CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Công suất cần thiết trên trục của động cơ
Ta có công thức: (CT2.8)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
-Trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, (kW)
Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW
-Hiệu suất truyền động: η Tra (B2.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:
= 0,97 – hiệu suất một cặp bánh răng côn
=0,95 – hiệu xuất bộ truyền đai để hở
- Công suất làm việc của băng tải:
+ Do tải trọng thay đổi nên: Pt = Ptđ
(công suất tương đương) (CT2.12)_ (TTTKHDĐCK_Q1) (CT2.14)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
-Trong đó: nlv là số vòng quay trên trục làm việc nc là tỷ số truyền chung của hệ (CT3.24)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
Trong đó: un = 3 là tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai thang) ut = 4 là tỷ số truyền bộ truyền trong ( bánh răng)
uc - (với hệ dẫn động bằng băng tải) (CT2.16) (TTTKHDĐCK_Q1)
Ta chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1000 (v/p)
chọn động cơ
Tra bảng ở phụ lục tài liệu (P1.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1),chọn động cơ thỏa mãn với
Trong đó: là công suất động cơ là số vòng quay đồng bộ
Với nsb00 (v/p) và pct=4,84 (kw)
Ta sử dụng loại đông cơ 4A
Theo bảng (P1.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) – Phụ lục, chọn động cơ 4A132M6Y3 với các thông số kĩ thuật như sau:
Kiểu đông cơ Công suất (kw)
Vận tốc n( v/ph) Cos ϕ �% Tmax/Tdn Tk/ Tdn
Ta có = 1,8 < 2,0 = vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc
Phân phối tỷ số truyền
Tính lại tỉ số truyền chung: uc= nđc/ nlv = 968/78,13= 12,39
Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền trong:
Đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa nhằm đảm bảo tỷ số truyền không sai lệch quá mức cho phép, với giá trị tối thiểu là 4.
%) ta nên chọn tỷ số truyền theo tiêu chuẩn uđ =un = 3
Theo dãy số ở (T49)_ (TTTKHDĐCK_Q1) và dựa vào tỉ số bộ truyền ngoài đai thang un=3 ở (B 2.4) _ (TTTKHDĐCK_Q1): chọn uđ = un =3
Tỉ số truyền bộ truyền trong ubr: ubr = uc / uđ = 12,39 / 3 = 4,13
Tính các thông số trên các trục
Công suất trục công tác là:
Công suất trục II là:
PII = Pctac / η 2ctac = Pctac / (η k× ηổ) = 5,40 / (0,99×0,99) = 5,51 kW
PI = PII / η 12 = PII / (η br ×ηổ) = 5,51 / (0,99×0,97) = 5.74 kW
Công suất trục động cơ là:
Số vòng quay trục động cơ là: nđc = 968 v/ph
Số vòng quay trục I là: nI = nđc / uđ = 968 / 3= 322,67v/ph
Số vòng quay trục II là: nII = nI / ubr = 322,67 / 4,13 = 78,13v/ph
Số vòng quay trục công tác là: nctac = nII = 78,13 v/p
Momen xoắn trục động cơ là:
Momen xoắn trục trục I là:
Momen xoắn trục trục II là:
Momen xoắn trục công tác là:
Bảng kết quả tính toán
Trục Thông số Động cơ I II Công tác
Tỷ số truyền u uđ =3 ubr=4,13 uk=0,99
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
Công suất trên trục chủ động: P1 = Pđc =6,10 kw.
Mô men xoắn trên trục chủ động: T1 = Tđc = 60180,79 Nmm.
Số vòng quay trên trục chủ động: n1 = nđc = 968 v/ph.
Tỉ số truyền bộ truyền đai: u = uđ = 3
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: � = 50 o
Chọn loại đai và tiết diện đai
Căn cứ công suất động cơ Pđc = 6,10 ( kW) , tỉ số truyền uđ = 3 và điều kiện làm việc va đập vừa ta chọn loại đai là : đai thang thường.
Dựa vào (H4.1) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn tiết diện đai Ƃ với các thông số theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
Ta có bảng thông số:
A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ d1
Chiều dài giới hạn l (mm) bt b h yo Ƃ 14 17 10,5 4,0 138 140- 280 800- 6300
Chọn đường kính bánh đai
Theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140 (mm)
Kiểm tra về vận tốc đai
Trong đó hệ số trượt � = 0,01 ÷ 0,02 , ta chọn � = 0,01.
Theo (B4.26) _ (TTTKHDĐCK_Q1) ta chọn d2 = 400 (mm)
Tỉ số truyền thực tế: �� = = 2,89
Sai lệch tỉ số truyền:
Xác định khoảng cách trục a
Theo (B4.14) _ (TTTKHDĐCK_Q1) ta chọn sơ bộ khoảng cách trục Với u= 2,89 dùng phương pháp nội suy
Kiểm tra điều kiện của a:
Xác định chiều dài đai
Theo (CT4.4) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chiều dài đai:
Theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn chiều dài đai tiêu chuẩn
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (CT4.15) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
Tính chính xác lại khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn � = 1700 mmTheo (CT4.6) _ (TTTKHDĐCK_Q1):
Xác định vòng góc ôm trên bánh đai nhỏ:
Xác định số đai z
- P1: Công suất trên trục bánh răng chủ động
Theo (CT4.16) _ (TTTKHDĐCK_Q1): � Có P1 = Pđc =6,10
Tính [P0] theo (B4.19) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với d1 0 mm; v = 7,10 m/s
Nội suy 2 lần ta được kết quả:
- Kđ: hệ số tải trọng động
Theo (B4.7) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn Kđ ở chế độ làm việc 2 ca:
- ��: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm �1
- �� : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
Theo (B4.16) _ (TTTKHDĐCK_Q1) dùng nội suy:
- ��: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền.
Theo (B4.17) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với u = 2,89 dùng nội suy:
- ��: hệ số kế đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều cho các dây đai.
Ta có công thức = Z’ = 3,07 (B4.18) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
Thông số cơ bản của bánh đai
Chiều rộng bánh đai, theo (CT4.17) và (B4.21) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
-Đường kính ngoài của bánh đai: (CT18) _ (TTTKHDĐCK_Q1) da1 = d1 +2ho = 140 +2×4,2 = 148,40 mm; da2= d2 + 2ho = 400 + 2×4,2 = 408,40 mm
- Đường kính chân bánh đai: dz1 = da1 – H = 148,40 – 16 = 132,40 mm; dz2 = da2 – H = 408,40 − 16= 392,40 mm
2.8.Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng ban đầu, theo (CT4.19) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng: Fv = qm ×v 2
Lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại đai Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ d1 140 mm Đường kính bánh đai lớn d2 400 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ �1 137,88 o
Lực căng ban đầu Fo 218,39 N
Lực tác dụng lên truc Fr 1630,42 N
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HGT…
Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
- Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động theo (CT 6.52a_ (TTTKHDĐCK_Q1):
KR =0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ0 (MPa) 1/3
→ KR =0,5.100P(MPa) 1/3 u – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u = 4,13
T1 – Momen xoắn trên trục dẫn : T1= 169885,64 mm
Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng ; lấy Kbe =0,25 (vì u = 4,10 >3)
KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành rang côn, với:
Tra (B6.21)_ (TTTKHDĐCK_Q1) theo sơ đồ 1, trục lắp trên ổ đũa, từ tỷ số bằng phương pháp nội suy tính được:
– ứng suất tiếp xúc cho phép mm
- Đường kính chia ngoài bánh nhỏ :
Công thức liên hệ giữa (CT 6,52a) và
Xác định các thông số ăn khớp
- Số bánh răng nhỏ : theo (B6.22)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta đc : z1p= 17
- khi độ rắn mặt rang H1,H2 < HB 350
Ta có : ta có z1=1,6zp1 = 27,2
- Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ : (CT 6.54) _ (TTTKHDĐCK_Q1) mm (CT 6.55) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
- Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức
- Theo (B6.8)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 4 mm do đó:
Tính lại mte mtm= mte×(1- 0,5×kbe)
- Góc côn chia : δ1=arctg(z1/z2) =arctg(26/106) = 13,78 o
- Tính lại tỉ số truyền : u1= z2/z1= 4,08
-Theo (B6.20) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với z1= 26 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều( nội suy):
Tính lại chiều dài côn ngoài :
- Tính lại đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1=z1.mtm&×3,50 = 91 mm
- Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 218,28 0,25 = 54,57 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo (CT 6.58)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :
ZM- theo (B6.5)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có ZM= 274 (MPA) 1/3
ZH – theo (B6.12)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với x1 + x2 =0,β=0: ta có
T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 169885,64 N.mm zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức khi có
Kh – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo
Hệ số kHβ được xác định là 1,13, trong đó kHα phản ánh sự tập trung phân bố tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với giá trị kHα là 1 cho bánh răng côn và bánh răng thẳng Hệ số kHV xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, được tính theo công thức (CT 6.63).
Trong đó: với vận tốc vòng v: (CT 6.62) _ (TTTKHDĐCK_Q1)
Tra (B 6.15)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp: δ H = 0,006
(B6.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) có trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước rang : go = 82 với cấp chính xác là 9
Với các trị số vừa tìm được , ta có :
Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc:
Ra = 2,5…1,25àm=>ZR= 0,95 dae < 700 mm => KxH=1
Như vậy Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc với chênh lệch
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Theo (CT 6.65)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:
Có mtm=mnm kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo
(CT 6.67)_ (TTTKHDĐCK_Q1): kF=kFβ×kFα×kFv
Hệ số kFβ là yếu tố quan trọng trong việc xem xét sự tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với giá trị kFβ = 1,25 theo quy định (B6.21) trong TTTKHDĐCK_Q1 Hệ số kFα được sử dụng để đánh giá sự tập trung tải trọng không đều giữa các răng, với kFα = 1 Đồng thời, hệ số kFv phản ánh ảnh hưởng của tải trọng động, được xác định theo công thức (6.68).
Theo (B6.15) và (B6.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có: δF = 0.016 ; g0 82
Với răng thẳng Yβ = 1 (T108)_ (TTTKHDĐCK_Q1)) Với &,77 x1=0,37 ; x2 = -0,37
Tra (B6.18)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có hệ số dạng răng:
Thay các giá trị vừa tính ta được :
⇒Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo
Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
- Theo (CT 6.48)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :
Theo (CT 6.49)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có: t,55×1,8 = 134,19 <
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn
Các thông số của bộ truyền bánh răng côn
Theo các công thức trong (B6.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :
- Đường kính chia ngoài : de de1= mte.z1 = 4×26= 104 mm de2= mte.z2 = 4×106= 424 mm
- Đường kính trung bình của bánh :
- Chiều cao răng ngoài : he = 2×hte×mte + c = 2×1×4 + 0,8= 8,8 mm
- Với hte= cos β m = 1 mm ; c = 0,2×mte = 0,2×4 = 0,8 mm
- Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1×cosβ)×mte = (1+0,37×1)×4= 5,48 mm hae2= 2×hte×mte – hae1= 2×1×4 – 5,48 = 2,52 mm
- Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he - hae1= 8,8– 5,48= 3,32 mm hfe2= he- hae2 = 8,8 – 2,52 = 6,28 mm
- Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2×hae1×cosδ1= 104 + 2×5,48×cos( 13,78) = 114,64 mm dae2 = de2 + 2×hae2×cosδ2= 424 + 2×2,52×cos( 76,22 ) = 425,20 Mm
bảng kết quả tính
TT Tên thông số, kích thước Giá trị
1 Chiều dài côn ngoài (mm) Re = 218,28 (mm)
2 Mô đun vòng ngoài mte = 4 (mm)
3 Chiều rộng vành răng b = 54,57 (mm)
6 Đường kính chia ngoài de1 = 104 (mm) de2 = 424 (mm)
8 Chiều cao răng ngoài he = 8,8 (mm)
9 Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 5,48 (mm) hae2 = 2,52(mm)
10 Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 3,32 (mm) hfe2 =6,28 (mm)
11 Đường kính đỉnh răng ngoài dae14,64(mm) dae2B5,20(mm)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
Tính toán thiết kế trục
4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục
- Theo (CT10.9)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , đường kính trục thứ k với k1…3 là:
Với : - là mô men xoắn ở trục thứ k
- ứng suất cho phép đối với vật liệu thép CT45
Khi đó: , chọn 40 mm theo tiêu chuẩn (B10.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
, chọn 65 mm theo tiêu chuẩn (B10.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
Dựa vào đường kính vừa chọn , ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo (B10 2 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có:
4.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách trục
4.2.2.1 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo (CT 10.12)_
Đường kính của trục bánh răng côn được ký hiệu là d, trong khi k đại diện cho số thứ tự trong hộp giảm tốc Ngoài ra, i là số thứ tự của tiết diện trục, nơi lắp đặt các chi tiết tham gia vào quá trình truyền tải trọng.
- Chiều dài maoy ơ bánh răng côn nhỏ:
- Chiều dài maoy ơ bánh đai lớn:
- Chiều dài maoy ơ bánh răng côn lớn:
- Chiều dài maoy ơ nửa khớp nối:
-chọn trong (B10 3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có:
+ : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
+ : Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp
+ : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ
+ : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
4.2.2.3 Xác định chiều dài của các đoạn trục:
- Theo (B10 4 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) , xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H.10.10 - tr 193)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có các kết quả như sau:
Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết bên ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ được tính như sau: lc12 = 0,5×(lm12 + bo1) + k3 + hn = 66,5 mm và lc22 = 0,5×(lm22 + bo2) + k3 + hn = 113 mm Đối với l11, ta có l11 = (2,5…3)×d1 = (2,5…3)×40 = (100 …120) mm, và chọn l11 = 110 mm Cuối cùng, l13 được tính bằng công thức l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5×(b01 – b13× cosδ1).
4.2.3 xác định tải trọng tác dụng lên trục:
4.2.3.1 xác định lực tác dụng lên trục I a) Dựa vào (H10.1c-T183)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo công thức 10.3 :
=> (CT10.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) Trong đó góc ăn khớp
Lực dọc trục: công thức 10.3
Tính phản lực liên kết:
Giả sử chiều như hình vẽ:
- Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai:
Tính phản lực của các gối đỡ B và C:
Vẽ biểu đồ momen: b) Tính lại đường kính của trục I
- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 40 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa.
- theo (B10.5)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 50 Mpa.
- Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: (CT10.17)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2
(CT10.15 và CT10.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) momen tương đương được tính theo công thức :
Xét các mặt cắt trên trục I:
Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:
- Mô men xoắn TI = 169885,64 Nmm;
- Mô men tương đương trên mặt cắt A:
- Kích thước của trục tại mặt cắt A:
- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:
Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men xoắn TI = 169885,64 Nmm;
- Mômen tương đương trên mặt cắt B:
- Kích thước của trục tại mặt cắt B:
Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men xoắn TI = 169885,64 Nmm;
- Mômen tương đương trên mặt cắt C:
- Kích thước của trục tại mặt cắt C:
Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:
- Mô men xoắn TI = 169885,64 Nmm;
- Mômen tương đương trên mặt cắt D :
- Kích thước của trục tại mặt cắt D:
Tại mặt cắt D, việc lắp bánh răng côn yêu cầu có rãnh then, do đó kích thước của trục cần tăng thêm 4% Kích thước của trục tại mặt cắt D được điều chỉnh tương ứng với yêu cầu này.
Dựa trên yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng cho các chi tiết trên trục, chúng tôi đã xác định đường kính phù hợp cho các đoạn trục.
4.2.3.2 xác định lực tác dụng lên trục I I
- Ta có lực vòng tác dụng tại khớp nối:
Dựa vào (H10.1c)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo (CT10.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
Tính phản lực liên kết:
Giả sử chiều của các lực như hình vẽ:
• Xét trong mặt phẳng oxz:
• Xét trong mặt phẳng oyz : với
Tính lại đường kính của trục I I:
Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d2 = 60 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa
Theo tài liệu B10.5, giá trị ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục được xác định là 48 MPa Đường kính tại các mặt cắt của trục được tính toán dựa trên công thức cụ thể.
Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 (CT10.15 và CT10.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) momen tương đương được tính theo công thức :
Xét các mặt cắt trên trục II:
• Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc
- Mô men tương đương trên mặt cắt E:
- Kích thước của trục tại mặt cắt E : mm
• Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền:
Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần bên trái của F:
- Mômen tương đương trên mặt cắt F: h4358,93 Nmm
- Kích thước của trục tại mặt cắt F:
Do mặt cắt tại Fcó rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt F là:
• Xét mặt cắt trục tại điểm G- điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mo men tương đương trên mặt cắt G:
- Kích thước của trục tại mặt cắt G:
Để nâng cao khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục và đảm bảo sự đồng bộ khi lựa chọn ổ lăn, cần chọn kích thước của ngõng trục tại điểm E và G là giống nhau.
Dựa trên yêu cầu về độ bền, khả năng lắp ghép dễ dàng và công nghệ, chúng tôi đã chọn đường kính cho các đoạn trục như sau:
4.2.3.3 Tính toán mối ghép then
Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục I :
Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với đường kính trục chỗ lắp then là d = 35 mm Ta chọn loại then là then bằng có :
Tiết diện Đường kính trục
Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là :
Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh đai lớn là :
- Kiểm nghiệm độ bền của then :
Theo (CT9.1 và CT9.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có: độ bền dập : Độ bền cắt :
Then lắp trên bánh răng côn nhỏ :
Then trên bánh đai lớn :
Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I.
Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục II :
Theo (B9.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với đường kính trục chỗ lắp then là d e mm Ta chọn loại then là then bằng có :
Tiết diện Đường kính trục
Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng lớn là :
- Kiểm nghiệm độ bền của then : độ bền dập : Độ bền cắt:
Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục II
4.2.4 Kiểm nghiệm độ bền mỏi các trục :
Sau khi xác định đường kính trục mà chưa xem xét đến ảnh hưởng của độ bền mỏi, cần chú ý đến các đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt.
Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên.
-Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện :
Theo (CT10.20) & (CT10.21)_ (TTTKHDĐCK_Q1) : τ-1=0,58×σ-1 = 0,58× 261,6 = 151,73 (MPa)
Kiểm nghiệm bền mỏi tại C.
- Trị số tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1)đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với
=> Kσ/εσ=2,06 , Kτ/ετ= 1,64 vậy công thức dùng giá trị dùng để tính là:
KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_
(TTTKHDĐCK_Q1) ta có :Kx = 1,06 ( tiện Ra 2,5 0,63)
KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9)_
(TTTKHDĐCK_Q1) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6.
- các hệ số được xác định:
Tại trục có đường kính
Ta có momen uốn tổng:
- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại gối đỡ C có dc@ mm.
Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có các kích thước của then:b m , t1=5 m
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:
Hệ số an toàn s được xác định theo C(T10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
Trị số tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với
Mà tại D có rãnh then nên ta có:
(B10.12)_ (TTTKHDĐCK_Q1) nội suy theo (B10.10)_ (TTTKHDĐCK_Q1)
So sánh các giá trị với nhau, với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính
KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_
(TTTKHDĐCK_Q1) ta có :Kx = 1,06 ( tiện Ra 2,5 0,63)
KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9)_
(TTTKHDĐCK_Q1) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6.
- các hệ số được xác định:
Tại trục có đường kính
Ta có momen uốn tổng:
- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng D có dD5 mm.
Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có các kích thước của then: b m , t1=5 m
Momen cản xoắn WoC: w75,63 Nmm
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:
Hệ số an toàn s được xác định theo (CT10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) : Momen cản xoắn WoD: v47,06 Nmm
→ Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền
Trị số tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với
KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_
(TTTKHDĐCK_Q1) ta có :Kx = 1,06 ( tiện Ra 2,5 0,63)
KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9)_
(TTTKHDĐCK_Q1) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6.
- các hệ số được xác định:
Tại trục có đường kính
Ta có momen uốn tổng:
- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại gối đỡ G có dG` mm.
Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có các kích thước của then: b m , t1=7 m
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:
Hệ số an toàn s được xác định theo (CT10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
Trị số tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với
KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_
(TTTKHDĐCK_Q1) ta có :Kx = 1,06 ( tiện Ra 2,5 0,63)
KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9) )_
(TTTKHDĐCK_Q1) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6.
- các hệ số được xác định:
Tại trục có đường kính
Ta có momen uốn tổng:
- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng F có dFe mm.
Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có các kích thước của then: b m , t1=7 m
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:
Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:
Hệ số an toàn s được xác định theo (CT10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
→ Vậy trục I I đảm bảo điều kiện bền
TÍNH CHỌN Ổ TRỤC
Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc
- Các số liệu đã có như sau : Phản lực tại các ổ đã tính :
- ta có: Fat1 = Fa1 = 319,04 N : là tổng lực dọc trục ngoài từ các chi tiết quay tác dụng lên trục và từ trục truyền đến ổ.
Lực hướng tâm trên các ổ trục C và B:
Fr0 = FrB Fr1 = FrC - Xét tỷ số :
Đối với tải trọng nhỏ, cần có cả lực hướng tâm và lực dọc trục tại các ổ, vì vậy yêu cầu về độ cứng của ổ đỡ trục bánh răng côn dẫn đến việc lựa chọn ổ đũa côn.
- Chọn sơ bộ ổ cỡ trung theo (B _P2.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có
C 1 mm T mm r mm r 1 mm α(o) C kN
Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ
- Theo (B11.4)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với ổ đũa đỡ chặn:
- Theo (CT11.7)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ
- Xác định tổng lực dọc trục theo (CT11.10)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có
Lấy Fa0 - Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y
Xác định tải trọng động qui ước , theo (CT11.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
Q : Tải trọng động qui ước
Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục
Hệ số V = 1 được sử dụng để tính toán ảnh hưởng của vòng trong quay, với hệ số kt = 1 để phản ánh tác động của nhiệt độ Hệ số kđ là 1,3, được áp dụng cho tải trọng va đập vừa.
Vậy ta có tải trọng qui ước tại B và C là :
Như vậy chỉ cần tính cho ổ C (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo
(CT11.13)_ (TTTKHDĐCK_Q1) tải trọng động tương đương :
Qi là tải trọng động qui ước
Li thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m 10/3
Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn)
Theo (CT11.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , khả năng tải động của ổ :
Cđ :khả năng tải động của ổ
L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,
Từ (CT11.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) suy ra :
Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng động yêu cầu
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :
Theo (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với ổ đũa côn :
Theo (CT11.19) và (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có khả năng tải tĩnh : Xét tại 1 ta có:
Vậy ổ lăn thỏa mãn điều kiện tải tĩnh
Chọn ổ lăn cho trục trung gian II của hộp giảm tốc
- Phản lực tại các ổ đã tính được :
- Lực dọc trục: Fat2 = Fa2 = 1300,85 N
Để đáp ứng yêu cầu về độ cứng cho ổ đỡ trục bánh răng côn, với tải trọng nhỏ bao gồm cả lực hướng tâm và lực dọc trục, việc lựa chọn ổ đũa côn là hợp lý.
- Chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ theo (B_P2.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:
Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ
- Theo (B11.4)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với ổ đũa đỡ chặn:
- Theo (CT11.7)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ
- Xác định tổng lực dọc trục theo (CT11.10)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có
- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y
YXác định tải trọng động qui ước , theo (CT11.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :
Q : Tải trọng động qui ước
Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục
Hệ số V = 1 được sử dụng để tính toán ảnh hưởng của vòng trong quay kt, trong đó kt = 1 Hệ số kđ phản ánh đặc tính tải trọng, với tải trọng va đập vừa được xác định là kđ = 1,3 (theo B11.3, TTTKHDĐCK_Q1).
Vậy ta có tải trọng qui ước tại E và G là :
Như vậy chỉ cần tính cho ổ E (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo
(CT11.13)_ (TTTKHDĐCK_Q1) tải trọng động tương đương :
Qi :là tải trọng động qui ước
Li: thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m :là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m/3
Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn)
Theo (CT11.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , khả năng tải động của ổ :
Cđ :khả năng tải động của ổ
L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Từ (CT11.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) suy ra :
Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng động yêu cầu
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :
Theo (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với ổ đũa côn :
Theo (CT11.19) và (B11.6 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có khả năng tải tĩnh : Xét tại 1 ta có:
Vậy ổ lăn thỏa mãn điều kiện tải tĩnh
THIẾT KẾ VỎ HỘP, LỰA CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN
Vỏ hộp giảm tốc
- Thiết kế vỏ hộp đúc bằng Gang Xám GX15-32.
- Mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng.
6.1.2 kết cấu và kích thước cơ bản:
- Kết cấu gồm 2 phần: nắp hộp và thân hộp.Chúng được ghép với nhau bằng bu lông.
Mặt chân đế được thiết kế với hai dãy lồi thay vì phẳng, giúp giảm thiểu tiêu hao vật liệu và thời gian gia công, đồng thời cải thiện khả năng lưu thông không khí để thoát nhiệt hiệu quả hơn.
Tra (B18-11)_ (TTTKHDĐCK_Q2) ta có kích thước :
Chọn δ = 8 (mm) δ1 = 0,9×δ = 0,9×8 = 7,2 (mm) chọn Gân tăng cứng: Chiều dày, e
Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)×δ = 6,4 ÷ 8 mm Chọn e = 8 (mm) h< 58 mm = 5× δ =5×8= 40 khoảng 2 0 Đường kính:
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp của thăm, d5 d1> 0,04×Re + 10 = 0,04× 218,28 + 10 18,73 (mm) Chọn d1 = 20 (mm)
Chọn bu lông M20 ( Theo TCVN). d2 = (0,7÷0,8)×d1 = 14÷16 mm chọn d2 16(mm)
Chọn bu lông M16 ( Theo TCVN). d3 = (0,8÷0,9)×d2 = 12,8÷14,4 mm chọn d3 = 12 (mm)
Chọn bu lông M12 ( Theo TCVN). d4 = (0,6÷0,7)×d2 = 9,6÷11,20 chọn d4 = 10 (mm)
Chọn bu lông M10 ( Theo TCVN). d5 = (0,5÷0,6)×d2 = 8÷9,6 chọn d2 = 8 (mm)
Chọn bu lông M8 ( Theo TCVN).
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
K3 = K2 - (3÷5) = 48- (3÷5)= 45÷43 mm chọn K3 = 45 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ,
Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C
(k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Trục I: D2 = 130 (mm), D3 = 160(mm) Trục II: D2 = 140(mm), D3 = 170 (mm)
Chiều dày: khi không có phần lồi
S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
K1 = 3×d1 = 3×16H (mm), q ≥ K1 + 2×δ H+2×8= 64 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1÷1,2)×δ = (1 ÷ 1,2)×8=(8÷9,6) chọn Δ = 9 (mm)
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên của các bánh răng với
Số lượng bu long nền Z= 4
6.1.3 Các chi tiết khác a Bu lông vòng.
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, cần lắp thêm bulông vòng vào nắp và thân Kích thước bulông vòng được xác định dựa trên khối lượng hộp giảm tốc Theo bảng tra cứu Re = 218,28 và Q = 132,90 từ tài liệu B18-3b_(TTTKHDĐCK_Q2).
Theo quy định tại (B18-3a) của (TTTKHDĐCK_Q2), chúng ta sử dụng bulông vòng M10 cho cửa thăm Cửa thăm được lắp đặt trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các tiết máy bên trong khi thực hiện lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Tham khảo thêm tại (18-5) để biết thêm chi tiết.
(TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ:
Ta có bảng kích thước:
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục
Lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân Để đạt được sự chính xác trong lắp ghép, chúng ta sử dụng hai chốt định vị Nhờ có chốt định vị, quá trình xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.
Ta chọn chốt định vị hình côn , với kích thước: d c l
8 mm 1,2 mm 25140 mm d Nút thông hơi.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, do đó cần phải giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để thực hiện điều này, nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm Theo quy định tại (B18-6)_(TTTKHDĐCK_Q2), chúng ta có thể chọn các kích thước phù hợp cho nút thông hơi.
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào (B18-8)_
(TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ
Ta có bảng thông số nút tháo dầu trụ : d b m f L c q D S D0
M16×1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 f Thiết bị kiểm tra tháo dầu : Que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d.
Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh ………………………………………… 77 Tài liệu tham khảo
6.2.1 Bôi trơn hộp giảm tốc
Dựa vào phương pháp dẫn dầu bôi trơn cho các chi tiết máy, có hai loại bôi trơn chính là bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Trong trường hợp này, do tốc độ của các bánh răng trong hộp giảm tốc là v=1,54 (m/s), nhỏ hơn 12 (m/s), nên phương pháp bôi trơn thích hợp cho bánh răng trong hộp là ngâm dầu.
Với vận tốc vòng của bánh răng côn v=1,54 (m⁄s) tra (B18.11)_
(TTTKHDĐCK_Q2) ta được độ nhớt để bôi trơn là:
Theo (B18.13)_ (TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn được loại dầu AK-20
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.
Khi ổ lăn được bôi trơn đúng cách, ma sát trong ổ sẽ giảm, ngăn chặn sự mài mòn và bảo vệ bề mặt kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp Điều này không chỉ giúp tăng tuổi thọ của ổ lăn mà còn giảm thiểu tiếng ồn trong quá trình hoạt động.
Ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại tốt hơn trong ổ và bảo vệ khỏi tạp chất cũng như độ ẩm Mỡ cũng có độ bền cao hơn khi chịu nhiệt, theo tài liệu B15.15a Loại mỡ thường sử dụng là LGMT2 và chiếm khoảng 1/2 không gian trong ổ.
6.2.2 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép.
Kiểu lắp ghép H7/k6 được chọn cho những mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp đảm bảo khả năng định tâm cao hơn với chiều dài mayơ l tối thiểu là (1,2 1,5)d, phù hợp cho các chi tiết như bánh răng, vòng trong ổ lăn, và cốc lót Đối với những trường hợp cần tháo lắp thuận tiện hơn, kiểu lắp lỏng D8/k6 sẽ được sử dụng, như trong trường hợp bạc lót với trục.
Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
Sai lệch chiều sâu rãnh then:
Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục
EI = 0 àm es = +18 àm ei = +2 àm
EI = 0 àm es = +18 àm ei = +2 àm
3 Vòng trong ổ lăn với trục 1 Φ35k6 es = +18 àm ei = +2 àm
4 Vòng ngoài ổ lăn với trục 1 Φ90H7 ES = + 25 àm
