GVHD TS Trương Văn Thuận 1 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI VIỆN CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ ROBOT ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY HỌC KÌ 20202 MÃ ĐỀ 2 ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG Người hướng dẫn TS Trương Văn Thuận Sinh viên thực hiện Bùi Văn Đạt Mã số sinh viên 20185978 Lớp chuyên ngành Cơ khí Động Lực 01 K63 Lớp tín chỉ 705803 Ngày kí duyệt đồ án 20 Ngày bảo vệ đồ án 20 Ký tên ĐÁNH GIÁ CỦA THẦY HỎI THI 10 Ký tên 10 Ký tên Hà Nội, 20 GVHD TS Trương Văn Thuận 2 Trường Đại học Bách.
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ điện
- Công suất mở máy ứng với tải lớn nhất (công thức 2.11 trang 20-[1]):
1000 = 6 (kW) Trong đó: - F là lực vòng trên xích tải (N)
- v là vận tốc xích tải (m/s)
1.1 Công suất tính toán trên trục máy công tác (công thức 2.14 trang 20-[1]):
Thay vào phương trình (1), ta được:
1.2 Hiệu suất truyền động (công thức 2.9 trang 19-[1]):
Tra bảng 2.3 trang 19-[1], ta chọn được:
Hiệu suất một cặp ổ lăn: 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99
Hiệu suất bộ truyền đai: 𝜂 đ = 0,95
Hiệu suất cặp bánh răng: 𝜂 𝑏𝑟 = 0,96
Do bộ truyền xích làm việc ở chế độ hở nên: 𝜂 𝑥 = 0,9
Hiệu suất truyền động là:
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ (công thức 2.8 trang 19-[1]):
1.4 Xác định vòng quay sơ bộ
𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑙𝑣 𝑢 𝑠𝑏 Trong đó: - 𝑛 𝑙𝑣 là số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)
- 𝑢 𝑠𝑏 là tỷ số truyền sơ bộ
2.27.25,4 = 43,74 (vòng/phút) Trong đó: - v là vận tốc xích tải
- z là số răng đĩa xích tải
- z1 là số răng đĩa xích dẫn
- ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích (chọn 𝑢 𝑥 = 2)
• Theo bảng 2.4 trang 21-[1] ta có:
Tỷ số truyền đai thang: chọn 𝑢 đ = 2
Tỷ số truyền 2 cặp bánh răng:chọn 𝑢 𝑏𝑟 = 8,3
Tỷ số truyền bộ truyền xích:chọn 𝑢 𝑥 = 2
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ (công thức 2.18 trang 21-[1]):
Chọn động cơ thỏa mãn: { 𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑐𝑡 = 5,95 (𝑘𝑊)
Theo danh mục động cơ điện, chúng ta cần chọn động cơ phù hợp với các thông số đã tính toán Dựa vào bảng P1.3 trang 236-[1], động cơ được lựa chọn có các thông số kỹ thuật như sau:
Tính toán thông số trên các trục
Để chọn động cơ điện phù hợp, ta cần tra cứu danh mục động cơ và đảm bảo rằng động cơ thỏa mãn các thông số tính toán đã được xác định Theo bảng P1.3 trang 236-[1], động cơ có các thông số cần thiết như sau:
2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ dẫn động: 𝑢 𝑐 = 𝑛 đ𝑐
43,74 = 34,29 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: 𝑢 đ = 2; 𝑢 𝑥 = 2
Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: 𝑢 𝑏𝑟 = 𝑢 𝑐
Để đảm bảo yêu cầu về hộp giảm tốc nhỏ nhất và khoảng cách trục tối thiểu (u1 𝑧 𝑚𝑖𝑛 = 16 + 2 ứng với bánh răng trụ răng nghiêng)
4.2 Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng) 4.2.1 Mônđun
Suy ra, chọn theo tiêu chuẩn 𝑚 = 2 (mm)
Chọn trước 𝛽 = 0 𝑜 , suy ra số răng bánh nhỏ:
Tỷ số truyền thực tế 𝑢 𝑡 = 𝑧 2
47 = 2,936 Sai lệch tỉ số truyền:
Do bánh răng trụ răng thẳng nên: 𝛽 = 0 𝑜
4.2.4 Xác định hệ số dịch chỉnh
Tra bảng 6.9 trang 100-[1] ta có: 𝑥 1 = 𝑥 2 = 0
(Do 𝑧 1 = 47 > 21 ứng với bánh răng trụ răng thẳng)
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
5.1 Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng nghiêng)
5.1.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
- 𝑍 𝑀 là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Tra bảng 6.5 trang 96-[1] có: 𝑍 𝑀 = 274
- 𝑍 𝐻 là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
+ 𝛽 𝑏 rtg(cos𝛼 𝑡 tg 𝛽)= 15,91 𝑜 + 𝛼 𝑡 rtg(tg ∝/𝑐𝑜𝑠𝛽)= 20,83 𝑜 với ∝= 20 𝑜 + 𝜀 𝛽 = 𝑏 𝑤 𝑠𝑖𝑛𝛽
𝑚.𝜋 = 1,6 > 1 + Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 𝛹 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 = 0,3.115 = 34,5 (mm)
- 𝑍 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với 𝜀 𝛽 > 1 ta có:
𝜀 𝛼 Với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang:
- 𝐾 𝐻 là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
+ 𝐾 𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 trang 98-[1] ta có: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,07
+ 𝐾 𝐻𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng nghiêng, tra bảng 6.14 trang 107-[1] ta có: 𝐾 𝐻α = 1,13
Trong bài viết này, công thức 60000 = 2,3 (m/s) + 𝐾 𝐻𝑣 được sử dụng để tính toán hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp Theo bảng 6.13 trang 106-[1], với bánh răng trụ răng nghiêng và vận tốc 𝑣 = 2,3 𝑚/𝑠, giá trị chính xác của bộ truyền được xác định là 𝐶𝐶𝑋 = 9.
Tra phụ lục P2.3 trang 250-[1] với: 𝐶𝐶𝑋 = 9, răng nghiêng,
𝐻𝐵 < 350, 𝑣 = 2,3 𝑚/𝑠, nội suy tuyến tính ta được: 𝐾 𝐻𝑣 1,03
Từ các số liệu tính toán ở trên thay vào công thức ta được:
Ta đi xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8 khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5 … 1,25 𝜇𝑚 nên 𝑍 𝑅 0,95
5.1.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
- [𝜎 𝐹1 ] = 252 𝑀𝑃𝑎 và [𝜎 𝐹2 ] = 236,6 𝑀𝑃𝑎 là ứng suất uốn cho phép
- 𝐾 𝐹 là hệ số tải trọng khi tính về uốn:
+ 𝐾 𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Tra bảng 6.7 trang 98-[1] với 𝜓 𝑏𝑑 = 0,624 và sơ đồ bố trí 3 ta được: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,17
Hệ số 𝐾 𝐹𝛼 phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, với giá trị 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37 cho bánh răng trụ răng nghiêng, theo bảng 6.14 trang 107-[1] Đồng thời, hệ số 𝐾 𝐹𝑣 tính đến tải trọng động trong vùng ăn khớp, được tra cứu từ bảng P2.3 trang 250-[1], với các thông số: 𝐶𝐶𝑋 = 9, răng nghiêng, 𝐻𝐵 < 350, và vận tốc 𝑣 = 2,3 𝑚/𝑠.
Từ đó ta được: 𝐾 𝐹𝑣 = 1,07 Thay số được: 𝐾 𝐹 = 1,17.1,37.1,07 = 1,72
- 𝑌 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- 𝑌 𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- 𝑌 𝐹1 và 𝑌 𝐹2 là hệ số dạng răng Tra bảng 6.18 trang 109-[1], với:
Thay các số liệu trên vào công thức, ta được:
Ta đi xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Hệ số 𝑌 𝑅 được chọn là 1 để xem xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Đồng thời, hệ số 𝑌 𝑆 phản ánh độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất.
𝑌 𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032 + 𝐾 𝑥𝐹 là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do 𝑑 𝑎 ≤ 700 𝑚𝑚 nên 𝐾 𝑥𝐹 = 0,95 Thay số ta được:
5.2 Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng)
5.2.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
- 𝑍 𝑀 là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Tra bảng 6.5 trang 96-[1] có: 𝑍 𝑀 = 274
- 𝑍 𝐻 là hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
+ Do 𝛽 = 0 𝑜 nên 𝛽 𝑏 = 0 + Bánh răng trụ răng thẳng nên 𝜀 𝛽 = 0 + Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 𝛹 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 = 0,3.185 = 55,5 (mm)
- 𝑍 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với 𝜀 𝛽 = 0 ta có:
3 Với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang:
- 𝐾 𝐻 là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
+ 𝐾 𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 trang 98-[1] ta có: 𝐾 𝐻𝛽 1,07
+ 𝐾 𝐻𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng thẳng, ta có:
Hệ số KHv phản ánh tải trọng động trong vùng ăn khớp của bánh răng Theo bảng 6.13 trang 106-[1], với bánh răng trụ răng thẳng và vận tốc v = 1,26 m/s, hệ số chính xác của bộ truyền được xác định là C𝑆𝑆 = 9.
Tra phụ lục P2.3 trang 250-[1] với: 𝐶𝐶𝑋 = 9, răng thẳng,
𝐻𝐵 < 350, 𝑣 = 1,26 𝑚/𝑠, nội suy tuyến tính được 𝐾 𝐻𝑣 1,05
Từ các số liệu tính toán ở trên thay vào công thức ta được:
Ta đi xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8 khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5 … 1,25 𝜇𝑚 nên 𝑍 𝑅 0,95
5.2.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
- [𝜎 𝐹1 ] = 252 𝑀𝑃𝑎 và [𝜎 𝐹2 ] = 236,6 𝑀𝑃𝑎 là ứng suất uốn cho phép
- 𝐾 𝐹 là hệ số tải trọng khi tính về uốn:
+ 𝐾 𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng vành răng Tra bảng 6.7 trang 98-[1] với 𝜓 𝑏𝑑 = 0,625 và sơ đồ bố trí 3 ta được: 𝐾 𝐹𝛽 = 1,17
Hệ số 𝐾 𝐹𝛼 phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, với giá trị 𝐾 𝐹𝛼 = 1 cho bánh răng trụ răng thẳng Hệ số 𝐾 𝐹𝑣 tính đến tải trọng động trong vùng ăn khớp, được tra cứu từ phụ lục P2.3 với các thông số cụ thể: 𝐶𝐶𝑋 = 9, răng thẳng, 𝐻𝐵 < 350, 𝑣 = 1,26 𝑚/𝑠, cho ra giá trị 𝐾 𝐹𝑣 = 1,13 Từ đó, ta tính được hệ số tổng hợp 𝐾 𝐹 = 1,17 × 1,13 = 1,32.
- 𝑌 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- 𝑌 𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với bánh răng trụ răng thẳng, ta có: 𝑌 𝛽 = 1
- 𝑌 𝐹1 và 𝑌 𝐹2 là hệ số dạng răng Tra bảng 6.18 trang 109-[1], với:
Thay các số liệu trên vào công thức, ta được:
Ta đi xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
+ 𝑌 𝑅 là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng ta chọn 𝑌 𝑅 = 1
+ 𝑌 𝑆 là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
𝑌 𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032 + 𝐾 𝑥𝐹 là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do 𝑑 𝑎 ≤ 700 𝑚𝑚 nên 𝐾 𝑥𝐹 = 0,95 Thay số ta được:
Một số thông số khác của bộ truyền bánh răng
6.1 Cặp bánh răng 1 (bộ truyền cấp nhanh, cặp bánh răng trụ răng nghiêng)
6.2 Cặp bánh răng 2 (bộ truyền cấp chậm, cặp bánh răng trụ răng thẳng)
Sơ đồ kết cấu hai cặp bánh răng
7.1 Cặp bánh răng 1 (cặp bánh răng nghiêng)
7.2 Cặp bánh răng 2 (cặp bánh răng thẳng)
Bảng tổng hợp thông số của bộ truyền
8.1 Cặp bánh răng 1 (cặp bánh răng trụ răng nghiêng):
Thông số Ký hiệu Giá trị
Vật liệu bánh răng nhỏ,lớn Thép C45 Độ rắn mặt răng nhỏ HB1 245 Độ rắn mặt răng lớn HB2 230
Chiều rộng vành răng (mm) 𝑏 𝑤 34,5 Đường kính vòng lăn (mm)
𝑑 𝑤2 171,45 Đường kính đỉnh răng (mm) 𝑑 𝑎1 62,55
𝑑 𝑎2 175,45 Đường kính đáy răng (mm) 𝑑 𝑓1 53,55
8.2 Cặp bánh răng 2 (cặp bánh răng trụ răng thẳng):
Thông số Ký hiệu Giá trị
Vật liệu bánh răng nhỏ,lớn Thép C45 Độ rắn mặt răng nhỏ HB1 245 Độ rắn mặt răng lớn HB2 230
Chiều rộng vành răng (mm) 𝑏 𝑤 55,5 Đường kính vòng lăn (mm)
𝑑 𝑤2 276 Đường kính đỉnh răng (mm) 𝑑 𝑎1 98
𝑑 𝑎2 280 Đường kính đáy răng (mm) 𝑑 𝑓1 89
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Tính chọn khớp nối
Thông số đầu vào: 𝑇 = 𝑇 3 = 491978,88 (N.mm)
Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Điều kiện: {𝑇 𝑡 ≤ 𝑇 𝑘𝑛 𝑐𝑓
Momen xoắn tính toán: T t = k T Đường kính trục cần nối: d t = d sb = √ 𝑇 3
• Tra bảng 16.1 trang 58-[2], hệ số chế độ làm việc: 𝑘 = 1,6
• Momen xoắn danh nghĩa: 𝑇 = 𝑇 3 = 491978,88 (N.mm)
• Ứng suất xoắn cho phép: 𝜏 = 15 ÷ 30 MPa
Tra bảng 16.10a trang 68- [2], ta được kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Tra tiếp bảng 16.10b trang 69- [2], ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:
1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi
𝑧.𝐷 𝑜 𝑑 𝑐 𝑙 3 ≤ [𝜎] 𝑑 Ứng suất dập cho phép vòng cao su: [𝜎] 𝑑 = 2 ÷ 4 MPa
8.160.18.36 = 1,9 < [𝜎] 𝑑 → thỏa mãn b Điều kiện sức bền của chốt
0,1.𝑑 𝑐 3 𝐷 𝑜 𝑧 ≤ [𝜎] 𝑢 Ứng suất cho phép của chốt: [𝜎] 𝑢 = 60 ÷ 80 MPa
1.3 Lực tác dụng lên trục
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục : 𝐹 𝑘𝑛 = 0,2 𝐹 𝑡
Tính sơ bộ trục
2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có:
• Ứng suất xoắn cho phép: [𝜏] = 15 ÷ 30 MPa
2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được tính theo công thức: 𝑑 ≥ 3 √ 0,2.[𝜏] 𝑇
Tra bảng 10.2 trang 189-[1] ta được chiều rộng ổ lăn : {
2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ đặt lực chung)
Lực từ đai tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng:
Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng:
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các điểm đặt lực và gối đỡ
Theo bảng 10.3 trang 189-[1] ta chọn : k1 = 8…15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp, lấy k1
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp được xác định là k2 = 10, với khoảng cách này nằm trong khoảng 5 đến 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ được lấy là k3 = 15, với giá trị k3 nằm trong khoảng 10 đến 20 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông được quy định là hn = 20, trong khoảng 15 đến 20.
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng (bánh lớn):
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng (bánh nhỏ):
- Chiều dài moay ơ bánh đai:
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng (bánh nhỏ):
- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối:
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng (bánh lớn):
Tính toán thiết kế trục
3.1 Tính toán thiết kế trục I
3.1.1 Tính phản lực tại các gối đỡ
Momen tổng, momen tương đương được tính theo các công thức sau:
3.1.4 Tính đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức:
Tra bảng 10.5 trang 195-[1], ta có [𝜎] = 63 𝑀𝑃𝑎 vì vật liệu thiết kế trục là thép C45 với 𝜎 𝑏 = 750 𝑀𝑃𝑎 ≥ 600 𝑀𝑃𝑎 và 𝑑 𝑡𝑟1 = 30 (𝑚𝑚)
• Tại bánh răng trụ nghiêng (bánh nhỏ):
Chọn d theo dãy tiêu chuẩn trang 195-[1] và phải đảm bảo lắp ghép được, ta chọn:
3.1.5 Chọn và kiểm nghiệm then a) Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp tại bánh răng trụ nghiêng (bánh nhỏ)
- Ta có 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 26 (𝑚𝑚) ,chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên trục: 𝑡 1 = 4 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên lỗ: 𝑡 2 = 2,8 (mm)
Chọn 𝑙 𝑡 = 36 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
𝑑.𝑙.(ℎ−𝑡 1 ) ≤ [𝜎 𝑑 ], với [𝜎 𝑑 ] là ứng suất dập cho phép
Tra bảng 9.5 trang 178-[1] với dạng lắp cố định, vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng va đập nhẹ, ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa
𝑑.𝑙.𝑏 ≤ [𝜏 𝑐 ], với [𝜏 𝐶 ] là ứng suất cắt cho phép do va đập nhẹ nên: [𝜏 𝐶 ] = (40 ÷ 60) MPa
26.36.8 = 16,97 < [𝜏 𝑐 ] b) Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp tại bánh đai
- Ta có 𝑑 𝑏đ = 21 (𝑚𝑚), chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 1 = 4 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 2 = 2,8 (mm)
Chọn 𝑙 𝑡 = 36 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
21.36.6 = 28,01 < [𝜏 𝑐 ]Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
3.1.6 Kiểm nghiệm trục a) Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi
• [𝑆] là hệ số an toàn cho phép: [𝑆] = 1,5 ÷ 2,5
• 𝑆 𝜎𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j
• 𝑆 𝜏𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
− 𝜎 −1 và 𝜏 −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
− 𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 : biên độ và trị số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:
− Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
− Đối với trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
− Trong đó: 𝑊 𝑗 và 𝑊 0𝑗 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục
+ Với trục có tiết diện tròn:
+ Với trục có 1 rãnh then:
− 𝛹 𝜎 và 𝛹 𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Tra bảng 10.7 trang 197-[1] với 𝜎 𝑏 = 750 MPa ta có: 𝛹 𝜎 = 0,1; 𝛹 𝜏 0,05
− 𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 𝜏𝑑𝑗 là hệ số xác định theo công thức:
− 𝐾 𝑥 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 trang 197-
[1], với phương pháp gia công trục là tiện ra, yêu cầu độ nhẵn 𝑅 𝑎 2,5 … 0,63 𝜇𝑚, 𝜎 𝑏 = 750 MPa, ta chọn 𝐾 𝑥 = 1,1
− 𝐾 𝑦 là hệ số tăng bề mặt trục, tra bảng 10.9 trang 197-[1], do không thực hiện tăng bền bề mặt trục nên ta chọn 𝐾 𝑦 = 1
− 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
− 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn
- Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng nghiêng (bánh nhỏ):
Theo bảng 10.10 trang 198, với đường kính 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 26 mm, ta có 𝜀 𝜎 = 0,92 và 𝜀 𝜏 = 0,89 Điều này cho thấy sự tập trung ứng suất tại bánh răng trên trục I xảy ra do rãnh then và lắp ghép có độ dôi.
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 26 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có: {𝐾 𝜎 = 2,01
- Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn:
Tra bảng 10.11 trang 198-[1] do vị trí lắp ổ lăn nên bề mặt trục có độ dôi ra với 𝑑 ô𝑙 = 25 mm, chọn kiểu lắp h6:
- Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh đai:
Vì 𝑀 𝑏đ = 0 N mm nên ta kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính ứng suất tiếp, tức là:
Tra bảng 10.10 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏đ = 21 mm ta có 𝜀 𝜎 = 0,92 và 𝜀 𝜏 = 0,89
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏đ = 21 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có : {𝐾 𝜎 = 2,01
→ 𝑆 𝑗 = S τj = 4,39 > [𝑆] ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛 b) Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤ [𝜎]
• 𝑀 𝑚𝑎𝑥 và 𝑇 𝑚𝑎𝑥 (Nmm)– momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
• 𝜎 𝑐ℎ (MPa) là giới hạn chảy của vật liệu trục
- Tại tiết diện lắp bánh răng nghiêng (bánh nhỏ): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(57363,64
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 1 (bên trái bánh răng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = 0 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎] = 360 (𝑀𝑃𝑎) ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 2 (bên phải bánh răng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(77666,14
- Tại tiết diện lắp bánh đai: σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √( 0
3.1.7 Sơ đồ kết cấu trục
3.2 Tính toán thiết kế trục II
3.2.1 Tính phản lực tại các gối đỡ
Momen tổng, momen tương đương được tính theo các công thức sau:
3.2.4 Tính đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức:
Tra bảng 10.5 trang 195-[1], ta có [𝜎] = 63 𝑀𝑃𝑎 vì vật liệu thiết kế trục là thép C45 với 𝜎 𝑏 = 750 𝑀𝑃𝑎 ≥ 600 𝑀𝑃𝑎 và 𝑑 𝑡𝑟2 = 40 (𝑚𝑚)
• Tại bánh răng trụ thẳng (bánh nhỏ):
• Tại bánh răng trụ nghiêng (bánh lớn):
Chọn d theo dãy tiêu chuẩn trang 195-[1] và phải đảm bảo lắp ghép được, ta chọn:
3.2.5 Chọn và kiểm nghiệm then a) Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp tại bánh răng trụ thẳng (bánh nhỏ)
- Ta có 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 36 (𝑚𝑚) ,chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên trục: 𝑡 1 = 5 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên lỗ: 𝑡 2 = 3,3 (mm)
Chọn 𝑙 𝑡 = 45 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
𝑑.𝑙.(ℎ−𝑡 1 ) ≤ [𝜎 𝑑 ], với [𝜎 𝑑 ] là ứng suất dập cho phép
Tra bảng 9.5 trang 178-[1] với dạng lắp cố định, vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng va đập nhẹ, ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa
𝑑.𝑙.𝑏 ≤ [𝜏 𝑐 ], với [𝜏 𝐶 ] là ứng suất cắt cho phép do va đập nhẹ nên: [𝜏 𝐶 ] = (40 ÷ 60) MPa
36.45.10 = 21,8 < [𝜏 𝑐 ] b) Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp tại bánh răng trụ nghiêng (bánh lớn)
- Ta có 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 38 (𝑚𝑚), chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 1 = 5 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 2 = 3,3 (mm)
Chọn 𝑙 𝑡 = 45 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
38.45.10 = 20,65 < [𝜏 𝑐 ] Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
3.2.6 Kiểm nghiệm trục a) Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi
• [𝑆] là hệ số an toàn cho phép: [𝑆] = 1,5 ÷ 2,5
• 𝑆 𝜎𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j
• 𝑆 𝜏𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
− 𝜎 −1 và 𝜏 −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
− 𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 : biên độ và trị số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:
− Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
− Đối với trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
− Trong đó: 𝑊 𝑗 và 𝑊 0𝑗 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục
+ Với trục có tiết diện tròn:
16 + Với trục có 1 rãnh then:
− 𝛹 𝜎 và 𝛹 𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Tra bảng 10.7 trang 197-[1] với 𝜎 𝑏 = 750 MPa ta có: 𝛹 𝜎 = 0,1; 𝛹 𝜏 0,05
− 𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 𝜏𝑑𝑗 là hệ số xác định theo công thức:
− 𝐾 𝑥 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 trang 197-
[1], với phương pháp gia công trục là tiện ra, yêu cầu độ nhẵn 𝑅 𝑎 2,5 … 0,63 𝜇𝑚, 𝜎 𝑏 = 750 MPa, ta chọn 𝐾 𝑥 = 1,1
− 𝐾 𝑦 là hệ số tăng bề mặt trục, tra bảng 10.9 trang 197-[1], do không thực hiện tăng bền bề mặt trục nên ta chọn 𝐾 𝑦 = 1
− 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
− 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn
- Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng trụ thẳng (bánh nhỏ):
Theo bảng 10.10 trang 198, với 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 36 mm, ta có 𝜀 𝜎 = 0,85 và 𝜀 𝜏 = 0,78 Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trên trục II xảy ra do rãnh then và lắp ghép có độ dôi.
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 36 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có: {𝐾 𝜎 = 2,01
- Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn:
Vì 𝑀 ô𝑙 = 0 N mm nên ta kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính ứng suất tiếp, tức là:
Tra bảng 10.11 trang 198-[1] do vị trí lắp ổ lăn nên bề mặt trục có độ dôi ra với 𝑑 ô𝑙 = 35 mm, chọn kiểu lắp h6:
- Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng trụ nghiêng (bánh lớn):
Theo bảng 10.10 trang 198, với đường kính 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 38 mm, ta có giá trị 𝜀 𝜎 = 0,85 và 𝜀 𝜏 = 0,78 Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trên trục II xuất phát từ rãnh then và lắp ghép có độ dôi.
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏𝑟𝑛 = 38 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có: {𝐾 𝜎 = 2,01
√3,81 2 + 4,17 2 = 2,81 > [𝑆] ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛 b) Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤ [𝜎]
• 𝑀 𝑚𝑎𝑥 và 𝑇 𝑚𝑎𝑥 (Nmm)– momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
• 𝜎 𝑐ℎ (MPa) là giới hạn chảy của vật liệu trục
- Tại tiết diện lắp bánh răng thẳng (bánh nhỏ): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(191467,98
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 1 (bên trái bánh răng trụ thẳng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = 0 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎] = 360 (𝑀𝑃𝑎) ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 2 (bên phải bánh răng trụ nghiêng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √( 0
- Tại tiết diện lắp bánh răng trụ nghiêng (bánh lớn): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(36518,34
3.2.7 Sơ đồ kết cấu trục
3.3 Tính toán thiết kế trục III
3.3.1 Tính phản lực tại các gối đỡ
Momen tổng, momen tương đương được tính theo các công thức sau:
3.3.4 Tính đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức:
Tra bảng 10.5 trang 195-[1], ta có [𝜎] = 50 𝑀𝑃𝑎 vì vật liệu thiết kế trục là thép C45 với 𝜎 𝑏 = 750 𝑀𝑃𝑎 ≥ 600 𝑀𝑃𝑎 và 𝑑 𝑡𝑟3 = 45 (𝑚𝑚)
• Tại bánh răng trụ răng thẳng (bánh lớn):
Chọn d theo dãy tiêu chuẩn trang 195-[1] và phải đảm bảo lắp ghép được, ta chọn:
3.3.5 Chọn và kiểm nghiệm then a) Xác định mối ghép then cho trục 3 lắp tại bánh răng trụ thẳng (bánh lớn)
- Ta có 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 48 (𝑚𝑚) ,chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên trục: 𝑡 1 = 5,5 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên lỗ: 𝑡 2 = 3,8 (mm)
Chọn 𝑙 𝑡 = 56 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
𝑑.𝑙.(ℎ−𝑡 1 ) ≤ [𝜎 𝑑 ], với [𝜎 𝑑 ] là ứng suất dập cho phép
Tra bảng 9.5 trang 178-[1] với dạng lắp cố định, vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng va đập nhẹ, ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa
𝑑.𝑙.𝑏 ≤ [𝜏 𝑐 ], với [𝜏 𝐶 ] là ứng suất cắt cho phép do va đập nhẹ nên: [𝜏 𝐶 ] = (40 ÷ 60) MPa
48.56.14 = 26,15 < [𝜏 𝑐 ] b) Xác định mối ghép then cho trục 3 lắp tại khớp nối
- Ta có 𝑑 𝑘𝑛 = 42 (𝑚𝑚), chọn then bằng tra bảng 9.1a trang 173-[1] ta được:
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 1 = 5 (mm)
• Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: 𝑡 2 = 3,3 (mm)
• Chiều dài then: 𝑙 𝑡 = (0,8 … 0,9) 𝑙 𝑚33 = (0,8 … 0,9) 70 = (56 … 63) (𝑚𝑚) Chọn 𝑙 𝑡 = 63 (mm) (theo dãy tiêu chuẩn trong bảng 9.1a trang 173-[1])
42.63.12 = 30,99 < [𝜏 𝑐 ]Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
3.3.6 Kiểm nghiệm trục a) Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi
• [𝑆] là hệ số an toàn cho phép: [𝑆] = 1,5 ÷ 2,5
• 𝑆 𝜎𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j
• 𝑆 𝜏𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
− 𝜎 −1 và 𝜏 −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
− 𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 : biên độ và trị số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:
− Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
− Đối với trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
− Trong đó: 𝑊 𝑗 và 𝑊 0𝑗 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục
+ Với trục có tiết diện tròn:
+ Với trục có 1 rãnh then:
− 𝛹 𝜎 và 𝛹 𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Tra bảng 10.7 trang 197-[1] với 𝜎 𝑏 = 750 MPa ta có: 𝛹 𝜎 = 0,1; 𝛹 𝜏 0,05
− 𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 𝜏𝑑𝑗 là hệ số xác định theo công thức:
− 𝐾 𝑥 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 trang 197-
[1], với phương pháp gia công trục là tiện ra, yêu cầu độ nhẵn 𝑅 𝑎 2,5 … 0,63 𝜇𝑚, 𝜎 𝑏 = 750 MPa, ta chọn 𝐾 𝑥 = 1,1
− 𝐾 𝑦 là hệ số tăng bề mặt trục, tra bảng 10.9 trang 197-[1], do không thực hiện tăng bền bề mặt trục nên ta chọn 𝐾 𝑦 = 1
− 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
− 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn
- Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng thẳng (bánh lớn):
Theo bảng 10.10 trang 198, với đường kính trục 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 48 mm, ta nhận được các giá trị ứng suất là 𝜀 𝜎 = 0,81 và 𝜀 𝜏 = 0,76 Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trên trục III chủ yếu là do rãnh then và lắp ghép có độ dôi.
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑏𝑟𝑡 = 48 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có: {𝐾 𝜎 = 2,01
- Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn:
Tra bảng 10.11 trang 198-[1] do vị trí lắp ổ lăn nên bề mặt trục có độ dôi ra với 𝑑 ô𝑙 = 45 mm, chọn kiểu lắp h6:
- Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối:
Vì 𝑀 𝑘𝑛 = 0 N mm nên ta kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính ứng suất tiếp, tức là:
Tra bảng 10.10 trang 198-[1], với 𝑑 𝑘𝑛 = 42 mm ta có 𝜀 𝜎 = 0,85 và 𝜀 𝜏 = 0,78
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi
Xét ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11 trang 198-[1], với 𝑑 𝑘𝑛 = 42 mm, 𝜎 𝑏 750 MPa chọn kiểu lắp ghép h6:
Xét ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12 trang 198-[1], với trục phay bằng dao phay ngón ta có : {𝐾 𝜎 = 2,01
→ 𝑆 𝑗 = S τj = 3,81 > [𝑆] ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛 b) Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤ [𝜎]
• 𝑀 𝑚𝑎𝑥 và 𝑇 𝑚𝑎𝑥 (Nmm)– momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
• 𝜎 𝑐ℎ (MPa) là giới hạn chảy của vật liệu trục
- Tại tiết diện lắp bánh răng thẳng (bánh lớn): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(218936,93
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 1 (bên trái bánh răng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √(101470,9
- Tại tiết diện lắp ổ lăn 2 (bên phải bánh răng): σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = 0 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎] = 360 (𝑀𝑃𝑎) ⟹ 𝑇ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛
- Tại tiết diện lắp khớp nối: σ td = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = √( 0
3.3.7 Sơ đồ kết cấu trục.
CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN
Chọn và kiểm nghiểm ổ lăn cho trục 1
- Thời gian làm việc: 𝐿 ℎ = 4800 (giờ)
- Số vòng quay: 𝑛 1 = 750 (vòng/phút)
• Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại ổ lăn 1 (bên trái bánh răng) và ổ lăn 2 (bên phải bánh răng)
538,37 = 1,23 > 0,3 nên ta dùng ổ bi đỡ-chặn
• Chọn sơ bộ ổ lăn: Với ổ bi đỡ chặn, cấp chính xác 0, tra bảng P2.12 trang 263-
[1] ta chọn sơ bộ ổ lăn cỡ trung với các thông số sau:
(mm) 𝒓 (mm) 𝒓 𝟏 (mm) 𝑪 (kN) 𝑪 𝟎 (kN)
❖ Kiểm nghiệm khả năng tải động:
- 𝑚 là bậc của đường cong mỏi Với ổ bi ta có: 𝑚 = 3
- 𝐿 là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
- 𝑄 là tải trọng quy ước (kN) Với ổ bi đỡ-chặn, 𝑄 cho bởi công thức:
+ 𝐹 𝑟 là tải trọng hướng tâm (kN)
+ 𝐹 𝑎 là tải trọng dọc trục (kN)
+ 𝑘 𝑡 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, ta chọn 𝑘 𝑡 = 1 + 𝑘 đ là hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 trang 215-
Để tính toán tải trọng quy ước cho ổ lăn 1 và ổ lăn 2, ta sử dụng hệ số 𝑘 đ = 1,3 và hệ số 𝑉 để điều chỉnh theo vòng quay Với vòng trong quay, ta có 𝑉 = 1 + 𝑋, 𝑌, trong đó 𝑋 được chọn là 1 và 𝑌 là 0, từ đó áp dụng vào công thức tải trọng để có kết quả chính xác.
𝐶 𝑑 = 4080,24 √216 3 = 20,92 (𝑘𝑁) < 𝐶 = 21,1 (𝑘𝑁) => Vậy ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
❖ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Khả năng tải tĩnh 𝑄 0 là trị số lớn hơn trong hai trị số 𝑄 0 tính bởi hai công thức sau:
Trong đó, 𝑋 0 và 𝑌 0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221-[1] với ổ bi đỡ-chặn, ta chọn 𝑋 0 = 0,5 và 𝑌 0 = 0,37
Thay số tính cho ổ 1 và ổ 2:
⇒ 𝑄 0 = 3138,64 (𝑁) = 3,14 (𝑘𝑁) < 𝐶 0 = 14,9 (𝑘𝑁) Vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn chỉ tiêu về khả năng tải động và khả năng tải tĩnh
❖ Sơ đồ kết cấu ổ lăn
Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2
- Thời gian làm việc: 𝐿 ℎ = 4800 (giờ)
- Số vòng quay: 𝑛 2 = 256,51 (vòng/phút)
• Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại ổ lăn 1 (bên trái bánh răng trụ thẳng) và ổ lăn 2 (bên phải bánh răng trụ nghiêng)
2752,37 = 0,24 < 0,3 nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy
• Chọn sơ bộ ổ lăn: Với ổ bi đỡ 1 dãy, cấp chính xác 0, tra bảng P2.7 trang 254-
[1] ta chọn sơ bộ ổ lăn cỡ trung với các thông số sau:
Ký hiệu ổ 𝒅 (mm) 𝑫 (mm) 𝑩 (mm) 𝒓 (mm) Đường kính bi (mm) 𝑪 (kN) 𝑪 𝟎 (kN)
❖ Kiểm nghiệm khả năng tải động:
- 𝑚 là bậc của đường cong mỏi Với ổ bi ta có: 𝑚 = 3
- 𝐿 là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
- 𝑄 là tải trọng quy ước (kN) Với ổ bi đỡ 1 dãy, 𝑄 cho bởi công thức:
+ 𝐹 𝑟 là tải trọng hướng tâm (kN)
+ 𝐹 𝑎 là tải trọng dọc trục (kN)
+ 𝑘 𝑡 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, ta chọn 𝑘 𝑡 = 1 + 𝑘 đ là hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 trang 215-
Trong bài viết này, chúng ta tính toán tải trọng quy ước cho ổ lăn 1 và ổ lăn 2, với hệ số 𝑘 đ = 1,3 và hệ số V phản ánh sự quay của vòng trong Đối với tải trọng hướng tâm và dọc trục, chúng ta chọn 𝑋 = 1 và 𝑌 = 0 Những giá trị này sẽ được thay vào công thức để xác định tải trọng chính xác cho từng ổ lăn.
𝐶 𝑑 = 4371,06 √73,87 3 = 18,34 (𝑘𝑁) < 𝐶 = 26,2 (𝑘𝑁) => Vậy ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
❖ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Khả năng tải tĩnh 𝑄 0 là trị số lớn hơn trong hai trị số 𝑄 0 tính bởi hai công thức sau:
Trong đó, 𝑋 0 và 𝑌 0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221-[1] với ổ bi đỡ 1 dãy, ta chọn 𝑋 0 = 0,6 và 𝑌 0 = 0,5
Thay số tính cho ổ 1 và ổ 2:
⇒ 𝑄 0 = 3362,35 (𝑁) = 3,4 (𝑘𝑁) < 𝐶 0 = 17,9 (𝑘𝑁) Vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn chỉ tiêu về khả năng tải động và khả năng tải tĩnh
❖ Sơ đồ kết cấu ổ lăn.
Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 3
- Thời gian làm việc: 𝐿 ℎ = 4800 (giờ)
- Số vòng quay: 𝑛 3 = 87,49 (vòng/phút)
❖ Đảo chiều lực khớp nối (𝐹 𝑘 cùng chiều 𝐹 𝑡 ) để tính lực tác dụng lên ổ lăn
Lực 𝐹 𝑦31 có giá trị là 440,82(N) Trong hai trường hợp được xem xét, lực 𝐹 𝑘 cùng chiều với 𝐹 𝑡32 sẽ làm tăng lực tác dụng lên ổ lăn Do đó, chúng ta sẽ chọn lực 𝐹 𝑘 cùng chiều với 𝐹 𝑡32 để thực hiện tính toán cho ổ lăn.
• Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại ổ 1 (bên trái bánh răng) và ổ 2 (bên phải bánh răng) là:
Ta có 𝐹 𝑎 min (𝐹 𝑟𝑂𝐿1 ;𝐹 𝑟𝑂𝐿2 ) = 0 < 0,3 nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy
• Chọn sơ bộ ổ lăn: Với ổ bi đỡ 1 dãy, cấp chính xác 0, tra bảng P2.7 trang 254-
[1] ta chọn sơ bộ ổ lăn cỡ trung với các thông số sau:
Ký hiệu ổ 𝒅 (mm) 𝑫 (mm) 𝑩 (mm) 𝒓 (mm) Đường kính bi (mm) 𝑪 (kN) 𝑪 𝟎 (kN)
❖ Kiểm tra khả năng tải động:
- 𝑚 là bậc của đường cong mỏi Với ổ bi, 𝑚 = 3
- 𝐿 là tuổi thọ tính bằng triệu vòng:
- 𝑄 là tải trọng quy ước Với ổ bi đỡ 1 dãy, 𝑄 cho bởi công thức:
+ 𝐹 𝑟 là tải trọng hướng tâm (kN)
+ 𝐹 𝑎 là tải trọng dọc trục (kN)
+ 𝑘 𝑡 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, ta chọn 𝑘 𝑡 = 1 + 𝑘 đ là hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 trang 215-
[1], ta được 𝑘 đ = 1,3 + 𝑉 là hệ số kể đến vòng nào quay Do vòng trong quay nên 𝑉 1 + 𝑋, 𝑌 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, chọn 𝑋 = 1, 𝑌 0
Thay vào công thức tải trọng quy ước tính cho ổ 1 và ổ 2:
𝐶 𝑑 = 5756,24 √25,2 3 = 16,88 (𝑘𝑁) < 𝐶 = 37,8 (𝑘𝑁) => Vậy ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
❖ Kiểm tra khả năng tải tĩnh
Khả năng tải tĩnh 𝑄 0 là trị số lớn hơn trong hai trị số 𝑄 0 tính bởi hai công thức:
𝑄 0 = 𝐹 𝑟 Trong đó, 𝑋 0 và 𝑌 0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221-[1] với ổ bi đỡ một dãy, ta chọn 𝑋 0 = 0,6 và 𝑌 0 = 0,5
Thay số tính cho ổ 1 và ổ 2:
⇒ 𝑄 0 = 4427,88 (𝑁) = 4,43 (𝑘𝑁) < 𝐶 0 = 26,7 (𝑘𝑁) Vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn chỉ tiêu về khả năng tải động và khả năng tải tĩnh
❖ Sơ đồ kết cấu ổ lăn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP
Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc giữ vị trí chính xác giữa các chi tiết máy và nhận trọng lực từ các bộ phận lắp ráp Nó không chỉ chứa dầu bôi trơn để bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn mà còn đảm bảo độ cứng cao và khối lượng nhỏ, giúp tăng hiệu suất làm việc của máy.
Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32
Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32
Bảng 1: Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Tính toán Chọn
Thân hộp δ δ = 0,03a +3 = 0,03.185 + 3 8,55 (mm) δ = 9 (mm) Nắp hộp δ1 δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 (mm) δ1 = 8 (mm)
Chiều cao h h < 58 h = 30(mm) Độ dốc khoảng 2 o Đường kính
Bulông ghép mặt bích nắp và thân d3 d3 = (0,8÷0,9)d2
Vít ghép nắp của thăm dầu d5 d5 = (0,5÷0,6)d2
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
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2
Tra bảng 18.2[2]-88 và công thức theo d4 và D ổ lăn, ta được:
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 và C (k là khóa cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ k ≥ 1,2d2 = 1,2.12= 14,4
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Chiều dày khi có phần lồi S1, S2 và Dd
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế K1 và q
K1Q (mm) q = 70 (mm) Khe hở giữa
Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1÷1,2).9=(9÷
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3÷5).9(27÷45) Δ1 = 40 (mm)
Giữa mặt bên của các bánh răng Δ2 ≥ δ =9 Δ2 = 10 (mm)
(200 ÷ 300) Chiều dài hộp: L Chiều rộng hộp: B
1.3 Kết cấu các chi tiết a) Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức:
Kết hợp bảng 18.2 trang 88- [2] và công thức theo d4 và D của ổ lăn, ta chọn:
Vị trí D (mm) D2 (mm) D3 (mm) D4 (mm) d4 (mm) 𝑍 h
Kết cấu bánh răng 1( cặp bánh răng nghiêng) :
Tên kích thước Công thức Kích thước (mm) Đường kính trong moay ơ d= 26 26 Đường kính ngoài moay ơ D= (1,5÷ 1,8).d9 ÷ 46,8 41
Chiều dày vành răng δ= (2,5÷4)m=(5÷8) 8 Đường kính trong vành răng Dv = df1 – 2δS – 2.8 37 Đường kính tâm lỗ D0 = 0,5(D + Dv)=0,5.(41+37) 39 Đường kính lỗ d0= (12 ÷ 25) 15
Chiều dày của đĩa c = (0,2 ÷ 0,3)b= 8÷12 9 Đường kính đỉnh răng da1 b 62
Kết cấu bánh răng 2( cặp bánh răng nghiêng):
Tên kích thước Công thức Kích thước (mm) Đường kính trong moay ơ d= 38 38 Đường kính ngoài moay ơ D= (1,5÷ 1,8).dW ÷ 68,4 61
Chiều dày vành răng δ= (2,5÷4)m=(5÷8) 8 Đường kính trong vành răng Dv = df2 – 2δ6 – 2.8 150 Đường kính tâm lỗ D0 = 0,5(D + Dv)=0,5.(61+150) 105 Đường kính lỗ d0= (12 ÷ 25) 15
Chiều dày của đĩa c = (0,2 ÷ 0,3)b= 10÷15 11 Đường kính đỉnh răng da1 5 175
Kết cấu bánh răng 1( cặp bánh răng thẳng):
Tên kích thước Công thức Kích thước (mm) Đường kính trong moay ơ d= 36 36 Đường kính ngoài moay ơ D= (1,5÷ 1,8).dT ÷ 64,8 60
Chiều dày vành răng δ= (2,5÷4)m=(5÷8) 8 Đường kính trong vành răng Dv = df1 – 2δ – 2.8 73 Đường kính tâm lỗ D0 = 0,5(D + Dv)=0,5.(60+73) 66 Đường kính lỗ d0= (12 ÷ 25) 15
Chiều dày của đĩa c = (0,2 ÷ 0,3)b= 8,2÷12,3 9 Đường kính đỉnh răng da1 98
Kết cấu bánh răng 2( cặp bánh răng thẳng):
Tên kích thước Công thức Kích thước (mm) Đường kính trong moay ơ d= 48 48 Đường kính ngoài moay ơ D= (1,5÷ 1,8).dr ÷ 86,4 81
Chiều dày vành răng δ= (2,5÷4)m=(5÷8) 8 Đường kính trong vành răng Dv = df2 – 2δ'1 – 2.8 255 Đường kính tâm lỗ D0 = 0,5(D + Dv)=0,5.(81+255) 168 Đường kính lỗ d0= (12 ÷ 25) 15
Chiều dày của đĩa c = (0,2 ÷ 0,3)b= 14÷21 15 Đường kính đỉnh răng da1 (0 280 c) Vòng móc
Chiều dày vòng móc được tính toán trong khoảng S = (2 ÷ 3) δ = (16 ÷ 24), và chọn S = 20 mm Đường kính của vòng móc nằm trong khoảng d = (3 ÷ 4) δ = (24 ÷ 32), với lựa chọn d = 25 mm Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân sau khi gia công cũng như khi lắp ráp, cần sử dụng chốt định vị để tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông.
Chọn chốt định vị là chốt trụ {
Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép, đồng thời cũng thuận tiện cho việc đổ dầu vào hộp Kích thước của cửa thăm được lựa chọn dựa trên bảng 18.5 trang 92-[2].
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để thực hiện điều này, người ta sử dụng nút thông hơi, thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và hạt mài, hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
Để kiểm tra mức dầu trong hộp, chúng ta sử dụng que thăm dầu với kích thước được chỉ định là M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 Ngoài ra, cần chú ý đến các chi tiết liên quan khác trong quá trình kiểm tra.
Lót kín bộ phận ổ là biện pháp quan trọng nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, đồng thời ngăn chặn mỡ chảy ra ngoài.
Vòng phớt là một chi tiết quan trọng được sử dụng để tạo độ kín cho các thiết bị, nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, vòng phớt có thể nhanh chóng bị mòn và chịu ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao Để chọn vòng phớt phù hợp cho trục vào và ra, người dùng cần tham khảo bảng 15.17 trang 50-[2], dựa vào các thông số đường kính bạc: d, d1, d2, D, A, b, S0.
Để ngăn chặn sự trộn lẫn giữa mỡ trong bộ phận ổ và dầu trong hộp, người ta sử dụng các vòng chắn mỡ (dầu) Kích thước của vòng chắn này được thiết kế với độ dày t = 2mm và đường kính a = 6mm.
Bôi trơn hộp giảm tốc
• Chọn phương pháp bôi trơn: ngâm dầu, do bánh răng quay trong hộp giảm tốc với vận tốc vòng 𝑣 = 2.3𝑚/𝑠 < 12𝑚/𝑠
- Tra bảng 18.11 trang 100-[2], với bánh răng làm bằng thép, có 𝜎 𝑏 470 … 1000 𝑀𝑃𝑎, vận tốc vòng 𝑣 = 2.3 𝑚/𝑠 được dầu có độ nhớt
- Tra bảng 18.13 trang 101-[2] được loại dầu ô tô máy kéo AK-15
Do vận tốc vòng của bánh răng 𝑣 = 2.3𝑚/𝑠 < 4𝑚/𝑠 nên chọn phương pháp bôi trơn bằng mỡ Tra bảng 15.15a trang 45-[2] chọn loại mỡ 𝐿𝐺𝑀𝑇2.
Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai
• Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ
Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ, chúng ta cần tăng chiều rộng của bánh răng nhỏ lên 10% so với chiều rộng của bánh răng lớn.
• Dung sai lắp bạc lót trục
Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
Để đảm bảo các vòng ổ lăn không bị trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi hoạt động, cần lựa chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay, kiểu lắp có độ dôi hở là sự lựa chọn thích hợp.
Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thì ta chọn H7
• Dung sai lắp ghép nắp ổ lăn
Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
• Dung sai khi lắp vòng chắn dầu
Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
• Dung sai lắp then trên trục
Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là H9 trên bạc là D10
Bảng dung sai lắp then:
Kích thước tiết diện then
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then
Sai lệch giới hạn chiều sâu rãnh then Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1
Sai lệch giới hạn trên bạc t2
Bảng dung sai lắp ghép ổ, bạc và trục
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ghép 𝑬𝑺 (𝝁𝒎)
GVHD: TS Trương Văn Thuận