ĐỀ 4: PHƯƠNG án 1 đồ án CHI TIẾT MÁY

TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY TRỘN CÓ THÙNG

Động cơ điện

Động cơ điện là thiết bị cung cấp momen cho hệ thống dẫn động, đóng vai trò quan trọng trong việc chọn lựa cho máy móc và thiết bị công nghệ Để lựa chọn đúng động cơ, cần nắm rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời lưu ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị được dẫn động.

Phân loại động cơ điện: a Động cơ điện một chiều

Ưu điểm của thiết bị này là khả năng dễ dàng điều chỉnh trị số momen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng Nó đảm bảo khởi động êm ái, hãm và đảo chiều một cách dễ dàng, vì vậy được ứng dụng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển.

- Nhược điểm: giá thành đắt, khó tìm kiếm trên thị trường, phải tăng thêm vống đầu tư để đặt các thiết bị chính lưu. b Động cơ điện xoay chiều

Bao gồm hai loại: một pha và ba pha

- Động cơ một pha: có công suất tương đối nhỏ nên thuận tiện cho các dụng cụ gia đình.

- Động cơ ba pha đồng bộ:

+ Ưu điểm: hiệu suất và cosφ cao, hệ số quá tải lớn.

+ Nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thanh tương đối cao.

- Động cơ điện ba pha không đồng bộ:

Động cơ không đồng bộ roto dây quấn có khả năng điều chỉnh vận tốc trong khoảng nhỏ (khoảng 5%), tuy nhiên, hệ số công suất của nó thấp, giá thành cao và kích thước cùng với quy trình vận hành khá phức tạp.

Động cơ không đồng bộ roto ngắn mạch có cấu trúc đơn giản và giá thành tương đối rẻ Loại động cơ này dễ bảo trì và làm việc đáng tin cậy, đồng thời có khả năng kết nối trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

Nhược điểm: Hiệu suất và hệ số công suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc.

Khi lựa chọn động cơ, động cơ điện ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch là sự lựa chọn phổ biến trong các ngành công nghiệp nhờ vào ưu điểm dễ dàng tìm kiếm trên thị trường.

Nối trục đàn hồi

Khớp nối đàn hồi là thiết bị quan trọng trong việc truyền chuyển động giữa hai trục, giúp nối các trục ngắn thành trục dài Nó còn có chức năng đóng mở các cơ cấu như ly hợp, ngăn ngừa quá tải và giảm tải trọng động, đồng thời bù đắp sai lệch giữa các trục Tỷ số truyền qua khớp nối thường bằng 1.

Hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc là một hệ thống truyền động trực tiếp, bao gồm các bộ truyền bánh răng với cấp nhanh và cấp chậm, được lắp đặt trên các trục Hệ thống này hoạt động trong một hộp kín với tỷ số truyền không đổi, nhằm mục đích giảm tốc độ và tăng mô men xoắn cho trục công tác.

- Đặc điểm của hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:

+ Ưu điểm: kích thước chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó kích thước nhỏ gọn hơn so với các hộp giảm tốc khác.

Khả năng tải cấp nhanh vẫn chưa được khai thác triệt để do tải trọng tác dụng vào cấp chậm cao hơn nhiều so với cấp nhanh, mặc dù khoảng cách trục giữa hai cấp là bằng nhau.

- Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí vì chỉ có một trục đầu vào và một trục đầu ra.

- Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp.

- Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong hộp.

- Trục trung gian lớn do khoảng cách các ổ đỡ lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và cứng cần phải tăng đường kính trục.

- Kích thước chiều rộng lớn.

I.4 Bộ truyền xích ống con lăn

- Khái niệm: Tải trọng động được truyền từ trục dẫn động sang trục bị dẫn nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích.

+ Không có hiện tượng trượt,hiệu suất cao hơn,có thể làm việc khi có quá tải đột ngột.

+ Không đòi hỏi phải căng xích,lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn.

+ Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai,nếu truyền cùng công suất và số vòng quay.

Bộ truyền xích hoạt động dựa trên sự ăn khớp giữa các xích và bánh xích, vì vậy góc ôm không quan trọng như trong bộ truyền đai.

+ Sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích khôn theo đường tròn mà theo hình đa giác,do vậy cần phải có bộ điều chỉnh xích.

+ Bố trí sau hộp giảm tốc nên vận tốc tối đa trên các trụ nhỏ v < 15m/s

Thùng trộn là thiết bị quan trọng được sử dụng để trộn các hỗn hợp như bê tông và vữa Thiết bị này được kết nối với hộp giảm tốc thông qua các khớp nối đàn hồi và các bộ truyền, giúp đảm bảo quá trình trộn diễn ra hiệu quả và đồng nhất.

Thùng trộn

II.1 Công suất cần thiết

- Hiệu suất truyền động tra bảng 2.3/19, tài liệu [1] ta có: ɳ= ɳ kn ɳ br1 ɳ br2 ɳ x ɳ 3 ol =0,99.0,98 0,98 0,95 0,99 3 =0,8764 Trong đó: + ɳkn hiệu suất nối trục đàn hồi

+ ɳbr1 hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng bánh 1

+ ɳbr2 hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng bánh 2

+ ɳx hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

- Công suất cần thiết của động cơ:

II.2 Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống

- Số vòng quay trên trục công tác: nct = 52 v/ph

- Chọn tỷ số truyền sơ bộ cho hệ thống bảng 2.4/21 tài liệu [1]: u sb =u h u x 2= 28

Trong đó: + uh tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

(8÷40) + ux=2 tỷ số truyền của bộ truyền xích (2÷5)

-Số vòng quay sơ bộ: n sb =n lv u sb R.2856 v / ph

- Động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:

P đc ≥ P ct =8,64 (kW ) n đc = n sb 56 v / ph

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Công suất cần thiết

- Hiệu suất truyền động tra bảng 2.3/19, tài liệu [1] ta có: ɳ= ɳ kn ɳ br1 ɳ br2 ɳ x ɳ 3 ol =0,99.0,98 0,98 0,95 0,99 3 =0,8764 Trong đó: + ɳkn hiệu suất nối trục đàn hồi

+ ɳbr1 hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng bánh 1

+ ɳbr2 hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng bánh 2

+ ɳx hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

- Công suất cần thiết của động cơ:

II.2 Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống

- Số vòng quay trên trục công tác: nct = 52 v/ph

- Chọn tỷ số truyền sơ bộ cho hệ thống bảng 2.4/21 tài liệu [1]: u sb =u h u x 2= 28

Trong đó: + uh tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

(8÷40) + ux=2 tỷ số truyền của bộ truyền xích (2÷5)

-Số vòng quay sơ bộ: n sb =n lv u sb R.2856 v / ph

- Động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:

P đc ≥ P ct =8,64 (kW ) n đc = n sb 56 v / ph

Theo bảng P1.3 /236-237, tài liệu [1] ta chọn động cơ như sau:

- Tỷ số truyền thực: u ch = n đc n lv = 1458

52 #,038 Trong đó: + nđc = 1458 số vòng quay động cơ đã chọn

+ nlv = 52 số vòng quay làm việc

- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc: u h = u t u x = 28,038

2 ,019 Trong đó: + ux = 2 tỷ số truyền của xích

Gọi un = uc.1,4 tỷ số truyền bánh rang cấp nhanh uc tỷ số truyền của bánh rang cấp chậm uh = un.uc

Bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1] chọn:

II.3 Công suất trên các trục

- Công suất động cơ trên trục I

- Công suất động cơ trên trục II

- Công suất động cơ trên trục III

- Công suất động cơ trên trục công tác (trục IV)

II.4 Tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục động cơ là: n 1 =n đc 58 v / ph

- Tốc độ quay trên trục (trục II ) là: n 2 = n 1 u n = 1458 4,79 04,38 v / ph

- Tốc độ quay trên trục (trục III ) là: n 3 = n 2 u c = 304,38

- Tốc độ quay trên trục công tác (trục IV ) là: n 4 = n 3 u x = 104,24

II.5 Momen xoắn trên các trục

- Công thức tính momen trên các trục:

Trong đó: P công suất (kW) n: số vòng quay (vòng/phút)

- Momen xoắn trên trục động cơ là:

- Momen xoắn trên trục I là:

- Momen xoắn trên trục II là:

- Momen xoắn trên trục III là:

- Momen xoắn trên trục công tác (trục IV) là:

Thông số Động cơ I II III Công tác

Công suất trên các trục

- Công suất động cơ trên trục I

- Công suất động cơ trên trục II

- Công suất động cơ trên trục III

- Công suất động cơ trên trục công tác (trục IV)

Tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục động cơ là: n 1 =n đc 58 v / ph

- Tốc độ quay trên trục (trục II ) là: n 2 = n 1 u n = 1458 4,79 04,38 v / ph

- Tốc độ quay trên trục (trục III ) là: n 3 = n 2 u c = 304,38

- Tốc độ quay trên trục công tác (trục IV ) là: n 4 = n 3 u x = 104,24

II.5 Momen xoắn trên các trục

- Công thức tính momen trên các trục:

Trong đó: P công suất (kW) n: số vòng quay (vòng/phút)

- Momen xoắn trên trục động cơ là:

- Momen xoắn trên trục I là:

- Momen xoắn trên trục II là:

- Momen xoắn trên trục III là:

- Momen xoắn trên trục công tác (trục IV) là:

Thông số Động cơ I II III Công tác

Momen xoắn trên các trục

III.1 Xác định thông số và chọn loại xích

Bảng 5.4 /80 Tài liệu [1] tỷ số truyền ux = 2

- Chọn + Z1 = 27 ( răng ) số răng đĩa xích bánh nhỏ tra bảng 5.4/20 Tài liệu [1]

+ Z2 = u.Z1 = 2.27 = 54( răng) số răng đĩa xích bánh lớn

P t =P 3 k k 2 k n ,26.1,56 0,926 1,919= 28,44( kW ) Tra bảng 5.6/82 Tài liệu [1] : k =k 0 k đc k c k đ k a k bt =1.1.1.1,2.1.1,3=1,56

+ k0 = 1 đường tâm của đĩa xích với mặt phẳng nằm ngang Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích: P = 38,1 mm < P

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Xác định thông số và chọn loại xích

Bảng 5.4 /80 Tài liệu [1] tỷ số truyền ux = 2

- Chọn + Z1 = 27 ( răng ) số răng đĩa xích bánh nhỏ tra bảng 5.4/20 Tài liệu [1]

+ Z2 = u.Z1 = 2.27 = 54( răng) số răng đĩa xích bánh lớn

P t =P 3 k k 2 k n ,26.1,56 0,926 1,919= 28,44( kW ) Tra bảng 5.6/82 Tài liệu [1] : k =k 0 k đc k c k đ k a k bt =1.1.1.1,2.1.1,3=1,56

+ k0 = 1 đường tâm của đĩa xích với mặt phẳng nằm ngang Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích: P = 38,1 mm < P

- Theo công thức 5.12/85 Tài liệu [1], số mắt xích:

- Lấy số mắt xích chẵn X = 120 tính lại khoảng cách trục theo công thức

5.13/85 Tài liệu [1]: a=0,25 P c [ X −0,5 ( Z 2 +Z 1 ) ] + √ [ X−0,5 ( Z 1 + Z 2 ) 2 ] −2 [ ( Z 2 −Z π 1 ) ] 2 a=0,25 34,8 [ 120−0,5 ( 54 +27 ) ] + √ [ 120− 0,5 ( 27+ 54 ) 2 ] − 2 [ ( 54 −27 π ) ] 2 06 mm Để xích không chiu lực căng quá lớn giảm a một lượng:

- Số lần va đập của xích theo bảng 5.14/85 Tài liệu [1]: i= Z 1 n 3

15.120 =1,56 ≤ [ i ] bảng 5.9/85 Tài liệu [1] n3 số vòng quay của đĩa xích dẫn bằng số vòng quay trục III 4,24 v/ph

III 2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo 5.15/85 Tài liệu [1] ta có: S= ( k đ F t + Q F 0 + F v ) ≥ [ S ]

Trong đó: + kđ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ,tải trọng mở máy 0% tải trọng làm việc)

+ Fv = q.v 2 = 5,5.1,79 2 = 17,62 (N) _lực căng do lực li tâm sinh ra

+ F0 lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động xinh ra :

Mà : + a = 1501 mm_ khoảng cách trục.

+ kf = 4 (khi bộ truyền xích nằm ngang 1 góc 40 0 )_hệ số phụ thuộc dộ võng f của xích và vị trí bộ truyền. + q khối lượng 1 mắt xích

Theo bảng 5.2/78 Tài liệu [1], (các thông số của xích con lăn) chọn xích con lăn 1 dãy

- Với P = 38,1 => tải trọng pha hỏng Q = 127 kN và khối lượng 1 mắt xích q = 5,5 (kg)

1,2.5731,8+ 323,95+ 17,62 17,59 Theo bảng 5.10/86 Tài liệu [1], với n1 = 200 v/ph,[ S ]=8,5

=> Kết luận bộ truyền đảm bảo đủ bền.

III.3 Đường kính đĩa xích

Công thức xác định đường kính đĩa xích:

- Đường kính đỉnh xích: d a 1 = p [ 0,5 + cotg ( Z π 1 ) ] = 38,1 [ 0,5+ cotg ( 27 π ) ] 45,02mm d a 2 = p [ 0,5 + cotg ( Z π 2 ) ] 8,1 [ 0,5+cotg ( 54 π ) ] g3,2 mm

- Đương kính đáy xích: d f 1 =d 1 −2 r28,19−2.11,2205,75 mm d f 2 =d 2 −2 r e5,26−2.11,22c2,82mm

Với d1",23 tra bảng 5.2/78 Tài liệu [1]

III.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18/87 Tài liệu [1] ta có : σ H =0,47 √ k r ( F t K A k đ + F d vđ ) E

Trong đó: + k r =0,396hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z

+ K đ =1,2hệ số tải trọng động

+ A95 mm 2 (1 dãy) diện tích bản lề tra bảng 5.12/87 Tài liệu [1]

+ k d =1hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

=> σ H 1 V5,89 Mpa≤ [ σ H1 ] do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiên độ cứng HB210 có [ σ H 1 ] `0 Mpa

Trong đó: + k r =0,396hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z

+ K đ =1,2hệ số tải trọng động

+ A95 mm 2 (1 dãy) diện tích bản lề tra bảng 5.12/87 Tài liệu [1]

+ k d =1hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

=> σ H 2 V5,73 Mpa≤ [ σ H2 ] do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiên độ cứng HB210 có [ σ H 2 ] `0 Mpa

III.5 Xác định lực tác dụng lên trục

Theo công thức 5.20/88 Tài liệu [1]: F r = k x F t =1,15.5731,8e91,57 N

Trong đó: kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền 1 góc < 40 0

Đường kính đĩa xích

Công thức xác định đường kính đĩa xích:

- Đường kính đỉnh xích: d a 1 = p [ 0,5 + cotg ( Z π 1 ) ] = 38,1 [ 0,5+ cotg ( 27 π ) ] 45,02mm d a 2 = p [ 0,5 + cotg ( Z π 2 ) ] 8,1 [ 0,5+cotg ( 54 π ) ] g3,2 mm

- Đương kính đáy xích: d f 1 =d 1 −2 r28,19−2.11,2205,75 mm d f 2 =d 2 −2 r e5,26−2.11,22c2,82mm

Với d1",23 tra bảng 5.2/78 Tài liệu [1]

III.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18/87 Tài liệu [1] ta có : σ H =0,47 √ k r ( F t K A k đ + F d vđ ) E

Trong đó: + k r =0,396hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z

+ K đ =1,2hệ số tải trọng động

+ A95 mm 2 (1 dãy) diện tích bản lề tra bảng 5.12/87 Tài liệu [1]

+ k d =1hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

=> σ H 1 V5,89 Mpa≤ [ σ H1 ] do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiên độ cứng HB210 có [ σ H 1 ] `0 Mpa

Trong đó: + k r =0,396hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z

+ K đ =1,2hệ số tải trọng động

+ A95 mm 2 (1 dãy) diện tích bản lề tra bảng 5.12/87 Tài liệu [1]

+ k d =1hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

=> σ H 2 V5,73 Mpa≤ [ σ H2 ] do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiên độ cứng HB210 có [ σ H 2 ] `0 Mpa

III.5 Xác định lực tác dụng lên trục

Theo công thức 5.20/88 Tài liệu [1]: F r = k x F t =1,15.5731,8e91,57 N

Trong đó: kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền 1 góc < 40 0

Xác định lực tác dụng lên trục

- Thời gian phục vụ: L = 8 năm.

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :

- Số vòng quay trục dẫn: n1 = 1458 (vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 71330,2 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

- Số vòng quay trục dẫn: n2 = 304,38 (vòng/phút).

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 331636,4 Nmm

IV.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1 Tài liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

- Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285

+ Giới hạn bền kéo : σb1 = 850Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch1 = 580Mpa

+ Độ rắn : HB1 = 245HB (giả thiết đường kính phôi dưới 60mm)

- Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240

+ Giới hạn bền kéo : σb2 = 750Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch2 = 450Mpa

+ Độ rắn : HB2 = 230HB (giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Cấp Chậm

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

- Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285

+ Giới hạn bền kéo : σb3 = 850Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch3 = 580Mpa

+ Độ rắn : HB3 = 250 HB (giả thiết đường kính phôi dưới 60mm)

- Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240

+ Giới hạn bền kéo : σb4 = 750Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch4 = 450Mpa

+ Độ rắn : HB4 = 235 HB (giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)

IV.2.2.Xác định ứng suất cho phép với bộ truyền cấp nhanh

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Trong đó: ni là tổng số giờ làm việc của bánh răng ở chế độ i

Tmax là momen xoắn lớn nhất c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

LH tuổi thọ làm việc tính bằng giờ : LH = 8.300.8 = 19200 (giờ)

- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc với số chu kỳ cơ sở của bánh răng :

Vì NHE1 ≥ NHO1 , NHE2 ≥ NHO2 cho nên khi tính toán ta lấy giá trị NHO1, NHO2 để tính toán KHL1 = KHL2 = KFL1 = 1

- Ứng suất uốn cho phép :

Vì bộ truyền làm việc với chế độ thay đổi nhiều bậc nên :

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFE0 = 5.10 6 (Chu kỳ )

Vì NHFE3 ≥ NFE3 , NHFE4 ≥ NFE4 nên ta chọn KFL1 = KFL2 = 1

Giới hạn mỏi uốn : σ 0 Flim=1,8 HB σ 0 Flim3=1,8HB3=1,8.250E0(Mpa) σ 0 Flim 4=1,8 HB 4=1,8.235= 423( Mpa)

Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ 0 Hlim=2 HB +70 σ 0 Hlim3=2HB3+70=2.250+70W0(Mpa) σ 0 Hlim 4=2 HB 4 +70=2.235+70T0 ( Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép: với KFC = 1 (động cơ quay 1 chiều) SF = 1,75 tra bảng 6.2 tài liệu [1]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: với SH = 1,1,KFL = 1 tra bảng 6.2 tài liệu [1]

Bánh răng trụ răng trụ răng nghiêng:

- Ứng suất quá tải cho phép:

IV.2.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ a w (sơ bộ)

Vì hộp giảm tốc đồng trục aw = 160 mm ,m = 2,5 mm

Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ta có : Ψb a= 0,3÷0,5, chọn Ψba = 0,5 theo tiêu chuẩn.

2 = 0,98 Với Ψ bd =0,98 tra bảng 6.7/98 tài liệu [1] ta có : KHò = 1,11 ,KFò = 1,23

IV.2.4 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

- Vận tốc của bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài được tính theo công thức 6.40 tài liệu [1]

+ n2 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn, n2 = 104,4 v/ph

+ dw2 đường kính vòng lăn d w 2 = 2 a w u 2 + 1 = 2.160

Với v = 0,445 m/s tra bảng 6.13 tài liệu [1] chọn cấp chính xác 9 với vận tốc giới hạn vgh = 4 m/s.

IV.2.5 Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng

Modul răng m = (0,01÷0,02)aw = 1,6÷3,2 (mm) theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chon m = 2,5 (mm)

- Chọn sơ bộ góc nghiờng răng: ò = 10 0

- Tổng số răng : Z t = Z 3 + Z 4 = 2 a w cos ⁡ (10 0 ) m = 2.160 cos ⁡ (10 0 )

- Số răng bánh dẫn : Z 3 = 2 a w cos ⁡ (10 0 ) m(u+1 ) = 2.160 cos ⁡ (10 0 )

- Số răng bánh bị dẫn :Z4 = Zt-Z3 = 126-32 = 94 (răng)

- Tỷ số truyền thực tế sau khi chọn răng : u t = Z 4

32 =2,9375 Sai số 0,6% thỏa mãn với điều kiện.

- Tớnh chớnh xỏc góc nghiờng ò cos( ò )= z t m

- Đường kính vòng chia : d 3 = m Z 3 cos(10 0 8) = cos 2,5.32 (10 0 8) ,26 ( mm ) d 4 = m Z 4 cos(10 0 8) = cos 2,5.94 (10 0 8) #8,72 ( mm )

- Đường kính vòng đỉnh : d a 3 = d 3 + 2m= 81,26+2.2,5= 86,26 (mm) d a 4 =d 4 + 2m#8,72 +2.2,5$3,72(mm)

- Chiều rộng vành răng :bw4 = Ψba.aw = 0,5.160 = 80 (mm) bw3 = bw4+5 = 80+5 = 85 (mm)

IV.2.6 Kiểm răng về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z ∈ d w 1 √ 2T 1 K b w H u (u 2 2 +1)

- ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp :

ZM = 274Mpa 1/3 tra bảng 6.5 tài liệu [1]

Hệ số ZH được tính bằng công thức ZH = √sin²cos(2(α ò tw b)), trong đó α tw = arctg(cosβ tgα) = arctg(cos tg(20)(10,8)) Góc nghiêng của răng trên trụ cơ sở được xác định bởi tg(β b) = cos(α t)·tg(β) = cos(20 0 17 0)·tg(10 0 8 0) = 90 31 0.

- Z ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

- ε β hệ số trùng khớp dọc : ε β = b w sin ⁡ ( β) mπ = 80.sin ⁡(10 0 8 0 )

- ε α hệ số trùng khớp ngang : ε α = ( 1,88 −3,2 [ Z 1 3 + Z 1 4 ] cos ( β ) ) ¿ ( 1,88−3,2 [ 32 1 + 94 1 ] cos ( 10 0 8 0 ) ) =1,748

- KH hệ số tải trọng tĩnh về tiếp xỳc : KH = KHò.KH α KHV

+ KHò = 1,11 hệ số kể đến sự phõn bố khụng đều trờn tải trọng vành răng.

+ K Hα =1,05hệ đến sự phân bố không đều đôi răng tra bảng tài liệu 6.23 tài liệu [1] chọn cấp chính xác 8.

+ KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp :

- Theo công thức 6.42 tài liệu [1] ta có :

+ σ H = 0,002 hệ số ảnh hưởng đến các sai số ăn khớp.

+ g0 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2.

+v = 0,445 m/s vận tốc vòng của bánh răng.

80.2,92 = 499,86( Mpa )< [ σ H ] P4,72 ( Mpa ) ( t hỏ ađ i ề u ki ện )

IV.2.7 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng

- Điều kiện bền uốn của răng : σ F3 = 2 T 2 K F K ε K β K F 1 b w d w2 m ≤ [ σ F 3 ] σ F 4 = σ F3 Y F 4

+ T2 momen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 331636,4 N.mm

+ bw chiều rộng vành răng : b w =Ψ ba a w =0,5.160 mm

+ dw2 đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw2 = 81,63 mm

+ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y ε = ε 1 α

= 1 1,748 =0,57 + hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

140 = 0,927 + YF3,YF4 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.

- Xác định số răng tương đương :

Theo bảng 6.7 tài liệu [1], KFò=1,22 với v = 4,22 m/s chọn cấp chớnh xỏc 8

Theo công thức 6.47 tài liệu [1], hệ số

+ σ F =0,006 hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp tra bảng 6.15

- Theo công thức 6.46 tài liệu [1] :

Hệ số dạng răng:bánh dẫn YF3 = 4, bánh bị dẫn YF4 = 3,6 σ F3 = 2.331636,4 1,5 0,57 0,927 4

80.81,63.2,5 8,80( Mpa ) ≤ [ σ F3 ] %7,14 ( Mpa ) th ỏađi ề ukiệ n σ F 4 = 128,80.3,6

4 5,92( Mpa ) ≤ [ σ F 4 ] $1,71 ( Mpa ) thỏ ađiề uki ệ n

Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Với hệ số quá tải : K qt = T max

+ Tmax momen xoắn quá tải

Theo công thức 6.48 tài liệu [1]: ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax =σ H √ K qt I9,86 √ 1,8 g0,63 ( Mpa) ≤ [ σ H ] max 60(Mpa)

Theo công thức 6.49 tài liệu [1]: ứng suất uốn cực đại σ F3max =σ F 3 K qt 8,80.1,8#1,84( Mpa ) ≤ [ σ F3 ] max F4 ( Mpa) σ F 4 max =σ F4 K qt 5,92.1,8 8,65( Mpa ) ≤ [ σ F 4 ] max 60( Mpa)

Lực tác dụng lên trục Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta tính theo công thức :

- Lực hướng tâm : F r 3 = F r4 = F t 3 tgα nw cos β = 8125,35 tg (20) cos(10 0 8 0 ) 004,24 ( N )

- Lực dọc trục : F a 3 =F a4 = F t 3 tgβ25,35 tg (10 0 8 0 )52,22( N )

Bảng các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm :

Chiều rộng vành răng bw3 = bw2+5 = 85,bw4 = 80

Hệ số dịch chỉnh X3 = 0,X4 = 0 Đường kính vòng chia d3 = 81,26,d4 = 238,72 Đường kính đỉnh răng da3 = 86,26,da4 = 243,72 Đường kính đáy răng df3 = 75,01,df4 = 232,47

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu cho trục

Vật liệu làm trục cần có độ bền cao, khả năng phân tán ứng suất tốt và có thể gia công cũng như nhiệt luyện Thép hợp kim, đặc biệt là thép C45 thường hóa, là lựa chọn chính cho trục trong hộp giảm tốc với tải trọng trung bình, có giới hạn bền đạt σ b `0 (m m N 2).

Tính toán thiết kế trục và độ bền

V.2.1 Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức 10.9/188 tài liệu [1]: d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]

Trong đó: + d: đường kính sơ bộ của trục (mm)

+ [ τ ] Mpa : ứng suất cho phép với vật liệu thép C45 có giá trị từ (15-30) Mpa

Dữ liệu : T1 = 71330,2 N.mm,[ τ ] Mpa d 1 ≥ √ 3 0,2 T 1 [ τ ] = √ 3 71330,2 0,2.20 &,13 ( mm )

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 38 (mm)

Dữ liệu : T2 = 331636,6 N.mm,[ τ ] Mpa d 2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 331636,6 0,2.20 C,6 ( mm )

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2P (mm)

Dữ liệu : T3 = 939975,1 N.mm,[ τ ] Mpa d 3 ≥ √ 3 0,2 T 3 [ τ ] = √ 3 939975,1 0,2.20 S,91 ( mm )

Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 60 (mm)

Theo bảng 10.2/189 tài liệu [1] ta có chiều rộng ổ lăn ở các trục là : d 1 8( mm )=¿ b o 1 #(mm) d 2 P( mm )=¿ b o 2 '(mm) d 3 = 60( mm )=¿ b o 3 1(mm)

V.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Chiều dài may ơ đĩa xích ,bánh răng trụ theo công thức 10.10 tài liệu [1] l m =(1,2 ÷ 1,5) d l m1 =(1,2 ÷1,5) d 1 =(1,2 ÷ 1,5)38=(45.6 ÷ 57) mm

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k 1 =8 … 15 (mm) chọn k1 = 10 mm.

- Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) : k 2 =8 … 15 (mm) chọn k2 = 10 mm.

- Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ đỡ : k 3 … 20(mm) chọn k3 = 15 mm.

- Chiều cao nắp ổ và chiều bulong : h n … 20 (mm) chọn hn = 15 mm.

Theo công thức 10.14/190 tài liệu [1] : l 12 =−l c12 =0,5( l m12 +b o1 ) +k 3 + h n =0,5(60+ 23)+ 15+15q,5 mm

Với lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (42÷75) chọn lm12 = 60 mm.

+ lo = 25 mm chiều dài may ơ nửa khớp nối đối với trục đàn hồi.

Trong đó: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (36÷45)mm nhưng do chiều rộng vành răng bw1 = 69mm => lm13 = bw1 = 69 mm.

+ lm32 = (1,2÷1,5)d3 = (66÷82,5)mm chọn lm32 = 80 mm.

+lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (54÷67,5)mm chọn lm22 = 64 mm.

V.2.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

V.2.3.1 Bộ truyền cặp bánh răng cấp nhanh

- Lực hướng tâm : F r 2 = F r 1 = F t 1 tgα nw cos β = 2581,15 tg (20) cos(10 0 8 0 ) 4,34 ( N )

- Lực dọc trục : F a 1 =F a2 =F t 1 tgβ%81,15 tg (10 0 8 0 )= 461,32( N )

V.2.3.2 Bộ truyền cặp bánh răng cấp chậm

- Lực hướng tâm : F r 3 = F r4 = F t 3 tgα nw cos β = 8125,35 tg (20) cos(10 0 8 0 ) 004,24 ( N )

- Lực dọc trục : F a 3 =F a4 = F t 3 tgβ25,35 tg (10 0 8 0 )52,22( N )

- Lực do bộ truyền ngoài (truyền xích): Fx = Fr x = 6591,57 N.

- Lực do nối trục gây ra: Fnt = (0,2÷0,3)

Trong đó D0 = 100 mm tra bảng phụ lục 11.6/423 tài liệu [5]

Sơ đồ như hình bên dưới:

V.2.4 Xác định lực tác dụng lên trục ,đường kính các đoạn trục

Trong đó: + M1: momen xoắn trục I

+ d1 = 55,27 mm đường kính vòng chia.

+∑ M y / A =0≤¿ F nt 71,5+ F t 1 66− R Bx 132=0 ¿> R Ax b4,58 N ¿> R Ay 79,54 N ¿> R Bx 24,58 N ¿> R By W4,8 N

- Mô men tại các điểm nguy hiểm:

- Tính đường kính cuả trục tại các tiết diện: d ≥ √ 3 0,1 M tdj [ σ ]

Theo bảng 10.5/195 tài liệu [1] với d1 = 30mm ta có [ σ ]c Mpa

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 124016,2 0,1.63 = 27,00 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện A-A : d A ≥ √ 3 69065,7 0,1.63 ",21 ( mm)

+ Đường kính tại tiết diện D-D : d D ≥ √ 3 61773,8 0,1.63 !,4( mm)

Tuy nhiên do trục nối với động cơ 4A132M4Y3 có đường kính 38 mm nên ta chọn dD = (0,8÷1,2)dđc = 38 mm

Do đó theo kết cấu ta chọn: dD = 38 mm, dA = dB = 45 mm, dC = 50 mm

Trong đó: +M2,M3: momen xoắn trục II +d2 = 264,11 mm.

+∑ M y/ A =0≤¿ F t 2 65,5− F t 3 244,5+ R Bx 320=0 ¿> R Ax 5,7 N ¿> R Ay 73,8 N ¿> R Bx V79,9 N ¿> R By $84,78 N

- Mô men tại các điểm nguy hiểm:

- Tính đường kính cuả trục tại các tiết diện: d ≥ √ 3 0,1 M tdj [ σ ]

Theo bảng 10.5/195 tài liệu [1] với d1Pmm ta có [ σ ] = 50 Mpa

+ Đường kính tại tiết diện D-D : d D ≥ √ 3 545173,2 0,1.50 G,89 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 303155,1 0,1.50 9,3 (mm)

Tuy nhiên do kết cấu ta chọn các đường kính sau: dD = dC = 55 mm, dA = dB = 50 mm,

+∑ M y/ A =0≤¿− F x 236,5+ F t 4 75,5+ R Bx 151= 0 ¿> R Ax w94,98 N ¿> R Ay &50,04 N ¿> R Bx b61,2 N ¿> R By 54,2 N

- Mô men tại các điểm nguy hiểm:

- Tính đường kính cuả trục tại các tiết diện: d ≥ √ 3 0,1 M tdj [ σ ]

Theo bảng 10.5/195 tài liệu 1 với d3`mm ta có [ σ ]= 50 Mpa

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 1024232,9 0,1.50 X,9 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện B-B : d B ≥ √ 3 990093,5 0,1.50 X,3 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện D-D : d D ≥ √ 3 814042,3 0,1.50 T,6(mm)

Tuy nhiên do kết cấu ta chọn các đường kính sau: dD = 55 mm, dA = dB = 60 mm, dC = 65 mm

V.2.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kiểm tra hệ số an toàn của các trục tại các tiết diện.

Công thức tính hệ số an toàn theo tai liệu 10.19/195:

Trong đó: + S σj :hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

+ S τj :hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.

+ [ S ]:1,5÷2,5 hệ số an toàn cho phép.

-Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng. σ a =σ max = σ min = M u

W : σ m =0( giátr ịtrung bìnhứ ngsuấ t pháp )

K τ τ a ε τ ò + φ τ τ mj Trong đó : σ −1 , τ −1 :giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức : σ −1 =(0,4 ÷ 0,5 )σ b τ −1 =( 0,22÷ 0,25) σ b σ b :giới hạn bền của thép vật liệu.

Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động. τ a =τ m = τ max

Trong đó : + τ a :biến đổi ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục.

+W :mô men cản uốn của tiết diện.

+W 0:mô men cản xoắn của tiết diện.

+ K σ ,K τ :hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn và xoắn.

+ ò :hệ số tăng bền bề mặt trục.

+w :mô men cản uốn của tiết diện.

+w :mô men cản uốn của tiết diện.

+ φ σ , φ τ :hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.

- Đường kính trục dC-C = 50 mm,tra bảng 7.3b/122 tài liệu [3].

W = 10650 m 3 , W0 = 22900 m 3 , b x h x 10 Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm)

- Theo bảng 7-4/123 tài liệu [3] ta chọn : ε σ =0,82 ,ε τ =0,7

- Theo bảng 7-4/127 tài liệu [3] ta chọn : K σ =1,63 , K τ =1,5

- Theo bảng 7-10/128 tài liệu [3],khi P ≥ 30 N / mm 2

- Đường kính trục dD-D = 55 mm,tra bảng 7.3b/122 tài liệu [3].

W = 14510 m 3 , W0 = 30800 m 3 , b x h = 18 x 11 Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm)

- Theo bảng 7-4/123 tài liệu [3] ta chọn : ε σ =0,78 ,ε τ =0,67

- Theo bảng 7-8/127 tài liệu [3] ta chọn : K σ =1,63 , K τ =1,5

K ε τ τ = 1,50,67 =2,24-Theo bảng 7-10/128 tài liệu [3].,khi P ≥ 30 N / mm 2

- Đường kính trục dC-C = 55 mm,tra bảng 7.3b/122 tài liệu [3].

W = 14510 m 3 , W0 = 30800 m 3 , b x h = 18 x 11 Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm)

- Theo bảng 7-4/125 tài liệu [3] ta chọn : ε σ =0,78 ,ε τ =0,67

- Theo bảng 7-4/127 tài liệu [3] ta chọn : K σ =1,63 , K τ =1,5

- Theo bảng 7-10/128 tài liệu [3].,khi P ≥ 30 N / mm 2

- Đường kính trục dC-C = 65 mm,tra bảng 7.3b/122 tài liệu [3].

Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm)

- Theo bảng 7-4/125 tài liệu [3] chọn : ε σ =0,76 ,ε τ =0,65

- Theo bảng 7-4/127 tài liệu [3] ta chọn : K σ =1,63 , K τ =1,5

K ε τ τ = 1,50,65 =2,3-Theo bảng 7-10/128 tài liệu [3] ,khi P ≥ 30 N / mm 2

=> Tất cả các trục đều làm việc an toàn.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN

Kiểm nghiệm bền cắt

Trục Tiết diện then b x h Chiều dài then l t2 t1 nghiệm điềuKiểm kiện bền dập(N.mm 2 ) nghiệmKiểm điều kiện cắt(N.mmbền 2 )

THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Trục đầu vào (trục I)

- Đường kính tại vị trí ổ lăn dA = dB = 45 mm

- Đường kính tại vị trí bánh răng dC = 50 mm

- Lực tác dụng lên ổ lăn:

Sơ đồ bố trí các ổ trục như hình vẽ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Tải trọng tác dụng lên ổ B lớn hơn nên ta chọn ổ theo B

- Với đường kính tại vị trí ổ lăn d = 45 mm tra bảng P2.7/254 tài liệu [1] ta chọn ổ lăn có các thông số như sau :

Kí hiệu ổ d , mm D, mm B,mm r, mm C, kN C0, kN

VII.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

12400 =0,037 tra bảng 11.4/215 tài liệu [1], hệ số tải trọng thực e = 0,22

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm Y và hệ số tải trọng dọc trục X

+ v hệ số kể đến vòng nào quay v = 1

Tra bảng 11.4 tài liệu [1] ta có : X = 0,Y = 1,99

Trong đó : + Kt = 1 hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ

+ Kđ = 1 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng

- Vì hệ số tải trọng dọc trục X = 0 nên ta có :

QA = QB = Q = (Y.Fa).Kt.Kđ = 1,99.461,32.1.1 = 918,02 N

Theo công thức 11.13/219 tài liệu [1] ta có: L= L h 60 n

Với Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : L h =(10 ÷ 25)10 3 theo bảng 11.2 tài liệu [1] ta chon Lh.10 3

Trong đó : + Q tải trọng động quy ước, Q = 918,02 N

+ L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, L = 874,8(triệu vòng)

+ m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3

Theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta có : X0 = 0,6,Y0 = 0,5

VII.1.4 Số vòng quay tới hạn của ổ

- Công thức tính số vòng quay tới hạn : n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m

Trong đó :[ d m n ] =5,5.10 5 thông số vận tốc quy ước theo bảng 11.7/222 tài liệu [1]

+ k2 = 1,1 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8/222 tài liệu [1]

2 ` đường kính tâm con lăn

 ổ lăn được chọn thỏa yêu cầu.

Trục trung gian (trục II)

VII.2.1 Thông số trục II

- Đường kính tại vị trí ổ lăn dA = dB = 50 mm

- Đường kính tại vị trí bánh rang dC = dD = 55 mm

- Lực tác dụng lên ổ lăn:

- Lực dọc trục Fa = Fa3-Fa2 = 1452,22-461,32 = 990,9 N

Sơ đồ bố trí các ổ trục như hình vẽ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Tải trọng tác dụng lên ổ B lớn hơn nên ta chọn ổ theo B

- Với đường kính tại vị trí ổ lăn d = 50 mm tra bảng p2.7/254 tài liệu [1] ta chọn ổ lăn có các thông số như sau :

Kí hiệu ổ d ,mm D, mm B,mm r,mm Đường bi,mmkính C,kN C0,kN

VII.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

36300 =0,027 tra bảng 11.4/215 tài liệu [1] hệ số tải trọng thực e

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm Y và hệ số tải trọng dọc trục X

+ v hệ số kể đến vòng nào quay v = 1

Tra bảng 11.4 tài liệu [1] ta có : X = 1,Y = 0

Trong đó : + Kt = 1 hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ

+ Kđ = 1 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng

- Vì hệ số tải trọng dọc trục Y=0 nên ta có :

QA = QB = Q = (X.V.FrB).Kt.Kđ = (1.16199,62).1.1 = 6199,62 N

Theo công thức 11.13/219 tài liệu [1] ta có : L= L h 60 n

Với Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : L h =(10 ÷ 25)10 3 theo bảng 11.2 ta chon Lh.10 3

Trong đó : + Q tải trọng động quy ước, Q = 6199,62 N

+ L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, L = 182,88(triệu vòng)

+ m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3

Theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta có : X0 = 0,6 ,Y0 = 0,5

VII.2.4 Số vòng quay tới hạn của ổ

- Công thức tính số vòng quay tới hạn : n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m

Trong đó : [ d m n ] =5,5.10 5 thông số vận tốc quy ước theo bảng 11.7/222 tài liệu [1]

+ k2 = 1,1 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8/222 tài liệu [1]

2 đường kính tâm con lăn

 ổ lăn được chọn thỏa yêu cầu.

Trục đầu ra (trục III)

VII.3.1 Thông số trục III

- Đường kính tại vị trí ổ lăn dA = dB = 60 mm

- Đường kính tại vị trí bánh rang dC = 65 mm,dD = 55 mm

- Lực tác dụng lên ổ lăn:

Sơ đồ bố trí các ổ trục như hình vẽ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Tải trọng tác dụng lên ổ A lớn hơn nên ta chọn ổ theo A

- Với đường kính tại vị trí ổ lăn d = 60 mm tra bảng p2.7/254 tài liệu [1] ta chọn ổ lăn có các thông số như sau :

Kiểu ổ d ,mm D, mm B,mm r,mm Đường bi ,mmkính C,kN C0,kN

VII.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

31500 =0,046 tra bảng 11.4/215 tài liệu [1] hệ số tải trọng thực : e = 0,26

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm Y và hệ số tải trọng dọc trục X

+ v hệ số kể đến vòng nào quay v = 1

Tra bảng 11.4 tài liệu [1] ta có : X=1,Y=0

Trong đó : + Kt = 1 hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ

+ Kđ = 1 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng

- Vì hệ số tải trọng dọc trục X=0 nên ta có :

QA = QB = Q = (X.V.FrA).Kt.Kđ = (1.8147,97.1).1.1 = 8147,97 N

Theo công thức 11.13/219 tài liệu [1] ta có : L= L h 10 60 6 n

Với Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : L h =(10 ÷ 25)10 3 theo bảng 11.2 ta chon Lh.10 3

Trong đó : + Q tải trọng động quy ước, Q = 8147,97 N

+ L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay L= 62,54(triệu vòng)

+ m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3

Theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta có : X0=0,6,Y0=0,5

VII.3.4 Số vòng quay tới hạn của ổ

- Công thức tính số vòng quay tới hạn : n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m

Trong đó :[ d m n ] =5,5.10 5 thông số vận tốc quy ước theo bảng 11.7/222 tài liệu [1]

+ k2 = 1,0 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8/222 tài liệu [1]

2 = 85 đường kính tâm con lăn

 ổ lăn được chọn thỏa yêu cầu.

Bôi trơn ổ lăn

Mục tiêu chính của bôi trơn ổ lăn là tạo ra một màng dầu bôi trơn, ngăn chặn sự tiếp xúc trực tiếp giữa các bề mặt kim loại Việc bôi trơn này mang lại nhiều lợi ích, bao gồm giảm ma sát và mài mòn, giảm nhiệt độ sinh ra trong ổ, kéo dài tuổi thọ của ổ, ngăn ngừa gỉ sét và bảo vệ bề mặt tiếp xúc khỏi bụi bẩn.

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ do vận tốc bánh răng thấp, không thể sử dụng phương pháp bắn tóe để dẫn dầu vào hộp Khoảng 80-90% tổng số ổ lăn hoạt động ở nhiệt độ dưới 70-100 độ C, vì vậy mỡ calcium được chọn cho nhiệt độ làm việc 60 độ C Mỡ bôi trơn mang lại nhiều ưu điểm trong việc duy trì hiệu suất và độ bền của các bộ phận.

+ Hệ số ma sát lớn nên chịu được tải trọng lớn

+ Bảo vệ chi tiết khỏi bẩn lâu hơn dầu

+ Giá thành rẻ hơn dầu

+ Khả năng thoát nhiệt kém

+ Khó được bôi trơn tập chung

Che chắn ổ lăn có vai trò quan trọng trong việc ngăn chặn bụi, hạt mài mòn và nước từ bên ngoài xâm nhập vào ổ, đồng thời giữ cho dầu và mỡ bên trong không bị rò rỉ ra ngoài Ngoài ra, nó còn giúp ngăn chặn dầu bôi trơn từ các chi tiết máy khác lọt vào ổ, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu cho ổ lăn.

Vì vận tốc trung bình và chậm nên ta chọn vòng phớt.

VII.6 Cố định trục theo phương pháp dọc trục Để cố định trục theo phương pháp dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc Nắp của ổ lắp với hộp bằng vít loại này dễ chế tạo và lắp ghép.

Cố định trục theo phương pháp dọc trục

Để cố định trục theo phương pháp dọc trục, chúng ta sử dụng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc Nắp ổ được lắp với hộp bằng loại vít dễ chế tạo và lắp ghép.

CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC

Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp ráp Nó cũng giữ vai trò trong việc chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

- Vật liêu là gang xám GX 15-32

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0

- Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau :

Theo bảng (18-1) tài liệu [2] trang 85 cho phép xác định kích thước và các phần tử khác của vỏ hộp.

- Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục a Tra trong bảng (18-3a) và (18-3b) tài liệu [2] trang 89 chọn bu lông vòng M10

Bảng : Thông số hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Nắp hộp , δ 1 δ = 0,03a + 3 = 8 mm δ 1 = 0,9 = 7 mm Gân tăng cứng: Chiều dày , e

Chiều cao , h Độ dốc e=(0,8÷1)δ=8 mm h < 58 mm khoảng 2 o Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân, d3

Vít ghép nắp cửa thăm , d5 d2 = (0,7…0,8)d1 = 14 mm d3 = (0,8…0,9)d2 = 12 mm d4 = (0,6…0,7)d2 = 10 mm d5 = (0,5…0,6)d2 = 8 mm Mặt ghép bích nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp , S3

Chiều dày bích nắp hộp , S4

Bề rộng bích nắp và thân hộp , K3

K3  K2 - (3  5) = 45-5 = 40 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài tâm lỗ vít : D3, D2

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)

R2  1,3d2 = 18 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Chiều dày khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp , K1 và q

K1  3d1 = 54 mm và q ¿ K1 + 2δ p chọn q = 70 mm Khe hở giũa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong của hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh ránh răng với nhau. Δ≥(1÷1,2) δ→Δ= 10 mm Δ 1 ≥(3÷5)δ→Δ 1 0mm Δ≥δ→Δ mm

NỐI TRỤC

Tính toán nối trục vòng đàn hồi.

- Mô men xoắn nối trục:

K = 1,25÷1,5 tra bảng 9.1 tài liệu [4] chọn k = 1,45 hệ số tải trọng động.

- Mô men xoắn tính toán:

Từ mô men xoắn và đường kính trục d = 38 mm ta chọn nối trục theo bảng 9.10a tài liệu [2], kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi.

Chọn vật liệu nối trục: nối trục làm bằng thép rèn 45, chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi bằng cao su Theo bảng 9.10b ta có bảng sau:

- Điều kiện ứng suất bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2 kT Z.d c D 0 l 3 ≤ [ σ ] d

- Điều kiện sức bền của chốt: σ u = kT l 0

+ d0 đường kính chỗ lắp chốt bọc đàn hồi.

2 F (mm) chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi.

+ [ σ ] d =(2 ÷ 4) Mpa ứng suất dập cho phép của vòng cao su chọn [ σ ] d =3 Mpa

+[ σ ] u = 60÷ 80 Mpa ứng suất cho phép của chốt chọn

- Kiểm nghiệm độ bền: σ d = 2 kT

Kết luận: khớp nối đã chọn thỏa điều kiện bền.

DUNG SAI LẮP GHÉP

Tính toán và lựa chọn dung sai chế tạo cùng chế độ lắp ghép phù hợp là yếu tố quan trọng trong thiết kế hệ thống truyền động cơ khí Các giá trị dung sai lắp ghép ảnh hưởng lớn đến quy trình công nghệ, thiết bị và dụng cụ gia công, lắp ráp hệ thống Điều này cũng quyết định đến hiệu suất hoạt động của toàn bộ hệ thống sau này.

X.1 Dung sai lắp ghép bánh răng

- Chọn dung sai theo hệ thống lỗ Chọn mối lắp theo kiểu H7/k6

Tên lắp ghép Ký hiệu

Sai lệch giới hạn trên ( μm

X.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn

- Chọn dung sai theo hệ thống trục.Chọn mối lắp k6,H7

Tên lắp ghép Ký hiệu

Sai lệch giới hạn trên ( μm

Sai lệch giới hạn dưới ( μm ¿

ES es EI ei ổ bi đỡ 1 dãy –trục

II ∅ 50 k 6 +18 +2 21 28 ổ bi đỡ 1 dãy –trục

III ∅ 60 k 6 +21 +2 21 28 ổ bi đỡ 1 dãy vỏ hộp-trục I ∅ 75 H 7 +30 +0 21 28 ổ bi đỡ 1 dãy vỏ hộp-trục II ∅ 110 H 7 +35 +0 25 32 ổ bi đỡ 1 dãy vỏ hộp –trục III ∅ 110 H 7 +35 +0 25 32

X.3 Dung sai lắp ghép then

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10.

Kích thước tiết diện then b x h

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trụ t1

Sai lệch giới hạn trên bạc t2

X.4 Dung sai lắp ghép vòng chắn đầu

- Chọn kiểu lắp ghép trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

Tên lắp ghép Ký hiệu

Sai lệch giới hạn trên ( μm

Sai lệch giới hạn dưới ( μm¿

Vòng chắn đầu – trục I ∅ 45 H 7/ js 6 +25 +8 +0 -8 8 33

Vòng chắn đầu – trục II ∅ 50 H 7 / js6 +25 +8 +0 -8 8 33

Vòng chặn đầu-gối đỡ ∅ 110 H 7 / h6 +35 +0 +0 -

BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Để tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu hao mòn do ma sát, việc bôi trơn các trục trong hộp giảm tốc là rất cần thiết Điều này không chỉ giúp đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả mà còn ngăn ngừa tình trạng han gỉ cho các chi tiết máy.

Vì bánh răng nhỏ có vận tốc thấp, chúng ta sử dụng phương pháp bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu Dầu công nghiệp 45 được chọn để bôi trơn hộp giảm tốc, giúp tăng hiệu suất và tuổi thọ của bánh răng.

Khi vận tốc nhỏ, chiều sâu ngâm cho bánh răng cấp nhanh nên là 1/6 bán kính, trong khi đó bánh răng cấp chậm có chiều sâu dưới 1/3 bán kính, với lượng dầu từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi kW Độ nhớt của dầu cần được chọn ở nhiệt độ 50°C cho bánh răng thép.

CÁC CHI TIẾT PHỤ

Chốt định vị

Chốt dịnh vị hình côn d = 8mm chiều dài l = 50 mm

Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 tài liệu [2] ta lấy:

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 tài liệu [2]:

Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 tài liệu [2] d b m f L e q D S D0

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc Vị trí lắp đặt nghiêng 45 0 so với mặt bên,kích thước theo tiêu chuẩn.

Nút thông hơi

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 tài liệu [2]:

Nút tháo dầu

Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 tài liệu [2] d b m f L e q D S D0

Que thăm dầu

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc Vị trí lắp đặt nghiêng 45 0 so với mặt bên,kích thước theo tiêu chuẩn.