Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Nguyễn Văn Đoàn

Lời Nói Đầu Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai .Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau: -Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp. -Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển. Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao .Em xin chân thành cảm ơn! Sinh viên : Nguyễn Văn Đoàn ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 2: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải F = 670N 2. Vận tốc băng tải v = 1,33 m/s 3. Đường kính tang D = 380 mm 4. Thời hạn phục vụ Lh =7500 giờ 5. Số ca làm việc: Số ca =2 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: 180o 7. Đặc tính làm việc: va đập vừa PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1.Chọn động cơ điện 1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác Pyc : Công suất trên trục động cơ Pct=F.v1000=670.1,331000=0,89 kW Hiệu suất của bộ truyền: η=ηol3.ηkn.ηd.ηbr (1) Tra bảng ta có: Hiệu suất của một cặp ổ lăn : = 0,99 Hiệu suất của bộ đai : ηd=0,96 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr= 0,97 Hiệu suất của khớp nối: 1 Thay số vào (1) ta có: = 0,993.0,96.0,97.1 = 0,9 Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là : Pyc=Pctη=0,890,9=0,99kW 1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ Trên trục công tác ta có: nlv = = Trong đó : (2) Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của: Truyền động đai: ud=3 Truyền động bánh răng trụ: 4 (hộp giảm tốc một cấp) Thay số vào (2) ta có: 3.4= 12 Suy ra : 66,88.12 = 802,56 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc =750(v/ph) 1.1.3.Chọn động cơ Từ Pyc = 0,99kW & ndc =750 v/ph Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện Kiểu động cơ Pđc (KW) d(mm) 4A80B6Y3 1,1 22 920 1.2.Phân phối tỉ số truyền 1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống Theo tính toán ở trên ta có: 920(v/p) nct = 66,88(v/ph) Tỉ số truyền chung của hệ thống là : uch=ndcnct=92066,88=13,76 1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong = 4 ud=uchubr=13,764=3,44 1.3.Tính các thông số trên các trục 1.3.1.Số vòng quay Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 920(vg/ph) Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là: ud=3,44 nI=ndcud=9203,44=267,44 (v/ph ) nII=nIubr=267,444=66,86 v/ph Số vòng quay thực của trục công tác là: nct=nIIukn=66,861=66,86 v/ph 1.3.2.Công suất Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 0,99() Công suất trên trục II là : PII=Pctηol.ηkn=0,890,99.1=1 kW Công suất trên trục I là : PI=PIIηol.ηbr=10,99.0,97=1,04kw Công suất thực của động cơ là: Pđc*=PIηd.ηol.=1,040,99.0,96=1,09 kW 1.3.3.Mômen xoắn trên các trục Mômen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PIηI=9,55.106.1,04267,44=37137 N.mm Mômen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.166,86=142836 N.mm Mômen xoắn trên trục công tác là: Tct=9,55.106.Pctnct=9,55.106.0,8966,88=127086 N.mm Mômen xoắn thực trên trục động cơ là : Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.1,09920=11315 N.mm 1.3.4Bảng thông số động học Thông số/Trục Động Cơ I II Công Tác U =4 =1 n(v/ph) 920 267,44 66,86 66,88 P(KW) 1,09 1,04 1 0,89 T(N.mm) 11315 37137 142836 127086 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt: Thông số yêu cầu: Công suất trên trục chủ động: Mô men xoắn trên trục chủ động: Số vòng quay trên trục chủ động: Tỉ số truyền bộ truyền đai: Góc nghiêng bộ truyền ngoài: 2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai. Chọn đai vải cao su. 2.2.Chọn đường kính hai đai Chọn theo tiêu chuẩn ta được Kiểm tra về vận tốc đai : < Thỏa mãn Trong đó hệ số trượt , ta chọn . Chọn Tỉ số truyền thực tế : Sai lệch tỉ số truyền : < 4% Thỏa mãn. 2.3.Xác định khoảng cách trục a. Khoảng cách trục : Chọn a = 900 (mm) Chiều dài đai : Dựa vào bảngta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn Số vòng chạy của đai trong. Thỏa mãn. Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ: Suy ra thỏa mãn 2.4 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai Diện tích đai : Trong đó : : lực vòng : hệ số tải trọng động. Tra bảng ta được : : chiều dày đai được xác định theo tra bảng với loại đai vải cao su ta chọn Do vậy : Tra bảng ta dùng loại đai BKHJI65 và BKHJI65-2 không có lớp lót , chiều dày đai , Kiểm tra : Thỏa mãn Ứng suất cho phép : Trong đó: và là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu và loại đai Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền và định kỳ điều chỉnh khoảng cách trục Tra bảng với ta được : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bán của đai trên bánh đai Do sử dụng đai vải cao su : hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng với góc nghiêng của bộ truyền ta được Do vậy : Chiều rộng đai: Chiều rộng bánh đai B: Tra bảng với b=25(mm) tra bảng ta có B=32 (mm) 2.5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng ban đầu : Lực tác dụng lên trục: 2.6 Bảng thông số Thông số Ký hiệu Giá trị Loại đai BKHJI65 Đường kính bánh đai nhỏ 140(mm) Đường kính bánh đai lớn 450 (mm) Chiều rộng đai b 25(mm) Chiều dày đai 3,5 (mm) Chiều rộng bánh đai B 32 (mm) Chiều dài đai L 2800 (mm) Khoảng cách trục a 900 (mm) Góc ôm bánh đai nhỏ 160,37 Lực căng ban đầu 170,19 (N) Lực tác dụng lên trục 355,40 (N) PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Thông số đầu vào: P=PI= 1,04 (KW) T1=TI= 37137(N.mm) n1=nI= 267,44 (v/ph) u=ubr=4 Lh=7500 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng , ta chọn: Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa Độ rắn: Ta chọn HB2=180 Giới hạn bền σb2=600 (MPa) Giới hạn chảy σch2=340 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 190 Giới hạn bền σb1=750 (MPa) Giới hạn chảy σch1=450 (MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: , trong đó: Chọn sơ bộ: SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với: Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: => Bánh chủ động: Bánh bị động: KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , trong đó: mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Do vậy ta có: Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng => => (MPa) b. Ứng suất cho phép khi quá tải 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục , với: Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng => Ka= 43 MPa1/3. T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 37175 (N.mm) [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 400,01 (MPa) u – Tỷ số truyền: u = 4 – Hệ số chiều rộng vành răng: Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng với và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được: Do vậy: Chọn aw = 125 (mm) 3.4 Xác định các thông số ăn khớp a. Mô đun pháp m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).125 = 1,25÷2,5 (mm) Tra bảng chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm). b. Xác định số răng Chọn sơ bộ β = 140 => cosβ = 0,970296 Ta có: , lấy Z1= 25 Z2= u.Z1= 4.24,26= 97,04 , lấy Tỷ số truyền thực tế: Sai lệch tỷ số truyền: <4% thoả mãn. c. Xác định góc nghiêng răng d. Xác định góc ăn khớp αtw Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb: 3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,92 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: Vận tốc trung bình của bánh răng: Tra bảng với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,70 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9 Tra phụ lục với: CCX= 9 HB < 350 Răng thẳng V =0,70(m/s) Nội suy tuyến tính ta được: Hệ số tập trung tải trọng: KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với nội suy ta được: 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc cho phép: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng => ZM = 274 MPa1/3 ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ: εα – Hệ số trùng khớp ngang: bw – chiều rộng vành răng: lấy bw = 50(mm) εβ – Hệ số trùng khớp dọc: KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Thay vào ta được: Ta có => Thoả mãn b. Kiểm nghiệm độ bền uốn - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2: Tra bảng với: Zv1 =26,24 Zv2 = 102,86 x1 = 0 x2 =0 Ta được: Thay vào ta có: c. Kiểm nghiệm về quá tải: Kqt – Hệ số quá tải: Do vậy: 3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia: Khoảng cách trục chia: Đường kính đỉnh răng: Đường kính đáy răng: Đường kính vòng cơ sở: Góc prôfin gốc: α = 200. 3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng Bảng kết quả tính toán: Thông số Kí hiệu Công thức tính Mô đun pháp m m = 2 Số răng bánh răng z (răng) (răng) Góc nghiêng răng Khoảng cách trục chia a Khoảng cách trục (tính ở trên) Chiều rộng vành răng Đường kính chia d Đường vòng kính lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Đường kính cơ sở Góc ăn khớp Hệ số trùng khớp ngang (tính ở trên) Hệ số dịch chỉnh răng x PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = TII = 142836 (N.mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó: Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,2 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 142836(N.mm) Do vậy: Tt = k.T = 1,2.142836= 171403 (N.mm) Tra bảng với điều kiện: Ta được các thông số khớp nối như sau: Tra bảng với: ta được: 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: , trong đó: - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ; Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: b. Điều kiện bền của chốt: , trong đó: 4.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có:; lấy trong đó: 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 32 (mm) Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm) 4.2. Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa. 4.2.2 Xác định lực tác dụng a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục: Trục 2 b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng: Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 355,40 (N) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 544,14 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: - Lực vòng: (N) - Lực hướng tâm: - Lực dọc trục: 4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục - Với trục I: , trong đó: TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =37137(N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) (mm) - Với trục II: TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII =142836N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 25 (MPa) (mm) Ta chọn: 4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục Tra bảng với: Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có: Chiều dài may ơ của khớp nối truc II. Chọn lmc2 = 60 mm Chiều dài may ở của bánh răng trục II Chiều dài may ơ bánh răng trục I lm1=(1,21,5)d1=(1,21,5)30=(3645) mm chọn chiều dài phần chìa trục I Chọn lmc1=50 mm Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=5mm; -Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm 4.3.1. Với trục I l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50+19)+5+20=60 mm l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 45 +19)+10+10=52 mm l11 = 2.l12 = 2. 52 = 104mm  4.3.2. Với trục II l21 = l11 =104 mm ; l22 = l12 = 52 mm ; l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(60+21) +5+20= 66 mm 4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ Thông số đầu vào: - Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn =544,14 (N) - Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: Fd = 355,40(N) - Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 =1485,48 (N) Fr = Fr1 = Fr2 =558,43 (N) Fa = Fa1 = Fa2 =268,88(N) Sơ đồ lực tác dụng lên trục II: Từ hệ phương trình cân bằng lực: Trong đó: Fi – Lực thành phần Mi – Mômen uốn li – Cánh tay đòn Ta có : 4.5 Tính thiết kế trục 4.5.1. Tính sơ bộ trục I +Với d1sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: -Tại tiết diện lắp bánh răng: d12 =30 mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d11 = d13=25mm -Tại tiết diện lắp khớp nối : d10 =20mm Sơ đồ trục I 4.5.2.Tính chi tiết trục II Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức: Mj=Myj2+Mxj2 Mtđj=Mj2+0,75Tj2 M20=0 Mtđ20=0,75.T22=0,75.1428362=123699,60(Nmm) M21=02+359132=35913(Nmm) Mtđ21=359132+0,75.1428362=128807,36(Nmm) M22=279632+56579,122=63112,01(Nmm) Mtđ22=63112,012+0,75.1428362=138869,43(Nmm) M23= 0 Mtđ23=0,75.02=0 -Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với=63N/mm2 tra bảng 10.5/195 -Tại tiết diện khớp nối d20=3Mtđ200,1.σ=3123699,600,1.50=29,14mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21=3Mtđ210,1.σ=3128807,360,1.50=29,53mm -Tại tiết diện bánh răng: d22=3Mtđ220,1.σ=3138869,430,1.50=30,28mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d23=3Mtđ230,1.σ=300,1.50=0 mm Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: d20<d23= d21 < d22 Suy ra ta chọn được: d22=40 mm d23= d21 = 35 mm d20= 30mm Sơ đồ trục 2 tại các tiết diện : Chọn then: +Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục. Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 2-0 30 8 7 4 2,8 0.25 0.4 2-2 40 12 8 5 3,3 0,25 0,4 +Kiểm nghiệm độ bền của then: a. Tại tiết diện 2-2 (tiết diện lắp bánh răng) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lm12= (0,80,9)50 = 45 mm. chọn lt=45 Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.14283640.45.(8-5)=52,90 MPa<100 MPa Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.14283640.45.12=13,22MPa<[τc] => thỏa mãn b. Tại tiết diện 2-0 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lm10=(0,80,9)60 = 50 mm. Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.14283630.50.(7-4)=63,48 MPa<100MPa => thỏa mãn Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.14283630.50.8=23,81<[τc] => thỏa mãn 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi. Với thép 45 có: , và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có : và  ; với(trục có một rãnh then) Nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có : với nên Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có: Tiết diện Đường kính trục b*h t1 W W0 sa ta 2-0 30 8*7 4 2288,84 4938,21 0 14,46 2-1 35 0 0 4207,11 8414,22 8,53 8,49 2-2 40 12*8 5 5316,25 11641,25 11,87 6,13 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục II ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2-2 và tiết diện lắp ổ lăn 2-0.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 2,5...3 ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau: Trong đó :s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, tavà sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét . Chọn sơ bộ kiểu lắp theo bảng ta có Ứng suất uốn biên : Ứng suất xoắn biên Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : ; Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là Trong đó - hệ số bề mặt tra bảng với Hệ số an toàn tổng Mặt cắt W Wo S 2-0 2288,84 4938,21 0 0 10^6 14,46 14,46 5,12 5,12 2-1 4207,11 8414,22 8,53 0 11,52 8,49 8,49 8,71 6,95 2-2 5316,25 11641,25 11,87 0 8,01 6,13 6,13 12,07 6,74 PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 5.1. Chọn ổ lăn cho trục I Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất. chọn ổ bi đỡ chặn .Chọn kết cấu ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm. Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 46305, có các thông số sau : d = 25 mm ; D= 62 mm ; b= 17 mm ; r= 2 mm ; C= 21,1 kN ; C0 =14,9 kN. 5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 5.2.1.Chọn loại ổ lăn a. Phản lực hướng tâm lên các ổ là : + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng Fr0=Fx102+Fy102=10882+537,752=1154,21 N + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng Fr1=Fx112+Fy112=146,722+20,682=148,17N Lực dọc trục: Fa =268,88 Xét tỷ số :Fa / Fr1 = 268,88/148,17 = 1,81 > 0,3 Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ chặn. Vì hệ thống các ổ lăn trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng tâm 20 micrô mét. 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : D21= d23 = 35 mm. Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ trung hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46307 có các thông số sau : d= 35mm ; D=80 mm ; b =21 mm ; r= 2,5mm ; C= 33,4 kN ; C0 =25,2 kN. Tính tỉ số : i.Fa1 / C0 với : +i : số dãy con lăn, i= 1 +C0 =25,2 kN + Fa1 =268,88 N => tra bảng , nội suy ta được e= 0,29 ; góc tiếp xúc = 12 (độ) 5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn Bố trí dạng chữ O  5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ Fs0 =e.Fr0  = 0,29.1213,69 =351,97 (N) Fs1 =e.Fr1  = 0,29.148,17 = 42,96(N) =42,96+268,88 = 311,84 (N) < Fs0 nên F0a =351,97N = 351,97-268,88 = 83,09 (N)> Fs1 nên F1a = 83,09N 5.2.5. Tính tỷ số +Xét F0a / V. Fr0 = 351,97/ 1.1213,69= 0,29 e Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được : X0 = 1 Y0 = 0 +Xét F1a / V. Fr1 = 83,09/1.148,17 =0,56> e Suy ra ta có : X1 =0,45 Y1 = 1,81 5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.F0a ) kt .kd =(1.1.1213,69+0.351,97).1.1=1213,69 ( N) Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.F1a ) kt .kd =(0,45.1.148,17 + 1,81.83,09).1.1=217,07 (N) Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 1213,69 N 5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động Ta có: Với : m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ; L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh= 7500 giờ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 7500. 267,44. 60. 10-6 = 120,35 (triệu vòng) Q = 1213,69 N Cd = 1213,69.3120,35=5992,24 N < C = 33,4 kN Thoả mãn điều kiện tải động. 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 ta được < Co=25,2kN Thỏa mãn tải tĩnh. Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46307 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh có các thông số sau : d= 35mm ; D=80 mm ; b =21 mm ; r= 2,5mm ; C= 33,4 kN ; C0 =25,2 kN. PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP 6.1.VỎ HỘP 6.1.1Tính kết cấu của vỏ hộp Chỉ tiêu của 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 là GX15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. 6.1.2 Kết cấu nắp hộp Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc  Tên gọi Tính toán Chiều dày: Thân hộp, δ Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a + 3 = 0,03.125 + 3 = 6,75(mm) Chọn δ = 8 (mm) δ1 = 0,9.7 = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 8 (mm) h < 58 mm = 5.=5.7=35 khoảng 20 Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.125 + 10 = 15 (mm) Chọn d1 = 16 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 = 12(mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10 (mm) d2 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm) d2 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d2 = 6 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Chiều rộng bích nắp và thân, K3 S3 = (1,4÷1,8)d3 = 14÷18 mm chọn S3 = 16,5(mm) S4 = (0,9÷1)S3 = 15,3÷17 mm chọn S4 = 16,5 (mm) K3 = K2 - (3÷5) = 38- (3÷5)= 34÷36 mm chọn K3 = 35 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao, h Trục I: D2 = 78 (mm), D3 = 97(mm) Trục II: D2 = 110(mm), D3 = 135 (mm) K2 = E2+R2+(3÷5)=19+16+3=38 (mm) E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E2 = 19 (mm) R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm) Chọn h = 45 (mm) Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Chọn S1 = (1,31,8)d1 =(20,824) chọn =S1 =24(mm) S2=(1,01,1)d2=(1617,6) chọn S2=17 (mm) K1 = 3d1 = 3.16=48 (mm), q ≥ K1 + 2δ =48+2.7= 62 (mm) Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên của các bánh răng với Nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = (11,2).7=(7÷8,4) chọn Δ = 8 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (35).7=(21÷35) chọn Δ = 30 (mm) Δ2 =7 chọn 2=8 (mm) Số lượng bulông nền, Z L: chiều dài vở hộp B:chiều rộng vỏ hộp Z=4 6.2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 6.2.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức : Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn Căn cứ vào bảng ta có: Vị trí h Trục I 62 78 100 52 M8 4 8 Trục II 80 110 135 85 M8 4 10 6.2.2.2 Cốc lót Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O “ 6.2.3.Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau. A (mm) B (mm) (mm) (mm) C (mm) (mm) K (mm) R (mm) Vít (mm) Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8×22 4 6.2.4.Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm. Tra bảng ta có kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 6.2.5.Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng ta có kích thước nút tháo dầu D b m f L c q D S M20×2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 6.2.6.Kiểm tra mức dầu 30 F18 F12 F6 6 12 Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ. 6.2.7.Chốt định vị. Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ. Thông số kĩ thuật của chốt định vị là d=4 c=0,6 l=38 6.2.8.Ống lót và lắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộ phận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằng vật liệu GX15-32 ta chọn kích thước của ống lót như sau. Chiều dày: , ta chọn Chiều dày vai và chiều dày bích Đường kính lỗ lắp ống lót 6.2.9.Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng. Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc. Với a= 105 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng ta có Q = 40(Kg), ta chọn bulông vòng M8. Ren d M8 36 20 8 20 13 18 6 5 Q(Kg) 18 2 10 1,2 2,5 1 4 4 40 6.3. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v = 2,05 m/s < 12 m/s tra bảng ta được độ nhớt của dầu 186/16 ứng với 100oC Tra bảng ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic. 6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ. Bảng thống kê dành cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời giant hay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm 6.3.3. Điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.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. 6.3.4. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai: Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng sau : Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ES es EI ei I Trục-vòng trong ổ bi 25k6 +12 +1 Vỏ-lắp ổ +25 +18 0 +2 Trục-bánh răng 30 +25 +15 0 +2 Vòng phớt trục I +98 +15 +65 +2 Bạc chặn trục I +98 +15 +65 +2 II Đĩa xích 30 +21 +15 0 +2 ổ lăn 35k6 +18 +2 Bánh răng 40 +25 +18 0 +2 Vỏ và ổ lăn 80H7 +30 0 Then bánh răng 12 0 0 -43 -43 Then đĩa xích 0 0 -36 -36 MỤC LỤC PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN . 1.1.Chọn động cơ điện..................... 1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ 1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ 1.1.3.Chọn động cơ. 1.2.Phân phối tỉ số truyền.. 1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống 1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ 1.3.Tính các thông số trên các trục 1.3.1.Số vòng quay 1.3.2.Công suất.................... 1.3.3.Mômen xoắn trên các trục 1.3.4Bảng thông số động học. PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1.chọn vật liệu bánh răng 2.2.xác định ứng suất cho phép........................... 2.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.......................... 2.4.xác định thông số ăn khớp.. 2.5.xác định các hệ số và thông số hình học . 2.6.kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng . 2.7.một vài thông số hình học của bánh răng. 2.8.Tổngkết các thông số của bộ truyền bánh răng. PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG. 3.1.Chọn vật liệu bánh răng... 3.2.Xác định ứng suất cho phép 3.3.Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức sau.. 3.4.Xác định các thông số ăn khớp. 3.4.1. Xác định mô đun pháp 3.4.2. Xác định số răng .... 3.4.3. Xác định góc nghiêng của răng.. 3.5.Xác định các hệ số và một số thông số động học... 3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc . 3.6.1 Chiều rộng vành răng... 3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn. 3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải .. 3.7.Một vài thông số hình học của cặp bánh răng . 3.8.Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng PHẦN 4 : CHỌN KHỚP NỐI & THIẾT KẾ TRỤC 4.1. Chọn khớp nối 4.1.1.Chọn khớp nối . 4.1.2.Chọn vật liệu .... 4.2.Tính trục ........................................ 4.2.1Sơ đồ đặt lực . 4.2.2.Chọn vật liệu chế tạo trục 4.2.3.Xác định sơ bộ đường kính trục ................................ 4.2.4Chọn sơ bộ ổ lăn 4.2.5.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực 4.2.6Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men .. 4.2.7.Tính mô men tổng tương đương 4.2.8.Xác định đường kính các đoạn trục 4.2.9.Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then. 4.2.10.Kiểm nghiêm trục về độ bền mỏi... PHẦN 5 : TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 5.1.Chọn loại ổ lăn .. 5.2.Chọn cấp chính xác ổ lăn 5.3.Chọn kích thước theo khả năng tải động.. PHẦN 6: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 6.1.Tính toán vỏ hộp giảm tốc........ 6.2.Tính toán kết cấu các chi tiết khác 6.2.1.Kết cấu bánh răng 6.2.2.Cửa thăm.... 6.2.3.Nút thông hơi............................ 6.2.4.Nút tháo dầu .. 6.2.5.Kiểm tra mức dầu .. 6.2.6.Chốt định vị.... 6.2.7.Ống lót và lắp ổ.. 6.2.8.Bulông vòng .. 6.3.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc.. .. 6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp 6.3.3.Điểu chỉnh ăn khớp .. ... 6.4. Bảng thốn kê các kiểu lắp và dung sai. Mục lục. . Tài liệu tham khảo TÀI LIỆU THAM KHẢO 1.Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2 – NXB KH&KT, Hà Nội,2007 2.Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy, tập 1,2 – NXB GD, Hà Nội,2006 3.Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép – NXB GD, Hà Nội, 2004