Tính toán chọn động cơ
1.1.1 Công suất làm việc trên trục băng tải N lv :
Hiệu suất bộ truyền: η = η x η br 2 η ol 4 η k
Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng 2.3trang 19 (Sách tính toán thiết kế cơ khí tập một ) Ta có : Hiệu suất bộ truyền xích η x = 0,92 Hiệu suất một cặp bánh răng η br = 0,97 Hiệu suất một cặp ổ lăn η ol = 0,95
1.1.2 Công suất lớn nhất yêu cầu của động cơ:
1.1.3 Điều kiện và số vòng quay:
- Để tính toán và thiết kế ra hộp giảm tốc có kích thước không quá lớn, ta sẽ xác định tính toán số vòng quay sơ bộ cho động cơ Số vòng quay sơ bộ động cơ được tính toán theo công thức: n sb = n lv i c n sb : số vòng quay sơ bộ của động cơ n lv : số vòng quay trên trục công tác. i c : tỷ số truyền chung của cả hệ thống
+ Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung của hệ thống là i c ≈ 50
+ Số vòng quay của trục công tác(bộ truyền xích) là: n lv `000.v π D `000.0,75
3,14 3 00 G,74(vg/ph) + Số vòng quay sơ bộ là: n sb =n lv i c G , 74 50#87( vg/ ph )
- Sau khi tính toán được N dc và n sb , Đặc tính kỹ thuật của động cơ điện, để chọn động cơ sao cho thỏa thỏa mãn 2 điều kiện:
( N dc và n dc là công suất và số vòng quay của động cơ cần chọn).
Ta có: N ct =2 , 5( kw ) n sb = 2387( vg / ph )
- Theo bảng 1.2 ÷ 1.12, ta chọn được động cơ 4A90L2Y3 là phù hợp với yêu cầu, Có các thông số kỹ thuật của động cơ như sau:
Kiểu động cơ Công suất kW
Vận tốc quay Cos φ η % T max
Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Xác định tỉ số truyền i của hệ thống dẫn động:
- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vào của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền.
- Tính tỷ số truyền chung theo công thức: i c =i ng i hgt = n dc n lv n dc (38( vg/ ph )là số vòng quay của động cơ điện chọn được. n lv G ,74( vg / ph ) là số vòng quay trên trục băng tải.
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền:
- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích). i c =i hgt i x = 59 , 45
- Để hộp giảm tốc có kích thước không lớn quá, dựa vào bảng 1.13, chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích: i x =2 , 5 i hgt = i c i x = 59 , 45
Ta có: i hgt =i 1 i 2 – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thứ nhất và bộ truyền bánh răng thứ hai
-Theo công thức (1.11) ta chọn i 1 =1 ,2 i 2
Bảng số liệu các tỉ số truyền:
Bộ truyền xích Bộ truyền bánh răng thứ nhất
Bộ truyền bánh răng thứ hai i x 2, 5 i 1 5,34 i 2 4,45
Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục
- Áp dụng các công thức 1.16, 1.17, 1.18, 1.19 ta có:
Trục động cơ N dc = N ct =2 , 5( kW )
N ct −¿Công suất cần thiết; η ol , η k , η br lần lượt là hiệu suất ổ lăn, khớp nối và bánh răng.
- Áp dụng các công thức 1.13, 1.14, 1.15 ta có:
Trục động cơ: n dc (38( vg ph )
- Trong đó: i 1 −¿tỷ số truyền bộ truyền bánh răng thứ nhất; i 2 −¿tỷ số truyền bộ truyền bánh răng thứ hai; n dc −¿số vòng quay của trục động cơ.
- Áp dụng các công thức 1.20, 1.21, 1.22, 1.23 ta có:
Trục động cơ: T dc =9 , 55 10 6 N n ct dc
Tỷ số truyền Tốc độ quay
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Chọn loại xích
- Chọn loại xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, theo yêu cầu là va đập vừa không yêu cầu bộ truyền phải làm việc êm hay ổn.
Xác định các thông số của bộ truyền
2.2.1 Chọn số răng đĩa nhỏ và đĩa lớn:
- Theo bảng 2.12 với tỉ số truyền: i= n 3 n lv = 119 , 33
47 , 74 =2 , 50 Bảng 2.12 Bảng hướng dẫn chọn số răng đĩa xích nhỏ
Chọn số răng đĩa xích nhỏ (đĩa dẫn) Z 1 = 27
Số răng đĩa xích lớn (đĩa bị dẫn) Z 2 = i Z 1
- Tính hệ số điều kiện sử dụng theo công thức: k =k d k A k o k dc k b k c
+ k A =1 : Chọn khoảng cách trục A =( 30 ÷50 ) t (chọn a@p, theo bảng 5.6 sách tt thiết kế hệ dẫn động cơ khí t1)
+ k o = 1 : Góc nghiêng của bộ truyền ≤ 60 0
+ k dc =1 , 25 : Khoảng cách trục đĩa xích không điều chỉnh được.
+ k c =1: Bộ truyền làm việc 1 ca.
- Công suất tính toán theo công thức:
N : Công suất trên trục dẫn động xích (thường là trục 3)
N = N 3 =1 , 99( kW ) k z : Hệ số răng đĩa dẫn ( k z = 25 Z 1 = 25 27 = 0 , 93 ) k n : Hệ số vòng quay đĩa dẫn được xác định theo công thức: k n = n 01 n 3 = 200
119 , 33 =1 , 68 Với: n 01 = 200: Số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở. n 3 9 , 33: Số vòng quay trên đĩa chủ động.
Bảng 2.11.Trị số công suất cho phép [N](Kw) của bộ truyền xích ( với Z01%)
- Tra bảng 2.13 với n 01 0( vg ph ) chọn được xích răng một dãy có bước xích t = 25 , 4( mm ) (ΓOCT 10947 – 64), diện tích bản lề F = 179 , 7( mm 2 ), có công suất cho phép [ N ], 4( kW ) Với loại xích này, theo bảng 2.11 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng QP 000( N ), khối lượng 1 m xích q=2 , 57( kg ).
- Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n 3 ≤ n gh Theo bảng 2.14 với t % , 4( mm ) và số răng đĩa dẫn Z 1 ', số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể lên tới 1050 ( vg ph ), như vậy điều kiện n 39,33( vg ph ) ≤ n gh được thỏa mãn.
2.2.3 Định khoảng cách trục và số mắt xích
-Chọn khoảng cách trục A theo công thức: A = 40t
- Tính số mắt xích X theo công thức:
- Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây: u=Z 1 n 3
+ Z , n : số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích (đĩa dẫn hoặc bị dẫn – có thể chọn Z 1 và số vòng quay đĩa xích chủ động hoặc Z 2 và số vòng quay đĩa bị động)
12 15 19,05 25 hoặc 30 hoặc 35 44,45 50 hoặc hoặc hoặc hoặc 25,4 31,75 hoặc hoặc 50,8
+[ u ]: số lần va đập cho phép trong 1 giây Trị số của [ u ] dựa vào bước xích t , loại xích (xích ống con lăn hay xích răng), tra bảng 2.14 dưới đây:
- Theo bảng 2.15, khi bước xích t = 25,4 thì số lần va đạp cho phép trong 1 giây [ u ]= 30, nên điều kiện u ≤ [ u ] được thỏa mãn.
- Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức t
- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm khoảng cách trục A một khoảng
2.2.4 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích
- Đường kính vòng chia của đĩa dẫn: d c 1 = t sin 180 °
- Đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn tính theo công thức: d c 2 = t sin 180 °
- Lực tác dụng lên trục là:
Trong đó: + N là công suất trên đĩa chủ động (kW)
+ n là số vòng quay trên đĩa chủ động
+ Z 1 là số rang trên đĩa chủ động
+ k t = 1,15 – do hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục và bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 o so với phương nằm ngang.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Thiết kế bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Tính toán thiết kế các trục trong hộp giảm tốc bánh răng với các số liệu sau:
- Cặp bánh răng trụ răng thẳng có:
- Cặp bánh răng trụ răng nghiêng có:
- Momen xoắn trên trục động cơ: T dc 12 ,61( N mm )
- Mômen xoắn trên trục 1: T 1 y09 , 86( N mm )
- Mômen xoắn trên trục 2: T 2 = 38813 , 83( N mm )
- Mômen xoắn trên trục 3: T 3 9260 , 03( N mm )
- Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (Dt = 90 mm)
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hoá có:
❑ bk `0 N mm 2 σ ch = 300 N mm 2 HB 0
4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục.
- Với cặp bánh răng trụ răng thẳng (1) và (2) ta có:
• Vì bánh răng trụ răng thẳng có β = 0 khi đó F a = F z 11 = F z 21 =0
- Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng (3) và (4) ta có:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hoá có:
❑ bk `0 N mm 2 σ ch = 300 N mm 2 HB 0
Xác định các tải trọng tác dụng lên trục
- Với cặp bánh răng trụ răng thẳng (1) và (2) ta có:
• Vì bánh răng trụ răng thẳng có β = 0 khi đó F a = F z 11 = F z 21 =0
- Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng (3) và (4) ta có:
• Lực tác dụng của khớp nối đàn hồi được xác định theo công thức 4.7 và 4.8, ta có:
Với D 0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục đàn hồi tra trong bảng 16.10
-Tính lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục III :
Trong đó: + N là công suất trên đĩa chủ động (kW)
+ n là số vòng quay trên đĩa chủ động
+ Z 1 là số rang trên đĩa chủ động
+ k t = 1,15 – do hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục và bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 o so với phương nằm ngang.
Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 30 o cho nên lực tác dụng từ bộ truyền lên trục sẽ là :
Tính sơ bộ đường kính trục
Mục đích của bước tính sơ bộ đường kính trục là nhằm sơ bộ chọn ổ để xác định kích thước chiều rộng ổ, từ đó xác định được kích thước chiều dài trục, phục vụ cho bước tính gần đúng trục Đường kính sơ bộ của trục có thể được xác định theo công thức (4.9) d ≥ √ 3 0 , 2 T [ τ ]
[ τ ]= 15 ÷ 30là ứng suất xoắn cho phép, lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc
• Với trục động cơ: d dc ≥ √ 3 0 , T 2 dc [ τ ] = √ 3 8412 0 ,2 15 , 61 , 1 ( mm )
→ Chọn sơ bộ: d dc mm
• Với trục 1 - Đối với trục nối khớp với động cơ thì chọn theo kinh nghiệm theo công thức d 1 =( 0 ,8 ÷ 1 , 2 ) d dc
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Sơ đồ hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:
- Theo bảng 4.1 từ các giá trị sơ bộ di, ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn: d , mm 20 25 30 35 40 45 50 55 60 6570 75 80 85 90 100 b o ,mm 15 17 19 2123 25 27 29 3133 35 37 39 41 43 47 b 01 #; b 02 ); b 03 7
- Đối với nối trục đàn hồi , chiều dài may-ơ nữa khớp nối được xác định như sau l m12 =( 1 , 4 ÷ 2 ,5 ) d 1 =2 20@ mm
Chiều dài may-ơ đĩa xích được xác định như sau : l m 13 =(1 , 2÷ 1 ,5) d 1 =1 , 5 200 mm l m22 = l m23=¿ ( 1 ,2÷ 1,5 ) d
→ Ta chọn: l m22 = l m23 = 37 , 5 mm l m12 @ mm ;l m13 0 mm l m32 =l m33 E mm
- Các trị số khoảng cách k i chọn theo bảng 4.2, từ đó ta có:
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay ( k 1): k 1 = 8 ÷15→ chọn k 1 = 10
• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp ( k 2): k 2 = 5: 15→ Do ở đây sử dụng bôi trơn bằng dầu trong hộ giảm tốc nên chọn k 2 = 10
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ( k 3): k 3 : 20
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: h n = 15 :20
+ Chiều dài các đoạn trục l ki của các trục:
- Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để xác định kích thước hình học cảu các trục còn lại.
- Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để xác định kích thước hình học cảu các trục còn lại.
-Theo bảng 4.3 ta có các thông số của trục II như sau: l 22 =0 , 5( l m22 +b 02 ) + k 1 +k 2 = 0 ,5 ( 37 , 5+ 17 ) +10 + 10= 47 , 25 ( mm ) l 23 =l 22 + 0 , 5( l m22 + l m23 ) + k 1 = 47 , 25+0 , 5 ( 37 , 5+37 ,5 ) +10 , 75 ( mm ) l 21 =l m22 +l m23 + 3 k 1 +2 k 2 +b 02 7 , 5+ 37 , 5 +3.10+ 2.10+ 172(mm)
→ Từ đó, theo các vị trí tương đối trên kết cấu hộp giảm tốc đã yêu cầu ta có:
Khoảng cách công-xôn tính từ khớp nối đến ổ đỡ là: l c 12 = 0 , 5.( l m12 + b 01 ) + k 3 + h n =¿ 0,5 (40+15) + 15 + 15 = 57,5(mm) l 11 =l 21 2 mm l 13 =l 22 G , 25 mm
Khoảng cách công-xôn tính từ khớp nối đến ổ đỡ là: l C 33 = 0 , 5.( l m33 + b 03 ) + k 3 + h n = 0,5 (45 + 19) + 15 + 15 = 62 (mm) l 31 =l 21 2(mm) l 32 = l 23 = 94 , 75 ( mm )
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
* Phân tích các lực, phản lực và vẽ biểu đồ momen uốn trên các trục:
+ Các lực tác dụng lên trục I gồm F x 12 , F x 13 , F y13 , các phản lực liên kết tại các gối đỡ 0 và 1 gồm F lx10 , F ly10 , F lx11 , F ly 11 được thể hiện như hình
+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục I lần lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:
Giải hệ phương trình , ta được : F lx11 09( N ) ; F lx10 V2( N )
{ ∑ ∑ m F x0 y =0 =0 ⇒ { ¿ F F ly ly11 10 − l F 11 − y13 F + y13 F ly11 l 13 =0 = 0 ⇒ https :/¿ youtu be/ WM 9 DCnxXstI ? si=lEBJ 4 DZs 0− MKYnGp { ¿ F F ly11 ly10 360 − 863+ − 863.180 F ly 11 =0 = 0
Giải hệ phương trình , ta được : F ly11 = 431 , 5( N ) ; F ly10 = 431 ,5( N )
- Với trục II ta có:
+ Các lực tác dụng lên trục II và các phản lực liên kết tại gối đỡ 0 và 1 gồm:
F x22 , F y22 , F z 22 , F x23 , F y23 , F x24 , F y 24 , F z 24 , F lx20 , F ly20 , F lx21 , F ly21 được thể hiện như hình.
+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục II lần lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:
Giải hệ phương trình , ta được: F lx21 p50 , 5( N ) ; F lx20 p50 , 5( N )
Giải hệ phương trình , ta được : F ly21 = 1768 , 5( N ) ; F ly20 = 1768 , 5( N )
Với trục III ta có:
+ Các lực tác dụng lên trục II và các phản lực liên kết tại gối đỡ 0 và 1 gồm:
F lx30 , F ly30 , F lx31 , F ly31 , F x 32 , F y32 , F z 32 , F x33 , F y33 , F z 33 , F x34 , F y34 được thể hiện như hình bên.
+ Áp dụng các hệ phương trình cân bằng của hệ lực phẳng tác dụng lên trục III lần lượt trong mặt phẳng xOz và yOz ta có:
Giải hệ phương trình , ta được : F lx31 =−5122( N ) , F lx30 `39( N )
Giải hệ phương trình , ta được : F ly31 = 576( N ) , F ly 30 = 2851( N ) Ngoài ra, ta có:
* Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
+ Theo công thức (4.22), công thức (4.24), công thức (4.25) ta lần lượt tính được các momen uốn tổng M j và momen uốn tương đương M tdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục.
M tdj = √ M 2 j + 0 , 75 T 2 j ( N mm ) d j = √ 3 0 , M 1 tdj [ σ ] ( mm ) ; với [ σ ] c ( Mpa )
Xác định momen uốn tổng và momen uốn tương đương
Momen uốn tổng tại các tiết diện trục I:
Momen tương đương tại các tiết diện trên trục I :
+ Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục I: d 10 = √ 3 0 M , 1 td10 [ σ ] = √ 3 84887 0 , 1.63 , 4 = 23 , 8 ( mm ) d 11 = √ 3 0 M , 1 td [ 11 σ ] = √ 3 0 76992 , 1.63 = 23 , 03 ( mm ) d 12 = √ 3 0 M , 1 td [ 12 σ ] = √ 3 0 76992 , 1.63 # , 03 ( mm ) d 13 = √ 3 0 M ,1 td [ 13 σ ] = √ 3 213587 0 , 1.63 2 , 4 ( mm )
Chọn khích thước trục: d 12 0 mm , d 10 =d 11 0 mm , d 13 8 mm
+ Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi
Thép 45 thường hoá có: σ b = 600 Mpa σ −1 =0,463 σ b &1 ,6 Mpa τ −1 =0 , 58 σ −1 1 , 7 Mpa
Trong đó: [ S ]= 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép
S σ j : Hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất pháp
S σ j = σ −1 k σdj σ a j +ψ σ ⋅σ mj (1.2) s τj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tạitiết diện j :
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng
Do đó: σ mj = 0; σ aj = σ maxj = W M j j
Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động. τ m = τ a = T
Xác định các hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức: k σd = ( k ε σ σ + k x − 1 ) ky =
Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trị số tra bảng 4.4 ta có:
Kx = 1,06 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.5 ta có:
Ky =1 Theo bảng 4.6 với trục có rãnh then được gia công bằng dao phay ngón, thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có là :
Thay các hệ số đã biết vào công thức (1.2) và (1.3) ta được:
1,9.4,1=¿19,5 Thay trở lại công thức (1.1) ta được: s= 3 , 2⋅ 19 , 5
Vậy trục đạt độ an toàn cho phép Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: σ = M max
Trục đảm bảo về độ bền tĩnh
Xác định momen uốn tổng và momen uốn tương đương
Momen uốn tổng tại các tiết diện trục II:
Momen tương đương tại các tiết diện trên trục II :
+ Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục II: d 20 = √ 3 0 M , 1 td20 [ σ ] = √ 3 304763 0 , 1.63 , 82 6 , 43 ( mm ) d 21 = √ 3 0 M , 1 td [ 21 σ ] = √ 3 304763 0 , 1.63 , 82 = 36 , 43 ( mm ) d 22 = √ 3 0 M , 1 td [ 22 σ ] = √ 3 311648.2 0 , 1.63 # , 03 ( mm ) d 23 = √ 3 0 M ,1 td23 [ σ ] = √ 3 629079 0 ,1.63 , 34 = 46 , 4 ( mm ) d 24 = √ 3 0 M , 1 td [ 24 σ ] = √ 3 311648.2 0 , 1.63 # , 03 ( mm )
Chọn khích thước trục: d 20 = d 21 = 40 mm , d 22 = d 24 = 40 mm d 23 P mm
+ Kiểm nghiệm trục xét mặt cắt nguy hiểm 23 τ m =τ a = T
Trong đó: [ S ]= 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép
S σ j : Hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất pháp
S σ j = σ −1 k σdj σ a j +ψ σ ⋅σ mj (1.2) s τj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tạitiết diện j :
Xác định các hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức: k σd = ( k ε σ σ +k x −1 ) ky =
1 =1 , 9 Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trị số tra bảng 4.4 ta có:
Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.5 ta có:
Ky =1 Theo bảng 4.6 với trục có rãnh then được gia công bằng dao phay ngón, thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có là :
Thay các hệ số đã biết vào công thức (1.2) và (1.3) ta được:
1 , 9.7 , 1 , 2 Thay trở lại công thức (1.1) ta được s= 11, 2.4 , 4
Vậy trục đạt độ an toàn cho phép
Xác định momen uốn tổng và momen uốn tương đương
Momen uốn tổng tại các tiết diện trục III:
Momen tương đương tại các tiết diện trên trục III :
+ Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục II: d 30 = √ 3 0 M , 1 td30 [ σ ] = √ 3 1035196 0 , 1.63 , 28 = 54 , 8 ( mm ) d 31 = √ 3 0 M , 1 td [ 31 σ ] = √ 3 1053345 0 ,1.63 U , 1 ( mm ) d 32 = √ 3 0 M , 1 td [ 32 σ ] = √ 3 1121235 0 , 1.63 , 5 V , 2 ( mm ) d 33 = √ 3 0 M , 1 td d [ 33 σ ] = √ 3 1184360 0 , 1.63 , 8 = 57 , 3 ( mm )
Chọn khích thước trục: d 30 = d 31 = 60 mm ,d 32 = d 33 = 80 mm , d 34 = 55 mm
+ Kiểm nghiệm trục xét mặt cắt nguy hiểm 33:
Trong đó: [ S ]= 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép
S σ j : Hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất pháp
S σ j = σ −1 k σdj σ a j +ψ σ ⋅σ mj (1.2) s τj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tạitiết diện j :
Xác định các hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức: k σd = ( k ε σ σ + k x −1 ) ky =
Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trị số tra bảng 4.4 ta có:
Kx = 1,06 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.5 ta có:
Ky =1 Theo bảng 4.6 với trục có rãnh then được gia công bằng dao phay ngón, thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có là :
Thay các hệ số đã biết vào công thức (1.2) và (1.3) ta được:
1 , 9.15 , 6 = 5 , 1 Thay trở lại công thức (1.1) ta được s = 4 , 2.5 , 1
Vậy trục đạt độ an toàn cho phép
TÍNH TOÁN CHỌN THEN, Ổ ĐỠ TRỤC, KHỚP NỐI, CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Tính toán chọn then
-Tiết diện lắp khớp nối đàn hồi có d@mm tra bảng 5.9 chọn then bằng có kích thước như sau b h t lt 12 8 4,5 56
- Kiểm nghiệm bền dập, bền cắt: σ d = 2 T d t l = 2.93531
-Tiết diện lắp bánh rang thẳng có d = 38mm tra bảng 5.9 chọn then bằng có kích thước như sau b h t lt 12 8 4,5 40 σ d = 2 T d t l = 2.88903
Then bằng với kích thước đã chọn thoả mãn điều kiện bền của then
- Tiết diện lắp bánh răng thẳng có d = 50mm tra bảng 5.9 chọn then bằng có kích thước như sau b h t lt 16 10 5 56 σ d = 2 T d t l=2.351910
- Tiết diện lắp bánh răng nghiêng có d @ mm tra bảng 5.9 chọn then bằng có kích thước như sau b h t lt 12 8 4,5 70 σ d = 2 T d t l=2.351910
- Tiết diện lắp bánh răng nghiêng có d = 80mm tra bảng 5.9 chọn then bằng có kích thước như sau b h t lt 24 14 7 60 σ d = 2 T d t l = 2.1195341
Chọn ổ đỡ trục
Tại các gối đỡ trục, ta có:
707,5=0 ¿ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ chặn 1 dãy
(trên lý thuyết thì ta chọn ổ bi đỡ là đúng nhưng thực tế ta nên chọn ổ bi đỡ chặn vì các lực tại 2 đầu ổ lăn không phải lúc nào cũng xuất hiện đồng thời) b, Chọn cấp chính xác của ổ: Đối với hộp giảm tốc thì thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường c, Chọn kích thước ổ lăn:
- Vì là bánh răng trụ răng thẳng, đường kính I ( d 10 , d 11 ¿=3 0 mm nên tra bảng 5.2 ta được:
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T(mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) C o ( kN )
- Xác định hệ số tải trọng Q: Đối với ổ bi đỡ, ổ bi đỡ chặn Q được phép tính theo:
X: hệ số kể đến đặc tính tải trọng X=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm
Y: hệ số tải trọng dọc trục Y=0 vì F a = 0
V: hệ số kể đến vòng nào quay V=1 ( vòng tròn quay)
K t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ K t =1 khi nhiệt độ θ5° C
K d : hệ số kể đến đặc tính tải trọng K d = 1 , 5 ¿>Q =( 1.1.707 , 5+ 0) 1 1 , 5=1,061( kN )
- Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ:
C d : hệ số khả năng làm việc của ổ
L: Tuổi thọ ổ (Tính theo triệu vòng quay) m: Bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 vì là ổ bi, tra bảng 8-2/161 tài liệu Ebook m
3 ổ đĩa gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:
Tra bảng 11.2 máy làm việc 2 ca → L h 10 3
- Kết luận chọn ổ: Ổ làm việc đảm bảo khả năng chịu tải động
- Tính toán khả năng chịu tải tĩnh của ổ: Điều kiện đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ là:
C 0 – khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Q t – Tải trọng tĩnh quy ước; với ổ bi đỡ chặn ta có Q t xác định bởi:
Vậy Q t = 0 , 82 < C 0 = 18 , 17( KN ) ¿> ổ thỏamãn khả năng chịu tải tĩnh
Tại các gối đỡ trục ta có:
F r B = √ 7050 , 5 2 + 1768 , 5 2 r67 ( N ) ¿> min { F r A , F r B } = 7267 ( N )rục II có 3 bánh răng, 1 bánh răng thẳng thì không có lực dọc trục, 2 bánh răng nghiêng ta để chiều của lực dọc trục ngược nhau để triệt tiêu lực dọc trục: ¿> F a = 0
=0 ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ chặn1 dãy Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường c, Chọn kích thước ổ lăn:
- ta có đường kính 2 đầu trục II là: d@ mm
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b=T(mm) r(mm) r1(mm) C(mm) C 0( mm )
- Xác định tải trọng động Q Đối với ở ổ bị đỡ, ổ bị đỡ chặn thì Q được xác định:
X: hệ số kể đến đặc tính tải trọng X=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm
Y: hệ số tải trọng dọc trục Y=0 vì F a =0
V: hệ số kể đến vòng nào quay V=1 (vòng trong quay)
V=1,2 (vòng ngoài quay) k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k t =1 khi nhiệt độ θ = 105℃ k d =1vì đặc tính làm việc lớn
- Kiểm tra khả năng chịu tải trọng của ổ
Q: tải trọng động m: Bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3.
L: tuổi thọ ổ (tính theo triệu vòng quay)
Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:
L h tra bảng 1.12 máy làm việc 2 ca ¿> L h 10 3 ¿>L`.n 2 L h
10 6 &3 ¿>C d =7 , 2 √ 3 263= 46 , 1 ( KN ) ¿> ổ làm việc đảm bảo khả năng chịu tải động
- Tính toán khả năng chịu tải tĩnh của ổ Điều kiện đảm bảo khả năng chịu tải tĩnh của ổ là:
C 0 : khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Với ổ bi đỡ chặn ta có:
Có Q t =4 , 38< C 0 8 , 8( KN ) ¿> ¿ ổ thỏa mãn khả năng chịu tải tĩnh
Tại các gối đỡ trục ta có:
F r B = √ F lx31 2 + F ly31 2 Q54 ( N ) ¿> min { F r A , F r B } Q54 ( N )rục III lắp 2 bánh răng nghiêng, ta cho chiếu của lực dọc trục ngược nhau để triệt tiêu lực dọc trục ¿>F a = 0 Xét tỉ số: F F a r A
=0 chọn ổ bị đỡ 1dãy b, Chọn cấp chính xác của ổ: Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường c, Chọn kích thước ổ lăn:
- ta có đường kính 2 đầu trục III là: d` mm
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b=T(mm) r(mm) r 1( mm ) C(mm) C 0( mm )
- Xác định tải trọng động Q Đối với ở ổ bị đỡ, ổ bị đỡ chặn thì Q được xác định:
X: hệ số kể đến đặc tính tải trọng X=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm
Y: hệ số tải trọng dọc trục Y=0 vì F a =0
V: hệ số kể đến vòng nào quay V=1 (vòng trong quay)
V=1,2 (vòng ngoài quay) k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k t = 1 khi nhiệt độ θ5℃ k d = 1 vì đặc tính làm việc lớn
- Kiểm tra khả năng chịu tải trọng của ổ
Q: tải trọng động m: Bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3.
L: tuổi thọ ổ (tính theo triệu vòng quay)
Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:
L h tra bảng 1.12 máy làm việc 2 ca ¿> L h 10 3 ¿>L`.n 3 L h
Vậy C x , 8 (KN) ¿ C d ' , 4 (KN) ¿> ổ làm việc đảm bảo khả năng chịu tải động
- Tính toán khả năng chịu tải tĩnh của ổ Điều kiện đảm bảo khả năng chịu tải tĩnh của ổ là:
C 0 : khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Với ổ bi đỡ chặn ta có:
Có Q t =6 , 7¿ ổ thỏa mãn khả năng chịu tải tĩnh
Tính toán khớp nối
Để chọn kích thước khớp nối ta có:
T – Mô men xoắn danh nghĩa k – Hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy công tác Tra bảng 5.14 (bảng 16–1 [3])
T t – Mô men xoắn tính toán
[T] – Mô men xoắn cho phép.
Tại trục động cơ có momen xoắn:
Tra bảng 5.5 ta có kích thước cơ bản của vòng nối trục đàn hồi:
Bảng 5.16 ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:
125 14 M10 20 62 34 10 15 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT
L 0 = l 1+0,5 L 2 4 +0 , 5.109 mm Điều kiện sức bền của chốt: σ u = K T l 0
Tính toán chọn các chi tiết khác: bu lông đai ốc nắp ổ, bu lông treo, chốt, vít tách, kiểu lắp ghép các chi tiết…
Tên gọi Biểu thức tính sơ bộ
- Hộp giảm tốc bánh răng:
Chiều dày thành nắp hộp giảm tốc hai cấp δ1 = 0,02.A = 0,02.280+3 = 8,6 mm Chiều dày mặt bích dưới thân hộp S3= 1,8.d2 = 1,8.16 = 28,8 mm
Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp S4 = 1.S3 = 28,8 mm
- có phần lồi p = 1,5.dn = 1,5.24 = 36 mm p1 = 1,7.dn = 1,7.24 = 40,8 mm p2 = (1,4 ÷ 1,7) dn = (33,6 ÷ 40,8) mm
Chiều dày gân ở thân hộp m = (0,85 ÷ 1)δ = (8,5 ÷ 10 ¿
Chiều dày gân ở nắp hộp m1 = (0,85 ÷ 1) δ 1 = (7,31 ÷ 8,6) Đường kính bu lông nền d n = 0,036A + 12 = 0,036+12= 22,1 mm dựa vào bảng 6.5 chọn d n = 24 Đường kính các bu lông:
- ghép các mặt bích nắp và thân d2
- ghép nắp cửa thăm d4 d1 = 0,7 d n = 16,8 (M16) d2 = (0,5 ÷ 0,6) d n = 14,4 (M12) d3 = (0,4 ÷ 0,5) d n = 9,6 (M10) (hoặc lấy theo bảng 10-10b) d4 = (0,3 ÷ 0,4) d n = 7,2 (M8) (hoặc xem bảng 10-12)
- Chiều rộng mặt bích K, (không kể chiều dày thân hoặc nắp hộp) K= C 1 +C 2 +153
- chiều cao h để lắp bu lông d 1 - chọn theo cấu tạo sao cho có thể lắp được đầu bu lông và đai ốc
- khoảng cách từ mép lỗ lắp ổ đến tâm bu lông d 1 θ ' ' =(1 , 0÷ 1 , 2) d 1 , 8
- chiều rộng mặt bích chỗ nắp ổ l ' ' = C 1 + R đ +(2 ÷3) mm
- các đường kính D D 1 D 2 - chọn tùy theo đường kính ngoài của ổ, chiều dày ống lót, lấy theo cấu tạo lắp ổ
- các khe hở nhỏ nhất của bánh răng và thành trong hộp a= 1,2 δ a 1 =δ ( a 1là khe hở từ mặt bên của bánh răng, không ghi trên hình vẽ)
- Chọn chốt định vị hình côn : d = 10 mm; chiều dài l = 70 mm; C = 1,5mm; độ côn 1:50
- Vít tách được dùng để tháo nắp khỏi thân được dễ dàng, khi tháo cần vặn vít, đầu vít sẽ tỳ vào thân hộp tách nắp rời khỏi thân hộp.
-Chọn vít tách M12, số lượng 2
- Để quan sát các chi tiết máy bên trong hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp làm cửa thăm, cửa thăm đạy lại bằng nắp, trên nắp cửa thăm có thể gắn lưới lọc Dựa vào bảng 6.4 chọn cửa thăm dầu có kích thước như sau:
A B A 1 B 1 C C 1 K R Kích thước vít Số lượng vít
- Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên dẫn đên dầu bốc hơi, làm tăng áp suất không khí bên trong hộp Để điều hòa không khí trong và ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi Tham khảo bảng 6.7, ta chọn nút thông hơi có kích thước như sau:
- Để thuận tiện cho việc thay dầu, đáy hộp giảm tốc làm 1 lỗ tháo dầu Bình thường lỗ tháo dầu được bịt kín bằng bulong tháo dầu, kích thước của nút tháo dầu tham khảo bảng 6.6 Ngoài ra, để thuật tiện cho việc thay dầu, đáy hộp giảm tốc làm nghiêng về phía nút thao dầu để khi tháo dầu, dầu sẽ thoát tốt hơn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc.
- Vỏ máy vị trí tương đối cần thiết giữa các chi tiết , bộ phận của máy , chịu tác dụng cảu tải trọng các chi tiết máy truyền đến , đảm bảo bôi trơn và các chi tiết khỏi bụi bặm.
- Bất kì 1 vỏ máy nào cũng gồm những yếu tố cấu tạo sau :
+ Thành hộp , nẹp gân ,mặt bích , gối đỡ , liên kết với nhau tạo thành 1 khối
+ Chỉ tiêu cơ bản cảu hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ , vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX 15-32, sử dụng phương pháp đúc.
-Chọn mặt ghép nắp và thân hộp
+Hộp giảm tốc bánh răng hình nón và hình trụ thường có vỏ hộp ghép theo các bề mặt đi qua các trục để việc lắp ghép dễ dàng, thuận tiện Mỗi trục của hộp giảm tốc được lắp riêng những chi tiết đặt lên nó như ổ, bánh răng…sau đó được lắp vào với nhau.
+Hộp giảm tốc có nhiều cấp nên có nhiều trục Nếu bố trí các trục trên cùng mặt phẳng sẽ làm tăng kích thước của hộp, tuy nhiên sẽ dễ dàng cho việc tháo lắp, kiểm tra nên vẫn thường được sử dụng Ngoài ra, có thể bố trí các trục theo không gian của hộp.
+Bề mặt lắp ghép của hộp thường thiết kế song song với mặt đáy, tuy nhiên có thể bố trí không song song với mặt đáy để tiết kiệm vật liệu, giảm trọng lượng của hộp và bôi trơn các chi tiết.
Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Đinh Văn Phương đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn Đinh Văn Phương , cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !