_iT_max )3 t_i(Σt_i ) = Trong đó: C số lần ăn khớp trong một lần, C =1 ni số vòng quay của trục: n1= 183,92 (vòngphút) n2=61,92 (vòngphút) t_Σtổng số giờ làm việc của bánh răng đang xétt_Σ = 2.4.250.5 = 10000 h NHE2= 60.1.744,9264,05.10000((13.4)8 + (〖0,6〗3.2)8+(〖0,4〗3.2)8)= 6290486,22 Ta có: NHE2 = 629040060> NHO2 = 15474913,67  KHL2=1 NHE1>NHO1 do đó KHL1=1 Theo (6.1a) TKTK1 ta có: σ_H =σ_Hlim k_HLs_H SH=1,1 là hệ số an toàn khi tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 94 với KHK1 = KHL2 = 1. Suy ra : σ_(H_1 ) =572.11,1 = 520 (MPa) σ_(H_2 ) =550.11,1 = 500 (MPa) σ_(F_1 ) =451,8.11,1 = 410,72 (MPa) σ_(F_2 ) =432.11,1 = 392,72 (MPa) Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của σ_(H_1 ) vàσ_(H_2 ) tức là: σ_H =(σ_(H_1 ) +σ_(H_2 ) )2=(520+500)2= 510≤ 1,25σ_Hmin= 1,25.500 = 625 MPa Với cấp chậm dung răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KFL=1,do đó σ_H = 500 (MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất uốn theo CT 6.893: N_FE=60C∑(M_iMmax)mF n_i t_i Trong đó: MF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn Đối với thép thường hóa tôi cải thiện  mF = 6 tra bảng 6.495 NFE2 = 60.1.744,9264,05.10000. ((16.4)8 + (〖0,6〗6.2)8+(〖0,4〗6.2)8) = 56579943,86 NFE2> NFO = 4.106 KFL2 =1 Nên NFE1>NFO => KFL1=1 ứng suất uốn cho phép tính the CT 6.2a93 σ_F =(σ_Flim k_FC k_FL)s_F trong đó: KFL =1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyên quay một chiều nên σ_Flim = 1,8HB , SF = 1.75 σ_(F_1 ) =(σ_Flim1 K_FC K_FL)s_F =451,8.1.11,75=284 (MPa) σ_(F_2 ) =(σ_Flim2 K_FC K_FL)s_F =432.1.11,75= 271,5 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải đối với bánh răng tôi cải thiện : σ_Hmax = 2,8σ_ch (6.13) σ_H1max = 2,8σ_ch1 = 2,8.580=1624 (MPa) σ_H2max = 2,8σ_ch2 = 2,8.480 =1344 (MPa) ứng suất uốn cho phép khi quá tải : σ_Fmax = 0,8σ_ch khi HB≤ 350 σ_F1max = 0,8σ_ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) σ_F2max = 0,8σ_ch2 = 0,8.480 = 384 (MPa) 3Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng) Trong bộ truyền cấp nhanh có 2 bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau đặt song song .do đó ta tính thông số cho 1 bộ truyền bộ còn lại cũng giống như bộ đã thiết kế. 3.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw nó được xác định theo công thức a_w=k_a (u+1) ∛((T_1 k_Hβ)(σ_H 2 uΨ_ba )) Trong đó: Ka(MPa13) =43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng bảng 6.5 T1 = 66151,532=33075,765 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm σ_H= 510 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa xem 6.2 u =4,05 tỉ số truyền Ψ_ba=b_wa_w = 0,3 các hệ số trong đó bw là chiều rộng vàng răng xem bảng 6.6

MỤC LỤC

1, Xác định công suất động cơ : 4

2 Chọn động cơ: 5

Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động 7

2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài-bộ truyền xích 8

2.1.1 Các thông số của trục thứ cấp của hộp giảm tốc 8

1.2-Kiểm nghiệm xích về độ bền 9

1.3 Tính các thông số của đĩa xích 10

1.4-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 10

1.5-Lực tác dụng lên trục : 10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ HAI CẤP .11

2.1) Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng 11

2.2) Xác định ứng suất cho phép 11

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh (BR trụ răng nghiêng): 13

3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách aw: 13

3.2.Xác định các thông số ăn khớp: 14

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15

5 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 17

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 20

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh: 21

II Bộ truyền cấp chậm 22

1 Xác định các thông số cơ bản của bộ: 22

1.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw: 22

1.2 Xác định các thông số ăn khớp: 22

2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 23

3 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 26

4.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 29

5 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm: 29

Chương 3: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ VẼ KẾT CẤU TRỤC 30

I Tính toán trục 30

1.Chọn vật liệu chế tạo trục: 30

2.Xác định sơ bộ đường kính các trục: 30

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : 31

4.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I : 32

4.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục : 32

4.2.Xác định thông số và kích thước trục : 35

4.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 36

5.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II : 39

5.2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 43

5.3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : 45

6.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III: 46

6.1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 46

6.2.Xác định thông số và kích thước trục : 47

6.3.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 49

Chương 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN- THEN 53

I Tính mối ghép then 53

1.Kiểm tra then đối với trục I : 53

1.1.Điều kiện bền dập: 53

1.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 54

2.Kiểm tra then đối với trục II : 54

2.1.Điều kiện bền dập: 55

2.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 55

3.Kiểm tra then đối với trục III : 56

3.1.Điều kiện bền dập: 56

3.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 56

II Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn: 56

1 Tại ổ lăn và trục: 56

2.Lấp ổ lăn và vỏ hộp: 57

3.Chọn kiểu dung sai lắp ghép 57

II CHỌN Ổ LĂN 57

1.Chọn loại ổ: 57

2.Chọn kích thước ổ: 57

2.1 Trục I: 57

2.1.1.Chọn sơ bộ: 57

2.1.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 58

2.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 59

2.2 Trục II: 59

2.2.1.Chọn sơ bộ: 59

2.2.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 60

2.2.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 60

2.3 Trục III: 61

2.3.1.Chọn sơ bộ: 61

2.3.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 61

2.3.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 62

Chương 5 : THIẾT KẾ KẾT CẤU (vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết, bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp và lắp ghép) 63

1 Chọn vật liệu: 63

2 Các kích thuớc của hộp giảm tốc: 63

ĐỀ SỐ III

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ tên SV: Lớp: Ngày giao đề: 19-8-2019

3s 4h

I, Xác định công suất động cơ :

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

P ct = ηtP

Trong đó: P ct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).

P t Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW).

1 Các thông số cho trước

-Lực vòng trên băng tảI P (KG) : 460

- Vận tốc băng tải V (m/s) : 1,3

- Đường kính trong D(mm) : 400

- Chiều rộng băng tảI B(mm) : 450

- Thời gian phục vụ (năm) : 5

- Chiều cao tâm băng (mm) : 400

η đ = 0,955 : Hiệu suất bộ truyền xích.

η ol = 0,992 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

η br = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng.

η kn = 1 : Hiệu suất nối trục.

η ol η br=0,992.0,974,78 = ¿ 4,97 (Kw) Trục I: P I= P II

U1 = 744,94,05 = 183,93 (vòng/phút) Truc III : n III=U n II

2 = 183,922,97 = 61.93 (vòng/phút) Trục IV (trục làm việc) : n IV=U n III

kn=61,931 = 61,93 (vòng/phút) Mômen xoắn:

Trục IV (trục làm việc): T IV=9 ,55.106⋅ P IV

n IV = 9,55⋅10

6 4,746 61,93 = 731863,39 (Nmm)

Chọn đai thường loại A đai hình thang

Tra bảng 4.13( TTTK) chọn tiếp diện đai b.h =13.8

ΔU = U t −U d

U d = 4−3,893

3,893 ⋅100 =2.7% < 4 %

2, Tính chiều dài đai

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=0,95d 2 = 532 mm

Theo công thức 4.4 chiều dài đai

l=2a+ 12 π(d1+d2)+(d2−d1)2

4a = 2.532+0,5 π⋅( 140+560 ) + ( 560−140 ) 2

4.532 = 2246,45 mm

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l=2240 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo 4.15

Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 2

Chiều rộng đai theo 4.17 và bảng 4.21

Đối với hộp giảm tốc rang rụ 2 cấp chịu công suất P dc = 5,5 Kw chỏ cần chọn vật liệu nhóm 1 vì nhóm 1 có đọ cung rang HB < 350, bánh rang được thường hóa hay tôi cải thiện nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt rang chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

s F Y R Y s K xF K FC K FL ( 2.2 ) Trong đó :

Z R hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh rang làm việc

Z V hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R Z V Z xH =1 và Y R Y s Y xF = 1, do đó công thức 2.1 và 2.2 trở thành

[σ H]=σ Hlim K HL

S H (2.1a)

[σ F]=σ Flim K S FC K FL

F (2.1b) Trong đó:

σ Hlim và σ Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì

cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2)

Theo bảng (6.2) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn

S H , S F hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc uốn

Thay vào có kết quả:

σ Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.251+70 = 572 MPa

σ Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 +70 = 550 MPa

σ Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.251 =451,8 MPa

σ Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa

K FC hệ số xét đếnảnh hưởng đặt tải K FC = 1 khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay 1 chiều)

K HL , K FL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tait trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức sau

N HO = 30H2,4HB

 N HO1 = 30.251 2,4 = 17232099

 N HO2 = 30.240 2,4 = 15474913,67

N FO số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn

N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép

N HE , N FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Vì đề bài chơ sơ đồ tải trọng nhiều bậc nen ta áp dụng cong thức sau

M F bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Đối với thép thường hóa tôi cải thiện  m F = 6 tra bảng 6.4/95

ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải

đối với bánh răng tôi cải thiện : [σ H] max = 2,8σ ch (6.13)

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)

Trong bộ truyền cấp nhanh có 2 bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau đặt song song do

đó ta tính thông số cho 1 bộ truyền bộ còn lại cũng giống như bộ đã thiết kế.

2 =33075,765 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm

σ H = 510 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa xem 6.2

Bộ truyền cấp nhanh gồm bộ bánh răng góc nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôiβ (30….40)

Chọn sơ bộ β = 35 0 góc nghiêng của răng  cosβ = 0,819

β = 35,65 0

Tỉ số truyền thực tế u= z2

z1 = 73

18 = 4,055

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng

ứng suất tiếp xúc của σ H được tính theo công thức CT6.33/105 thỏa điều kiện

theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin α =20 0

góc profin răng α t = arctg( tgα

z ε = √ 1

ε α khi ε β ≥ 1 (3) Với ε β hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức:

d a1 ,d a2 là đường kính đỉnh răng tính theo công thức ở bảng 6.11

khi tính gần đúng có thể xác định ε α theo bảng 6.11 hoặc theo công thức

ε α=[1,88−3,2( 1

z1 + 1

z2) ]cos β = [1,88-3,2( 1

18+ 181)] cos(35,65 0 ) = 1,34  z ε = √ 1

v = 2,16 (m/s) < 4 (m/s) tra bảng 6.13/107 ta được cấp chính xác là 9

k Hα=1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng

đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107

k Hvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp và được xác định theo công thức 6.41 :

δ H = 0,002 hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15

g0 =73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lẹch các bước răng bánh

Kết quả ta được a w = 140 mm, σ H=372MPa <[σ H]= 484,5 MPa

Thỏa mãn điều kiện

Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43 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

z v2= z2

cos 3β =

73 cos 3 35,56 =136

hệ số dịch chỉnh x=0 tra bảng 6.18/trang 109.

Y F1 = 3,8 Y F2 = 3,6

K F = K Fβ K Fα K Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,24 (sơ đồ 3): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/trang 98

K Fα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14/trang 107

K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

K Fv=1+ v F b w 1 .d w 1

2.T1 K Fβ K Fα

(CT 6.46/trang 109)

δ F = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107

g 0 = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 =44,37.3,63,8 = 42 MPaTheo công thức 6.2/ trang 91

Y R = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng.

Y S = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln (2,5) = 1,02 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi d a ¿400(mm)

[σ F1] =284.1.1,02= 289,7 MPa

[σ F2] = 271,5.1.1,02.1=276,93 MPa

σ F1= 44,37 < [σ F1] = 289,7 MPa

σ F2=42 MPa< [σ F2]=276,93

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép.

Kiểm nghiệm răng về quá tải

: Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H maxkhông được vượt quá

một giá trị cho phép

Theo CT6.48/trang 110: σ Hmax =σ H√k qt ≤[σ H]max

σ Hmax = 484,5.√1,4 =573 MPa < [σ H 2]max=1344 (MPa)

Theo 6.49/110

σ F 1max =σ F1 k qt =44,37.1,4 = 62 MPa < [σ F1]max= 464 MPa

σ F2 max =σ F 2 k qt =42.1,4=58,8 MPa < [σ F 2]max =384 MPa

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

Đường kính vòng chia d

d 1 =m z1

cos β =

2,5.18 cos35,65=55,4

mm

d 2 =m z2

cos β=

2,5.65 cos35,9= 224,6 mm

=55,4+2.2,5(1+0) = 60,4 mm

d a2 = d 2 +2m(1+x 2 -Δy) = 224,6+2.2,5(1+0) = 229,6 mm

55,4-(2,5-0).2,5 =49,15 mm

d f2 =d 2 -(2,5-2X 2 ).m = 0).2,5=218,35 mm

d w 1=2a w 1 u+1 =

2.140 4,055+1= 55,4

mm

d w 2 =d w1.u = 49,38.4,055=224,6 mm

xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm

Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a w nó được xác định theo công thức

a w =k a(u2± 1)3

√ T2.k Hβ

[σ H]2

.u2.Ψ ba

Trong đó: K a (MPa 1/3 ) =49,5 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng bảng 6.5

T 2 = 258051,97 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm

σ H = 500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

tra bảng 6.7 thuộc sơ đồ số 7 ta được

k Hβ = 1,03 hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng bảng 6.7/98

Y = a w 2

m −0,5(z1+ z2) = 183,75

2,5 −0,5( 37+110 ) = 0 Góc ăn khớp

cosα tw=z t m cosα

2a w 2 =147.2,5.cos20

2.183,75 = 0,94

α tw =20 0

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng

ứng suất tiếp xúc của σ H được tính theo công thức CT6.33/105 thỏa điều kiện

ở đây β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin α =20 0

Với ε β hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức:

k Hα=1,13là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng

đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107

k Hvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp và được xác định theo công thức 6.41 :

k Hv=1+ v H b w d w 2

2T2k Hβ k Hα

Trong đó : v H =δ H g0v√a w

u

Với v = 0,94 (m/s) tính theo CT 6.40

δ H = 0,006 hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15

g0 =73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lẹch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16

73,5 2,973.92,5 2 = 471(MPa) Với cấp chính xác là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó ta cần gia công đạt độ nhám là R a =2,5 … 1,25 μm do đó Z R =0,95

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1 với v = 0,94 (m/s) < 5(m/s)  Z v = 1

với d a <700 (mm) nên K xH = 1

Do đó theo 6.1 và 6.1a

[σ H] = [σ H].Zv.ZR.KxH = 500.1.0,95.1= 475 MPa

Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43 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

z v2= z2

cos 3β =

110 cos 3 0 =110

tra bảng 6.18/trang 109.

Y F1 = 3,63 Y F2 = 3,55

K F : K Fβ K Fα K Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,03 (sơ đồ 7): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/trang 98

K Fα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14/trang 107

K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

K Fv=1+ v F b w 2 .d w 2

2.T2 K Fβ K Fα

(CT 6.46/trang 109)

δ F = 0,016: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107

g 0 = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 =94,5.3,553,63 = 92,4MPa Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 6.2/ trang 91

[σ F]=(σ

F lim

0

S F ).Y R .Y S K xF .K FC K FL

Theo công thức 6.2a/ trang 91

KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép

Kiểm nghiệm răng về quá tải

: Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H maxkhông được vượt quá

một giá trị cho phép

Theo CT6.48/trang 110: σ Hmax =σ H√k qt ≤[σ H]max

σ Hmax = 471.√1,4 =557,3 MPa < [σ H]max=1344 (MPa)

Theo 6.49/110

σ F1max =σ F1 k qt =94,5.1,4 = 132,3 MPa < [σ F1]max= 464 MPa

σ F2 max =σ F 2 k qt =92,4.1,4=129,36 MPa < [σ F 2]max= 384 MPa

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

92,5-(2,5-2.0).2,5 =86,25 mm

d f2 =d 2 -(2,5-2X 2 ).m= 2.0).2,5=268,75 mm

w1 =2a w

u+1=¿

2.183,75 2,973+1 =92,5

mm

ⅆw2 = ⅆw1 .u¿ 92,5.2,973=275 mm

Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu đối với hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp (theo giáotrình cơ sở chi tiết máy_thầy Nguyễn Hữu Lộc):

1 Mức dầu thấp nhất ngập (0,75-2) chiều cao răng h2 (h2 =2,25m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)

2 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin =10…15mm

3 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (d4/6).Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa:

Do đó thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Giới hạn chảy σ ch =580 MPa

ứng suất uốn cho phép [τ] =(15…….30)MPa

[τ]: Ứng suất xoắn cho phép MPa

Các thông số ban đầu :

Chọn ứng suất cho phép = 23 (MPa)

-Đường kính sơ bộ trục I :d s b1=√3 T1

0,2[τ] =

3

√66151,53 0,2.23 =24,3 mm

-Đường kính sơ bộ trục II : d s b2=√3 T2

0,2[τ] = √3 258051,97

0,2.23 = 38 mm

-Đường kính sơ bộ trục III : d sb3=√3 T3

0,2[τ] = √3 737106,41

0,2.23 = 54,3 mm

Trong đó ta lấy =23

3 các định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực

Từ đường kính các trục, tra bảng 10.2/tr 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b 0 theo bảng 10.2 :

K hệ số làm việc (bang tải) ta chọn k=1,35

Xác định khoảng cách các gối đở và các điểm đặt lực

h n = 18 (mm)

khoảng côngxôn

trục 1

l 12 =-l c12 = 0,5(l m12 +b 01 ) +k 3 + h n =0,5(37,5+17) +17+18=-62,25 mm lấy l 12 =63mm

chọn hệ tọa độ như sơ đồ phân tích lực

lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục 1

Lực tác dụng từ bộ truyền đai bộ xích và khớp nối

Lực vòng: F t1 =F t2 =2T1

d1 = 2.33075,765

PTCB: F ly10 -F y13 -F y14 -F ly11 +F y12 =0

ΣM D =0 => F ly10 l 11 -F y13 l 14 -F y14 l 13 -F y12 l 12 - F z 13 d w 1

PTCB: F ly20 +F y22 -F y23 +F ly24 +F ly21 =0

ΣM D =0 => F ly20 l 21 +F y22 l 24 -F y23 l 23 +F y24 l 22 =0

F lx20 +F lx21 -2F x22 -F x23 =0

=> F lx21 =3983,7 (N)