Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Nguyễn Phương Thắng

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC ... KHOA ... &œ Đề số 11: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Mục Lục Sơ đồ của động cơ điện 1: Động cơ 3 :Hộp giảm tốc 2 : Nối trục đàn hồi 4 :Bộ truyề xích 5: Băng tải với số liệu cho trước 1:lực kéo băng tải F=6000N 2:Vận tốc băng tải v=0,4m/s 3:Đường kính tang D=350mm 4:Thời hạn phục vụ Ih=15000giờ 5:Số ca làm việc số ca =2 6:Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 300 7đặc tính làm việc : va đập vừa Khối lượng thiết kế 1: Một Bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 2:Một bản vẽ chế tạo chi tiết khổ A3 3:một bản thuyết minh I , Phương pháp chọn động cơ và phan phối tỷ số truyền 1, tính công cần thiết của động cơ +xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ + dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết họp với yêu cầu và độ quá tải , momen mở máy, phương pháp lắp đặt kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu tính thiết kế a, công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8 (sgk) pct= 1.1 trong đó pct :công suất cần thiết trên trục động cơ ,kw pt :Công suất tình toán trên trục máy công tác ,kw :hiệu suất truyền động tải trọng thay đổi pt =plv *b 1.2 plv = = tínhb= b= b==0.85 thay vào 1.2 ta có pt=0.85*2,4=2,04 tính hiệu suất truyền động h=hk h3olh2brhothx 1*0,993*0,982*0,99*0,97=0,87 thay vào 1.1 ta có pct = 2,tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ nsb=nđb nsb=nlv *ut trong đó nlv= 1.3 (vì đối với băng tải ) trong đó : v :vận tốc băng tải, m/s D :đường kính tang quay, mm Thay số vào 1.3 ta có nlv==21,84(v/p) Chọn sơ bộ tỷ số truyền ut=ung*uh vì là loại truyền động là bánh răng trụ cấp 2 nên theo bảng 2.4 uh=(8¸40) chọn uh=20 tỷ só truyền ung là truyền động xích nên ung=ux=(2¸5) chọn ux=2,2 thay vào 1.4 ut=20*2,2=44 nsb=21,84*44=960(v/p) tra bảng P 1.3 chọn động cơ điện có công suất là : pđc=3 kw Kiểu động cơ Vận tốc vòng quay 4A112MA6Y3 945 2,2 2 Theo bài ra > (thoả mãn điều kiện bài ra ) tính lại tỷ số truyền uth== mặt khác uth=ung*uh trong đó ung=ux = (2¸5) chọn ux=2,2 uh== vì hộp giảm tốc là đồng trục nên u1=u2== 3,Tính toán các thông số động học tính công suất và số vòng quay , mômen xoắn trên các trục p4=plv=2,4 kw p3=kw p2=kw p1=kw p0=kw tính toán số vòng quay trên các trục n1=n0= nđc=945 v/p n2= v/p n3= v/p n4= v/p tính mômem xoắn trên các trục T0=9,55106 v/p T1=9,55106v/p T2=9,55106 v/p T3=9,55106v/p T4=9,55106v/p Trục thông số động cơ 1 2 3 4 U Uk=1 U1=4,43 U2=4,43 Ux=2,2 P(v/p) 2.79 2.76 2.68 2.6 2.4 N(v/p) 945 945 213 48 22 T(Nmm) 30318 27892 119991 515145 1046575 Tra bảng 1.7 phân phụ lục sgk tâp 1 ta có dđc=32mm khối lượng 56kg II , Thiết kế bộ ngoài (bộ truyền xích ) 1,chọn loại xích do điều kiện bộ truyền tải trọng nhỏ nên ta chọn xích con lăn có độ bền cao chế tạo không phức tạp 2,xác định các thông số của bộ truyền xích Ux=2,2 Z1>zmin (17¸19 răng) đối với tỷ số truyền ux=2,2 tra bảng 5.4 sgk đối với xích con lăn ta chọn được z1=28 (số răng đĩa nhỏ) từ số răng đĩa nhỏ ta tính được số răng đĩa lớn z2 z2=u z1=2,2*28=61< zmax =120 khi đó ta tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích ux= 3, xác định các bước xích p Bước xích p được tính từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề muốn vậy phải thoả mãn điều kiện Pt=pk*kz*kn<[p] Trong đó : Pt :công suất tính toán ,kw [P]: công suất cho phép ,kw p : công suất cần truyền ,kw kz==0,89 kn= :hệ số vòng quay với n01=50,200,400 ... chọn n01=50 ,n1=48 kn= k=k0*ka *kđc*kbt kd *kc trong đó: k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí của bộ truyền ka : hệ số kể đến ảnh hưởng khoảng cách truch và chiều dài xích kđc: hệ số kể đến ảnh hưởngđiều chỉnh lực căng xích kbt: hệ số kể đến ảnh hưởngbôi trơn kđ : hệ số tải động kể đến tính chất của tải trọng kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền với k0=1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương ngang một góc <400) ka=1 a=(30¸ 50)p kđc=1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích ) kđ=1,2 tải trọng va đập vừa kc=1,25 số ca làm việc là 2 kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi tất cả thông số trên tra trong bảng 5.6 sgk tập 1 thay các số và ta có: k=1*1*1*1,3*1.25*1.2=1,95 pt=2,6*1,95*1,89*1,04=4,7 kw tra bảng 5.5 với n01=50 ta có bước xích p=25.4mm 4,tính khoảng cách trục a a=(30¸50)p=(30¸50)*25,4=768¸1280 chọn a=1000mm tính số mắt xích x= x= mắt (vì số mắt xích là chẵn nên ta chọn x=122 mắt) tính khoảng cách trục a theo mắt xích chẵn a*=0.25p{xc-0.5(z1+z2)+} a*=0.25*25.6{122-0.5*89+ để xích không chịu lức căng quá lớn khoảng cách trúc a cần giảm bớt một lượng là: Da=(0.002¸0.004)*a=(0.002¸0.004)*982=1.964¸3.93 số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây i= i= tra bảng 5.9 với bước xích p=25.6 mm [i]=30 vậyi£[i] (thoả mãn điều kiện đầu bài về số lần va đập) 5 ,kiểm nghiệm về độ bền s=³[s] trong đó : Q :tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2 5.3 sgk Q=56.7103N Kđ:tải trong động kđ=1,2 Ft :lực vòng Ft= Mà v= Ft=N Fv :lực căng li tâm sinh ra Fv=q*v2=2.6*0.572=0.84 q:khối lượng một mét xích F0=9.81*kf*q*a Trong đó a :khoảng cách trục kf :hệ số phụ thuộc độ võng của xích kf=4 với độ nghiêng một góc là <400 so với phương ngang F0=9.81*4*2.6*0.982=100 s= theo bảng 5.10 [s]=7 vậy s³[s] (bộ truyề xích được đảm bảo đủ độ bền) 6,đường kính đĩa xích d1= mm d2=497 mm da1=p(0.5+cotg())=25.6(0.5+cotg())=240 mm da2=p(0.5+cotg())=25.6(0.5+cotg())=509 mm df1=d1-2r=228-2*114=0 r=0.5d1+0.05=114mm kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích £[sh] Ft :lực vòng Ft=4561N [sh]:ứng suất tiếp xúc cho phép,.mpa Fvđ:lực va đập Fvđ=13.10-7*n1*p3*m=13.10-7*48*2.63*1=0.42N Kd:hệ số phân bố tải không đều tải cho các dẫy kđ=1 Kđ:hệ số tải trọng động tra bảng 5.6 sgk tập 1 ,kđ=1,2 kr:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc z E: môđun đàn hồi đối với thép e=2.1105 A :diện tích chiếu bản lề M: số dẫy xích Thay số và ta có: mpa như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện có sH=600mpa như vậy độ bền tiếp xúc của đĩa xích được thoả mãn sH£[sH] xác định lực tác dụng lên trục Fr=kx*Ft=1.15*4561=5245 N III, Thiết kế bộ truyền động trong truyền động bánh răng 1, Chọn vật liệu Chọn theo bảng 6.1 trang 92 sgk ta có hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chọn vật liệu nhóm 1 +Bánh nhỏ chọn thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB =(241-285) sb1=850 mpa ;dch1=580 mpa +Bánh lớn thép 45 tôi cải thiện có độ cứng là: BH = (192-290) ; sb2=750 mpa ;dch1=450 mpa Theo yêu cầu bôi trơn ta có tỷ số truyền u1=u2=4,43 2, Xác định các ứng suất cho phép sH= trong đó: zr : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc zv : hệ số xét đến độ ảnh hưởng của vận tốc vòng kxH: hệ số xét đến độ ảnh hưởng kích thước cảu bánh răng kHL:hệ số tuổi thọ xté đến ảnh hưởng cảu thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng bộ truyền :ứng xuất tiếp xúc cho phép sH :hệ số an toạn khi tính về độ tiếp xúc sF= yr :hệ số ảnh hưởng đến độ nhám bề mặt lượn chân răng ys : hệ số ảnh hưởng đến độ nhậy cảu vật liệu kxF : hệ số ảnh hưởng đến kích thước của bánh răng đến độ bền uốn kFc : hệ số ảnh hưởng đến việc đặt tải kFL: hệ số tuổi thọ 3,tính thiết kế sơ bộ chọn zrzvkxH=1 yryskxF=1 tính kHL= kFL= trong đó : mF=mH=6 theo bngr 6.4 sgk tập 1 vì độ cứng bề mặt £350 mpa NH0=30H2,4HB NH0 : là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc NF0: là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn NF0=4.106 NHE=60.c Chọn c=1 vì số lần ăn khớp của bánh răng là 1 Ti,ni,ti :lần lượt là mômen xoắn ,số vòng quay , tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét NFE2=60*1*15000*48[13+0.63]=5.2 107 (vì ứng suất tỉ lệ với căn bậc 2 của mômen xoắn) tra bảng 6.2 sgk tập 1 với thép 45 tôi cải thiện để chọn độ cứng d0Hlim=2HB+70 ;sH=1.1 d0Flim=1,8HB ;sH=1.75 chọn độ cứng của bánh nhỏ HB1=250 độ cứng của bánh lớn HB2=235 Vì HB1=HB2+(10-15) Thay vào công thức trên ta tính được: d0Hlim=2HB+70=2*250+70=570 mpa d0Hlim=2HB+70=2*235+70=540 mpa d0Flim=1,8HB=1.8*250=450 mpa d0Flim=1,8HB=1.8*235=423 mpa NH01=30H2,4HB=30*2502.4=1.7 107 NH0=30H2,4HB =30H2,4HB=30*2352.4=1.4 107 NHE2> NH02 do đó chọn kHL2=1 tương tự ta tính NHE1 NHE1> NH01 do đó chọn kHL1=1 Thay vào công thức [sH]= [sH]1 == mpa [sH]2 = với cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng [sH]= mpa với cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng Chọn vật liệu cho bánh răng cấp nhanh chọn độ cứng của bánh nhỏ HB1=215 độ cứng của bánh lớn HB2=200 Vì HB1=HB2+(10-15) Thay vào công thức trên ta tính được: d0Hlim=2HB+70=2*215+70=500 mpa d0Hlim=2HB+70=2*200+70=470 mpa d0Flim=1,8HB=1.8*215=387 mpa d0Flim=1,8HB=1.8*200=360 mpa NH01=30H2,4HB=30*2502.4=1.7 107 NH0=30H2,4HB =30H2,4HB=30*2352.4=1.4 107 NHE2> NH02 do đó chọn kHL2=1 tương tự ta tính NHE1 NHE1> NH01 do đó chọn kHL1=1 Thay vào công thức [sH]= [sH]1 == mpa [sH]2 = sH=sH2=427,27 mpa tính NFE2=60.c thay số vào ta có: NFE2=60*1*15000*48[16+0.66]=4.7 107 Mà NF0=4 106 NFE2> NF0 nên chọn kFL=1 tương tự tính NFE1 NFE1> NF0 nên chọn kFL2=1 [sF]= kFc=1 vì đặt tải một phía [sF]1 == mpa [sF]2 == mpa ứng suất tải cho phép [sH]max=2.8*dch2=2.8*450=1260 mpa [sF1]max=0.8*dch1=0.8*580=464 mpa [sF2]max=0.8*dch2=0.8*450=360 mpa 4, tính thiết kế (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chầm) + xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng(cấp chậm) xác định sơ bộ khoảng cách trục a aw=ka(u2+1) trong đó : ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng chọn theo bảng 6.5 sgk tập 1 ka=43 đối với bánh răng nghiêng ka=49,5 với bánh răng thẳng T2 : mômen xoắn trên trục chủ động sH : ứng suất tiếp xúc cho phép yba:hệ số tra bảng 6.6 sgk tập 1 các ổ trong trường hơp giảm tốc không đối xứng yba=(0.25-0.4) chon yba trong khoảng trên nên chọn yba =0.4 ybd=0.5yba(u2+1)=0.5*0.3(4.43+1)=0.81 tra bảng 6.7 ta có kHb=1.08 aw=43(4.43+1)=154.1 mm chọn aw=150 vì thừa bền nên ta phải giảm aw xuống nên ta chọn aw=145 mm xác định các thông số ăn khớp m=(0.01-0.02)aw=(0.01-0.02)*145=(1.45-2.9) chọn mođun theo tiêu chuổn trong bản 6.8 sgk tập 1 m=2,5 tính góc nghiêng b lấy sơ bộ b trong khoảng(8-200) chọn b =100 cos(10)=0.9848 theo bảng 6.31 sgk tâp1 số răng bánh nhỏ z1= vì số răng là nguyên nên ta chọn z1=21 răng tính số răng z2=u2*z1=21*4.43=93.03 chọn z2=93 răng tính lại tỷ số truyền thực ut= tính lại góc nghiêng của răngb cos (b)= b=10039’ +kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc sH=zm zH ze trong đó zm : hệ số kể đến cơ tính của vật liệubánh răng ăn khớp ta bảng 6.5 sgk tập 1 zm =274 zH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc zH= :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg =cosat *tg với at :và atwcông thức ở bảng 6.11 đối với bánh răng nghiêngkhông dịch chỉnh(a là góc prophin theo tiêu chuẩn VN 1065A) atw =at=arctg() tg=cos 20,32*tg 10.67=0.18 =100 zH= khi đó hoặc tra bảng 6.12 hệ số ze: hệ số kể đến sự trùng khớpcủa bánh răngvì eb= nên ze= tính ea theo công thức ea=[1.88-3.2()cosb]=1,66 nên ze= đường kính vòng lăn của bánh nhỏ dw1= theo công thức v= tra bảng 6.13 cấp chính xác 9 và bảng .14 ta có v<2.5m/s khi đó kHa=1.13 uH=dH g0 v =0.002*73*0.6* dH :hệ số sai số ảnh hưởng ăn khớp tra bảng 6.15 đối với bánh răng nghiêng dH =0.002 g0 :hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng b1 và b2 tra bảng 6.16 g0=73 kHv=1+ bw=yba*aw=0.4*145=60 kH= kHv*kHa*kHv=1.08*1*1.13=1.22 sH=274*1.74*0.6=456 mpa sH<[sH] thoa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc [sH]=[ sH]*zvzrkxh=504*0.97*1*1=489 mpa kiểm nghiệm về độ bền uốn sF1= trongđó: T1 : mômen xoắn trên trục chủ động M :môđun Dw1:đường kinh vòng lăn bánh chủu động ye=: hệ số kể đến sự trùng khớp yb :=1- hệ số kể đến độ nghiêng yF1yF2: hệ số dạng răng của b1 và b2 zv1=răng zv2=răng tra bảng 6.18 kF hệ số tải trọng tính uốn kF=kFa kFb kFv kFa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng tra bảng 6.7 khi tính về uốn kFa=1.17 kFa:hệ số kể đến sự phân bố cho cả đôi bánh răng đồng thời ăn khớp kFa=1.37 kFv:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp kFv=1+ u=sF g0 v =0.006*73*06*=1.5 sF g0 : tra bảng 6.15 và 6.16 sF =0.006 g0=73 v= kFv=1+ kF=kFa kFb kFv=1.17*1.37*1=1.6 ea=1,6 ye== b=10039’ yb=1- tra bản 6.18 ta có yF1=4 yF2=3,6 kiểm nghiệm về độ quả tải kqt= =[sH]< []=1260 mpa =*kqt=147*1.3=191<=464 mpa =*kqt=132*1.3=171<=360 mpa Khoảng cách trục a w=145 Mođun m=2.5 Chiều rộng vành răng bw=60 Tỷ số truyền ut=4.428 Góc nghiêng b=10039’ Số răng z1=21 và z2=93 Hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 đường kính vòng chia d 1= ;d2=236 đường kính đỉnh răng d a1=d1+2(1+x1-Dy)m=53.4+2*2.5=58mm d a1=240 đường kính đáy răng d a1=48 d F2=230 5,Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh Chọn aw1=aw2=145 mm Với u2=4,43 Chọn yba=0,3 nên chiều rộng vành răng bw=0,3*145=43,5mm m=(0.01-0.02)aw=(0.01-0.02)*145=(1.45-2.9) chọn mođun theo tiêu chuẩn trong bản 6.8 sgk tập 1 m=2,5 theo bảng 6.31 sgk tâp1 số răng bánh nhỏ z1= vì số răng là nguyên nên ta chon z1=21 răng tính số răng z2=u2*z1=21*4.43=93.03 chọn z2=93 răng tính lại aw=mm vì lấy aw=145 mm vì có sự chênh lệch nên ta cận dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 142,5->145 mm hệ số dịch chỉnh đươch tính như sau: y= ky= tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+Dy=0.553+0.0063=0.616 hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1= hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2=xt-x1=0.616-(-0.0155)=0.6315 góc ăn khớp cos atw= atw=22.56 kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc sH=zm zH ze trong đó zm : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khởp ta bảng 6.5 sgk tập 1 zm =274 zH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc zH===1.7 :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở khi đó hoặc tra bảng 6.12 hệ số ze: hệ số kể đến sự trùng khớpcủa bánh răngvì eb= nên ze= tính ea theo công thức ea=[1.88-3.2()]=1,66 nên ze= đường kính vòng lăn của bánh nhỏ dw1= theo công thức v= tra bảng 6.13 cấp chính xác 8 và bảng .14 ta có v<2.5m/s khi đó kHa=1.08 uH=dH g0 v =0.006*56*2.64*m/s dH :hệ số sai số ảnh hưởng ăn khớp tra bảng 6.15 đối với bánh răng nghiêng dH =0.006 g0 :hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng b1 và b2 tra bảng 6.16 g0=56 kHv=1+ bw=yba*aw=0.3*145=43.5 kH= kHv*kHa*kHv=1.08*1*1.2=1.3 sH=274*1.7*0.88=347,8 mpa sH<[sH] thoa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc [sH]=[ sH]*zvzrkxh=427,27*0.95*1*1=405.5 mpa Khoảng cách trục aw=145 Mođun m=2.5 Chiều rộng vành răng bw=43,5 Tỷ số truyền u2=4.43 Góc nghiêng b=0 Số răng z1=21 và z2=93 Hệ số dịch chỉnh x1=0.0155 ;x2=0.6315 đường kính vòng chia d 1= ;d2=236 đường kính đỉnh răng d a1=d1+2(1+x1-Dy)m=53+4.6=57mm d a1=240 đường kính đáy răng d a1=47 d F2=229 IV, tính toán phần trục 1,Sơ đồ phân tích lực Chọn vật liệu là thép c45 có sb=600 mpa [t]=(12-20) chọn [t]=15 2,xác định đường kính sơ bộ của các trục trên trục 1 d1==mm d2==mm d3==mm đường kính sơ bộ các trục là d1=20 mm d2=35 mm d3=50 mm 3,tính chiều dài của các trục +tính chiều dàI trục 1 theo hình vẽ 10.9 sgk tập 1 ta có lm12=(1,4-2,5)d1=1,4-2,5)20=(28-50) chọn lm12=40 chiều đài may ơ của bánh răng lm13=(1,2-1,5)d2=(1,2-1,5)28=33,6-42 chọn lm13=40 l13=0,5(lm12+b01) +k1+k2 trong đó k1 và k2 được tra trong bảng 10.3 sgk tập 1 chọn k1=k2=10 với b01=17 ứng với d=25 thay số vào ta có lm13=0,5(40+17)+10+10=48.5 chọn =48 vậy lm13=48 mm l12=0,5(lm12+b01)+k3+kh chọn k3 =15 mm và kh=20 mm thay số ta có : l12=0,5(40+17)+20+15=63,5 chọn 63 mm l11=2l13=2*48=96 mm +tính sơ bộ trục 2 và chiều dài lm22=(1,2-1,5)d2=(1,2-1,5)35=42-52,5 chọn lm22=44 mm l22=l13=48 mm l23=l11+l32+k1+b03+b01=96+68+10+(21+17)*0,5=197 mm với b03=29 ứng với d=50 mm l23=197 mm l21=l23+l32=197+68=265 mm +tính sơ bộ và chiều dài trục 3 lm33=(1,2-1,5)45=54-67,5 chọn lm33=65 mm chiều dài mày ơ của bánh răng lm32=(1,2-1,5)55=66-82 chọn lm32=66 l32=0,5(lm32+b03)+k1+k2=0,5(66+29)+10+10=68 mm l33=l31+lc33 mà lc33=0,5(lm33+b03)+kh+k3=0,5(66+29)+20+15=82 mm vậy l33=136+82=218 mm +vẽ biểu đồ mômen trên trục 1 chọn hệ toạ độ như hình vẽ phương trình hình chiếu theo phương y ta có =Fy10+Fy11-Fy12=0 1 phương trình mômen tai điểm 1 ta có: =Fy10*96-Fy12*48=0 2 với số liệu Ft1=Ft2=Fx12= Nmm Fr1=Fr2=Fy12=Nmm Fk=(0,2-0,3) với Dt=D0=63 Dt được tra bảng 16a sgk tập 2 thay số vào ta có Fk=(0,2-0,3)chọn Fk=240 Nmm Từ phương trình 2 suy ra Fy10=Nmm Thay vào phương trình 1 ta có Fy11=Fy12-Fy10=Nmm Phương trình hình chiếu theo phương x ta có =-Fk-Fx10+Fx12-Fx11=0 3 phương trình mômen tại điềm 1 ta có: =Fx12(l11-l13)-Fx10*96-Fk(l11+l12)=0 4 từ phương trình 3 ta có : Fx10=Nmm Thay và phương trình 3 ta có: Fx11=-240-125+1045=680 Nmm +biểu đồ mômen trên trục 2 với số liệu Ft1=Ft2=Fx12= Nmm Fr1=Fr2=Fy12=Nmm với số liệu Ft3=Ft4=Fx23= Nmm Fr3=Fr4=Fy23=Nmm Fa3=Fa4=Ft3*tg10,39=852 Nmm Phương trình hình chiếu trục y =-Fy2a+Fy21+Fy23-Fy2b=0 1 phương trình mômen tại a =Fy21*l22+Fy23*l23+ma-Fy2b*l21=0 2 thay số vào ta có: Fy2b= Nmm Thay vao phương trình 1 ta rút ra Fy2a=387+1693-1383=643 Nmm Phương trình hình chiếu theo phương x =Fx2a-Fx21+Fx23-Fx2b=0 3 phương trình momen tại điểmA ta có =Fx21*l22-Fx23*l23+Fx2b*l21=0 4 thay số vào ta rút ra được Fx2b= Nmm Thay và phương trình 3 ta có : Fx2a=1045-4494+3152=-297 Nmm Dấu trừ chứng tỏ rằng Fx2a ngược chiều +vẽ biểu đồ momen trên trục 3 Frx=Fr*sin =5245*sin30=2622Nmm Fry=Fr*cosb=5245*cos30=4542Nmm Fy32=Fr3=1693Nmm Fx32=Ft3=4494Nmm Fa4=852Nmm Phương trình hình chiếu theo phương y ta có: =Fy3c-Fy32+Fy3D-Fry=0 Phương trình momen tại điểm C ta có: =Fy32l32-ma-Fy3Dl31+Fryl33= Fy3D=Nmm Thay vào phương trình trên ta có: Fy3c=-7955+1693+4552=-1720Nmm chứng tỏ ngược chiều với chiều đã chọn Phương trình hình chiếu theo phương x ta có: =Fx3c-Fx32+ Fy3D-Frx=0 Phương trình momen tại C =F2l32- Fy3Dl31+Frxl33=0 thay số vào ta tìm được Fy3D=Nmm Thay vào phương trình trên ta có: Fx3c=-4464+6450-2622=666Nmm Xác định các đường kính và chiều dài các đợn trục bằng công thức Mj= Mtđ= Dựa vào biểu đồ momen ta tính +trên trục 1: Mtđ10===24155Nmm M1===15120Nmm Mtđ11=Nmm M2=Nmm Mtđ12=Nmm +trên trục 2 Mtđ20=Mtđ23=0 M1=Nmm Mtđ21=Nmm M2=240264Nmm Mtđ22=Nmm + trục 3 Mtđ30=0 M1=147514Nmm Mtđ31=Nmm M2=430048Nmm Mtđ32=Nmm Mtđ33=Nmm +Tính đường kính trục 1 d10=mm chọn 18mm d11=mm chọn 20 mm d12=mm chọn 22 mm +tính đường kính trục 2 d21=mm chọn 30 mm d22=mm chọn 34mm d20=d23=25mm +tính đường kính trục 3 d31=mm chọn 45 mm d32=mm chọn 40 mm d33=mm chọn 35 mm kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi +đối với thép 45 có sb=600Mpa d-1=0,436sb=0,436*600=261Mpa t-1=0,58d-1=0,58*261=151 Mpa theo bảng 10.6 sgk to có +các trục của hộp giảm tốc quay đều với ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng +xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểmtheo hình vẽ ta thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần đwocj kiểm tra về độ bền +trên trục 1 -tiết diện lắp khớp 10 -tiết diện lắp ổ lăn 11 -tiết diện lắp bánh răng 12 +trên trục 2 -tiết diện lắp bánh răng 21 -tiết diện lắp bánh răng 22 + trên trục 3 -tiết diện lắp bánh răng 31 -tiết diện lắp xích 33 Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó dmj=0; daj= +chọn lắp ghép các ổ lăn trên trục theo K6 lắp với bánh răng, kết hợp với lắp ghép với then +kích thước của theo Tiết diện đ /kính trục bxh t1 W(mm2) W0(mm3) 10 18 6x6 3,5 450 1022 12 22 6x6 3,5 882 1926 21 30 8x7 4 2322 4970 22 34 10x8 5 3327 7184 31 45 10x9 5,5 11844 25640 33 35 10x8 5 10740 23006 +Trị số của mômen cản uốn, và momen xoắn theo công thức trục có một rãnh xoắn Wj= W0j= +kiểm nghiệm độ bền của then đối với các tiết diện của 3 trục kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo 9.1 và độ bền cắt 9.2 với Lt=1,35d dd=150Mpa theo bảng 9.5 ta có D lt Bxh t1 T dd tc 20 24 6x6 3,5 27892 51 21,5 22 30 6x6 3,5 27892 33,8 14 30 37 8x7 4 119991 64 12,2 34 50 10x8 5 119991 51,1 15 45 60 10x9 5,5 515145 70,7 17,8 40 54 10x8 5 515145 107,2 13,4 Xác định các hệ số Kddj ,Ktdj , với các tiết diện ngang Tiết diện d Tỉ số Kd/ed Tỉ số Kt/et Kdd Ktd Sd St S Rãnh then Lăp căng Rãnh then Lăp căng 12 22 1,91 2,06 1,73 1,64 2,22 1,79 3,06 11,6 2,9 21 30 2 2,06 1,9 1,64 2,22 1,96 8,03 6,58 5,1 22 34 2 2,06 1,9 1,64 2,22 1,96 1,62 9,2 1,59 31 45 2,22 2,06 2,08 1,64 2,22 2,14 10,4 8,8 6,5 Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón sb=600 Mpa Với Kd=1,76, Kt =1,54 (hệ số tập trung ứng suất rãnh then) Ky :hệ số tăng bề mặt trục(trong trường hợp này không cần tăng bề mặt trục nên Ky=1) theo bảng 10.9 Kx :hệ số tập trung ứng suất do trục được gia công trên máy tiện nên theo bảng 10.8 chọn Kx=1,06 V,tính toán chọn ổ lăn cho 3 trục 4.1 tính toán chọn ổ lăn cho trục 1 với Lh=1600 d=25 mm Tra bảng P2.7 ( trang 254-tính toán hệ thống dẫn động cơ khí-tập 1) ta chọn chọn ổ bi dỡ một dẫy cỡ nặng ký hiệu ổ 405 đường kính trong d=25 mm, đường kính ngoài D=80 mm khả năng tải động C=29,2 KN , C0=20,8 KN tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ vì trên đầu vào của trục có lắp khớp nên chọn chiều của khớp ngược lại với chiều đã chọn cùng chiều với Fx12 Fx10=-(Fx12.48+Fx159)/96=-1767 N Fx11=-(Fx12+Fk-Fx10)=-(1896+450-1767)=579 N Tổng phản lực trên 2 ổ Ft10= = 1809 N Ft11= = 697,53 N Phản lực theo chiều đã chọn Ft10= = 1973 N Ft11= = 1296 N Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn Ft10=1963 N Do trục vào chỉ lắp cặp bánh răng thẳng nờn thành phần lực tỏc dụng dọc theo phương dọc trục Fa = 0 Þ = 0.Theo công thức 11.3 vơi Fa=0 thay vào ta có: Q=XVFr Kt Kđ Với ổ chịu tải hướng tầm nên X=Y=1 Kt=1 (với t<1000c và Kđ=1 vì tải tĩnh) Q=1.1.1.1963.1=1963 N Theo công thức11.1 sgk Cđ=Q Với m=3 L=60 n Lh 10-6=60.1458*16000.10-6=1399 (triệu vòng) Thay vào công thức trên ta có Cđ=1,963 =21,95 N khả năng tải động được đảm bảo C=29,2 KN Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Với Fa=0 Q0=x0Fr=0,6.1963=1178 N với x0=0,6 tra bảng 11.6 C0=1,963 =20,73 Nkhả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo C0=20,8 KN 4.2 Tính toán ổ trên trục 2 với Lh=16000 d=40 mm chọn ổ bi đỡ chặn tra bảng P2.12 cho ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu ổ 46308 với đường kính vòng trong d=40mm đường kính vòng ngoài D=90 mm với khả năng tải động C=39,2 KN khả nảng tải tĩnh C0=30,7 KN tính phản lực tại các ổ Ft20= = 1347 N Ft2b= = 5134 N Do trục vào chỉ lắp cặp bánh răng thẳng nờn thành phần lực tỏc dụng dọc theo phương dọc trục Fa = 0 Þ = 0.Theo công thức 11.3 vơi Fa=0 thay vào ta có: Tính tải trọng tương đương Q=XVFr Kt Kđ Với ổ chịu tải hướng tầm nên X=Y=1 Kt=1 (với t<1000c và Kđ=1 vì tải tĩnh) Q=1.1.1.5134.1=5134 N C=Q Với m=3 L=60 n Lh 10-6=60.322,566.16000.10-6=309,66 Þ C = 5,134 =34,7 N < C =39,2N Khả năng tải động động đảm bảo Tính khả năng tải tĩnh của ổ Qt=X0Fr+Y0Fa= =0,6.5134+0=3080 N với x0=0,6 tra bảng 11.6 ổ bi đỡ. Þ C =3,080. =20,8N < C =30,7 N Khả tải tĩnh của ổ được đảm bảo 4.3 tính ổ trên trục 3 chọn ổ bi cỡ nhẹ hẹp ký hiệu ổ 313 với đường kính trong là d=65mm đườngkính ngoài D=140 mm với khả năng tải đọng C=72,4KN khả năng tải tĩnh C0=56,7KN tính phản lực tại các ổ Ft30= = 6738 N Ft31= = 15445 N Ft31 > Ft30 Chọn F = 15445 N Do trục vào chỉ lắp cặp bánh răng thẳng nờn thành phần lực tỏc dụng dọc theo phương dọc trục Fa = 0 Þ = 0.Theo công thức 11.3 vơi Fa=0 thay vào ta có: Tính tải trọng tương đương Q=XVFr Kt Kđ Với ổ chịu tải hướng tầm nên X=Y=1 Kt=1 (với t<1000c và Kđ=1 vì tải tĩnh) Q=1.1.1.15445.1=15445 N C=Q Với m=3 L=60 n Lh 10-6=60.71,364.16000.10-6=68,5 Þ C = 15,445. =63,19 N < C =72,4N Khả năng tải động động đảm bảo Tính khả năng tải tĩnh của ổ Qt=X0Fr+Y0Fa= =0,6.15445+0=9267 N với x0=0,6 tra bảng 11.6 ổ bi đỡ. Þ C =9,267. =37,9N < C =56,7 N Khả tải tĩnh của ổ được đảm bảo. - Trục vào ( trục I ) : + Loại ổ : ổ bi đỡ một dóy + Ký hiệu : 405 cỡ nặng : d = 25 mm C = 29,2kN Co = 20,8kN r = 2,5mm D = 80mm b= 21mm - Trục trung gian( trục II) + Loại ổ : ổ bi đỡ- chặn + Ký hiệu : 46308 cỡ trung hẹp : d = 45 mm C = 48,1kN C0 = 37,7kN D = 100mm b = 25mm r = 2,5mm - Trục ra ( trục III) + Loại ổ : ổ bi đỡ một dóy + Ký hiệu 313 cỡ nhẹ : d= 65 mm C = 72,4 kN CO = 56,7 kN D = 140 mm b = 33 mm r = 3,5 mm VI tính toán Phần vỏ hộp của hộp giảm tốc Vỏ hộp đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy , tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm . 1.Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau. 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/3 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng 30 mm. 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45. 4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ 5. Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dầy -Thân hộp d -Nắp hộp d1 d=0,03a +3=7,8>6 chọn 8mm d1=0,9 d = 0,9.8 =7,2 chọn 7mm Gân tăng cứng -Chiều dầy e -Chiều cao h -Độ dốc E=(0,8¸ 1) d=6,4¸ 8mm chọn 7mm H<58 Khoảng 20 Đường kính -bu lông nền d1 -bu lông cạnh ổ d2 -bu lông nắp bích và thân d3 -vít nắp ghép ổ d4 -vít ghép nắp cửa thăm d5 d1=0,04 a +10=16,4 >12 chọn 16 mm d2=(0,7-0,8 )d1=(11,2¸ 12,8) chọn 12 mm d3=(0,8-0,9)d2=(9,6¸ 10,8) chọn 10 mm d4=(0,6-0,7)d2=(7,2¸ 8,4) chọn 8 mm d5=(0,5¸ 0,6)d 2=(6¸ 7,2) chọn 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân -chiều đầy bích thân hộp S3 -chiều dầy bích nắp hộp S4 -bề rông nắp bích và thân K3 S3=(1,4-1,8)d3=14-18 chọn 16 mm S4=(0,9¸ 1)S3=(14,4¸ 16) chọn 16 mm K3=K2-(3¸5)mm=38mm Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít tra bảng 18.2 sgk tập 2 trục 1 trục 2 trục 3 D=52mm;D3=85 mm;D2=66 mm D=62mm;D3=95 mm;D2=74 mm D=80mm;D3=115 mm;D2=95 mm Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 K2=E2+R2+(3¸5)mm=40 mm E2=1,6d2=20 mm R2=1,3d2=16 mm Mặt đế hộp Bề rộng mặt đế hộp k1và q K1=3d1=48mm q³ K1+2d=64 Khi hở giữa các chi tiết Bánh răng với thành trọng hộp D=(1¸ 2)d=8mm D1=(3¸ 5)d=32 mm Số lượng bulông nền Z= = = 4 L ,B:là chiều dài và chiều rộng của ổ Tra vòng đệm bulông đai ốc ở phụ lục P3.4,P3.7 VII.chọn cấp chính xác,Lắp ghép 1 . Chọn cấp chính xác Chọn cấp chính xác : 11 2 . Chọn kiểu lắp Ưu tiên sử dụng hệ thống lỗ vì khi đó có thể tiết kiệm được chi phí gia công nhờ giảm bớt được số lượng dụng cụ cắt và dụng cụ kiểm tra khi gia lỗ . Để thuận tiện khi lắp ổ lăn ta chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục k6 ; kiểu lắp ổ lăn lên vỏ hộp H7, cho cả ba cặp ổ . Trục 1 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/e8 ; lắp bạc chặn giữa bánh răng và ổ lăn D8/k6, lắp bánh răng lên trục H7/k6 Trục 2 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d8 ; lắp bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn D8/k6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Trục 3 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d9 ; lắp bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn D8/k6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Sai lệch giới hạn của kích thước then theo chiều rộng b - h9 Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục , ghép trung gian - N9 3 . Dung sai Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ ,người ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vòng ổ Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên : *.Bảng dung sai lắp ghép kích thước Kích thước Kiểu lắp ES (es) EI (ei) Vị trí f22 H7 +21 0 Bánh răng với trục k6 +15 +2 f30 H7 +21 0 k6 +15 +2 f34 H7 +25 0 k6 +18 +2 f45 H7 +25 0 k6 +18 +2 f20 F8 +55 +20 Trục với bạc k6 +15 +2 f40 F8 +64 +25 k6 +18 +2 f48 H7 +25 0 Nắp ổ với thành ổ d11 -80 -240 f58 H7 +30 0 d11 -100 -290 f80 H7 +30 0 d11 -10 -290 f20 f25 f40 k6 +15 +2 Nắp trục với ổ lăn k6 +15 +2 k6 +18 +2 VII Bôi trơn 1. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi trơn ổ lăn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp, tiếp xúc với nhau ma sát trong ổ sẽ giảm khẳ năng chống mòn của ổ tăng lên khả năng thoát nhiệt cao hơn bảo vệ bề mặt không bị han rỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Đối với ổ lăn là ổ bi đỡ một dãy sử dụng loại cỡ trung ta sử dụng mỡ để bôi trơn ổ lăn vì đặc tính làm việc không khắt khe như nhiệt độ làm việc không cao và vận tốc làm việc của ổ ở trạng thái trung bình do đó dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn là phù hợp ngoài ra còn có bạc và vòng chặn để chắn dầu bôi trơn bánh răng khi làm việc có thể bắn vào ổ có mỡ bôi trơn. 2. Bôi trơn hộp giảm tốc. Thường dùng các loại dầu bôi trơn sau đây để bôi trơn hộp giảm tốc: Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác nhau. Khi bôi trơn bằng phương pháp lưu thông nên dùng dầu công nghiệp 45. Dầu tuabin có chât lượng tốt nên dùng để bôi trơn bánh răn quay nhanh. Dầu ô tô, máy kéo AK10 và AK15 có thể dùng để bôi trơn các loại hộp giảm tốc . Với hộp giảm tốc cỡ nặng , có thể dùng dầu hộp số ô tô , máy kéo và dầu xilanh để bôi trơn. Nhưng dầu ôtô , máy kéo có chứa nhiều chất nhựa nên bôi trơn không tốt , còn dầu xilanh có thể dùng bôi trơn lưu thông khi đường ống không dài lắm. Chọn độ nhớt để bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng (bảng 18-11).Sau đó tiến hành tra bảng để tìm loại dầu thích hợp (bảng18-13) Tài liệu tham khảo : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1 , T2 PGS : TS Trịnh Chất và TS Lê văn Uyển