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

TÍNH CÔNG SUẤT CẦN THIẾT, CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG .... 17 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC .... THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH R

ĐẶC ĐIỂM CỦA HỘP GIẢM TỐC

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng từ 8 đến 40

Hình 1.1: Sơ đồ động của hệ thống Đặc điểm của hộp giảm tốc trên:

Loại truyền động: Hộp giảm tốc bánh răng trụ

Vị trí giữa các trụ truyền động trong không gian: Ngang Đặc điểm của sơ đồ động: Khai triển Ưu điểm: Kết cấu đơn giản

• Các bánh răng bố trí không đối xứng 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 trọng lượng hộp giảm tốc có tăng hơn so với các loại sơ đồ khác.

TÍNH CÔNG SUẤT CẦN THIẾT, CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.2.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất của băng tải:

Lực vòng trên băng tải: 𝐹 = 5900 (N)

Vận tốc trên băng tải: 𝑣 = 0,85 (m/s)

Hình 1.2: Đồ thị đặc tính tải trọng

Do tải trọng của bộ truyền thay đổi theo hình 1.2 nên công suất tương đương của băng tải:

𝜂 = 𝜂 đ 𝜂 𝑘𝑛 𝜂 𝑏𝑟 2 𝜂 𝑜𝑙 4 (CT 2.9 trang 19) [1] Tra bảng 2.3, trang 19, [1], ta được:

Hệ số hiệu suất của bộ truyền đai thang: 𝜂 đ = 0,95

Hệ số hiệu suất của một cặp bánh răng trụ: 𝜂 𝑏𝑟 = 0,96

Hệ số hiệu suất của một cặp ổ lăn: 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99

Hệ số hiệu suất của khớp nối: 𝜂kn= 1

Từ P td và η, ta có công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.2.2 Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ

Tỉ số truyền toàn bộ u t của hệ thống dẫn động:

𝑢 𝑡 = 𝑢 ℎ𝑔𝑡 𝑢 đ (CT 2.15 trang 21) [1] Tra bảng 2.4, trang 21, [1]

Tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp: 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 15

Tỉ số truyền động đai thang: 𝑢 đ = 3,2

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay):

Vận tốc băng tải: 𝑣 = 0,85 (m/s) Đường kính tang: 𝐷 = 570 (mm)

Từ u t , và n lv có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.2.3 Chọn động cơ Động cơ cần chọn phải có P đc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện:

𝑛 đ𝑏 ≈ 1367,04 (v/ph) Dựa vào bảng P1.3 trang 236-238, ta chọn động cơ 4A112M4Y3 với các thông số kỹ thuật

Bảng 1.1: Bảng thông số động cơ

Tên động cơ Công suất Số vòng quay 𝐜𝐨𝐬 𝛗 𝛈 𝐓 𝐦𝐚𝐱

1.2.4 Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

Tỉ số truyền toàn bộ u t của hệ dẫn động:

Số vòng quay của động cơ đã chọn: 𝑛 đ𝑐 = 1425 (v/ph)

Số vòng quay của trục máy công tác: 𝑛 𝑣𝑙 = 28,48 (v/ph)

𝑢 𝑡 = 𝑢 1 𝑢 2 𝑢 đ Với u 1 , u 2 lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm

Dựa vào hệ dẫn động đã chọn và bảng 2.4 (trang 21, [1]), chọn sơ bộ trị số theo dãy tiêu chuẩn (trang 49, [1]):𝑢 𝑛 = 𝑢 đ = 3,15

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, có thể dùng công thức thực nghiệm sau:

Tỉ số truyền cấp chậm:

Tỉ số truyền cấp nhanh:

𝑢 1 = 1,2.3,64 = 4,37 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

→ Thỏa điều kiện sai số cho phép

1.2.5 Công suất, momen và số vòng quay trên các trục

Công suất trên các trục:

Số vòng quay trên các trục:

Bảng 1.2: Bảng kết quả tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục tang

ĐẶC ĐIỂM CỦA BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

Truyền động đai là phương pháp hiệu quả để truyền động giữa các trục cách xa nhau Đai được căng lên hai bánh với lực căng ban đầu F0, tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai, từ đó giúp truyền tải trọng một cách hiệu quả.

Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ồn, thích hợp với vận tốc lớn Thông số đầu vào:

Công suất trên trục bánh chủ động: 𝑃 1 = 𝑃 đ𝑐 = 5,09 (kW)

CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI

Chúng tôi chọn đai thang vì hệ số ma sát giữa đai và bánh đai của nó lớn hơn so với đai dẹt, dẫn đến khả năng kéo mạnh mẽ hơn.

Hình 2.1: Đồ thị tiết diện đai thang theo công suất cần truyền P và số vòng quay bánh đai nhỏ

Dựa vào số vòng quay của bánh đai nhỏ n = 1425 (v ph⁄) và công suất cần truyền P = 5,09 (kW), loại đai phù hợp được chọn là đai thang thường loại Ƃ.

Bảng 2.1: Bảng thông số của đai hình thang thường loại Ƃ

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạn l, bt b h y0 mm Ƃ 14 17 10,5 4,0 138 140-280 800-6300

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

2.3.1 Đường kính bánh đai nhỏ d 1

Từ bảng 2.1, ta chọn đường kính bánh đai nhỏ:

→ Thỏa điều kiện vận tốc dùng cho đai thang thường

Từ d1, ta tính đường kính bánh đai lớn:

Theo tiêu chuẩn (Bảng 4.21 trang 63 [1]), ta chọn đường kính bánh đai lớn:

Từ d1, d 2 tiêu chuẩn tính lại tỉ số truyền:

180 (1 − 0,02) = 3,17 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

→ Thỏa điều kiện sai số cho phép

Dựa vào tỉ số truyền 𝑢 = 3,17 và đường kính bánh đai lớn 𝑑 2 V0 (mm) tra bảng 4.14 (trang 60 [1]), ta chọn 𝑎

Trị số a tính được cần thỏa điều kiện:

→ Khoảng cách trục a = 560 (mm) thỏa điều kiện

Theo khoảng cách trục a đã chọn, tính chiều dài đai:

4.560 = 2346,85 (mm) Theo tiêu chuẩn (bảng 4.13 trang 59 [1]), chọn chiều dài đai l = 2347 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2095 (mm), tính lại khoảng cách trục:

XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI

Công suất trên trục bánh đai chủ động: 𝑃 𝑙 = 𝑃 đ𝑐 = 5,09 (kW)

Tra bảng 4.19 (trang 62 [1]), công suất cho phép: [𝑃 0 ]= 4,61(kW)

Tra bảng 4.7 (trang 55 [1]), hệ số tải trọng động: 𝐾 đ = 1,2

Tra bảng 4.15 (trang 61 [1]), hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm: 𝐶 ∝ =0,89 Tra bảng 4.16 (trang 61 [1]), hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai:

Giá trị 2240 tương ứng với hệ số 1,05 (l 0 = 2240, bảng 4.19, trang 61 [1]) Theo bảng 4.17 (trang 61 [1]), hệ số ảnh hưởng tỉ số truyền là 𝐶 𝑢 = 1,14 Bảng 4.18 (trang 61 [1]) chỉ ra hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai là 𝐶 1 = 1 với 𝑧′ = 𝑃 𝑙.

𝐵 = (2 − 1) 19 + 2.12,5 = 44 (mm) Với 𝑡 = 19, 𝑒 = 12,5 (xem bảng 4.21 trang 63 [1]) Đường kính ngoài của bánh đai:

Trong đó: Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑 1 = 180 (mm) Đường kính bánh đai lớn 𝑑 2 = 560 (mm)

XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

𝑣 𝐶 ∝ 𝑧 + 𝐹 𝑣 (𝐶𝑇 4.19 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑔 63) [1] Với lực căng do lực li tâm sinh ra: 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 (CT 4.20 trang 64) [1]

13,43 0,89.2+ 32,1 = 231,4 (N) Tra bảng 4.22 trang 64 [1], khối lượng 1 mét chiều dài đai : 𝑞 𝑚 = 0,178

Lực tác dụng lên trục:

Bảng 2.2: Bảng tổng hợp thông số đai loại Ƃ

Các thông số cơ bản của bộ truyền Đai thang thường loại Ƃ Đường kính bánh dẫn d1 180 (mm) Đường kính bánh bị dẫn d2 560 (mm)

Chiều rộng bánh đai B 44 (mm)

Lực tác dụng lên trục 872,51 (N)

CHỌN VẬT LIỆU

Đối với bộ truyền có công suất trung bình hoặc nhỏ, nên sử dụng vật liệu nhóm I và chọn độ rắn bề mặt của răng không vượt quá 350 HB Để nâng cao khả năng chống mòn của răng, cần nhiệt luyện bánh răng nhỏ có độ rắn cao hơn bánh răng lớn từ 10 đến 15 HB.

Cụ thể, theo bảng 6.1 (trang 92 [1]) chọn:

Bảng 3.1: Chọn thông số của cặp bánh răng

ỨNG SUẤT CHO PHÉP

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tra bảng 6.2 (trang 93 [1]), ứng suất tiếp xúc cho phép:

𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚2 𝑜 = 2𝐻𝐵 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) Tra bảng 6.2 (trang 93 [1]), hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: 𝑆 𝐻 = 1,1

• Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc: 𝑚 𝐻 = 6

• Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

• Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: 𝑐 = 1

Thời gian sử dụng: 𝐿 𝐻 = 2.8.280.8 = 35840 (giờ)

Tổng số thời gian làm việc ở chế độ i:

1.1 1 = 481,82 (MPa) Ứng suất uốn cho phép:

Tra bảng 6.2 (trang 94 [1]), ứng suất uốn cho phép:

𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝑜 = 1,8𝐻𝐵 2 = 1,8.230 = 414 (MPa) Tra bảng 6.2 (trang 94 [1]), hệ số an toàn khi tính về uốn: 𝑆 𝐹 = 1,75

Khi đặt tải trọng hai phía: 𝐾 𝐹𝐶 = (0,7 − 0,8)

• Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn: 𝑚 𝐹 = 6

• Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

Số vòng quay: 𝑛 1 = 452,38 (v/ph), 𝑛 2 = 103,52 (v/ph)

Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c = 1

Thời gian sử dụng: 𝐿 𝐻 = 2.8.280.8 = 35840 (giờ)

Tổng số thời gian làm việc ở chế độ i: 𝑡 𝑖

Tỉ số giữa thời gian làm việc ở chế độ i và thời gian làm việc trong một chu kỳ:

1.75 0,7.1 = 165,6 (MPa) Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:

= 2,8.450 = 1260 (MPa) Ứng suất uốn quá tải cho phép:

THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

3.3.1 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Tra bảng 6.5 (trang 96 [1]), hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng: 𝐾 𝑎 = 43

Momen xoắn trên trục bánh chủ động: 𝑇 1 = 101014,08 (Nmm) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tra bảng 6.6 (trang 97 [1]), hệ số 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3

𝜓 𝑏𝑑 = 0,53𝜓 𝑏𝑎 (𝑢 ± 1)= 0,53.0,3.(4,37+1)= 0,85 (CT 6.16 trang 97)[1] Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:

𝐾 𝐻𝛽 = 1,12 ứng với sơ đồ 3 và 𝜓 𝑏𝑑 = 0,85

Xác định môđun: m = (0,01÷0,02)𝑎 𝑤 (CT 6.17 trang 97) [1] m = (0,01÷0,02).165 = (1,65÷ 3,3) Theo bảng 6.8 (trang 99 [1]), chọn m =3

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

𝑏 𝑤 𝑢𝑑 𝑤1 2 (CT 6.33 trang 105) [1] Trong đó: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: 𝜎 𝐻

Tra bảng 6.5 (trang 105 [1]), hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

= 0,3.165= 50 (mm) Bảng 6.11 (trang 104 [1]), đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

• Hệ số ăn khớp dọc:

• Hệ số trùng khớp ngang:

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

• Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:

• Tra bảng 6.14 (trang 107 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:

→ Tra bảng 6.13 (trang 106 [1]), chọn cấp chính xác 9

• Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:

Tra bảng 6.15 (trang 107 [1]), hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:

𝛿 𝐻 = 0,002 Tra bảng 6.16 (trang 107 [1]), hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1: 𝑔 0 = 73

= 479,95 (MPa) ≤ [𝜎 𝐻 ]I5,46 (MPa) → Thỏa điều kiện Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Momen xoắn trên bánh chủ động: 𝑇 1 = 101014,08 (Nmm)

Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 50 (mm) Đường kính vòng lăn bánh chủ động: 𝑑 𝑤1 = 61,68 (mm)

140 = 0,9 Tra bảng 6.18 (trang 109 [1]), hệ số dạng răng của bánh 1 và 2:

• Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,24

• Tra bảng 6.14 (trang 107 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp khi tính về uốn: 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37

• Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

Tra bảng 6.15 (trang 107 [1]), hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:

𝛿 𝐹 = 0,006 Tra bảng 6.16 (trang 107 [1]), hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1: 𝑔 0 = 73

4 = 75,53 (MPa) ≤ [𝜎 𝐹2 ] = 165,6 (MPa) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Bảng 3.2: Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thông số Công thức và ký hiệu Số liệu

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 𝑏 𝑤 = 50 (mm)

Góc nghiêng răng 𝛽 𝛽 = 13,41 0 Đường kính vòng chia 𝑑 = 𝑚𝑧

𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑑 1 = 61,68 (mm), 𝑑 2 &8,32 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 𝑑 𝑎1 = 67,68 (mm), 𝑑 𝑎2 = 274,32 (mm) Đường kính chân răng 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 𝑑 𝑓1 = 54,18 (mm),

𝑑 𝑓2 = 260,82 (mm) Đường kính cơ sở 𝑑 𝑏 = 𝑑 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑑 𝑏1 = 58,13(𝑚𝑚),

3.3.2 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Tra bảng 6.5 (trang 96 [1]), hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng: 𝐾 𝑎 I,5

Momen xoắn trên trục bánh chủ động:

𝑇 2 = 419565,3 (Nmm) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tỉ số truyền: u = u2= 3,64 (v/ph) Tra bảng 6.6 (trang 97 [1]), hệ số 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3

= 0,53.0,3 (3,64 + 1) = 0,74 Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:

𝐾 𝐻𝛽 = 1,05 ứng với sơ đồ 5 và 𝜓 𝑏𝑑 = 0,74

• Xác định môđun: m = (0,01÷0,02)𝑎 𝑤2 (CT 6.17 trang 97) [1]

* Tính lại khoảng cách trục:

Do 𝑍 1 = 40 > 30 nên không cần dịch chỉnh

• Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

𝑏 𝑤 𝑢𝑑 𝑤3 2 (CT 6.33 trang 105) [1] Trong đó: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: 𝜎 𝐻

Tra bảng 6.5 (trang 105 [1]), hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: 𝑍 𝑀 = 274

Tra bảng 6.12 (trang 106 [1]), hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

= 0,3.279= 84 (mm) Bảng 6.11 (trang 104 [1]), đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

Do bánh răng thẳng, hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

3 = 0,86 (CT 6.36c trang 105) [1] Với hệ số trùng khớp ngang:

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

• Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,05

• Với bánh răng thẳng, hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp khi tính về tiếp xúc: 𝐾 𝐻𝛼 = 1

→ Tra bảng 6.13 (trang 106 [1]), chọn cấp chính xác 9

• Tra bảng P2.3, Phụ lục (trang 250 [1]), hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc: 𝐾 𝐻𝑣 = 1,05

= 408,91 (MPa) ≤ [𝜎 𝐻 ]H1,82 (MPa) → Thỏa điều kiện Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Momen xoắn trên bánh chủ động: 𝑇 2 = 419565,3 (Nmm) Môđun pháp: m=3

Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 84 (mm) Đường kính vòng lăn bánh chủ động: 𝑑 𝑤3 = 120 (mm)

140 = 1 Tra bảng 6.18 (trang 109 [1]), hệ số dạng răng của bánh 1 và 2:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

• Tra bảng 6.7 (trang 98 [1]), hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,12

• Với bánh răng thẳng, hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp khi tính về uốn: 𝐾 𝐹𝛼 = 1

• Tra bảng P2.3, Phụ lục (trang 250 [1]), hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: 𝐾 𝐹𝑣 = 1,13

= 65,72 (MPa) ≤ [𝜎 𝐹4 ] = 165,6 (MPa) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Bảng 3.3: Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm

Thông số Công thức và ký hiệu Số liệu

Khoảng cách trục chia a = 0,5m.(z2+z1) a = 279 (mm)

Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 𝑏 𝑤 = 84 (mm)

Góc nghiêng răng 𝛽 𝛽 = 0 0 Đường kính vòng chia 𝑑 = 𝑚𝑧

𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑑 3 = 120 (mm), 𝑑 4 = 438 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 𝑑 𝑎3 = 126 (mm), 𝑑 𝑎4 = 444 (mm) Đường kính chân răng 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 𝑑 𝑓3 = 112,5 (mm), 𝑑 𝑓4 = 430,5 (mm) Đường kính cơ sở 𝑑 𝑏 = 𝑑 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑑 𝑏3 = 112,76(𝑚𝑚),

Góc prôfin răng 𝑎 𝑡 = arctg(tg𝛼/𝑐𝑜𝑠𝛽) 𝑎 𝑡 = 20 0

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN

Hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình (F = 5900N), vận tốc băng tải nhỏ

𝑣 = 0,85 (m/s) nên ta chọn thép 45 thường hóa để chế tạo các trục

Bảng 4.1: Cơ tính của vật liệu thép 45 thường hóa

Loại thép Kích thước S (mm), không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền

4.1.2 Tải trọng tác dụng lên trục

4.1.2.1 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

• Momen xoắn trên trục bánh 1: 𝑇 1 = 101014,08 (Nmm)

• Đường kính vòng lăn bánh 1: 𝑑 𝑤1 = 61,68 (mm)

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

• Momen xoắn trên trục bánh 3: 𝑇 2 = 419565,3 (Nmm)

• Đường kính vòng lăn bánh 3: 𝑑 𝑤3 = 120 (mm)

4.1.2.2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai

Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục:

Là lực hướng kính Điểm đặt: nằm trên đường tâm trục, tại điểm giữa chiều rộng bánh đai

Chiều: hướng từ tâm bánh đai lắp trên trục đến tâm bánh đai kia

Lực vòng của nối trục đàn hồi:

Tra bảng 16-10a (trang 69 [2]), đường kính vòng tròn qua tâm các chốt:

4.1.3 Tính sơ bộ trục Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức:

𝑇 3 = 1451304,5 (Nmm) Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép 45: [𝜏] = 15 … 30 (MPa)

Tra bảng 10.2 (trang 189 [1]), chiều rộng ở lăn 𝑏 01 = 21 (mm)

4.1.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

Bộ truyền bánh răng nghiêng:

Khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi:

𝑙 𝑘𝑛 = 2.60 = 120 (mm) Tra bảng 10.3 (trang 189 [1]), trị số các khoảng cách:

Bảng 4.2: Trị số các khoảng cách giữa các chi tiết

Tên gọi Ký hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 15

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 15

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 20

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 20

Tra bảng 10.4 (trang 191 [1]), hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k: 𝑙 𝑘𝑖

Bề rộng ổ lăn trên trục 2: 𝑏 0 = 𝑏 02 = 27 (mm)

Hình 4.1: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

= 261+ 0,5 (31 + 120) + 20 + 20 = 376,5 (mm) Với chiều dài mayơ khớp nối: 𝑙 𝑚33 = 𝑙 𝑘𝑛 = 120 (mm)

4.1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

4.1.5.1 Sơ đồ phân bố lực

Hình 4.2: Sơ đồ phân bố lực của các trục của hộp giảm tốc

4.1.5.2 Tính toán thiết kế trục I

Hình 4.3: Sơ đồ phân bố lực trên trục I

Các lực tác dụng lên trục I:

Moment xoắn từ dộng cơ truyền cho trục:

T1= 101014,08 (Nmm) Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục:

Tính phản lực trong các gối đỡ:

Giả sử chiều của phản lực tại gối đỡ O và 1 có phương theo x và y như hình vẽ Xét mặt phẳng zOy:

Hình 4.4: Sơ đồ phân bố lực trên trục I trong mặt phẳng zOy

= 25390,75 (Nmm) Với đường kính vòng chia bánh răng nghiêng nhỏ: 𝑑 1 = 61,86 (mm)

Hình 4.5: Sơ đồ phân bố lực trên trục I trong mặt phẳng zOx

Vẽ biểu đồ momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx và biểu đồ momen xoắn 𝑀𝑧:

* Momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx:

Xét mặt cắt(1-1) trên đoạn A1O1: 0 ≤ 𝑧 11 ≤ 75 (mm)

=> 𝑀 𝑦 = 0 vì không có lực tác dụng

Xét mặt cắt (2-2) trên đoạn O1B1: 0 ≤ 𝑧 12 ≤ 81 (mm)

Xét mặt cắt (3-3) trên đoạn B1C1: 0 ≤ 𝑧 13 ≤ 180 (mm)

* Momen xoắn 𝑀𝑧: Đối với moment xoắn 𝑀𝑧, có T1 = 101014,08 (𝑁𝑚𝑚) truyền từ trục động cơ qua trục I thông qua đai và ngược chiều với chiều quay của trục I

Hình 4.6: Sơ đồ momen xoắn trên trục I

Xét mặt cắt(1-1) trên đoạn A1B1: 0 ≤ 𝑧 11 ≤ 156 (mm)

Xét mặt cắt(2-2) trên đoạn B1C1: 0 ≤ 𝑧 13 ≤ 180 (mm)

Ta có: 𝑀 𝑧 = 0 (Do không có momen xoắn tập trung tại C)

Hình 4.7: Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen trên trục I

• Momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtđj tại tiết diện j trên chiều dài trục I:

𝑀 𝑡đ𝑗 = √𝑀 𝑗 2 + 0,75𝑇 𝑗 2 (CT 10.16 trang 194) [1] Trong đó: Momen uốn trong mặt phẳng 𝑀 𝑦𝑗 , 𝑀 𝑥𝑗

• Đường kính trục tại các tiết diện j:

Tra bảng 10.5 (trang 195 [1]), ứng suất cho phép của thép chế tạo trục: [𝜎] = 63 𝑣ớ𝑖 𝑑1 = 35 (mm)

→ Chọn lại d theo dãy tiêu chuẩn:

4.1.5.3 Tính toán thiết kế trục II

Hình 4.8: Sơ đồ phân bố lực trên trục II

Các lực tác dụng lên trục II:

Hình 4.9: Sơ đồ phân bố lực trên trục II trong mặt phẳng zOy

2 = 110441,13 (Nmm) Với đường kính vòng chia bánh răng nghiêng lớn: 𝑑 2 = 269,07 (mm)

Hình 4.10: Sơ đồ phân bố lực trên trục II trong mặt phẳng zOx

Vẽ biểu đồ momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx và biểu đồ momen xoắn T:

* Đối với momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx:

Xét mặt cắt(1-1) trên đoạn O2 A2: 0 ≤ 𝑧 21 ≤ 81 (mm)

Xét mặt cắt (2-2) trên đoạn A2B2: 0 ≤ 𝑧 22 ≤ 94,5 (mm)

Xét mặt cắt (3-3) trên đoạn B2C2: 0 ≤ 𝑧 23 ≤ 85,5 (mm)

* Momen xoắn 𝑀 𝑧 : Đối với momen xoắn 𝑀𝑧, có T2 = 419565,3 (𝑁𝑚𝑚) truyền từ trục I qua trục II thông qua bánh răng nghiêng và cùng chiều quay của trục I

Hình 4.11: Sơ đồ momen xoắn trên trục II

Xét mặt cắt(1-1) trên đoạn O2 A2: 0 ≤ 𝑧 21 ≤ 81 (mm)

𝑀𝑧= 0 (vì không có momen xoắn tại điểm O2) Xét mặt cắt (2-2) trên đoạn A2B2: 0 ≤ 𝑧 22 ≤ 94,5 (mm)

Xét mặt cắt (3-3) trên đoạn B2C2: 0 ≤ 𝑧 23 ≤ 85,5 (mm)

𝑀𝑧= 0 (vì không có momen xoắn tại điểm C2)

Hình 4.12: Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen trên trục II

• Momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtđj tại tiết diện j trên chiều dài trục II:

𝑀 𝑡đ𝑗 = √𝑀 𝑗 2 + 0,75𝑇 𝑗 2 (CT 10.16 trang 194) [1] Trong đó: Momen uốn trong mặt phẳng: 𝑀 𝑦𝑗 , 𝑀 𝑥𝑗

Trang bảng 10.5 (trang 195 [1]), ứng suất cho phép của thép chế tạo trục [𝜎] = 48 với d2= 50 (mm)

4.1.5.3 Tính toán thiết kế trục III

Hình 4.13: Sơ đồ phân bố lực trên trục III

Các lực tác dụng lên trục III:

Hình 4.14: Sơ đồ phân bố lực trên trục III trong mặt phẳng zOy

Hình 4.15: Sơ đồ phân bố lực trên trục III trong mặt phẳng zOx

Vẽ biểu đồ momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx và biểu đồ momen xoắn T:

* Đối với momen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy và zOx:

Xét mặt cắt(1-1) trên đoạn O3 A3: 0 ≤ 𝑧 31 ≤ 175,5 (mm)

Xét mặt cắt (2-2) trên đoạn A3B3: 0 ≤ 𝑧 32 ≤ 85,5 (𝑚𝑚)

Xét mặt cắt (3-3) trên đoạn B3C3: 0 ≤ 𝑧 33 ≤ 115,5 (𝑚𝑚)

• Mặt phẳng zOy Tại điểm C3, ta có:

=> 𝑀 𝑥 = 0 vì không có lực tập trung

* Momen xoắn 𝑀 𝑧 : Đối với momen xoắn 𝑀𝑧 , có T3 = 1451304,5 (𝑁𝑚𝑚) truyền từ trục II qua trục III thông qua bánh răng thẳng và ngược chiều quay của trục II

Hình 4.16: Sơ đồ momen xoắn trên trục III

Xét mặt cắt (1-1) trên đoạn O3 A3: 0 ≤ 𝑧 31 ≤ 175,5 (mm)

𝑀𝑧=0 (vì không có momen xoắn tại O3)

Xét mặt cắt (2-2) trên đoạn A3B3: 0 ≤ 𝑧 32 ≤ 75,5 (mm)

• Moment uốn tổng Mj và moment tương đương Mtddj tại tiết diện j trên chiều dài trục III:

𝑀 𝑡đ𝑗 = √𝑀 𝑗 2 + 0,75𝑇 𝑗 2 (CT 10.16 trang 194) [1] Trong đó: Momen uốn trong mặt phẳng 𝑀 𝑦𝑗 , 𝑀 𝑥𝑗

Tra bảng 10.5 (trang 195 [1]), ứng suất cho phép của thép chế tạo trục: [𝜎] = 50 Với d3= 60 (mm)

4.1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Hệ số an toàn cho phép:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

• Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối ứng:

𝜎 −1 = 0,436𝜎 𝑏 (Đối với thép cacbon) (trang 196 [1])

𝜏 −1 = 0,58𝜎 −1 Với giới hạn bền của thép 45:

• Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: 𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

Tra bảng 9.1a (trang 173 [1]), kích thước then

Bảng 4.3: Kích thước then ứng với các tiết diện trục

Tiết diện Đường kính trục

Kích thức tiết diện then b x h

Khi trục quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

Tra bảng 10.6 (trang 196 [1]), momen cản xoắn tại tiết diện j: 𝑊 𝑂𝑗

Tra bảng 10.7 (trang197 [1]), hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:

• Tra bảng 10.8 (trang 197 [1]), hệ số tập trung ứng suất do trang thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt:

• Tra bảng 10.9 (trang 197 [1]), hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu:

• Tra bảng 10.10 (trang 198 [1]), hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi:

• Tra bảng 10.12 (trang 199 [1]), hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn:

𝐾 𝜏 = 1,54 Khi sử dụng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có 𝜎 𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎)

Xác định tỉ số của 𝐾 𝜎

𝜀 𝜏 tại các rảnh then trên các tiết diện:

𝜀 𝜏 ứ𝑛𝑔 𝑣ớ𝑖 𝑘𝑖ể𝑢 𝑙ắ𝑝 đã chọn 𝜎 𝑏 = 600 (MPa) và đường kính của tiết diện nguy hiểm

So sánh các giá trị 𝐾 𝜎

𝜀 𝜏 tại các rãnh then và kiểu lắp đã chọn với nhau

Bảng 4.4: So sánh các giá trị 𝑲 𝝈

𝜺 𝝉 tại các rãnh then và kiểu lắp đã chọn với nhau

Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng

Sử dụng giá trị lớn hơn trong hai giá trị 𝐾 𝜎

𝜀 𝜎 để tính 𝐾 𝜎𝑑 𝑣à giá trị lớn hơn trong hai giá trị 𝐾 𝜏

Bảng 4.5: Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện trục

Từ bảng 4.4, ta thấy các hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi 𝑠 𝑗 ≥ [ 𝑠]

4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền của then Điều kiện bền dập và bền cắt:

Tra bảng 9.5 (trang178 [1]), ứng suất dập cho phép:

[𝜎 𝑑 ]= 150 (MPa) Với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép và đặc điểm tải trọng êm

Momen xoắn trên trục: T Đường kính trục: d

Hệ số kích thước: b, h, 𝑡 1 (bảng 4.2) Đối với then bằng, chiều dài then:

→ Thõa điều kiện bền dập

→ Thõa điều kiện bền cắt

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ Ổ LĂN

4.2.1 Tính toán và thiết kế ổ lăn trục I

Các lực tác dụng lên trục I:

=> Chọn ổ bi đỡ - chặn với 𝛼 = 26 0

Tra bảng P2.12 (trang 263 [1), ta chọn cỡ ổ trung hẹp loại 46307 với d = 35 (mm)

Bảng 4.6: Thông số kích thước ổ lăn loại 46307

Ký hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm r 1 , mm C, kN 𝑪 𝟎 , 𝒌𝑵

Kiệm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ:

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

Hình 4.18: Sơ đồ bố trí ổ

Theo bảng 11.5 (trang 218 [1]), ta có sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình 4.17:

= 2094,73 – 820,91 = 1273,82 (N) Với tổng lực dọc trục ngoài 𝐹 𝑎𝑡 =𝐹 𝑎1 = 820,91 (N)

Tải trọng động quy ước:

• Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục:

• Hệ số kể đến vòng nào quay:

• Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ:

• Tra bảng 11.3 (trang 215 [1]), hệ số kể đến đặc tính tải trọng:

𝑘 đ =1 Với tải trọng tĩnh, không va đập, hộp giảm tốc công suất nhỏ, con lăn của băng tải

• Tra bảng 11.4 (trang 215 [1]), hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục:

Do 𝑄 10 > 𝑄 11 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm ổ tại O1

Tải trọng động tương đương:

• Thời hạn, tính bằng triệu vòng quay, khi chịu tải trọng 𝑄 𝑖 : 𝐿 𝑖

= 2771,16 𝑁 = 2,77 (kN) Khả năng tải động của ổ:

Thời hạn, tính bằng triệu vòng quay:

Tra bảng 11.2 (trang 214 [1]), tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:

Như vậy ổ đã đảm bảo khả năng tải động

Kiệm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh của ổ:

Tra bảng 11.6 (trang 221 [1]), với 𝛼 = 26 0 , ổ bi đỡ chặn 1 dãy

Như vậy ổ đã đảm bảo khả năng tải tĩnh

Ký hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm r 1 , mm C, kN 𝑪 𝟎 , 𝒌𝑵

4.2.2 Tính toán và thiết kế ổ lăn trục II

Các lực tác dụng lên trục II:

=> Chọn ổ bi đỡ một dãy

Tra bảng P2.7 (trang 255 [1), ta chọn cỡ ổ trung loại 309 với d = 45 (mm)

Ký hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi, mm C, kN 𝑪 𝟎 , 𝒌𝑵

Kiệm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ:

Tiến hành cho ổ C2 vì ổ này chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương:

= 5008,16 (N) = 5,01 (kN) Khả năng tải động của ổ:

= 30,36 (kN) < C= 37,8 (kN) Như vậy ổ đã đảm bảo khả năng tải động

Tra bảng 11.6 (trang 221 [1]), với ổ 𝑏𝑖 đỡ 1 𝑑ã𝑦 → {𝑋 21 = 0,6

Bảng 4.9: Thông số kích thước ổ lăn

4.2.3 Tính toán và thiết kế ổ lăn trục III

Các lực tác dụng lên trục III:

Khi lắp khớp nối trục vòng đàn hồi vào đầu ra của trục, cần chọn chiều Ft ngược lại với chiều đã sử dụng trong tính toán trục Điều này sẽ ảnh hưởng đến phản lực trên mặt phẳng zOx.

Do không có lực dọc trục tác dụng lên trục III nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối O3 và B3

Tra bảng P2.7 (trang 255 [1), ta chọn cỡ ổ nặng loại 416 với d = 80 (mm)

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Tiến hành cho ổ B3 vì ổ này chịu lực lớn hơn

Vì chỉ có lực hướng tâm tác dụng lên trục

= 28276,6 (N) Tải trọng động tương đương:

= 24469,15 (N) = 24,47 (kN) Khả năng tải động của ổ:

= 96,41 (kN) < C= 96,5 (kN) Như vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

Tra bảng 11.6 (trang 221 [1]), với ổ 𝑏𝑖 đỡ 1 𝑑ã𝑦 → {𝑋 21 = 0,6

Bảng 4.11: Thông số kích thước ổ lăn

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ KHỚP NỐI

Tra bảng 16-1 (trang 58 [2]), với băng tải: k= 1,2…1,5

Chọn nối trục vòng đàn hồi

Tra bảng 16-10a (trang 69 [2]), với 𝑇 𝑡 31,83 (Nm) và d= 65 (mm), ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Bảng 4.12: Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Tra bảng 16-10b (trang 69 [2]), với 𝑇 𝑡 31,83 (Nm), ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

Bảng 4.13: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

Hình 4.20: Nối trục vòng đàn hồi

• Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi:

• Kiểm nghiệm bền của chốt:

𝑍, 𝐷 0 , 𝑙 3 , 𝑙 0 , 𝑑 𝑐 xem hình 4.19, bảng 4.5 và bảng 4.6;

2 = 64 Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [𝜎 𝑑 ] = 2 … 4 (MPa) Ứng suất cho phép của chốt: [𝜎 𝑢 ] = 60 … 80 (MPa)

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN

5.1.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Vật liệu dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua tâm các trục để thuận tiện cho việc lắp ghép

Xác định các kích thước cơ bản:

Bảng 5.1: Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

- Độ dốc: e = (0,8 ÷ 1) 𝛿 = 1.12 = 12 (mm) h < 58 → Chọn h= 50 (mm) khoảng 2 o

Thông số Số liệu Đường kính

- Bulong ghép bích nắp và thân: d3

Chọn d1 = 24 (mm) (tiêu chuẩn bảng 10-12 trang 277 [3]) d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = 0,75.24 = 18 (mm) d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = 0,85.18 = 15,3 (mm)

Chọn d5 = 10 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3

- Chiều dày bích nắp hộp: S4

- Bề rộng bích nắp và thân: K3

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ:

- Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

Xác định theo kích thước nắp ổ hoặc tra theo bảng 18-2

2 nhưng phải đảm bảo k ≥ 1,2 d 2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa

- Chiều dày: khi không có phần lồi

- Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 và q

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ được gia công đồng thời trên nắp và thân hộp Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân, chúng ta sử dụng 2 chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một trong những nguyên nhân gây hỏng ổ.

Tra bảng 18-4b (trang 91 [2]), ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau đây: d = 10 (mm) c = 1,6 (mm) l = 68 (mm)

Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được bảo vệ bằng nắp, và có thể lắp thêm nút thông hơi trên nắp để tăng cường khả năng thông khí.

Tra bảng 18-5 (trang 92 [2]), kích thước cửa thăm:

Bảng 5.2: Kích thước cửa thăm

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, do đó cần sử dụng nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

Bảng 5.3: Kích thước nút thông hơi

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần phải thay mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, được bịp kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Đáy hộp nên được thiết kế nghiêng 2° về phía lỗ tháo dầu, và khu vực xung quanh lỗ tháo dầu nên được làm lõm để dầu có thể chảy ra dễ dàng Kết cấu và kích thước của nút dầu được trình bày trong bảng 18-7.

Bảng 5.4: Kích thước nút tháo dầu trụ d b m f L c q D S D 0

Trong quá trình sử dụng hộp giảm tốc, ta có thể sử dụng que thăm dầu để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp giảm tốc

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công và lắp ghép, thường sử dụng bulông vòng hoặc vòng móc lắp thêm trên nắp và thân.

Bảng 5.5: Kích thước bulông vòng

+ Vòng chắn dầu Để ngăn dầu và mỡ tiếp xúc trực tiếp với nhau, ta sử dụng vòng phớt chắn dầu

+ Nắp ổ lăn Để che kín ổ lăn khỏi những bụi từ bên ngoài, vật liệu chế tạo là GX15-32

Bảng 5.6: Kích thước nắp ổ lăn kín

Bảng 5.7: Kích thước nắp ổ lăn hở

+ Lót kín động gián tiếp

Là kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt, có thể lắp dùng thêm bạc vừa để chặn, vừa để giữ cho trục khỏi bị mòn

Bảng 5.8: Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt

Hình 5.10: Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt

5.1.2 Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Phương pháp bôi trơn ngâm dầu là rất quan trọng trong việc bảo trì bánh răng Đối với bánh răng cấp nhanh, chiều sâu ngâm dầu nên đạt 1/6 bán kính bánh răng, trong khi đối với bộ truyền bánh răng cấp chậm, chiều sâu này khoảng 1/3 bán kính Mức dầu tối thiểu cần duy trì là 10 mm tính từ vòng đỉnh răng để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

- Loại dầu bôi trơn được sử dụng là dầu công nghiệp

Dựa vào bảng 18-11 (trang 100, [2]), với vật liệu bánh răng là thép có giới hạn bền kéo từ 470 đến 1000, và độ nhớt của dầu khi vận tốc vòng từ 1 đến 2,5 m/s, ta có thể chọn độ nhớt của dầu bôi trơn ở 50 °C (100 °C).

Bảng 5.9: Độ nhớt của dầu ở 50 0 C (100 0 C)

Vật liệu bánh răng 𝛔 𝐛 𝐌𝐏𝐚 Vận tốc vòng m/s Độ nhớt

Tra bảng 18-13 (trang 101, [2]), ta chọn được một số loại dầu bôi trơn như sau:

Bảng 5.10: Một số loại dầu bôi trơn

Nhãn hiệu dầu Độ nhớt

Dầu ô tô máy kéo AK-20 ≥70 ≥10 ≥9,48 ≥1,86

Dầu ô tô máy kéo AK-15 ≥135 ≥15 ≥ 23,7 -

LẬP BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

Vòng trong ổ lăn chịu tải trọng tuần hoàn được lắp ghép qua hệ thống lỗ lắp trung gian, giúp vòng ổ không trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Do đó, việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian với độ dôi là cần thiết để đảm bảo mòn đều cho ổ.

+ Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, lắp theo hệ thống trục, ta chọn kiểu lắp trung gian H7 (bảng 20-13 trang 133 [2])

- Lắp ghép bánh răng lên trục:Tải trọng làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6

- Lắp ghép bánh đai và khớp nối trên trục: tải trọng không va đập, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6 (bảng 20-4 trang 121 [2])

- Lắp ghép nắp ổ vào thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, chọn kiểu lắp H7/h6

Theo chiều rộng, khi lắp trên trục, kiểu lắp ghép được chọn có độ dôi là P9/h9 Đối với chiều cao, kiểu lắp ghép cũng lắp trên trục với độ dôi là P9/h11 Cuối cùng, theo chiều dài, kiểu lắp ghép trên trục có độ dôi là P9/h14.

Kích thước danh nghĩa (mm)

Bánh răng lớn cấp nhanh 52 es = +0,021 ei = +0,002

Bánh răng nhỏ cấp chậm 52 es = +0,018 ei = +0,002

Bánh răng lớn cấp chậm 85 es = +0,025 ei = +0,003

Khớp nối trục 65 es = +0,021 ei = +0,002

Bảng 5.12: Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

Kích thước danh nghĩa (mm)

Vòng trong ổ lăn trục II 45 es = +0,018 ei = +0,002

Vòng trong ổ lăn trục III 80 es = +0,021 ei = +0,002

EI = 0 Vòng ngoài ổ lăn trục I 80

Vòng ngoài ổ lăn trục II 100 - ES = +0,035

Vòng ngoài ổ lăn trục III 200 - ES = +0,046

Bảng 5.13: Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then

Kích thước tiết diện then b x h

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then trên trục t1

KẾT LUẬN

Để đạt được các mục tiêu ban đầu, nhóm em đã nỗ lực học tập và nghiên cứu dưới sự hướng dẫn của thầy Phạm Quốc Liệt, hoàn thành tương đối các nội dung cần thiết Đồ án “Cơ sở thiết kế máy: Thiết kế trạm dẫn động cơ khí” đã mang lại những kết quả đáng ghi nhận.

- Hoàn thành thuyết minh tính toán và thiết kế hộp giảm tốc

- Hoàn thành được bản vẽ phân rã 3D đạt yêu cầu

- Hoàn thành được bản vẽ lắp ghép và bản vẽ chi tiết 2D đạt yêu cầu

Quá trình thực hiện đồ án đã giúp chúng em củng cố thêm các kiến thức, cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu.

KIẾN NGHỊ

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em đã nhận được sự hỗ trợ nhiệt tình từ thầy hướng dẫn và các tài liệu liên quan Tuy nhiên, chúng em cũng gặp phải một số vấn đề ảnh hưởng đáng kể đến quá trình tính toán và thiết kế.

Một số tài liệu hiện có còn thô sơ, gây khó khăn trong việc hình dung cấu trúc và hình dáng của hộp giảm tốc Hình ảnh về một số bộ phận bị nhòe, ảnh hưởng đến quá trình thiết kế.

Việc sử dụng phần mềm thiết kế 3D trong quá trình thiết kế hộp giảm tốc là rất cần thiết, giúp tạo ra cái nhìn trực quan và cho phép kiểm tra độ bền của trục dựa trên các tính toán thực tế.

[1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, (2006) Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I, Nhà xuất bản Giáo Dục

[2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, (2006) Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập II, Nhà xuất bản Giáo Dục

[3] Nguyễn Hữu Lộc Phát thảo kết cấu hộp giảm tốc

[4] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm, (1999) Thiết kế chi tiết máy, Nhà xuất bản Giáo Dục

Tên gọi Thân hộp giảm tốc

Nắp hộp giảm tốc Bulong nắp cửa thăm Nắp cửa thăm

Nút thông hơi Đệm nắp cửa thăm

Vị trí Ký hiệu SL

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP KHAI

Số lượng Khối lượng Tỷ lệ

Chức năng Họ và tên Chữ ký Ngày Thiết kế Mai T V Anh

Tờ: 01 Số tờ: 01 Đai ốc cạnh ổ Đệm vênh cạnh ổ

Que thăm dầu Nút tháo dầu Đệm vênh nắp và thân Bulong nắp và thân

Then bánh đai Trục I Ống lót trục I Bulong nắp ổ trục I

Vòng chắn dầu trục I Nắp ổ kín trục I

1 M20x2 1 Đai ốc nắp và thân

22 23 24 25 26 27 28 29 Đệm nắp ổ hở trục I 1 Cao su

CT3 Then bánh răng II 1 CT3 Đệm nắp ổ kín trục II 2 Cao su

Nắp ổ kín trục III 1 CT3

36 37 35 Đệm nắp ổ kín trục III 1 Cao su

1 CT3 Then bánh răng IV

Vòng chắn dầu trục III 2 CT3

Bulong nắp ổ trục III 12 CT3 M12

52 Đệm nắp ổ kín trục I 1 Cao su

Vòng chắn dầu trục II 2 CT3

Bulong nắp ổ trục II 12 CT3 M10

44 43 42 Ống lót trục III 1 CT3

Phớt trục III 1 Cao su

41 40 Đệm nắp ổ hở trục III 1 Cao su Nắp ổ hở trục III 1 CT3

Thông số Động cơ I II III Tang

Tỉ số truyền u Vận tốc vòng n (vòng/phút) Công suất P (kW) Moment xoắn T (Nmm)

1 Diện tích bề mặt ăn khớp lớn hơn 80%.

2 Lỗ chốt định vị được gia công sau khi lắp và điều chỉnh.

3 Bề mặt tiếp xúc giữa nắp và thân hộp phải được dán keo chống hở.

4 Cho máy chạy không tải để kiểm tra hiện tượng rỉ dầu, quá nhiệt, tiếng ồn.

5 Sau khi tiến hành chạy rà phải thay toàn bộ dầu bôi trơn.

M16 Đệm nắp và thân 4 CT3 Đệm cạnh ổ 8 CT3

20 Đệm nút tháo dầu 1 CT3

Bulong ghép nút thông hơi

Vị trí Ký hiệu SL

Ghi chú THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP KHAI

Chức năng Họ và tên Chữ ký Ngày Thiết kế Mai T V Anh

Nắp cửa thăm Bulong ghép nút thông hơi Đệm nắp cửa thăm

M16 Đệm nắp và thân 4 CT3 Đệm cạnh ổ 8 CT3

GX 15-32 Đai ốc cạnh ổ Đệm vênh cạnh ổ

Que thăm dầu Nút tháo dầu Đệm vênh nắp và thân

Then bánh đai Trục I Ống lót trục I

Vòng chắn dầu trục I Bánh răng II

Nắp ổ kín trục I Trục II

1 M20x2 1 Đai ốc nắp và thân

1 1 Ổ lăn trục II Bánh răng III

Phớt trục I 1 Cao su Đệm nắp ổ kín trục III 1 Cao su

Then bánh răng III 1 CT3 Đệm nắp ổ kín trục II 2 Cao su

Bánh răng IV 1 Đệm nắp ổ hở trục III 1 Cao su

1 CT3 Then bánh răng IV

Vòng chắn dầu trục III 2 CT3 Ổ lăn trục I 2

Bulong nắp ổ trục III 12 CT3 M12 Ổ lăn trục III 2 Đệm nắp ổ hở trục I 1

Vòng chắn dầu trục II 2 CT3

Bulong nắp ổ trục II 12 CT3 M10 Ống lót trục III 1 CT3

Phớt trục III 1 Cao su

Then khớp nối Đệm nắp ổ kín trục I 1 Cao su

Nắp ổ hở trục III 1 CT3

M24 Đệm nút tháo dầu 1 CT3

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ TRƯỜNG BÁCH KHOA KHOA KỸ THUẬT CƠ KHÍ

BÁO CÁO ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN NHÓM SINH VIÊN THỰC HIỆN

Th.s Phạm Quốc Liệt Mai Thị Vân Anh B2202076

Nguyễn Thị Huỳnh Như B2202049 Ngành: Cơ khí Ô tô – Khóa 48

1 Nhiệt luyện: thường hóa, HB 170 217.

2 Sai lệch kích thước phần không chỉ dẫn mặt bao - H14, mặt bị bao - h14, các mặt còn lại IT ± 14/2.

3 Dung sai độ song song rãnh then không quá 0,01.

4 Dung sai độ đối xứng rãnh then không quá 0,03.

5 Dung sai độ tròn các mặt A không lớn hơn 0,016.

6 Dung sai độ trụ các mặt A không lớn hơn 0,016.

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Bảng thông số bánh răng nhỏ cấp nhanh

Số răng Góc nghiêng răng

Cấp chính xác Đường kính vòng chia Chiều rộng vành răng Profin gốc m z 1 ò

0,025 AA ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Họ và tên Chữ ký Ngày Mai T V Anh

1 Nhiệt luyện: thường hóa, HB 170 217.

5 Dung sai độ tròn các mặt A không lớn hơn 0,012.

6 Dung sai độ trụ các mặt A không lớn hơn 0,012.

63 ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

1 Nhiệt luyện: thường hóa, HB 170 217

5 Dung sai độ tròn các mặt A không lớn hơn 0,016. ỉ85 +0,025 +0,003 ỉ65 +0,021 +0,002 ỉ80 +0,021 +0,002 ỉ95 ỉ80 +0,021 +0,002

10 ỉ4 ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

BÁNH RĂNG LỚN CẤP NHANH

Bảng thông số bánh răng lớn cấp nhanh

1 Nhà máy chế tạo chọn số liệu kiểm tra theo tiêu chuẩn về độ chính xác trong TCVN 1067-84.

2 Nhiệt luyện: Tôi cải thiện, HB 230.

3 Sai lệch giới hạn không chỉ dẫn của các kích thước: bao - H14, bị bao - h14, còn lại ± 12/2.

4 Dung sai độ song song rãnh then không lớn hơn 0,031.

5 Dung sai độ đối xứng rãnh then không lớn hơn 0,122.

Hướng răng Trái ỉ268,32 ỉ260,82 ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

BÁNH RĂNG NHỎ CẤP CHẬM

Bảng thông số bánh răng nhỏ cấp chậm

16 0 -0,061 ỉ120 ỉ112,5 ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

BÁNH RĂNG LỚN CẤP CHẬM

Bảng thông số bánh răng lớn cấp chậm

A ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

BẢNG THÔNG SỐ BÁNH ĐAI LỚN

Số rãnh Z 2 Đường kính tính toán d 560

1 Không cho phép có vết rỗ trên bề mặt làm việc của bánh đai.

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỒ ÁN MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Tiêu đề	Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Mai Thị Vân Anh, Nguyễn Thị Huỳnh Như
Người hướng dẫn	Th.s Phạm Quốc Liệt
Trường học	Trường Đại Học Cần Thơ
Chuyên ngành	Cơ Khí Ô Tô
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	119
Dung lượng	5,83 MB