Thông số dung sai các bánh răng, nối trục và đai .... Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục I .... Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục II .... Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục III
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Xác định công suất trên trục động cơ
Công suất bộ phận công tác là băng tải:
Chọn hiệu suất hệ thống:
- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh: 𝜇br = 0,97 (cặp bánh răng cấp nhanh được xem như 1 cặp tách ra làm 2 nên tính hiệu suất như 1 cặp)
- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm: 𝜇br = 0,97
- Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: 𝜇ch = 0,86
Tính công suất tương đương:
59+45 = 7,35 kW (1.2) Công suất cần thiết của động cơ:
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Số vòng quay trục tang trống băng tải: nlv = 60000𝑣
Phân phối tỉ số truyền
Ta tra bảng 3.2 giáo trình Cơ sở thiết kế máy (Nguyễn Hữu Lộc):
- Tỷ số truyền sơ bộ: usb = uhộp.uđ.ukn= 8.2,4.1 = 19,2
- Số vòng quay sơ bộ: nsb = nlv.usb = 76,39.16 = 1466,7 vòng/phút.
Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện
Kiểu động cơ Công suất kw
Vận tốc quay, vg/ph
Cos % Tmax/tdn Tk/tdn
Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 có Pđc = 11,0 kW, nđc = 1458 vòng/phút (Thỏa mãn: Pđc >
Phân phối lại tỉ số truyền
- uhộp = 8 (Chọn theo tiêu chuẩn)
Tra bảng 3.1 trang 43 (sách tính toán thiết kế cơ khí tập 1), với uhộp = 8:
Bảng 1.2 Tỷ số truyền thoả điều kiện bôi trơn
Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật động cơ
Lập bảng đặc tính: Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Số vòng quay n(vòng/phút)
Bảng 1.3 Thông số hệ thống dẫn động băng tải.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Chọn loại đai và tiết diện đai
Theo hình 4.1 [1], ta chọn đai hình thang thường, tiết diện đai Б
Xác định các thông số của bộ truyền đai
❖ Theo bảng 4.13 [1], ta chọn d1 = 224mm
❖ Vận tốc đai (bánh dẫn): v1 = .d1.n1/60000 = .224.1458/60000 = 17,1 m/s < 25 m/s (thoả) (2.1) Theo công thức 4.2 [1] với ξ = 0,01
❖ Đường kính bánh đai lớn: d 2 = u đ d 1 (1 − ξ) = 2,39.224 (1 − 0,01) = 530,006mm (2.2) Theo bảng 4.26 [1], ta chọn theo tiêu chuẩn: d 2 = 530mm
❖ Tỳ số truyền thực tế: u d d 2
Khoảng cách trục a cần thoả mãn điều kiện:
Theo bảng 4.14 [1] với uđ = 2,59, ta có a/d 2 = 1,1 => a = 580mm (thoả)
Theo tiêu chuẩn: L = 2360mm = 2,36m theo bảng 4.13 [1]
❖ Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:
❖ Tính chính xác lại khoảng cách trục:
Xác định số đai
- [P0] = 6,46 kW theo bảng 4.19 [1] với v = 17,1 m/s và d1 = 224mm
❖ Đường kính ngoài của các bánh đai:
- t = 19: Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu [I]
- e = 12,5: Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu [I]
- h0 = 4,2: Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu [I].
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
❖ Lực căng trên 1 đai ban đầu:
Trong đó: 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 = 0,178 17,1 2 = 52,05 (𝑁) (định kì điều chỉnh lực căng) với qm 0,178 kg/m (bảng 4.22 [1]) (2.17)
❖ Lực tác dụng lên trục: (có bộ phận căng đai)
❖ Lực vòng trên mỗi dây đai: 𝐹𝑡
❖ Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền đai thang không bị trượt trơn: f’ = 1
❖ Ứng suất lớn nhất trong dây đai thang:
𝜌 = 1100: vật liệu đai vải cao su bảng trang 133 tài liệu [2]
A là ứng suất do lực căng ban đầu gây nên σ t = F t
A là ứng suất có ích sinh ra trong đai σ v =F v
A = ρ v 2 10 −6 là ứng suất do lực căng phụ gây nê𝑛 σ F = δ d 𝐸 𝑙à ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑢ố𝑛 𝑡𝑢â𝑛 𝑡ℎ𝑒𝑜 đị𝑛ℎ 𝑙𝑢ậ𝑡 𝐻𝑜𝑜𝑘𝑒
𝜎𝑟 = 9: tra bảng trang 156 tài liệu [2] m= 8: vì là đai thang (trang 156 tài liệu [2])
Thông số bộ truyền đai
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại đai Б Đai thang loại Б
Số đai z 2 Đường kính bánh nhỏ mm d1 224 Đường kính bánh lớn mm d2 530
Góc ôm đai bánh nhỏ α1 149,25° hoặc 2,6 rad
Bảng 2.1 Thông số bộ truyền đai
Chiều rộng bánh đai mm B 44 Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ mm da1 232,4 Đường kính ngoài của bánh đai lớn mm da2 538,4
Lực căng 1 đai ban đầu N Fo 361
Lực tác dụng lên trục N Fr 1392,32
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
Chọn vật liệu bánh răng
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
- Bánh nhỏ chọn thép C45 tôi cải thiện độ cứng HB241…285, σch1= 580 MPa, σb1= 850 Mpa
- Bánh lớn chọn thép C45 tôi cải thiện, độ cứng HB241…285, σch2= 580 MPa, σb2= 850 Mpa
Phân tỉ số truyền uh = 8 cho các cấp
Chúng tôi đã lựa chọn theo bảng 3.1 [1] để xác định hộp giảm tốc phân đôi đáp ứng ba tiêu chí quan trọng: khối lượng nhỏ nhất, moment quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất, với các giá trị ucn = 3,08 và ucc = 2,6.
Xác định ứng suất cho phép
❖ Theo bảng 6.2 [1] với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180÷350: σ0Hlim =2HB+70; SH = 1,1; σ0Flim =1,8HB; sF = 1,75
❖ Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 260; độ rắn bánh lớn HB2 = 250, khi đó: σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 =2.260 + 70 = 590 MPa (3.1) σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 =2.250 + 70 = 570 MPa σ0Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.260 = 468 MPa (3.2) σ0Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.250 = 450 Mpa
❖ Tuổi thọ Lh = Lnam.Lngay.Lca.Lgiờ = 4.347.2.8 = 22208 (giờ) (3.3)
❖ Số chu kỳ làm việc cơ sở: (6.5) [1] (3.4)
❖ Chu kỳ làm việc tương đương: (6.7) [1]
𝑁 𝐻𝐸2 = N HE 1 u = 1,74 10 8 (chu kỳ) (3.6) Tương tự:
NF0 = 4 10 6 với tất cả loại thép (trang 93 tài liệu [1])
Vì 𝑁 𝐻𝐸1 > 𝑁 𝐻𝑂1 ; 𝑁 𝐻𝐸2 > 𝑁 𝐻𝑂2 ; 𝑁 𝐹𝐸1 > 𝑁 𝐹𝑂1 ; 𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹𝑂2 nên ta chọn KHL1 = KHL2 KFL1 = KFL2 =1
❖ Ứng suất sơ bộ của từng bánh răng: (6.1a [1])
❖ Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12) [1]:
❖ Với cấp chậm sử dụng răng thẳng nên:
❖ Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng: (6.2) [1]
❖ Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) [1]:
[𝜎 𝐻 ]max = 2,8.𝜎 𝑐ℎ2 = 2,8.580 = 1624 (MPa) (3.11) [𝜎 𝐹1 ]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (𝑀𝑃𝑎) (3.12) [𝜎 𝐹2 ]max = 0,8.𝜎 𝑐ℎ2 = 0,8.580 = 464 (𝑀𝑃𝑎).
Tính toán bộ truyền cấp nhanh
3.3.1 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
Thông số đầu vào bánh dẫn:
- Số vòng quay n1 = 610 vòng/phút
Tính toán khoảng cách trục cho 2 bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức (6.15a) [1]:
- Ka = 43 𝑀𝑃𝑎 1/3 theo bảng 6.5 [1] (thép – thép)
2 = 0,612 (3.14) Theo bảng 6.7 [1], KHβ = 1,07 (ứng với sơ đồ 3)
Ta chọn aw = 160mm theo tiêu chuẩn SEV229-75 của hộp giảm tốc
3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo (6.17) [1]: m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02)160 = 1,6 ÷ 3,2mm Theo bảng 6.8 [1], ta chọn mô đun pháp m = 2
3.3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng răng:
Chọn sơ bộ β = 40° (hộp giảm tốc phân đôi) theo trang 102 tài liệu [1], ta có: cosβ = 0,766
❖ Số răng bánh dẫn; z1 = 2.aw.cosβ/[m.(u+1)] = 2.160.0,766/[2.(3,08+1)] = 30,04 (6.31) [1] (3.15) Lấy z1 = 30 răng
❖ Số răng bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 3,08.30 = 92,4 (3.16) Lấy z2 = 93 răng
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um1 = 93/30 = 3,1
3.3.2.3 Xác định kích thước bộ truyền:
❖ Đường kính vòng chia bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng lăn bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng đáy bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Bề rộng răng bánh dẫn:
❖ Bề rộng răng bánh bị dẫn:
3.3.2.4 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
Vận tốc vòng bánh răng:
Với v = 2,493 m/s < 4 m/s (bánh răng trụ răng nghiêng) theo bảng 6.13 [1], ta dùng cấp chính xác 9
3.3.2.5 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:
3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc và uốn:
❖ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc:
❖ Theo bảng 6.5 [1], ZM = 274 𝑀𝑃𝑎 1/3 tgβb = cosαt.tgβ = cos(25,34).tg(39,76) = 0,752 (3.30)
❖ Theo (6.37) [1], hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw1.sinβ/(m.) = 48.sin(39,76)/(2) = 4,886 (3.32)
❖ Theo (6.38b) [1], hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)].cosβ = [1,88 – 3,2.(1/30 +1/93)].cos39,76 = 1,337 (3.33)
- 𝛿 𝐻 = 0,002 - hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 [1])
- 𝑔 𝑜 = 73 - hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh dẫn và bị dẫn (tra bảng 6.16 [1])
- 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13 - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (Theo bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s)
❖ Do đó, theo (6.41) [1], hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
❖ Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) [1], ta được:
❖ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo tiêu chuẩn 6.1, với vận tốc v = 2,337 m/s nhỏ hơn 5 m/s, giá trị Zv được xác định là 0,9 Đối với cấp chính xác động học là 9, cần chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Do đó, yêu cầu gia công đạt độ nhám Ra trong khoảng 2,5 đến 1,25 μm, dẫn đến giá trị ZR tương ứng.
= 0,95; với da < 700mm, KxH = 1; do đó:
Như vậy 𝜎 𝐻1 < [𝜎 𝐻1 ]′ , do đó khoảng cách trục aw = 160mm thỏa mãn
- Theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37
Trong đó: δ F = 0.006 theo bảng 6.15[1]; theo bảng 6.16 [1], 𝑔 0 = 73 Do đó:
- Theo bảng 6.18 [1] với hệ số dịch chỉnh bằng 0, ta được YF1 = 3,617; YF2 = 3,6
- Với m = 2, YS = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1 (bánh răng phay);
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên (1):
𝜎 𝐹1 = 69 < [𝜎 𝐹1 ]′ = 276 MPa (thỏa mãn điều kiện)
3.3.5 Kiểm nghiệm về quá tải:
Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách trục aw1 = 160 mm
Chiều rộng vành răng bánh dẫn bw1 = 48 mm
Bảng 3.1 Thông số kỹ thuật bộ truyền cấp nhanh
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = 78,05 mm d2= 241,95 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 82,05 mm da2 = 245,95 mm Đường kính đáy răng df1 = 73,05 mm; df2 = 236,95 mm
Tính toán bộ truyền cấp chậm
3.4.1 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
❖ Thông số đầu vào bánh dẫn:
- Số vòng quay n2 = 198,05 vòng/phút
Tính toán khoảng cách trục cho bánh răng trụ răng thẳng ta dùng công thức (6.15a) [1]:
- Chọn 𝛹 𝑏𝑎2 = 0,4 theo bảng 6.6 [1] (cấp chậm)
- Ka2 = 49,5 𝑀𝑃𝑎 1/3 theo bảng 6.5 [1] (thép – thép)
- Theo bảng 6.7 [1], KHβ = 1,04 (ứng với sơ đồ 5)
3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo bảng 6.8 [1], ta chọn mô đun m = 4
3.4.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng răng và hệ số dịch chỉnh:
❖ Số răng bánh nhỏ: z3 = 2.aw2/[m.(ucc+1)] = 2.250/[4.(2,6+1)] = 35 (6.19) [1] (3.15) Lấy z3 = 35 răng
❖ Số răng bánh lớn: z4 = ucc.z1’ = 2,6.35 = 90 (6.20) [1] (3.16) Lấy z4 = 90 răng
❖ Sai số tỷ số truyền:
2,6 × 100% = 1,15% < (2 ÷ 4)% nên không cần dịch chỉnh răng
3.4.2.3 Xác định kích thước bộ truyền:
❖ Đường kính vòng chia bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng lăn bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Đường kính vòng đáy bánh dẫn và bị dẫn:
❖ Bề rộng răng bánh dẫn:
❖ Bề rộng răng bánh bị dẫn:
3.4.2.4 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
Vận tốc vòng bánh răng: vII = .dw3.n2/60000 = .140.198,05/60000 = 1,45 (m/s) (3.24)
Với vII = 1,45 m/s < 2 m/s (bánh răng trụ răng thẳng) theo bảng 6.13 [1], ta dùng cấp chính xác 9
3.4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:
Bánh răng trụ răng thẳng không có lực dọc trục
3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc và uốn: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc:
- Góc ăn khớp của bánh răng trụ răng thẳng 𝛼 = 20°
- Góc nghiêng của bánh răng trụ răng thẳng trên hình trụ cơ sở 𝛽 𝑏 = 0°
- Với bánh răng thẳng, hệ số trùng khớp ngang:
- Với v = 1,45 m/s theo bảng 6.13 [1], ta dùng cấp chính xác 9 KHα = 1,13 (theo bảng 6.14 [1])
- Trong đó theo bảng 6.15 [1], δ H = 0.006, theo bảng 6.16[1], g 0 = 73
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) [1], ta được:
100.2,57.140 2 368,69𝑀𝑃𝑎 (3.37) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với vận tốc v = 1,29 m/s, nhỏ hơn 5 m/s, có Zv = 0,9; cấp chính xác động học là 9 và cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Để đạt được độ nhám Ra = 2,5…1,25μm, cần thiết lập ZR 0,95; với đường kính da nhỏ hơn 700mm, KxH = 1.
Như vậy 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ′] , do đó khoảng cách trục aw = 250mm thỏa mãn
- Theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37
2,57= 6,26 (3.40) Trong đó: δ F = 0.016 theo bảng 6.15[1]; theo bảng 6.16 [1], 𝑔 0 = 73
- Với = 0 thì 𝑌 = 1 (bánh răng thẳng)
- Theo bảng 6.18 [1] với hệ số dịch chỉnh bằng 0, ta được YF3 = 3,75; YF4 = 3,605
- Với m = 4mm, YS = 1,08 – 0,0695ln(4) = 0,98; YR = 1 (bánh răng phay);
[𝜎 𝐹4 ]′ = 257,14.1.0,98.1 = 252 MPa (3.44) Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên (1):
𝜎 𝐹3 = 52,79 < [𝜎 𝐹3 ]′ = 262 MPa (thỏa mãn điều kiện)
3.4.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách trục aw = 250 mm
Chiều rộng vành răng bw3 = 100 mm
Hệ số dịch chỉnh 0 Đường kính vòng chia d1 = 140 mm d2= 360 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 148 mm da2 = 368 mm Đường kính đáy răng df1 = 130 mm df2 = 350 mm
Bảng 3.2 Thông số kỹ thuật bộ truyền cấp chậm
LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC VÀ SƠ ĐỒ TÍNH TOÁN CÁC TRỤC HỘP GIẢM TỐC
Sơ đồ các lực tác dụng lên bộ truyền
Hình 4.1 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục I
Hình 4.2 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục II
Hình 4.3 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục III.
Giá trị các lực và moment lực tác dụng lên bộ truyền
- Bánh dẫn răng trụ răng nghiêng :
Bánh bị dẫn răng trụ răng nghiêng:
Bánh dẫn răng trụ răng thẳng:
Bánh bị dẫn răng trụ răng thẳng:
Ta chọn nối trục đàn hồi với bộ phận công tác là băng tải nên theo bảng 16.1 [3]:
- Với 𝐷 𝑜 = 160(𝑚𝑚) : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16.10a [1])
THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
Thông số thiết kế
Lựa chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 𝜎b = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 12
Ta chọn vật liệu Thép C45 với các giá trị ứng suất:
Chọn [𝜏] = 18(𝑀𝑃𝑎) với trục I, III (trục đầu vào và trục đầu ra)
Chọn [𝜏] = 15(𝑀𝑃𝑎) với trục II (trục trung gian).
Tính toán sơ bộ và phác thảo đường kính các đoạn trục
5.3.1 Tính toán sơ bộ đường kính trục:
Tra bảng 10.2 [1] chọn đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:
36 Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện
5.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Dựa vào đường kính các trục, bạn có thể chọn chiều rộng ổ lăn từ bảng 10.2 Để xác định chiều dài mayo của bánh đai và bánh răng, hãy sử dụng công thức (10.10) Công thức (10.13) sẽ giúp xác định chiều dài nửa nối trục, trong đó nên chọn nối trục vòng đàn hồi Cuối cùng, sử dụng bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách cần thiết.
5.3.2.1 Trục II: d2 = 55mm, b02 = 29mm k1 = 15mm là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 15mm là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp lm2 = lm2’ = (1,2 1,5)d2 = (66 82,5) = 70 (mm) (5.2) lm3 = bw3 = 100 (mm) l22 = 29/2 + 15 + 15 + 70/2 = 79,5 (mm) (5.3) l23 = 79,5 + 70/2 + 15 + 100/2 = 179,5 (mm) (5.4) l24 = 2.179,5 – 79,5 = 279,5 (mm) (5.5) l21 = 279,5 + 79,5 = 359 (mm) (5.6)
Hình 5.1 Sơ bộ trục II hgt phân đôi
37 d1 = 35 (mm), ), k3 = 10 (mm), b01 = 21 (mm), hn = 15 (mm) mayo bánh đai: lm12 = (1,2 1,5)35 = (42 52.5) = 44 (mm) (5.7) mayo bánh răng 1 và 1’: lm1 = lm1’ = (1,2 1,5)35 = (42 52,5) = 48 (mm) (5.8) l11 = l21 = 359 (mm) l14 = l24 = 279,5 (mm) l13 = l22 = 79,5 (mm) l12 = 44/2 + 10 + 15 + 21/2 = 57,5 (mm) (5.9)
5.3.2.3 Trục III: d3 = 70 (mm), b03 = 35 (mm) mayo bánh răng 4: lm34 = (1,2 1,5)d3 = (84 105) = 100 (mm) (5.10)
Hình 5.2 Sơ bộ trục I hgt phân đôi
Hình 5.3 Sơ bộ trục III hgt phân đôi.
Vẽ biểu đồ moment lực và tính toán đường kính trục tại các tiết diện
mayo nửa khớp nối: lmkn = (1,4 2,5)d3 = (98 175) = 150 (mm) (5.11) l32 = l23 = 179,5 (mm) l31 = l21 = 359 (mm) l33 = 359 + 150/2 + 10 + 15 + 35/2 = 476,5 (mm) lC33 = 476,5 – 359 = 117,5 (mm)
5.4 Vẽ biểu đồ momen lực và phác thảo đường kính trục tại các tiết diện:
Hình 5.4 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục I
Chuyển trục thành dầm sức bền, gỡ bỏ liên kết và đặt phản lực tại các gối đỡ:
❖ Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng yOz đối với điểm A:
❖ Phương trình cân bằng lực theo phương y:
❖ Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng xOz đối với điểm A:
❖ Phương trình cân bằng lực theo phương x:
Hình 5.5 Biểu đồ moment trục I
Mà tại bánh răng 1 và bánh răng 1’ lắp then nên 𝑑 𝑏𝑟1′ = 𝑑 𝑏𝑟1 ≥ 1,05.32,97 34,62 (𝑚𝑚) (5.18)
Mà tại đai lắp then nên 𝑑 đ ≥ 1,05.27,31 = 28,68(𝑚𝑚)
Theo tiêu chuẩn, chọn kết cấu như sau:
5.4.2 Trục trung gian - trục II:
Hình 5.6 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục II
Chuyển trục thành dầm sức bền, gỡ bỏ liên kết và đặt phản lực tại các gối đỡ:
❖ Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng yOz đối với điểm C:
❖ Phương trình cân bằng lực theo phương y:
❖ Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng xOz đối với điểm C:
❖ Phương trình cân bằng lực theo phương x:
Biểu đồ moment trục II:
Hình 5.7 Biểu đồ moment trục II
Mà tại bánh răng 2 và bánh răng 2’ lắp then nên 𝑑 𝑏𝑟2′ = 𝑑 𝑏𝑟2 ≥ 1,05.45,8 = 48,14(𝑚𝑚)
Mà tại bánh răng 3 lắp then nên 𝑑 𝑏𝑟3 ≥ 1,05.55,67 = 57,2 (𝑚𝑚)
Theo tiêu chuẩn, chọn kết cấu như sau: d C = 45mm d D = 45mm d br2 = d br2′ = 50mm d br3 = 60mm
5.4.3 Trục đầu ra - trục III:
Hình 5.8 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục III
Chuyển trục thành dầm sức bền, gỡ bỏ liên kết và đặt phản lực tại các gối đỡ:
Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng yOz đối với điểm E:
Phương trình cân bằng lực theo phương y:
Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng xOz đối với điểm E:
Phương trình cân bằng lực theo phương x:
Biểu đồ moment trục III:
Hình 5.9 Biểu đồ moment trục III
Mà tại bánh răng 4 lắp then nên 𝑑 𝑏𝑟4 ≥ 1,05.62,1 = 65,35 (𝑚𝑚)
Mà tại nối trục lắp then nên 𝑑 𝑛𝑡 ≥ 1,05.57,8 = 60,73 (𝑚𝑚)
Theo tiêu chuẩn, chọn kết cấu như sau:
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và tĩnh
Với thép 45 có b = 600Mpa; -1 = 0,436b = 261,6Mpa; -1 = 0,58-1 = 151,73Mpa; Theo bảng 10.7 [1]: =0,05 và = 0
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó aj
= maxj = Mj/Wj và mj = 0 (10.22) [1] (5.27)
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó
mj = aj = maxj/2 = Tj/(2.Woj) (10.23) [1] (5.28) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
Dựa trên kết cấu trục 1, 2, 3 và biểu đồ moment tương ứng, các tiết diện sau đây cần được kiểm tra độ bền mỏi do chúng là những tiết diện nguy hiểm.
- Trục 1: các tiết diện lắp bánh đai, bánh răng 1, bánh răng 1’ và ổ lăn tại B
- Trục 2: các tiết diện lắp bánh răng 2, bánh răng 2’ và bánh răng 3
- Trục 3: các tiết diện lắp bánh răng 4, ổ lăn F và nối trục
Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then
Kích thước của then (bảng 9.1) [1], trị số của moment cản uốn và moment cản xoắn (bảng 10.6) [1] ứng với các tiết diện trục như sau:
Bảng 5.1 Kích thước của then ứng với các tiết diện
Tiết diện Đường kính trục (mm) b x h t1 W (𝑚𝑚 3 ) WO (𝑚𝑚 3 ) lm12 30 8 x 7 4 2290,18 4940,9 lm1 và lm1’ 40 12 x 8 5 5364,43 11647,62 lm2 và lm2’ 50 14 x 9 5,5 10747 23019 lm3 60 28 x 11 7 16617,72 37823,47 lm4 70 20 x 12 7,5 29488,68 63162,62 lm33 63 18 x 11 7 21412,3 45960,61
Xác định các hệ số K dj và K dj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25) và (10.26) [1]:
Các trục được gia công trên máy tiện cần đạt độ nhám bề mặt Ra = 2,5… 0,63μm tại các tiết diện nguy hiểm Theo bảng 10.8 [1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là Kx = 1,06.
Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1
Theo bảng 10.12 [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có b = 600Mpa là K = 1,76 và K = 1,54
Theo bảng 10.10, ta có thể tra cứu hệ số kích thước và cho các tiết diện nguy hiểm Từ đó, có thể xác định tỉ số K/ và K/ tại rãnh then trên các tiết diện này.
Theo bảng 10.11, với kiểu lắp ráp đã chọn, ứng suất bền là 600 MPa Đường kính của tiết diện nguy hiểm cho phép xác định tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng tại các tiết diện này Dựa trên các giá trị đã tính, giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kσ/εσ sẽ được sử dụng để tính Kσd, và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kτ/ετ sẽ được dùng để tính Kτd.
Bảng 5.2 Kiểm nghiệm độ an toàn của các tiết diện.
Chọn then và kiểm nghiệm then
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo (9.1) và (9.2) [1]:
Tỉ số K/ do Tỉ số K/ do Kd Kd S S S
Lắp căng lm12 30 2 2,06 1,901 1,64 2,12 1,961 - 5,16 5,16 l13 35 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 6,49 5,07 4 lm1 và lm1’
Bảng 5.3 Kích thước then ứng với các đường kính d lt b x h t1 T (Nmm) d (Mpa) c (Mpa)
Theo bảng 9.5 [1], với tải va đập nhẹ [d] = 100Mpa; [c] = 60… 90Mpa Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ LỰA CHỌN NỐI TRỤC
Thiết kế ổ lăn trên trục I
- Số vòng quay trục I: n1 = 610 vòng/phút;
- Moment xoắn trên trục I: T1 = 148259,84 Nmm;
- Đường kính trục lắp ổ: dA = dB = 35mm
Fa1 = Fa1 – Fa1’ = 0 N = Trục 1 không chịu lực dọc trục
Vì trên trục chỉ có lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ A và B
Với kết cấu trục như hình và đường kính ngõng trục dA = dB = 35mm, chúng tôi đã chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ 207 Ổ bi này có các thông số kỹ thuật như sau: đường kính trong d = 35mm, đường kính ngoài D = 72mm, khả năng tải động C = 20,1 kN và khả năng tải tĩnh CO = 13,9 kN.
6.1.2 Chọn ổ theo khả năng tải động:
Nhìn trong hình ta thấy Fđ, Fr1, Fr1’ cùng hướng với nhau và ngược với FAy, FBy khiến cho 2 khớp nối A và B chịu tải trọng lớn nhất
Theo công thức (11.3) [1], với Fa = 0, tải trọng quy ước:
- kt = 1 (nhiệt độ môi trường làm việc dưới 100 độ C)
- kd = 1,1 (va đập nhẹ) (tra trong bảng 11.3 [1])
- X = 1 (chỉ chịu lực hướng tâm)
Do chế độ tải trọng thay đổi theo bậc, tải trọng tương đương xác định như sau:
= 2256,96 (𝑁) Theo công thức (11.1) [1], khả năng tải động:
Trong đó với ổ bi: m = 3; L = 60.n1.Lh/10 6 = 60.610.11104/10 6 = 406,4 (triệu giờ)
Khi đó, tuổi thọ chính xác của ổ:
6.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:
Theo (11.19) [1] với Fa = 0, QO = XO.FB = 0,6.2355,67 = 1413,4 (N) (XO tra bảng 11.6 [1])
Do đó QO1 < FB và QO1 = 2355,67 (kN)
Vậy QO1 = 2355,67 N < CO = 17,9 kN khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
6.1.4 Số vòng quay tới hạn:
Theo bảng 11.7 [1] với ổ bi đỡ bôi trơn bằng mỡ: [𝑑 𝑚 𝑛] = 4,5 × 10 5 Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn:
Thiết kế ổ lăn trên trục II
- Công suất trục II: P2 = 9,09 kW;
- Số vòng quay trục II: n2 = 198,05 vòng/phút;
- Moment xoắn trục II: T2 = 438321,13 Nmm;
- Đường kính lắp trục ổ trục II: dC = dD = 45mm
Fa2 = Fa2’ – Fa2 = 0 N = Trục 2 không chịu lực dọc trục
Vì trên trục chỉ có lực hướng tâm nên ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ cho các gối đỡ C và D
Với cấu trúc trục có đường kính ngõng trục dC = dD = 45mm, chúng tôi đã chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2209, có thông số cụ thể như sau: đường kính trong d2 = 45mm, đường kính ngoài D2 = 85mm, khả năng tải động C2 đạt 35,3 kN và khả năng tải tĩnh CO2 là 25,7 kN.
6.2.2 Chọn ổ theo khả năng tải động:
Theo công thức (11.3) [1], với Fa = 0, tải trọng quy ước:
- kt = 1 (nhiệt độ môi trường làm việc dưới 100 độ C)
- kd = 1,1 (va đập nhẹ) (tra trong bảng 11.3 [1])
- X = 1 (chỉ chịu lực hướng tâm)
Do chế độ tải trọng thay đổi theo bậc, tải trọng tương đương xác định như sau:
= 4798,5 (𝑁) Theo công thức (11.1) [1], khả năng tải động:
Trong đó với ổ bi m = 3; L = 60.n1.Lh/10 6 = 60.610.22208/10 6 = 263,9 (triệu giờ)
Khi đó, tuổi thọ chính xác của ổ:
6.2.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:
Theo (11.19) [1] với Fa2 = 0, QO2 = XO.FC = 0,6.5008,21 = 3004,9 (N) (XO tra bảng 11.6 [1])
Do đó QO2 < FC và QO2 = 5008,21(N)
Vậy QO2 = 5008,21 N < CO = 26,7 kN khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
6.2.4 Số vòng quay tới hạn:
Theo bảng 11.7 [1] với ổ bi đỡ bôi trơn bằng mỡ: [𝑑 𝑚 𝑛] = 4,5 × 10 5 Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn:
Thiết kế ổ lăn trên trục III
- Công suất trên trục III: P3 = 8,73 kW;
- Số vòng trên trục III: n3 = 76,17 vòng/phút;
- Moment xoắn trên trục III: T3 = 1094545,1 Nmm;
- Đường kính lắp ổ trên trục III: dE = dF = 65 mm
Trục 3 không chịu lực dọc trục
Vì trên trục chỉ có lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ E và F
Với kết cấu trục có đường kính ngõng trục dE = dF = 65mm, chúng ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ 213, có thông số như sau: đường kính trong d = 65mm, đường kính ngoài D = 120mm, khả năng tải động C3 = 44,9 kN và khả năng tải tĩnh CO3 = 34,7 kN.
6.3.2 Chọn ổ theo khả năng tải động:
Khi lắp nối trục vòng đàn hồi trên đầu ra của trục, cần chọn chiều của lực Fnt ngược với chiều đã sử dụng khi tính toán trục, tức là cùng chiều với Ft4 Do đó, phản lực trong mặt phẳng zOx sẽ được xác định chính xác.
FE = 2702,34 (N) và FF = 5873,27 (N) Theo công thức (11.3) [1], với Fa = 0, tải trọng quy ước:
- kt = 1 (nhiệt độ môi trường làm việc dưới 100 độ C)
- kd = 1,1 (va đập nhẹ) (tra trong bảng 11.3 [1])
- X = 1 (chỉ chịu lực hướng tâm)
Do chế độ tải trọng thay đổi theo bậc, tải trọng tương đương xác định như sau:
= 5627,16 (𝑁) Theo công thức (11.1) [1], khả năng tải động:
Trong đó với ổ bi m = 3; L3 = 60.n3.Lh/10 6 = 60.76,17.22208/10 6 = 101,5 (triệu vòng) Khi đó, tuổi thọ chính xác của ổ:
6.3.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:
Theo (11.19) [1] với Fa3 = 0, QO3 = XO.FE = 0,6.4343,15 = 2605,9 (N) (XO tra bảng 11.6 [1])
Do đó QO3 < FE và QO3 = 4343,15 (N)
Vậy QO3 = 4343,15 N < CO3 = 24,6 kN khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
6.3.4 Số vòng quay tới hạn:
Theo bảng 11.7 [1] với ổ bi đỡ bôi trơn bằng mỡ: [𝑑 𝑚 𝑛] = 4,5 × 10 5 Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn:
Lựa chọn nối trục
6.4.1 Chọn thông số nối trục:
❖ Đường kính trục lắp nối trục: 𝑑 = 63𝑚𝑚
⟹ Chọn nối trục vòng đàn hồi
❖ Kích thước vòng đàn hồi: tra bảng 16.10a [2]
Bảng 6.1 Thông số nối trục vòng đàn hồi
❖ Kích thước chốt: tra bảng 16.10b [2]
Bảng 6.2 Thông số chốt nối trục
6.4.2 Kiểm nghiệm độ bền nối trục:
❖ Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
● 𝑘 = 1,5 : hệ số làm việc cho hệ thống dẫn động băng tải (bảng 16.1 [2])
● [𝜎 𝑑 ] = (2 ÷ 4) (𝑀𝑃𝑎) : ứng suất dập cho phép của vòng cao su
❖ Kiểm nghiệm sức bền chốt:
● [𝜎 𝑢 ] = (60 ÷ 80) (𝑀𝑃𝑎) : ứng suất dập cho phép của chốt
0,1.8.200 24 3 = 1,21(𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎 𝑢 ] Qua kết quả tính toán, vòng đàn hồi thỏa điều kiện bền dập và chốt thỏa điều kiện bền nên nối trục được chọn là hợp lý.
CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC VÀ DUNG
Thân máy
Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
- Hộp giảm tốc bao gồm thành hộp, gân, gối đỡ, mặt bích,…
- Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15 – 32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện cho việc lắp đặt các chi tiết Đảm bảo bề mặt ghép song song với mặt đế để tăng tính ổn định và dễ dàng trong quá trình lắp ráp.
Mặt đáy của hộp giảm tốc cần được đặt hướng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2°, đồng thời khu vực tháo dầu nên được thiết kế lõm xuống Việc này giúp dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, từ đó nâng cao chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc.
Dựa vào kết cấu các chi tiết quay, dựa vào bảng 18-1 [1], ta có các thông số cơ bản của thân và vỏ hộp giảm tốc như sau:
Bảng 7.1 Thông số vỏ hộp giảm tốc
Tên gọi Biêu thức tính toán
Chiều cao, h Độ dốc e = 0,8. = 0,8.10 = 8mm h < 58mm
Bulong ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04.aw2 + 10 > 19mm => d1 = 20mm d2 = (0,7 0,8)d1 = (14 16) = 14mm d3 = (0,8 0,9)d2 = (12 13,5) = 12mm d4 =.(0,6 0,7)d2 = (9 10,5) = 10mm d5 = (0,5 0,6)d2 = (7,5 9) = 8mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép ổ)
Xác định theo kích thước nắp ổ
C D3/2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa
Khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
1 ≥ (3 5) = (30 50) = 30mm và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp
Số lượng bulong nền Z Z = (L + B)/(200 300) Trong đó: L và B là chiều dài và rộng hộp.
Tính toán các chi tiết phụ khác
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp được thiết kế trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng Nhờ vào chốt định vị, việc siết bulong không gây biến dạng cho vòng ngoài của ổ, từ đó giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc ổ.
Ta chọn chốt hình côn có các thông số như sau:
Hình 7.1 Chốt định vị hình côn
Các nắp ổ với thông số của vít ghép, đường kính nắp ổ được ghi ở bảng sau:
7.2.3 Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi Kích cửa thăm chọn theo bảng 18-5 [3]:
Bảng 7.3 Kích thước cửa thăm
A(mm) B(mm) A1(mm) B1(mm) C(mm) K(mm) R(mm) Vít Số lượng vít
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, do đó 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, được lắp đặt trên nắp cửa thăm.
Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [3]):
Hình 7.4 Nút thông hơi hình trụ
Bảng 7.4 Kích thước nút thông hơi hình trụ
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 [3] (nút tháo dầu trụ) như sau:
Bảng 7.5 Kích thước nút tháo dầu
Hình 7.5 Hình dạng và kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S D0
7.2.7 Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp, ta sử dụng que thăm dầu Ta kiểm tra mức dầu khi hộp giảm tốc không hoạt động (làm việc 2 ca/ngày nên ta không kèm theo ống bao) Đặt que thăm dầu nghiêng so với phương thẳng đứng một góc nhỏ hơn 35 độ
Dùng để ngăn cách mỡ trong ổ với dầu trong hộp
Các kích thước chính lấy theo hình 15-22 [2], các kích thước còn lại phụ thuộc kết cấu trục và vị trí các chi tiết quay khác
Hiện nay vòng móc được dùng nhiều, Ta làm vòng móc trên nắp hộp Kích thước vòng móc được xác định như sau:
Chiều dày vòng móc: 𝑆 = (2 ÷ 3)𝛿 = (20 ÷ 30) = 𝑚𝑚 Đường kính vòng móc: 𝑑 = (3 ÷ 4)𝛿 = (30 ÷ 40) = 𝑚𝑚