Đề tài : Thiết kế hệ dân dụng băng tải

Luận văn tốt nghiệp Đề tài: Thiết kế hệ dân dụng băng tải MỤC LỤC  PHẦN 1: ĐỘNG HỌC PHẦN BĂNG TẢI 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ + Công suất tương đương xác định theo công thức: Pct = Trong đó: Pct, Pt: công suất cần thiết trên trục động cơ và công suất tính toán trên trục máy công tác. Với giả thiết hệ dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi. Theo công thức 2.10[1] và 2.11[1] ta có: + Công suất công tác Pt: KW Với : v= 0,72 m/s - vận tốc băng tải; F= 5375 N - lực kéo băng tải; + Hiệu suất hệ dẫn động h: h = Õ hnib Theo sơ đồ đề bài thì : h =hk.h3ôl.htv.hx; Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta được các hiệu suất: hk = 0,99 - hiệu suất nối trục. hôl = 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn; htv = 0,80 - hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm với Z1=2; hx = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ; h = 0,99. 0,993.0,80. 0,93= 0,715 ; Vậy : Pct= = 1. 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện + Số vòng quay của trục máy công tác là nlv tính theo công thức 2.16[1]: nlv =(vg/ph) Trong đó: v: vận tốc băng tải; v = 0,72 m/s ; D: đường kính băng tải ; D=525 mm ; + Theo bảng 2.4[1] ta có thể chọn được: un(sb): tỉ số truyền ngoài, ở đây bộ truyền ngoài xích: un(sb)=ux(sb)=2 uh(sb) tỉ số truyền của hộp giảm tốc, ở đây là bộ truyền trục vít: uh(sb)=utv(sb)=20 Vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động: usb= un(sb).uh(sb)= 2.20= 40 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức 2.18[1]: nsb= nlv.usb= 26,2.40= 1048 (vg/ph) 1.3. Chọn động cơ Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc Pct , nđc » nsb Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđc= 1000 (vg/ph) Đồng thời có mômen mở máy thỏa mãn: Do hệ dẫn động hoạt động ở chế độ tải trọng tĩnh nên mômen mở máy bằng mômen xoắn của tải tức là: Tmm= T Do đó: Vậy ta cần chọn động cơ có: Theo bảng P1.3[1] phụ lục với Pct= 5,78 (Kw) và nđc= 1000 (vg/ph) Ta chọn được động cơ: 4A132M6Y3 với các thông số kĩ thuật là: Công suất : 7,5 (Kw) Số vòng quay : 968 (vg/ph) Đường kính trục: 38 (mm) Khối lượng : 93 (kg) Kết luận động cơ 4A132M6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. 2. Phân phối tỉ số truyền 2.1. Xác định tỉ số truyền chung của hệ dẫn động Theo công thức 3.23[1] ta có: Trong đó: nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn nlv: Số vòng quay của trục máy công tác 2.2. Phân phối tỉ số truyền Theo công thức 3.24[1] ta có: usb= un.uh Trong đó: un: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: un= ux uh: Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc. uh= utv Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích ux=2,5 thì tỉ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít là: 3. Xác định các thông số trên các trục 3.1. Số vòng quay trên các trục + Tốc độ quay của trục I: n1 = nđc= 968 (vg/ph) + Tốc độ quay của trục II: n2 = = = 64,5 (vg/ph) + Tốc độ quay của trục công tác: = = = 25,8 (vg/ph) 3.2. Công suất tác dụng lên các trục + Công suất trên trục công tác: Pct= Pt= 4,13 (Kw) + Trục II: P2= (kw) + Trục I: P1= (kw) + Công suất trên động cơ: (Kw) Mô men xoắn trên các trục Ti = 9,55.. + Trục I : (N.mm) + Trục II : (N.mm) + Trục công tác: (N.mm) + Mômen xoắn trên trục động cơ: 4. Bảng tổng kết Trục Thụng số Động cơ I II Công tác U 1 14,78 2,5 P(Kw) 5,79 5,67 4,49 4,13 n(vg/ph) 968 968 64,5 25,8 T(Nmm) 57122,42 55938,53 664798,45 1528740,31 PHẦN 2: TÍNH CÁC BỘ TRUYỀN 1. Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền: P= P2= 4,49 (Kw) T= T2= 664798,45 (Nmm) n= n2= 64,5 (vg/ph) u= ux= 2,5 = 10o 1.1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ vận tốc thấp nên dung xích con lăn. 1.2. Chọn số răng đĩa xích Với u = 2,5, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1= 25 (răng) là số răng đĩa xích nhỏ Số răng đĩa xích lớn được xác định theo công thức5.1[1]: Z2 = u.Z 1 = 2.25 = 62,5 (răng) Do Z2 nguyên lên chọn Z2= 62 (răng) Tỷ số truyền thực: Sai số: 1.3. Xác định số bước xích Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện Với Pt : công suất tính toán P: công suất cần truyền, P = 4,49(kW) Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là: Z01= 25 (răng) và n01= 50 (vg/ph) Do vậy ta tính được: kz : hệ số răng, ta có kz = , kn: hệ số vòng quay kn =, với n01 = 50 vòng/phút Theo công thức 5.4[1] K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc Với k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền,tra bảng 5.6[1] với chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và ciều dài xích, chọn a=(30-50)p tra bảng 5.6[1] được: ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm va đập nhẹ, chọn kđ = 1,2 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca, kc=1,25 K = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95 Kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy với 3 dãy ta có: kd=2,5 Vậy ta có: Theo bảng 5.5[1], với Pt=2,7 và n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có: Bước xích : p = 25,4 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn Đường kính chốt : dc= 7,95 (mm) Chiều dài ống : B= 22,61 (mm) Công suất cho phép: [P]= 3,20 (Kw) Pt < [P] = 3,20 (kW). 1.4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 35p = 35.25,4= 889 (mm) Theo công thức 5.12[1], số mắt xích x = 114,49 Lấy số mắt xích chẵn xc = 114 Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục: =883 (mm) Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 3(mm) Vậy khoảng cách trục thực tế: a = 880 (mm). + Số lần va đập của xích Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây: i = Theo bảng 5.9[1], với p = 25,4 thì [i] = 30 Vậy i < [i] 1.5. Kiểm nghiệm xích về độ bền mòn Theo công thức 5.15[1] ta có S = Trong đó : Q: Tải trọng phá hỏng được tra trong bảng 5.2[1]. Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p= 25,4 thì tải trọng phá huỷ Q = 170,1 (KN) =170100 (N), khối lượng 1m xích q = 7,5 (kg) kđ : hệ số tải trọng động. Do chế độ làm việc trung bình kđ = 1,2. v= Ft: lực vòng, Ft = Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra Ta có: Fv = q.v2 =7,5.0,682 =3,468 (N) F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra, được tính theo công thức 5.16[1] : Fv= 9,81kf.q.a Trong đó: a: Khoảng cách trục, a=0,88 (m) kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 q: Khối lượng 1m xích, q= 7,5 (kg) F0 = 9,81.4.7,5.0,88 = 258,98 (N) Vậy S = Theo bảng 5.10[1] với n=64,5 (vg/ph) và p=25,4 có [s] = 8,2 Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 1.6. Xác định các thông số của dĩa xích Theo công thức 5.17[1] ta có: Đường kính vòng chia: Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =202,66 (mm), đĩa bị dẫn d2 = 501,49 (mm). Theo bảng 14.4b[1] ta có: Đường kính vòng đỉnh răng của: + Đĩa dẫn: + Đĩa bị dẫn: Bán kính đáy: r = 0,5025.dl + 0,05 Với dl tra trong bảng 5.2[1] đường kính con lăn ta được: dl=15,08(mm) Vậy: r = 0,5025.dl + 0,05=0,5025.15,08+0,05= 7,63 (mm) Đường kính chân răng: + Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2.r= 202,66–2.7,63= 187,4 (mm) + Đĩa bị dẫn: df2 = d2 – 2.r=501,49 –2.7,63= 486,23 (mm) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích: Theo công thức 5.18[1]: Trong đó: Ft : Lực vòng, Ft = 6602,94 (N) Fvđ : Lực va đập trên m=3 dãy xích, theo công thức 5.19[1]: Fvđ = 13.10-7.n.p3.m Fvđ = 13.10-7. 64,5.25,43.3 = 4,12 (N) E = . Vật liệu dung làm con lăn và răng đĩa là thép có E1= E2= E = 2,1.105 (Mpa) kđ : Hệ sô tải trọng động, kđ = 1,2 kr : Hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 25 (răng) tra bảng trang 87 sách tttkhdđ 1 ta cókr = 0,42 kd = 2,5 (do sử dụng 3 dãy xích) Theo bảng 5.12[1], với p = 25,4 và 3 dãy xích có A= 450 mm2 Vậy: Như vậy theo bảng 5.11[1] dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là = 600 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1. Tương tự với răng đĩa xích 2 do chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện nên cũng có: . 1.7. Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft Trong đó: kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích => bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15 Ft: Lực vòng, Ft=6602,94 (N) Vậy Fr = 1,15.6602,94 = 7593,33 (N) 1.8. Các thông số của bộ truyền xích: Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn Bước xích (mm) p 25,4 Số mắt xích x 114 Chiều dài xích (mm) L Khoảng cách trục (mm) a 880 Số răng đĩa xích nhỏ z1 25 Số răng đĩa xích lớn z2 62 Vật liệu đĩa xích Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ (mm) d1 202,66 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn (mm) d2 501,49 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ (mm) da1 213,76 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn (mm) da2 513,55 Bán kính đáy (mm) r 7,63 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ (mm) df1 187,4 Đường kính chân răng đĩa xích lớn (mm) df2 486,23 Lực tác dụng lên trục (N) Fr 7593,33 2. Thiết kế bộ truyền trục vít-bánh vít Các thông số của bộ truyền trục vít: P= P1= 5,67 (kw) n1= 968 (vg/ph) u= utv= 14,78 T1= 55938,53 (N) T2= 664798,45 (N) n2= 64,5 (vg/ph) Số ca làm việc: 2 (ca) Thời gian phục vụ: lh= 12500 giờ 2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục vít-bánh vít + Tính sơ bộ vận tốc trượt Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ: Trong đó: n1: Số vòng quay của trục vít T1: Mômen xoắn trên trục bánh vít vs= 3,8 (m/s) < 5 (m/s). Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpAЖ 9-4 đúc ly tâm có để chế tạo bánh vít có σb= 500(MPa), σch = 200 (MPa). Theo bảng 7.2[1] ta sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít là thép tôi, độ rắn mặt ren đạt độ cứng HRC45 2.2. Xác định ứng suất cho phép Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép nên chỉ cần xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu làm bánh vít. 2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpA Ж 9-4 ta có: với vs=3,8 (m/s) => . 2.2.2. Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: Với Vì tải trọng không đổi nên: NFE= 60.n2.t Với: n2: là số vòng quay của bánh vít trong 1 phút có: n2=64,5 (vg/ph) t: Tổng số thời gian làm việc của bộ truyền t=lh=12500 giờ => NFE= 60.64,5.12500=4,84. (chu kì) Do đó: Vậy : + Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.14[1], ta có: 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 7.16[1] ta có: Trong đó: z2: là số răng bánh vít. Với u= utv = 14,78, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 14,78.2 = 29,56 (răng), chọn z2=30 (răng) Tỷ số truyền thực: Sai số: q: Hệ số đường kính trục vít. Chọn sơ bộ q = 0,25.z2 = 0,27.30 = 8,1 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 8 T2: Mômen xoắn trên trục bánh vít. T2 = 664798,45 Nmm KH: Hệ số tải trọn. Chọn sơ bộ KH = 1,2 Vậy: Chọn aw= 190 (mm). 2.4. Xác định các thông số Modun dọc trục của trục vít: Theo công thức 7.17[1]: Chọn m theo trị số tiêu chuẩn trong bảng 7.3[1] ta được: m = 10 (mm) Tính chính xác khoảng cách trục aw: Lấy aw = 190 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: Thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 2.5. Kiểm nghiệm bánh vít 2.5.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Theo công thức 7.19[1] ta có điều kiện bền tiếp xúc của răng bánh vít là: + Tính lại vận tốc trượt: Theo công thức 7.20[1]: Trong đó: dw1 = m(q + 2x) = 10.(8 - 2.0) = 80 (mm) Do đó: KH: Hệ số tải trọng: KH= KH.KHv Với KH: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Do tải trọng không nên ta có KH=1 KHv: Hệ số tải trọng động. Theo bảng 7.6[1], vs=4,18 (m/s)5 (m/s) ta có cấp chính xác chế tạo bộ truyền là 8. Tra bảng 7.7[1] ta có: KHv= 1,24 KH= 1.1,24= 1,24 Vậy: => Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc 2.5.2. Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1]ta có điều kiện đảm bảo điều kiện bền uốn của bánh vít: Trong đó mn = m.cosγ= 10.cos= 9,7 : môdum pháp của răng bánh vít. b2 : chiều rộng vành răng bánh vít, mm, theo bảng 7.9[1] ta có: với z1= 2, b2 ≤ 0,75.da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.10.(8+2) = 75 Lấy b2 = 75 (mm) d2 đường kính vòng chia bánh vít, mm, d2 = m.z2 = 10.30 = 300 (mm) YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] theo số răng tương đương: Tra được YF = 1,71. KF: Hệ số tải trọng. KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1.1,24= 1,24 Vậy: Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn. 2.6. Xác định các kích thước bộ truyền Khoảng cách trục: aw=190 (mm) Mô đun : m=10 Hệ số đường kính: q=8 Tỷ số truyền : u= 15 Số ren trục vít : z1= 2 Số răng bánh vít : z2= 30 Hệ số dịch chỉnh : x=0 Góc vít : Chiều dài phần cắt ren trên trục vít: b1 (11+ 0,06.z2).m= (11+0,06.30).10= 128 (mm). Chọn b1= 130(mm) Chiều rộng bánh vít: b2= 75 (mm) Đường kính ngoài bánh vít: daM2 da2+1,5.m Với đường kính vòng đỉnh bánh vít: da2= m(z2 +2+2x)= 10.(30+2+2.0)= 320 (mm) daM2 da2+1,5.m = 320+1,5.10= 335 (mm) => chọn daM2= 300 (mm) Đường kính vòng chia: d1= q.m= 8.10= 80 (mm) d2= m.z2= 10.30= 300 (mm) Đường kính vòng đáy: df1= m.(q- 2,4)= 10.(8- 2,4)=56 (mm) df2= m(z2- 2,4+2x)= 10.(30-2,4+2.0)=276 (mm) Đường kính vòng đỉnh trục vít: da1= d1+2m= 80+2.10= 100 (mm) 2.7. Tính nhiệt truyền động trục vít Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít. Ta có nhiệt độ đầu trong hộp phải thỏa mãn điều kiện 7.31[1] : Trong đó : + t0: Nhiệt độ môi trường xung quanh, t0= + Aq: Diện tích bề mặt hộp được quạt nguội, Aq=0,3A. + A :Diện tích thoát nhiệt cần thiết. + Ktq: Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt được quạt, với số vòng quạt n= 968 (vg/ph) => Ktq= 20,5 + [td]: Nhiệt độ cao nhất của dầu. Trục vít đặt dưới bánh vít. [td] = 90o + Kt: Hệ số tỏa nhiệt. Chọn Kt = 13 W/(m2.oC) + : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, lấy = 0,25 + η: hiệu suất thực tế của bộ truyền. Theo công thức 7.22[1] Với : Góc ma sát được tra bảng 7.4[1]theo vận tốc trượt vs=4,18(m/s) và vật liệu làm bánh vít.=> = 2,18 => + : hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do tải trọng ngắt quãng. Do tải trọng không đổi => =1 Từ điều kiện 7.31[1] ta có diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là: 2.8. Lực tác dụng lên trục. Theo công thức 10.2[1] ta có: Với góc ma sát: nên ta có: Ft1= Fa2= Fa1.tg= 4431,99.tg14,033 = 1107,76 (N) Fr1= Fr2= Fa1.tg= 4431,99.tg20= 1613,11 (N) 2.9. Các thông số bộ truyền trục vít. Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục (mm) aw 190 Mô đun (mm) m 10 Hệ số đường kính q 8 Tỷ số truyền u 15 Số ren trục vít z1 2 Số ren bánh vít z2 30 Hệ số dịch chỉnh x 0 Góc vít (độ) γ Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 130 Chiều rộng bánh vít b2 75 Đường kính vòng đỉnh bánh vít (mm) da2 320 Đường kính vòng đỉnh trục vít (mm) da1 100 Đường kính vòng chia trục vít (mm) d1 80 Đường kính vòng chia bánh vít (mm) d2 300 Đường kính vòng đáy trục vít (mm) df1 56 Đường kính vòng đáy bánh vít (mm) df2 276 Đường kính ngoài bánh vít (mm) daM2 300 Lực tác dụng lên trục (N) Fa1= Ft2 Ft1= Fa2 Fr1= Fr2 4431,99 1107,76 1631,11 PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1. Chọn khớp nối Mômen cần truyền là: T = Tđc= 57122,42 (Nmm) Đường kính trục động cơ: dđc= 38 (mm) 1.1. Tính chọn khớp nối Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. Ta chọn khớp nối theo điều kiện: Trong đó: + Tt: Là mômen xoắn tính toán Theo công thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Đối với băng tải theo bảng 16.1[2] lấy k = 1,2 T: Mômen xoắn danh nghĩa T=57122,42 (Nmm) Vậy Tt = 57122,42.1,2= 68546,9 (Nmm)=68,5469 (Nm) + dt: Đường kính trục cần nối. Chọn = 16 (MPa) => Theo bảng 16.10a[2]. với: Ta được các thông số: Tra bảng 16.10 b[2] với 125 (Nm) ta được: 1.2. Lực từ khớp nối tác dụng lên trục. 1.3. Bảng các thông số khớp nối: Thông số Giá trị Mômen xoắn lớn nhất có thể đạt được (Nm) 125 Đường kính lớn nhất của trục nối (mm) 28 Số chốt 4 Đường kính vòng tâm chốt (mm) 90 Chiều dài phần tử đàn hồi (mm) 28 Chiều dài đoạn congxon của chốt (mm) 34 Đường kính của chốt đàn hồi (mm) 14 2. TÍNH TRỤC 2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có ứng suất xoắn cho phép . 2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo công thức 10.9[1]/186 ta có đường trục thứ k (k=1,2) được xác định: . Trong đó: T là momen xoắn, Nmm [τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ] = 15 Mpa Trục 1 có: T1= 55938,53 (N) => Trục 2 có: T1= 664798,45 (N) => Trục 1 là trục và của hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ nên chọn d1 theo tiêu chuẩn thỏa mãn: d1= (0,81,2).dđc= (0,81,2).38= (30,445,6) (mm) -Trục 1: chọn d1= 35 (mm) -Trục 2 : chọn d2= 65 (mm) 2.3. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực. Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Theo công thức 10.10[1], 10.11[1], 10.13[1] ta có: - Chiều dài mayơ nửa khớp nối, ta chọn nối trục vòng đàn hồi nên: lm12= (1,42,5).d1= (1,42,5).35= (4987,5) (mm) Chọn lm12 = 50 (mm) - Chiều dài mayơ đĩa xích : lm23= (1,21,5).d2= (1,21,5).65 = (7897,5) (mm) Chọn lm23 = 85 (mm) Chiều dài mayơ bánh vít: lm 22= (1,21,8).d2= (1,21,8).65 = (78117) (mm) chọn lm 22= 95 (mm) Theo bảng 10.3[1]ta chọn được các thông số sau: k1= 10 (mm) ,k2= 8 (mm), k3= 15 (mm), hn= 20 (mm) Theo bảng 10.2[1] với: d1= 35 (mm) => Chọn b01= 21 (mm) d2= 65 (mm) => Chọn b02= 33 (mm) Khoảng cách giữa các chi tiết quay và các gối đỡ. Theo hình 10.11[1] ta có: l12= 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn=0,5.(50+21) +15+ 20=70,5 (mm) l11= (0,91).daM2= (0,91).300= (270300). Chọn l11= 280 (mm) l22= 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2= 0,5.(95+33) +10 +8= 82 (mm) l21= 2.l22= 2.82= 164 (mm) lc23= 0,5.( b02+ lm23) + k3 + hn= 0,5(33+85) +15 +20= 94 (mm) l23= l21 + lc23= 164 +94= 258 (mm) 2.4. Đặt lực tác dụng lên các đoạn trục. Trục I: Fk= 248,62 (N) Fa1= 4431,99 (N) Fr1= 1631,11 (N) Ft1= 1107,76 (N) Trục II: Fx= 7593,33 (N) Fr2= 1631,11 (N) Fa2= 1107,76 (N) Ft2= 4431,99 (N) 2.5. Vẽ biểu đồ mômen cho trục I. 2.5.1. Tính các phản lực tác dụng lên ổ. Trong mặt phẳng tọa độ Oyz xét các phản lực Fyo, Fy1 sinh ra bởi các lực Fr1, Fa1. Ta có phương trình cân bằng: Với: Với d1 là đường kính vòng chia trục vít. Từ (2) ta có: Thay vào 1 ta được : Fy0= 1448,7 (N) Trong mặt phẳng O xét các phản lực Fx0, Fx1 xinh ra bởi lực Ft1. Ta có các phương trình cân bằng: Thay vào (3) ta có: Fx0= 859,14 - 616,48= 242,66 (N) 2.5. Vẽ biểu đồ mômen. 2.6. Xác định đường kính các đoạn trục. 2.6.1. Trục I. Tính mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục. Theo các công thức 10.15[1], và 10.16[1] ta có: Trong đó : Mxj, Myj: Là mômen uốn trong mặt phẳng Oyz và O tại các tiết diện j. Xét tại tiết diện 0. Ta có: Mx0= 17527,71 (Nmm), My0= 0, T0= 55938,53 (Nmm). => Xét tại tiết diện 2. Ta có: Mx2= My2= 0, T2= 55938,53 (Nmm). => Xét tại tiết diện 3. Ta có: Mx3= 86307,20 (Nmm), My3= 202818 (Nmm), T3= 55938,53 (Nmm). => Đường kính trục tại các tiết diện j được xác định theo công thức 10.17[1] ta có: Với : Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra bảng 10.5[1] ta được = 63 (MPa). Vậy đường kính trục tại các tiết diện :0, 2, 3 lần lượt là: Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục: d10= 40 (mm), d12= 35 (mm), d13= 45 (mm). 2.6.2. Trục II. Xuất phát từ yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d20= d21 = 65 (mm), d22= 60 (mm), d23= 70 (mm). 2.7. Chọn then. 2.7.1. Trục I. Tại tiết diện nối trục: Kích thước tiết diện then: lt= (0,80,9).lm12= (0,80,9).50 = (4045) (mm). Chọn lt= 40 (mm). Dựa vào bảng 9.1a[1] với d12= 35 (mm) ta có: b= 8 (mm), h= 7 (mm), t1= 4 (mm), t2= 2,8 (mm). Dựa vào bảng 9.5[1] ứng với dạng lắp cố định, vật liệu thép, đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có: = 100 (MPa) Dựa vào các công thức 9.1[1] và 9.2[1] ta có: Điều kiện bền dập: Điều kiện bền cắt: Với : T= T1= 55938,53 (Nmm) : Ứng suất cắt cho phép (MPa), với then bằng thép C45 tải trọng va đập nhẹ : = (2030) (MPa) => => 2.7.2. Trục II. Tại tiết diện lắp bánh vít : Kích thước tiết diện then: lt= (0,80,9).lm22= (0,80,9).95 = (7685,5) (mm). Ta chọn lt= 80 (mm). Dựa vào bảng 9.1a[1] với d23= 70 (mm) ta có: b= 20 (mm), h= 12 (mm), t1= 7,5 (mm), t2= 4,9 (mm). Tại chỗ lắp đĩa xích: Tương tự ta cũng có:Kích thước tiết diện then: lt= (0,80,9).lm23= (0,80,9).85 = (6876,5) (mm). Chọn lt= 70 (mm). Với d22= 60 (mm) tr bảng 9.1a[1] ta có : b= 18 (mm), h= 11 (mm), t1= 7 (mm), t2= 44 (mm). 2.8. Kiểm nghiệm trục. Theo 10.19[1] ta có điều kiện bền của trục I tại tiết diện j là: Trong đó: [s]: Là hệ số an toàn cho phép .[s]= 1,52,5. sσj: Là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτj: Là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σaj,τaj : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. σmj,τmj : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Với : Wj là mômen cản uốn tại tiết diện j: Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó: Với W0j: Mômen cản xoắn tại tiết diện j : : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Với: kx : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào trạng thái gia công và độ nhẵn bề mặt. Tra bảng 10.8[1] ta có kx= 1,06 với phương phápgia công trên máy tiện đạt Ra= (2,50,63) () ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.9[1] với phương pháp tăng bền, ky= 1. hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10. kσj, kτj : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn. + Tại tiết diện nguy hiểm 0. Ta xác định được các thông số: Với d0= 40 (mm). Tra bảng 10.10[1] ta có: Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 ta có: Vậy tại tiết diện 0 ta có: Vậy có: Vậy ta có: + Tại tiết diện nguy hiểm 3: Tương tự ta có: Với d3= 45 (mm) ta có: Tra bảng 10.13[1] với kiểu lắp k6 ta có: Vậy tại tiết diện 3 ta có: Vậy có: Vậy ta có hệ số an toàn tại tiết diện 3: Vậy trục I đủ bền. PHẦN 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN 1. Trục I. 1.1. Chọn loại ổ lăn. Do có lực dọc trục lớn nên ta sử dụng ổ đũa côn.Vận tốc trượt trên bộ truyền bánh vít – trục vít lớn, nhiệt sinh ra nhiều, trục bị giãn dài trong quá trình làm việc nên ta bố trí sơ đồ như hình vẽ: Dùng sơ đồ chữ O cho 1 đầu cố định đầu cồn lại tùy động bằng ổ bi đỡ. 1.2. Chọn sơ bộ ổ. Dựa vào bảng P2.11 chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7608 với các thông số: Ký hiệu 7608 Đường kính trong (mm) d 40 Đường kính ngoài (mm) D 90 Bề rộng vòng trong ổ (mm) B 33 Bề rộng vòng ngoài ổ (mm) C1 28,5 Góc tiếp xúc (độ) 11,17 Khả năng tải động (kN) C 80 Khả năng tải tĩnh (kN) C0 67,2 Dựa vào bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ kí hiệu ổ là 208 với các thông số: Ký hiệu 208 Đường kính trong (mm) d 40 Đường kính ngoài (mm) D 80 Bề rộng vòng trong ổ (mm) B 18 Khả năng tải động (kN) C 25,6 Khả năng tải tĩnh (kN) C0 18,10 1.3. Xác định tải trọng tác dụng lên các ổ. Ta có tổng phản lực tác dụng lên ổ: + Không đổi chiều lực từ khớp nối: Ta có: Fx0= 242,66 (N) Fy0= 1448,70 (N) Fx1= 616,48 (N) Fy1= 182,41 (N) + Đổi chiều lực từ khớp nối: Ta có: Ta sẽ tính được: Ta có phương trình cân bằng: Với: Với d1 là đường kính vòng chia trục vít. Từ (2) ta có: Thay vào 1 ta được : Fy0= 1448,7 (N) Trong mặt phẳng O xét các phản lực Fx0, Fx1 xinh ra bởi lực Ft1. Ta có các phương trình cân bằng: Thay vào (3) ta có: Fx0= 1356,37 – 491,28= 865,09 (N) Fx0= 865,09 (N) Fy0= 1448,70 (N) Fx1= 491,28 (N) Fy1= 182,41 (N) Vậy ta chọn tính chọn ổ lăn trong những trường hợp đổi chiều lực từ khớp nối. Tức là ta có: Fr0= 1687,34 (N) Fr1= 524,05 (N) 1.4. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 1.4.1. Ổ bi đũa côn. Bên cạnh lực dọc trục ngoài, trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs do các lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra: Ta có: Fs00= 0,83.e.Fr0 . Với Fs0= 0,83.e.Fr0= 0,83.0,3. 1687,34 = 420,15 (N) Tương tự có : Fs01= 0,83.e.Fr0= 0,83.0,3. 1687,34 =420,15 (N) Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ: Tải trọng quy ước trên các ổ: Q0=(X.V.Fr0+ Y.Fa00).kđ.kt Q1=(X.V.Fr0+ Y.Fa01).kđ.kt Trong đó : + V: Hệ số kể đến vòng nào quay. Do vòng trong quay => V=1. + kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1 khi + kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Tra bảng 11.3 với tải trọng tĩnh => kđ= 1. + X,Y : Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục. Tra bảng 11.4 dựa vào trị số : Ta có: Vậy với ổ 0 ta có:X=0,4 ; Y=0,4.cotg11,17=2,03 Với ổ 1 ta có : X=1 ;Y =0 Q0= (0,4.1. 1687,34 +2,03.4852,14).1.1= 10524,78 (N) Q1= (1.1.1687,34 +0.420,15).1.1= 1687,34 (N) Do ổ 0 chịu lực lớn hơn nên chỉ cần tính cho ổ 0. Khả năng tải động của ổ 0 là: Theo công thức 11.1 ta có: Trong đó : Q= Q0= 10524,78 (N) L: Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay => Trong đó: Lh: Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ Lh=12500 (giờ) n1; số vòng quay trên trục I; n1= 968 (vg/ph) m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ đũa côn có m=10/3 => = 75,94410 (kN)< C= 80 (kN). Vậy ổ đũa côn đã chọn đạt khả năng tải động. 1.4.2. Ổ bi đỡ. Theo công thức 11.3 ta có tải trọng quy ước: Q= X.V.Fr1.kt.kđ Tra bảng 11.4 ta có: X=1 Vậy: Q= 1.1. 524,05.1.1= 524,05 (N) Khả năng tải động : Với ổ bi đỡ thì m=3. => =4,70997 (kN)< C= 25,6 (kN) Vậy ổ bi đỡ đảm bảo điều kiện bền động. 1.5. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 1.5.1. Ổ bi đũa côn Theo công thức 11.18 ta có điều kiện: Qt C0 Trong đó: Qt: Trị số lớn hơn trong lớn hơn trong 2 giá trị Qt tính được theo công thức 11.19 và 11.20 : Qt= X0.Fr0+ Y0.Fa00. Qt= Fr0 Với : X0,Y0: Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Ta tra bảng 11.6 ta có: X0= 0,5 ; Y0= 0,22.cotg11,17=1,11 Qt= 0,5. 1687,34 + 1,11. 4852,14= 6229,55(N)> Fr0= 1468,88 (N) Vậy ta có: Qt= 6229,55 (N)= 6,22955 (kN)< C0= 67,2 (kN) Vậy ổ đũa côn đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 1.5.2.. Ổ bi dỡ Tương tự ta có với Fa00=0 ;X=0,6 => Qt= X0.Fr1= 0,6.524,05= 314,43(N)< 524,05 (N)=Fr1 Do đó Qt= 524,05 (N)=0,52405 (kN)< C0= 18,10(kN) Vậy ổ bi đỡ đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 2. TrụcII Trục có lắp bánh vít có lực dọc trục nên ta dùng ổ đũa côn. Dựa vào bảng P.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7313 có các thông số: Ký hiệu 7313 Đường kính trong (mm) d 65 Đường kính ngoài (mm) D 140 Bề rộng vòng trong ổ (mm) B 33 Bề rộng vòng ngoài ổ (mm) C1 28 Góc tiếp xúc (độ) 11,50 Khả năng tải động (kN) C 134 Khả năng tải tĩnh (kN) C0 111 PHẦN 5. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 1. Tính kết cấu của vỏ hộp Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ 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 tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm. Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32. 1.2. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được trình bày trong bảng dưới đây.Trong đó: a: khoảng cách trục ,chọn là khoảng cách trục bộ truyền trục vít. a = 190 (mm) L,B: Chiều dài và chiều rộng của vỏ hộp. Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.190 + 3 = 8,7(mm). Þ Chọn d = 8 > 6(mm) d1 = 0,9. d = 0,9. 8 = 7,2 (mm) Þ Chọn d1 = 7 (mm) Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 6,4 ¸ 8, chọn e = 7 (mm) h chọn h= 55 (mm) Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép lắp ổ, d4 Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5 d1> 0,04.a +10 = 0,04. 190 + 10 =17,6Þ Chọn d1 = 18 (mm) d2 = (0,7 ¸ 0,8).d1 Þ Chọn d2 = 13 (mm) d3 = (0,8 ¸ 0,9).d2 Þ Chọn d3 =11 (mm) d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 Þ Chọn d4 = 8 (mm) d5 = (0,5 ¸ 0,6).d2 Þ Chọn d5 = 6 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chọn S3 = 17 (mm) S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 => chọn S4= 16 (mm) K3 = K2-( 3¸5 )mm => chọn k3=38 (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 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ tra bảng 18.2 ta cú: D3= 125 (mm), D2= 100 (mm) K2=E2+R2+(3¸5)mm=>Chọn K2=42(mm) E2= 1,6.d2 = 1,6 . 13 = 20,8 (mm). R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 13 = 16,9 (mm) C=D3/2=125/2=62,5 (mm) k ³ 1,2.13 =15,6 Þ k = 16 (mm) h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Khi cú phần lồi:Dd,S1 và S2 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 24 (mm) Dd xác định theo đường kính dao khoét K1 » 3.d1 » 3.18 =54 (mm) q = K1 + 2d = 54 + 2.8 = 70 (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 các bánh răng với nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 9 (mm) D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 40 (mm) D2 ³ d = 8 (mm) Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) Lvà B : Chiều dài và rộng của hộp Hình 13: Một số kết cấu của vỏ hộp giảm tốc đúc 1.3. Các chi tiết khác có liên quan. 1.1.3. Vòng móc. Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công, lắp ghép trên nắp và thân thường lắp thêm vũng múc. Kích thước vũng múc được xác định: Chiều dày vũng múc: S =(2 ¸ 3).d = 16 ¸ 24 Þ Chọn S = 20 (mm) Đường kính vũng múc : d =(3 ¸ 4).d= 30 (mm) 1.3.2. Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép dùng 2 chốt định vị.Chọn chốt định vị hình côn : Tra bảng 18.4b ta có hình dạng kích thước chốt định vị hình côn: d = 6 (mm) ; c= 1,0 (mm) ; l = (20 ¸ 110) (mm) 1.3.3. Nắp quan sát. Theo bảng 18-5 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nắp quan sát: Bảng kích thước nắp quan sát. A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 150 100 190 140 175 - 120 12 M8x22 4 1.3.4. Nút thông hơi. Khi làm việc , nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm nhiệt ta chọn kết cấu hình 18-11C trang 96 sách TTTKHDĐCK tập 2. 1.3.5. Que thăm dầu 2. Bôi trơn hộp giảm tốc 2.1. Công dụng Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt. Để đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. 2.2. Bôi trơn bộ truyền trục vít. Phương pháp bôi trơn bộ truyền trục vít là phương pháp ngâm dầu. Trục vít nằm dưới nên mức dầu phải ngập ren trục vít nhưng không được vượt quá đường ngang tâm con lăn dưới cùng. Nếu không ngâm hết chiều cao ren trục vít thỡ nắp vũng vung dầu trờn trục vớt dầu được bắn lên bánh vít đến bôi trơn chỗ ăn khớp. 2.3. Bôi trơn ổ lăn. Cặp ổ đũa côn tren trục II được bôi trơn bằng mỡ. Để tránh cặn bẩn và dầu bôi trơn trong hộp bắn vào trong quỏ trỡnh làm việc ta phải làm nắp chắn mỡ. Cặp ổ đũa côn và ổ đỡ trên trục I bụi trơn bằng ngõm dầu. 3. Bảng thống kê lắp ghép, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép. Vòng trong của ổ lăn được lắp với trục theo hệ lỗ. Vòng ngoài của ổ lăn được lắp lên vỏ hộp theo hệ trục. Bảng thống kê dung sai và lắp ghép. Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Dung sai Khe hở độ dôi Trục Lỗ I Nắp ổ bi đỡ và vỏ hộp +25 0 -100 -290 -100 -315 Vòng trong của ổ bi đỡ và trục +18 +2 Vòng ngoài của ổ bi đỡ và vỏ hộp +25 0 II Mayơ bánh vít và trục Bạc-trục +30 0 +21 +2 +21 -28  TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Trịnh Chất –Lê Văn Uyển: Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,2- NXBKH&KT,Hà Nội, 2007 2. Nguyễn Trọng Hiệp- Chi tiết máy tập 1,2-NXBGD, Hà Nội, 2005 3. Ninh Đức Tấn- Dung sai và lắp ghép- NXBGD, Hà Nội, 2004