Thuyết minh đồ án chi tiết máy với đề bài thiết kế hệ dẫn động băng tải.Trong bản thuyết minh có đầy đủ tất cả các phần tính toán của đồ án,sau khi hoàn thành thuyết minh thì chúng ta mới có thông số để thiết kế bản vẽ cho hộp giảm tốc.Đồ án này cực kì khó nên cần hiểu rõ các mục.
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
CÁC DỮ KIỆN BAN ĐẦU
i Lực kéo băng tải: F50 (N) ii Vận tốc băng tải: v=0,85 (m/s) iii Đường kính tang dẫn băng tải: D0 (mm) iv Thời gian phục vụ: Lh000 (giờ) v Số ca làm việc: soca=3 (ca) vi Góc nghiêng bố trí bộ truyền ngoài: αu (độ) vii Đặc tính làm việc: êm
Bánh răng chủ động: Nghiêng trái
CHỌN ĐỘNG CƠ
1.2.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Pyc: Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện (kW)
Plv: Công suất trên trục bộ phận máy công tác (trục của bộ phận làm việc) (kW) η c : Hiệu suất chung của toàn hệ thống
1.2.1.1 Tính công suất trên trục của máy công tác
Plv: Công suất trên trục bộ phận máy công tác (trục của bộ phận làm việc) (kW) F: Lực kéo băng tải (N) v: vận tốc di chuyển của băng tải (m/s)
1.2.1.2 Xác định hiệu suất chung của toàn hệ thống η c = ∏ η i k (1.3)
Trong đó: η i : hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i k: số lượng bộ truyền hoặc chi tiết đó
Cụ thể: η c = ∏ η i k =η ol 2 η kn 1 η đ 1 η br 1
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : η ol = 0,99
Hiệu suất của khớp nối: η k = 1
Hiệu suất của bộ đai : η đ = ¿0,95
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br =¿0,96 η c = ∏ η i k =η ol 2 η kn 1 η đ 1 η br 1 =0,99 2 × 1 1 × 0,95 1 × 0,96 1 =0,894
1.2.1.3 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ
Thay giá trị của Plv và η c vào (1.1) ta được công suất yêu cầu trên trục động cơ điện:
1.2.2 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện n sb =n lv u sb (vg/ph) (1.4)
Trong đó: nsb: tốc độc quay sơ bộ mà động cơ cần có (vg/ph) nlv: tốc độ quay của trọng máy công tác (bộ phần làm việc) (vg/ph) usb: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống
1.2.2.1 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác n lv = v ×60 ×1000 π × D ( vg/ ph) (1.5)
Trong đó: nlv: Tốc độ quay của bộ phận công tác (vg/ph) v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang (mm) n lv = v ×60 ×1000 π × D = 0,85 ×60 × 1000 π × 160 1,46 ( vg/ ph)
1.2.2.2 Xác định sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống u sb = ∏ u sbi =u sb(đ ) ×u sb(br) (1.6)
Trong đó: usb: tỷ số truyền của hệ thống usbi: tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i trong hệ thống usb(đ): tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền Ngoài (bộ truyền Đai) usb(br): tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền Trong (Bánh răng)
Tra bảng 2.4 21 [ II ] ta chọn được tỷ số truyền sơ bộ của:
+Truyền động bánh răng: usb(br)= 4 (hộp giảm tốc một cấp)
Thay số vào (1.6) ta được: u sb = ∏ u sbi =u sb(đ ) ×u sb(br) =2,5× 4
Từ nlv và usb thay vào (1.4) ta được: n sb =n lv u sb 1,461 ×10 14,61 (vg/ph)
Từ Pyc= 8,13 (kW) và nsb14,61 (vg/ph), Chọn động cơ Việt Hung xoay chiều
3 pha đã có sẵn muc lục trên Microsoft Team, từ đó ta có bảng sau:
Bảng 1.1: Thông số của động cơ điện (HEM)
P đc : Động cơ điên cần dùng (P đc ≥ P yc ) (kW) n đc : Tốc độ quay của động cơ (vg/ph)
T max / T dn : Tỷ số giữa momen cực đại và momen danh nghĩa của động cơ
T mm / T dn : Tỷ số giữa momen mở máy và momen danh nghĩa của động cơ m đc : Khối lượng của động cơ (kg) d đc : đường kính trục (mm)
Số vòng quay nđc (vg/ph)
Khối lượng động cơ m đc (kg) Đường kính trục d đc (mm)
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
- Tỉ số truyền chung của hệ thống: u ch = n đc n lv = 980 101,46 =9,66 (1.7) Trong đó: uch: Tỷ số truyền chung của hệ thống n đc : Tốc độ quay của động cơ (vg/ph) n lv : Tốc độ quay của bộ phận công tác (vg/ph)
Trong đó u i là tỉ số truyền của bộ truyền thứ i trong hệ thống
Trong đó u br là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u đ là tỉ số truyền của bộ truyền đai
Ta chọn trước u đ = 2 áp dụng công thức trên ta có: u br = u c u đ
TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang Trục I: 𝑢đc->I = 𝑢đ = 2
- Tỉ số truyền từ Trục I sang Trục II của hộp giảm tốc: uI->II = 𝑢br = 4,83
- Tỉ số truyền từ Trục II (trục ra của HGT) sang trục bộ phận công tác (trục của bộ phận làm việc): tùy thuộc đề mà hoặc uII->lv= ukn = 1
1.4.2 Tính tốc độ quay trên các trục
Tốc độ quay trên trục động cơ: n đc = 980 (vg/ph)
Tốc độ quay trên trục I: n I = n đc u đ = 980 2 = 490 (vg/ph) Tốc độ quay trên trục II: n II = n I u br = 4,83 490 = 101,45 (vg/ph) Tốc độ quay thực trên trục công tác: n lv ,t = u n II kn = 101,45 1 = 101,45(vg/ph) Trong đó:
- Tốc độ quay trên trục động cơ: nđc (vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục I (trục vào của HGT): nI (vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục II: 𝑛II (vg/ph)
- Tốc độ quay thực trên trục bộ phận công tác là 𝑛lv,ct(vg/ph)
1.4.3 Tính công suất trên các trục
_Công suất trên trục công tác: Pct=Plv= 7,27 (kW)
_Công suất trên trục II là:
1 = ¿ 7,27¿) _Công suất trên trục I là:
_ Công suất thực của động cơ là:
- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv ¿);
- Công suất trên Trục II (trục ra của HGT): P II (𝑘𝑊);
- Công suất trên Trục I (trục vào của HGT): P I (𝑘W); -Công suất trên trục động cơ (thực cần): Pđc,ct (kW).
1.4.4 Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :
Mômen xoắn trên trục II là :
Mômen xoắn trên trục công tác là:
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
- Mômen xoắn trên trục I là: T I (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục II là: T II (N.mm)
- Mômen xoắn thực trên trục công tác là: Tct (N.mm)
- Mômen xoắn thực trên trục động cơ là Tđc (N.mm)
Bảng 1.2 Tổng hợp thông số của các bộ truyền
Thông số/Trục Động Cơ I II Công Tác
Tỷ số truyền u u đc → I =u đ =2 u I → II =u br
Tốc độ quay n(vg/ph) 980 490 101,45 101,45
KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
CÁC DỮ KIỆN BAN ĐẦU
Tỷ số truyền từ động cơ sang trục I: u đc → I =2 ;
Tốc độ quay trên trục động cơ: n đc = 980 (vg/ph);
Công suất thực của động cơ: P đc,t =8,13 (kW);
Momen xoắn thực trên trục động cơ: T đc,t y226 (N.mm).
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
2.2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền Đai)
Bảng 2.1 Dữ liệu đầu vào của bộ truyền ngoài
Thông số Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
Tỉ số truyền u - 2 u đ bảng ( u đc → I ) Tốc độ quay trục chủ động n1 (vg/ph) 980 n đc bảng
Công suất trên trục chủ động P1 (kW) 8,13 P đc ,t bảng
Mô men xoắn trên trục chủ động
Thời gian phục vụ Lh (giờ) 17000 Lh đầu đề Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β (độ) 75 o α đầu đề
Chế độ làm việc - - làm việc êm Đầu đề
2.2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
_Chọn loại đai: đai thang thường
Tra đồ thị 4.1 59 [ I ] với các thông số P1 = 8,13 (kW) và n1 = 980 (vg/ph) ta chọn được đai tiết diện Ნ
2.2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền a Đường kính bánh đai (d 1 và d 2 )
Tra bảng 4.13 59 [I] được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ : 140 – 280 (mm)
Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4.21 63 [I] phần chú thích được d 1 =¿ 280 (mm)
_Kiểm tra về vận tốc đai v= π × d 1 ×n 1
60000 = π × 60000 280 × 980 = 14,37 (m/s) ¿ v max = 25 (m/s) v max = 25 (m/s) đối với đai thường
Chọn hệ số trượt ε = 0,02, do vậy d 2 =u × d 1 ×(1− 0,02) = 2 × 280 × (1 – 0,02 ) = 548,8 (mm)
Theo bảng 4.21 63 [I] phần chú thích chọn d 2 = 560 (mm)
Tỷ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1 × (1− ε ) = 280 ×(1−0,02) 560 = 2,04 Sai lệch tỷ số truyền
∆ u= | u t −u u | × 100 % = | 2,04−2 2 | × 100 %= 2% K a = 43 (MPa 1/3 );
• T 1 : momen xoắn trên trục chủ động T 1 = 149097 (Nmm);
• [ σ H ] sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb = 513,64 (MPa);
• ψ ba , ψ bd : Các hệ số Tra bảng 6.6 97 [ I ] chọn ψ ba = 0,3 ψ bd = 0,5 ψ ba ( u + 1) = 0,5 × 0,3 × (4,83+1) = 0,875
• K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; Tra bảng 6.7 98 [ I ] với ψ bd = 0,875 sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB ¿ 350, được : K Hβ = 1,03 Thay số vào (2.10) được: a w = K a ( u+1 ¿ √ 3 [ σ T H 1 ] sb 2 K uψ Hβ ba = 43 × (4,83 + 1) √ 3 513,64 149097 2 × 4,83 ×1,03 ×0,3 = 184,97 (mm)
Chọn a w = 185 mm. b Xác định thông số ăn khớp
* Xác định mô đun (m) m=(0,01 ÷ 0,02) a w = ( 0,01 ÷ 0,02 )× 185 = 1,85 ÷ 3,70 (mm)
Tra bảng 6.8 99 [ I ], chọn m theo tiêu chuẩn, => m = 3
+Z1, Z2: lần lươt là số răng của bánh răng chủ động và bánh bị động.
_Tỷ số truyền thực tế ( u t ) u t = Z Z 2
1 = 101 21 = 4,81 Sai lệch tỷ số truyền
* Xác định góc nghiêng của răng β = arccos ( m ( Z 1 + Z 2 )
* Xác định góc ăn khớp α tw
Do nhờ có góc nghiêng β => cặp bánh răng không cần thiết phải dịch chỉnh
=> α t = α tw α t = α tw = arctan( cos tan α β ) = arctan ( cos 8,43 tan 20 o o ) = 20,20 °
Trong đó: _ α t : góc prô fin răng;
_α: góc prô fin gốc, theo TCVN 1065-71, α o ; c Xác định một số thông số của bộ truyền bánh răng.
_Đường kính vòng chia: { d d 2 = 1 = m× Z cosβ m × Z cosβ 2 1 = = cos 8,43 3× cos8,43 3 × 101 21 o 06,31 c,69 (mm) (mm)
_Đường kính vòng lăn:{ d w 2 =2 d a w w 1 −d = u 2 w1 t a + =2 w 1 = × 2 4,81+1 185−63,6806,32 ×185 c,68 (mm) (mm)
_Đường kính vòng cơ sở:{ d d b 2 b =d 1 =d 2 cosα 1 cosα 06,31× c,69× cos20 cos20 o o Y,85 (7,84 (mm) (mm)
_Đường kính vòng đỉnh răng:
_Đường kính đáy răng: { d d f 2 f =d 1 = d 2 −2,5m06,31− 1 −2,5 mc,69− 2,5× 2,5× 3V,19( 3)8,81( mm) mm)
_Chiều rộng vành răng: b w =ψ ba × a w =0,3× 185U,5 (mm)
_ Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở: β b = arctan (cos α t × tan β )=arctan (cos20,20 o × tan 8,43 o ) = 7,92 °
* Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép
_Tỷ số truyền thực tế : u t = 4,81
_Vận tốc vòng của bánh răng v= π d w 1 n 1
60000 = 1,63 (m/s) Ứng suất cho phép tính ở mục 2.2.2.2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép chính xác.
[ σ F ] cx = [ σ F ] sb Y R Y s K xF (MPa) Trong đó:
• [ σ H ] sb và [ σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.2.2.2
• Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91và
• Z v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
• K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
• Y R : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y R1 =Y R2 =Y R = 1
• Y s : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất
Y s = 1,08−0,0695 ln( m ) với m là mô đun = 2 (mm)
• K xF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
[σ H ] cx = [ σ H ] sb Z R Z v K xH = 513,64 × 1 × 1 = 513,64 (MPa) Bánh chủ động:
[ σ F 1 ] cx = [ σ F 1 ] sb Y R Y s K xF = 262,29 × 1 × 1 × 1 = 262,29 (MPa) Bánh bị động:
2.2.2.4.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σ Ht = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u H t (u d 2 w1 t +1) ≤ [ σ H ] (2.11)
• Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Z M = 274
• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
Z H = √ sin 2 cos (2 α β tw b ) = √ sin 2× (2× cos 20,20 (7,99 o o ) ) = 1,75
• Z ε : hệ số trùng khớp.Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β
– ε α : hệ số trùng khớp ngang ε α =[ 1,88−3,2( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos β = [ 1,88−3,2( 21 1 + 101 1 ) ] × cos(8,51 o )= 1,68
– ε β : hệ số trùng khớp dọc ε β = b w sin β m π = 58 × sin 8,43 o
– K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở mục a phần 2.2.2.3) => K Hβ = 1,03
– K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp
Tra bảng 6.13 106 [ I ] với bánh răng trụ, răng nghiêng và v = 1,63 (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = 9 Tra bảng 6.14 107 [ I ] => K Hα = 1,13 – K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
• b w : chiều rộng vành răng, b w X(mm);
• d w 1: đường kính vòng lăn (đã tính ở mục c phần 2.2.2.3), d w 1 =¿ 63,68 (mm) Thay số được σ Ht = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u H t (u d 2 w1 t +1)
◦ Thỏa mãn điều kiện σ Ht ¿ [ σ H ] cx
2.2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 = 2 T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1 b w d w1 m ≤ [σ F 1 ] cx σ F2 = σ F 1 Y F2
• [ σ F1 ] cx và [ σ F2 ] cx là ứng suất uốn cho phép chính xác đã tính từ mục trước;
• K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn
– K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 98 [ I ] với ψ bd = 0,875 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, được:
– K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp K Fα = 1,37 theo bảng 6.14 107 [ I ]
– K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
• Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
• Y F1 và Y F2: hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Z v1 và Z v 2
4 ,90 ( MPa)≤ [σ F 2 ] cx (Thỏa mãn yêu cầu)
2.2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải
– Kqt: hệ số quá tải;
– Tmax / T: Tỉ số giữa mô men xoắn quá tải và mô men xoắn danh nghĩa.
_Ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax : σ Hmax =σ H × √ K qt P6,19 × √ 2,2u0,80( MPa)
_Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σ H ] max :
Ta thấy σ Hmax < ¿ [ σ H ] max => Thỏa mãn điều kiện.
_Ứng suất cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng: σ F 1 max =σ F 1 × K qt = 93,22× 2,2 5,08(MPa) σ F 2 max = σ F 2 × K qt = 83,90× 2,24,58(MPa)
_Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [ σ F ] max :
Ta thấy σ F 1 max , σ F 2 max Thỏa mãn điều kiện.
2.2.2.7 Một số thông số khác của cặp bánh răng
F r 1 = F r2 = F t 1 tan α t cos β = 4682,69 × tan 20,20 ° cos8,43 ° 41,83 ( N) Lực dọc trục F a 1 =F a 2 = F t 1 tan βF82,69 × tan 8,43 °i3,99( N )
Bảng 2.4 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Vật liệu bánh răng nhỏ Thép
Vật liệu bánh răng lớn Thép
Khoảng cách trục a w 185 mm Độ rắn mặt răng bánh nhỏ HB1 255 HB Độ rắn mặt răng bánh lớn HB2 240 HB
Tỷ số truyền thực ut 4,81
Góc nghiêng của răng β 8,43 độ
Hướng răng bánh răng 1 Nghiêng trái bánh răng 2 Nghiêng phải
Chiều rộng vành răng b w 58 mm Đường kính vòng lăn d w 1 63,68 mm d w 2 306,32 mm Đường kính đỉnh răng d a 1 69,69 mm d a 2 312,37 mm Đường kính đáy răng d f 1 56,19 mm d f 2 298,27 mm
LẬP SƠ ĐỒ ĐẶT LỰC
Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực sơ bộ trục I
Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực sơ bộ trục II
Dữ kiện ban đầu: i Lực vòng: F t 1 = F t 2 =F t F83 N ii Lực hướng tâm: F r 1 = F r 2 =F r 42 N iii Lực dọc trục: F a 1 = F a2 =F a i4 N iv Lực đai tác dụng lên trục: F d 45 N
TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH CÁC TRỤC
3.2.1 Tính sơ bộ trục I Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức trang 188 [1]:
Trong đó: T1: Momen xoắn trên trục 1 Nmm: T19097 Nmm
[ ]: ứng suất cho phép,Mpa, với vật liệu thép C45 chọn [ ]Mpa Thay vào công thức ta được: d sb1 ≥ √ 3 0,2 T 1 [ τ ] = √ 3 149097 0,2.15 6,77 mm
Tra bảng 10.2 trang 189 [1] ta được: dsb1@ mm => b0= 23 mm
3.2.2 Tính sơ bộ trục II Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
Trong đó: T2: Momen xoắn trên trục 2 Nmm: T2h4362
[ τ ]: ứng suất cho phép,Mpa, với vật liệu thép C45 chọn [ τ ]( Mpa
Thay vào công thức ta được: d sb2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 684362 0,2.28 I,62 mm
Tra bảng 10.2 trang 189 [1] ta được: dsb2= 50 mm => b02= 27 mm
TÍNH CÁC CHI TIẾT TỪNG CỤM TRỤC
3.3.1 Tính toán thiết kế cụm trục I
Sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí [1] trang 183 chọn vật liệu: C45 tôi cải thiện. b 600Mpa
3.3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Hình 3.3 Sơ đồ tính khoảng cách của trục I
Chọn các trị số của các khoảng cách k1, k2, k3, hn tra theo bảng 10.3 trang 189[1] ta được
Bảng 3.1 Trị số các khoảng cách của trục I (k 1 , k 2 , k 3 và h n )
Tên gọi Ký hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm
Chiều cao nắp ổ vào đầu bulong hnmm
Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: l m12 =(1,2 ÷ 1,5)d 1 =(1,2÷ 1,5).40=(48 ÷ 60 )
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ: l m13 =(1,2 ÷ 1,5 )d 1 =(1,2 ÷1,5 ) 40=(48 ÷ 60 )
Bảng 3.2: Tổng hợp các kích thước của trục I
Chiều dài mayo của bánh đai lm12Pmm
Khoảng côngxon( khoảnh chìa ) trên trục 1,tính từ bánh đai đến gối đỡ l12f,5mm
Khoảng cách từ tâm bánh răng đến ổ lăn l13dmm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm
Chiều cao nắp ổ vào đầu bulong hnmm
3.3.1.3 Tính thiết kế trục theo momen tương đương
Ta có các lực và kích thước :
- Xác định phản lực trên các gối đỡ
Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục I :
Hình 3.4 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen trên trục I
Momen tổng, momen uốn tương đương:
M tđ 10 = √ 11944,76 2 + 44578,44 2 +0,75 × 149097 2 = 137121,67 (Nmm) b Tính đường kính các đoạn trục
Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d j = √ 3 0,1 M tđj [ σ ] trong đó : [ σ ] =¿ 63(Mpa) - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 d 11 =¿ 0 d 13 =¿ √ 3 178574,35 0,1 ×63 =¿ 30,49 (mm) d 12 =¿ √ 3 129121,79 0,1 ×63 =¿ 27,37 (mm) d 10 =¿ √ 3 137121,67 0,1 ×63 =¿ 27,92 (mm) c Chọn đường kính các đoạn trục
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
3.3.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then
Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh răng
Chọn loại then: Then bằng
Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau:
Bảng 3.3 Các thông số của then bằng cho bánh răng trục I b13 (mm) h13 (mm) t13 (mm) R13 (mm)
Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm13= (0,8…0,9) 55 = 44…49,5 (mm)
=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lE (mm)
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: σ d = 2 T 1 d 13 l t13 (h 13 −t 13 ) τ c = 2 T 1 d 13 l t 13 b 13
Trong đó d , c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d13- đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d13@ (mm)
T1- momen xoắn trên trục I: T19097 Mpa l13, b13, h13, t13 – kích thước của then
[ d ] - ứng suất cắt cho phép, Mpa.Theo bảng 9.5 Tr178[1] với: Dạng lắp cố định;
Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh
[ c ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ c ]` Mpa
Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T d 13 l t13 (h 13 −t 13 ) = 2.149097
Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh đai
Chọn loại then: Then bằng
Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau:
Bảng 3.4 Các thông số của then bằng cho bánh đai b12 (mm) h12 (mm) t12 (mm) R12 (mm)
Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm12= (0,8…0,9) 50@…45 (mm)
=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn l@ (mm)
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: σ d = 2 T 1 d 12 l t12 (h 13 −t 13 ) τ c = 2 T 1 d 12 l t 12 b 13
Trong đó d , c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d12- đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d12= 30 (mm)
T1- momen xoắn trên trục I: T19097 Mpa l12, b12, h12, t12 – kích thước của then
[ σ d ] - ứng suất cắt cho phép, Mpa.Theo bảng 9.5 Tr178[1] với:
Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh
[ c ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ c ]` Mpa
Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T d 12 l t 12 (h 13 −t 13 ) = 2.149097
3.3.1.5 Tính kiểm nghiệm trục a Tính kiểm nghiệm trục I về độ bền mỏi
+Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj
[s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
s σj và s τj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1
Trong đó : σ −1và τ −1- giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng σ −1 = 0,436 σ b = 0,436.600 = 261,6(𝑀𝑃𝑎) τ −1 = 0,58 σ −1= 0,58.261,6 = 151,7 (MPa) σ aj , τ aj , τ mj , σ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:
{ τ aj = σ τ aj mj = = W M 2.W j j T j oj với W j ,W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1](trang 197) với σ b = 600 (Mpa), ta có:
K σdj và K τdj - hệ số xác định theo công thức sau :
K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8[1](trang 197) , với yêu cầu trục được gia công trên máy tiện với các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 0,32÷ 0,16 (𝜇m),và [ σ b ] = 600 MPa được K x = 1
K y - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1]( trang 197) phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K y = 1 ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
K σ và K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
- Kiểm nghiệm tại tiết diện 1-0
Tra bảng 10.6[1](trang 196) với d ol = 29mm
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra chọn kiểu lắp trục k6.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :
{ s σj s τj = = K K σdj τdj σ τ σ aj aj τ −1 + −1 +ѱ ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1,64 2,06 151,7 ×10,96+ ×8,86+ 261,6 0 0 ,44 ,59 s j = s σj s τj
√ 11,59 2 + 10,44 2 =¿ 7,76> [𝑆] → thỏa mãn Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi và đủ bền
- Kiểm nghiệm tại tiết diện 1-3
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :
{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ σ τ aj aj −1 −1 + +ѱ ѱ τ σ τ σ mj mj = = 1,64 2,06 151,7 × ×21,29+ 261,6 6,17+ 0 ,99 0 =5,96 s j = s σj s τj
√ 5,96 2 +14,99 2 =¿ 5,54> [𝑆] → thỏa mãn Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi và đủ bền b Kiểm nghiệm trục I về độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 ≤ [ σ ]
Với Mmax và Tmax là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm;
ch - giới hạn chảy của vật liệu trục, Mpa
Với vật liệu C45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 Tr92[1] ch 40 Mpa.
Xét tại mặt cắt vị trí 1-3 (Bánh răng) σ = M max
Xét tại mặt cắt vị trí 1-0 ( ổ lăn ) σ = M max
Hình 3.5 Sơ đồ đặt lực vào ổ lăn của trục I
* Thông số đầu vào : Đường kính đoạn trục lắp ổ: d = d10 =d11 5(mm) a Chọn ổ lăn trục I
- Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 đầu trục:
=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.
Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d5 mm ta được bảng sau:
Bảng 3.5 Thông số của ổ lăn trục I
Kí hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) r1(mm) C(kN) Co(kN)
- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.
- Tra bảng 11.4-Tr216[1] với a 0 , ta được e =0,30 b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 1
Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT
m – bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 (ổ bi)
L – tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)
Q – tải trọng động quy ước (KW), xác định theo CT
Fa và Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ.
V – hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay) kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ 150 O C kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy kd = 1 (theo B
X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.
- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:
+ Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:
+ Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:
F a vF r kết hợp tra bảng B
Tải trọng động quy ước trên các ổ:
Vì Q0 > Q1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 0
Khả năng tải động của ổ lăn:
Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động. c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục I
Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN
X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng (11.6-[1]),ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Qt1 = X0 Fr1 + Y0 Fa1 = 0,5 × 1796,96 + 0,47 × 638,56 = 1198,60(N) Hoặc Qt1= Fr1 = 1796,96 (N)
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Qt = max( Qt0 , Qt1) = 4441,87 (N) < C0= 33700 N (thỏa mãn )
Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh
Momen cần truyền: T = T II = 648362 (Nmm)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Hình 3.6 Nối trục vòng đàn hồi
Ta chọn khớp theo điều kiện :
Trong đó : d t = d sb = √ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 0,2× 684362 28 = 49,62 (mm)
T t – Mô men xoắn tính toán : T t = k T với : k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng 16.1[2](trang 58) ta lấy k = 1,3
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T t = k T = 1,3 × 684362 = 889670,6 (Nmm) ≈ 889,67 (Nm) Tra bảng 16.10a[2](trang 68) với điều kiện :{ T d t 9,67 t = 49,62 mm ≤ d Nm ≤ T kn cf kn cf
Ta được các thông số khớp nối như sau :{ T D d cf kn kn cf 0 00 0 P Z =8 mm mm Nm
Tra bảng 16.10b[2](trang 69) với : T kn cf = 1000 Nm ta được:
3.3.2.2 Kiểm nghiệm khớp nối a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = Z D 2 k T
[ σ d ]- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [ σ d ] =(2 ÷ 4)MPa;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi : σ d = Z D 2 k T
→ thỏa mãn b Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 0
2 = 42 + 2 20 = 52 (mm) [ σ u ]- Ứng suất uốn cho phép của chốt Ta lấy [ σ u ]= (60 ÷ 80)MPa; σ u = k T l 0
Ta có : F kn = (0,1 ÷ 0,3) F t ; lấy F kn = 0,2 F t trong đó :
Bảng 3.6 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
T kn cf 1000 Nm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối d kn cf 50 mm
Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D 0 160 mm
Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 36 mm
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 42 mm Đường kính của chốt đàn hồi d c 18 mm
3.3.3 Tính toán thiết kế trục II
Sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí [1] Tr183 chọn vật liệu: C45 tôi thường hóa.
3.3.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Hình 3.7 Sơ đồ tính khoảng cách của trục II
Với dsb2P mm tra bảng 10.2 trang 189 [1] chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn b02'mm
Chiều dài mayo bánh răng theo công thức 10.10 trang 189 [1] chọn l m23 =(1,2 ÷1,5 )d 2 = (1,2 ÷ 1,5)× 50` ÷ 75( mm)
Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:
Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: l m22 =(1,4 ÷ 2,5) d 2 =(1,4 ÷ 2,5 ) ×50u÷ 125 (mm)
Chọn các trị số của các khoảng cách k1, k2, k3, hn tra theo bảng 10.3 trang 189[1] ta được
Bảng 3.7 Trị số các khoảng cách của trục II (k 1 , k 2 , k 3 và h n )
Tên gọi Ký hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm
Chiều cao nắp ổ vào đầu bulong hnmm
Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1] l cki =0,5( l mki + b 0 ) + k 3 +h n l c 22 =0,5( l m22 +b 02 ) + k 3 +h n =0,5.(75+ 27)+15+15
Bảng 3.8 Tổng hợp các kích thước của trục II
Chiều dài mayo của nửa khớp nối lm22u mm
Chiều dài mayo bánh răng lm23a mm
Khoảng côngxon( khoảnh chìa ) trên trục 2,tính từ nửa khớp nối đến gối đỡ l22 mm
Khoảng cách từ tâm bánh răng đến ổ lăn l238 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm
Chiều cao nắp ổ vào đầu bulong hnmm
3.3.3.3 Tính thiết kế trục theo Mômen tương đương a Tính Mômen tương đương
I Vẽ sơ đồ đặt lực
Hình 3.8 Sơ đồ đặt lực trục II khi F k2 cùng chiều F t2
II Tính phản lực tại các gối đỡ
Giả sử chiều các phản lực theo chiều dương của các trục toạ độ, chiều dương của momen theo chiều ngược chiều kim đồng hồ (Nếu giải ra kết quả âm thì chiều của lực ngược lại với chiều giả sử).
Xét các lực và phản lực trong mặt phẳng yz bao gồm: Ry20, Ry21, Fr2
- Phương trình cân bằng lực và momen
+Lực hướng tâm của bánh răng 1: Fr2= 1742 N
+Lực dọc trục của bánh răng 2: Fa2i4 N
+Đường kính vòng lăn bánh răng 2: dw2= 306,32 mm Thay số vào phương trình (2) ta đươc:
Thay Ry21@,59 N và phương trình (1) ta được:
Xét các lực và phản lực trong mặt phẳng xz
-Phương trình cân bằng lực và momen:
+ Lực vòng của bánh răng 2: Ft2F83 N
+Lực do khớp nối tác dụng lên trục: Fk2= 1710,91 N
+Khoảng cách{ l l l 21 23 22 8 d mm mm mm
-Thay số vào phương trình (4) ta được:
- Thay Rx21=-1258,81N vào phương trình 3 ta được:
R x20 =−F k 2 − F t2 −R x 21 =−1710,91− 4683+1258,81=−5135,1N iii Vẽ biểu đồ momen lực trục II
Hình 3.9 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen trên trục II khi F k2 cùng chiều F t2
TH2: F k2 ngược chiều với F t2 i.Vẽ sơ đồ đặt lực
Hình 3.10 Sơ đồ đặt lực trục II khi F k2 ngược chiều F t2 ii Tính phản lực tại các gối đỡ
Giả sử chiều các phản lực theo chiều dương của các trục toạ độ, chiều dương của momen theo chiều ngược chiều kim đồng hồ (Nếu giải ra kết quả âm thì chiều của lực ngược lại với chiều giả sử).
Xét các lựcvà phản lực trong mặt phẳng yz bao gồm: Ry20, Ry21, Fr2
- Phương trình cân bằng lực và momen
Trong đó: +Lực hướng tâm của bánh răng 1: Fr2= 1742 N
+Lực dọc trục của bánh răng 2: Fa2i4 N
+Đường kính vòng lăn bánh răng 2: dw206,32 mm
Thay số vào phương trình (2) ta đươc:
Thay Ry21@,59 (N) vào phương trình 1 ta được:
Xét các lực và phản lực trong mặt phẳng xz
-Phương trình cân bằng lực và momen
Trong đó:+ Lực vòng của bánh răng 2: Ft2F83 N
+Lực do khớp nối tác dụng lên trục: Fk2 = 1710,91N
+Khoảng cách { l l l 21 23 22 8 d mm mm mm
-Thay số vào phương trình (4) ta được:
- Thay Rx21=-3424,19 N vào phương trình (3) ta được:
R x20 =F k2 − F t 2 − R x 21 10,91−4683+ 3424,19= 452,1 N iii Vẽ biểu đồ momen lực trục II
Hình 3.11 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen trên trục II khi F k2 ngược chiều F t2
Ta thấy: M tđ TH 23 1 = 598131,08 Nmm < M tđ TH 23 2 = 641207,07 Nmm
=> Chọn TH2 F k2 ngược chiều F t2 b Tính đường kính các đoạn trục
Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục d= 50 mm
Tính chính xác đường kính trục:
Theo công thức 10.15 Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:
=> d 22 = √ 3 0,1[ M td σ 22 ] = √ 3 592674,88 0,1.55 G,59 (mm) c Chọn lại đường kinh đoạn trục:
Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d21= 0 (mm), d22= 47,59 (mm), d23= 48,85 (mm), d20= 48,01 (mm).
Do lắp ổ lăn tại vị trí B và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d21
Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d23U(mm)
Ta chọn đường kính khớp nối A d22E (mm)
3.3.3.4 Chọn và kiểm nghiệm then
Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh răng (vị trí C)
Chọn loại then: Then bằng
Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau:
Bảng 3.9 Các thông số của then bằng cho bánh răng trục II b23 (mm) h23 (mm) t23 (mm) r23 (mm)
Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).61 = 48,8…54,9 (mm)
=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn l = 50 (mm)
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: σ d = 2T 2 d 23 l (h 23 −t 23 ) ≤ [σ d ] τ c = 2 T 2 d 23 l b 23
- Trong đó: σ d , τ c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d23- đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d23 = 55 (mm)
T2- momen xoắn trên trục II: T2 = 684362 Mpa l, b23, h23, t23 – kích thước của then [ σ d ] - ứng suất cắt cho phép , Mpa
Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh => [ σ d ]0 Mpa [ τ c ]- ứng suất cắt cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ τ c ]`…90 Mpa
Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 23 l ( h 23 −t 23 ) ¿ 2 × 684362 55× 50 ×(10−6) 4,43 Mpa ≤[ σ d ]0 (Mpa) (Thoả mãn) τ c = 2 T 2 d 23 l b 23 = 2.684362
Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối A: d22 = 45 mm
Chọn then bằng theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau:
Bảng 3.10 Các thông số của then bằng cho khớp nối b22 (mm) h22 (mm) t22 (mm) r22 (mm)
Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm22= (0,8…0,9).75`…67,5 (mm)
=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lc (mm)
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: σ d = 2T 2 d 22 l (h 22 − t 22 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T 2 d 22 l b 22 ≤[ τ c ]
Trong đó σ d , τ c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d22- đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối, d22E (mm)
T2- momen xoắn trên trục II: T2= 684362 Mpa l, b22, h22, t22 – kích thước của then [ σ d ] - ứng suất cắt cho phép , Mpa Theo bảng 9.5 Tr178[1] với:
Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh => [ σ d ]0 Mpa
[ τ c ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép
C45 chịu tải trọng tĩnh => [ τ c ]`….90 Mpa
Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 22 l ( h 22 −t 22 ) ¿ 2× 684362
3.3.3.5 Tính kiểm nghiệm trục II a Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế dảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: s j = s σj s τj
[s] hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5(khi cần tăng độ cứng [s]=2,5…3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục).
sϬjj và sɽj – hệ số an toàn chỉ xét riêng cứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j: s σj = σ −1
Trong đó : σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng
Có thể lấy gần đúng: σ −1 =0,436 σ b =0,436 × 600&1,6 Mpa τ −1 =0,58 σ −1 =0,58 × 261,61,73Mpa
σ aj, τ aj, τ mj , σ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σ aj = σ maxj −σ minj
2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó σ mj =0 ; σ aj = σ maxj = M j
Trong đó Mj theo công thức 10.15 Tr194[1]
Khi trục quay 1 chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: τ mj = τ aj = τ maxj
2W oj ψ σ và ψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Tr197[1]
Kбdjdj và Kɽdj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]
Trong đó: o K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 tr 197[1]. o K y - hệ số tang bền mặt trụ, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. o ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi,trị số trong bảng 10.10 Tr198 [1]. o K σ và K τ - hệ số tập trung thực tế khi uốn và khi xoắn,trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể trực tiếp tỉ số K d / ε σ và K τ / ε τ - bảng 10-
- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K σ và K τ đối với rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét cho trong bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.
- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K σ và K τ góc lượn, ngấn lõm, lõm ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 10.13 Tr199[1].
Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn 2-0 (D)
Ta có các thông số:
Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được:
16 $543,69 mm 3 o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ mj =0 và σ aj =σ maxj = M j20
= 138583,71 12271,85 ,29Mpa o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: τ mj = τ aj = τ maxj
THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ MỘT SỐ CHI TIẾT
Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết tránh bụi.
Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc: Độ cứng cao và khối lượng nhỏ.
Thành phần bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …
Vật liệu làm vỏ gang: Gang xám GX15-32.
Phương pháp gia công: Đúc. a Chọn bề mặt ghép nắp và thân
- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế và đi qua đường tâm của trục. b Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp
Dựa vào bảng 18.1 Tr85[2] ta được bảng sau:
Bảng 4.1 Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều cao gân: h h 0,04 a+10 >12 mm d 1 >0,04.185+10,4(mm) d 1 mm
Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d 3 d 3 = ( 0,8÷ 0,9) d 2 ¿( 0,8 ÷ 0,9 ).14 ¿ 11,2 ÷ 12,6 d 3 mm
Vít ghép nắp cửa thăm d5 d 5 =(0,5 ÷ 0,6 ) d 2 ¿( 0,5÷ 0,6) 14 ¿ 7 ÷ 8,4 d 5 = 8 mm
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày mặt bích thân: S 3
Chiều dày mặt bích nắp: S 4
Kích thước gối trục Đường kình ngoài và tâm lỗ vít D 2 , D 3
Tra bảng 18.2 Trục II: D0 mm
Tâm bu lông cạnh ổ: E 2 ;C h2mm
Chiều dày không có phần lồi: S 1
Chiều dày khi có phần lồi: D d ; S 1 ;S 2
Bề rộng mặt đế hộp: K 1 ;q
K 1 =3.d 1 =3.20` K 1 ` mm q ≥ K 1 +2 δ `+2.9x qy mm Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành hộp
Giữa bánh răng và đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Số lượng bu lông nền Z
L, B – Chiều dài và chiều rộng của hộp
4.1.2 Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a Nắp ổ
Theo bảng 18.2 Tr88 [2] ta được bảng sau:
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h
Trục II 110 130 160 100 M10 6 12 b Chốt định vị
Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
Chọn loại chốt định vị: Chốt côn.
Theo bảng 18.4b Tr91[2] ta được kích thước của chốt định vị như sau:
Bảng 4.3 Kích thước của chốt định vị d(mm) c(mm) l(mm)
Chức năng: 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.
Tra bảng 18.5 Tr92 [2] ta được
Bảng 4.4 Kích thước nắp quan sát
Chức năng: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm.
Tra bảng 18.6 Tr93 [2] ta được kích thước của nút thông hơi:
Bảng 4.5 Hình dạng và kích thước của nút thông hơi
Chức năng: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu.
Chọn nút tháo dầu hình trụ.
Tra bảng 18.7 Tr93 [2] ta được kích thước nút tháo dầu:
Bảng 4.6 Hình dạng và kích thước nút tháo dầu trụ d b m f L c q D S D0
Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.
Hình 4.1.Kích thước của que thăm dầu g Các chi tiết khác
Vòng phớt o Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao. o Chọn loại vòng phớt không điều chỉnh được khe hở ( vận tốc trượt nhỏ, ổ bôi trơn bằng mỡ).
Hình 4.2 Vòng phớt o Tra bảng 15.17 Tr50 [2] ta được bảng sau:
Bảng 4.7 Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt d d1 d2 D a b S0
Vòng chắn mỡ(dầu) o Chức năng: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. o Kích thước vòng mỡ(dầu) như hình vẽ a
Hình 4.3 Vòng chắn mỡ (dầu)
Với t=2…3 mm, a=6…9 mm, b=2…5mm h Kết cấu bánh răng
Kết cấu bánh răng chủ động
Hình 4.4 Kết cấu bánh răng chủ động
- Khoảng cách nhỏ nhất từ chân răng đến rãnh then là:
Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục
Trong đó: + Bw1dmm + d1V,84mm
Theo các công thức Tr13[2] ta chọn được kết cấu bánh răng bị động như sau:
Hình 4.5 Kết cấu bánh răng bị động o Chiều dày của vành răng: δ = (2,5…4).m = (2,5…4).3 = 7,5… 12 o Chọn δ =8 o Chiều dài mayo: l=lm23amm => b= l = 61 mm. o Đường kính ngoài của mayo:
=> Chọn Dmm. o Chiều dày của đĩa: C= (0,2…0,3) b= (0,2…0,3) 61,2… 18,3mm => Chọn Cmm. o Dv= df2 −¿2 δ =¿ 298,27 - 2.8= 282,27 (mm) o Đường kính tâm lỗ: D0=0,5(D+Dv) =0,5(80+282,27) 181,14mm. o da12,37mm.
BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
5.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
-Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc: v=1,64(m/s) < 12 (m/s)
- Nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu.
- Với vận tốc vòng của bánh răng v=1,64 ( m/ s ) tra bảng 18.11Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là: Độ nhớt Centistoc( 50 ℃ ): 186
186(11) 16(2) Trong đó Độ nhớt Engle ( 50 ℃ ): 16
Theo bảng 18.13 Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.
Bôi trơn ổ lăn: Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và tránh được tiếng ồn.
Thông thường các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực tế thì người ta thường bôi mỡ vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ
Theo bảng 15.15a Tr45[2] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm 1/ 2 khoảng trống trong ổ.
DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP Ổ LĂN
+ Dung sai lắp ghép bánh răng
Làm việc êm không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6
+ Dung sai lắp bạc lót trục
Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
+ Dung sai và lắp ghép ổ lăn Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ dôi hở
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 D10/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
+ Dung sai lắp then trên trục
Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 trên bạc là D10
DUNG SAI MỐI GHÉP THEN
Tra bảng B20.5 và B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta chọn kiểu lắp ghép trung gian N9-Js9
Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
Khớp nối II : b × h × 9 chọn : N 9 (es=0 ;ei=−0,043 )
Bánhrăng I :b ×h× 8 chọn : Js 9( ES=+0,018 ; EI =−0,018 )
Bánhrăng II : b × h ×10 chọn : Js 9 ( ES=+0,021 ; EI =−0,021 )
Sai lệch chiều sâu rãnh then:
Khớp nối II : t =5,5 ⇒ N max =+0,2 mm
Bảng 5.1 Dung sai các chi tiết
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ghép ES( mm)
EI (mm) es (mm) ei ( mm)
[1] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.
[2] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2.