đồ án thiết kế đề tài đề số 16 thiết kế hệ thống dẫn động xích tải phương án số 7

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Công suất tương đương của động cơ

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

𝜂 = 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 = 0,95.0,97 0,99 0,98.0,97 = 0,84 (1.1) Trong đó, hiệu suất của các bộ truyền ta chọn từ bảng 3.3[2]

𝜂 = 0,95: Hiệu suất bộ truyền đai

𝜂 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

𝜂 = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

𝜂 = 0,98: Hiệu suất nối trục đàn hồi

𝜂 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

Công suất cực đại trên xích tải:

Công suất tương đương trên trục xích tải:

𝑃 : Là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định bởi công thức:

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Tỷ số truyền chung của hệ:

Trong đó tỷ số truyền của các bộ truyền được chọn từ bảng 3.2[2]

𝑢 : tỷ số truyền của bộ truyền đai thang (2 ÷ 5)

𝑢 : tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp (8 ÷ 30)

Số vòng quay của trục đĩa xích tải:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

⟺ 921,6 ≤ 𝑛 ≤ 8640 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Theo bảng 3.1[2] ta chọn động cơ có công suất 𝑃 = 11 (𝑘𝑊) Động cơ

Số vòng quay động cơ, vg/ph

Tỷ số truyền hộp giảm tốc, 𝑢

Bộ truyền bánh răng côn, 𝑢

Bộ truyền bánh răng trụ, 𝑢

Bảng 1.1:Bảng động cơ và phân phối tỉ số truyền

Với các tỷ số truyền trên bảng 1.2.1 ta chọn động cơ với số vòng quay 𝑛 1460 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) với tỷ số truyền chung 𝑢 = 25,3; 𝑢 = 2,03; 𝑢 = 12.5; 𝑢 3,15; 𝑢 = 4,0.

Phân bố tỷ số truyền

Số vòng quay của trục xích tải: 𝑛 = 57,6(𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động:

57,6 = 25.3(𝑣𝑔/𝑝ℎ) (1.8) Phân phối tỷ số truyền 𝑢 cho từng bộ phận trong hộp giảm tốc:

Theo dãy tiêu chuẩn, ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp là:

Ta chọn 𝑢 sơ bộ theo công thức: 𝑢 = (0,22 ÷ 0,28)𝑢 = 2,75 ÷ 3,5 Vì trong hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ ta không nên chọn tỷ số truyền cặp bánh răng côn

𝑢 > 4 Do vậy ta chọn 𝑢 theo tiêu chuẩn:

𝑢 = 3,15 Động cơ Công suất, kW

Số vòng quay động cơ, vg/ph 𝑢 𝑢 𝑢 𝑢 𝑢

Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ là:

Ta chọn 𝑢 theo tiêu chuẩn: 𝑢 = 4

Vậy ta có tỷ số truyền bộ truyền đai là:

Lập bảng đặc tính

1.4.1 Tính toán công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: 𝑃 = 𝑃 = 6,588(𝑘𝑊)

Công suất trên trục III:

0,98 × 0,99= 6,790(𝑘𝑊) (1.10) Công suất trên trục II:

0,97 × 0,99= 7,363(𝑘𝑊) (1.12) Công suất trên trục động cơ:

0,95 × 0,99= 7,829(𝑘𝑊) (1.13) 1.4.2 Tính toán số vòng quay trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛 = 1460 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Số vòng quay trên trục I:

Số vòng quay trên trục II:

Số vòng quay trên trục III:

Số vòng quay trên trục công tác: 𝑛 = 𝑛 = 57,94 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Tính sai số số vòng quay tính toán so với yêu cầu:

Suy ra sai số trong tỉ lệ cho phép

1.4.3 Tính toán moment xoắn trên các trục

Moment xoắn trên trục động cơ:

730 = 97774,368(𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục II:

231,75= 295762,085 (𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục III:

57,94 = 1136081.320(𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục công tác:

44,85 = 1102226.097(𝑁𝑚𝑚) Bảng 1.2 Bảng tính toán và phân phối tỷ số truyền

Thông số Động cơ I II III Công tác

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số đầu vào

Số vòng quay bánh dẫn: 𝑛 = 1460 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Xác định các thông số của bộ truyền đai

Theo hình 4.2 [2], dựa vào công suất 𝑃 = 7,829 (𝑘𝑊) và số vòng quay 𝑛 1460 𝑣𝑔/𝑝ℎ Ta chọn được loại đai: B

Dựa vào bảng 4.5 [2], ta có bảng sau:

Chiều dài đai, (mm) 𝑇 , Nm 𝑑 , mm Đai thang B 14 17 10.5 4 138 800÷ 6300 40 ÷ 190 125

2.2.2 Tính toán đường kính bánh đai nhỏ 𝒅 𝟏

𝑑 = 1,2𝑑 = 1,2.125 = 150(𝑚𝑚) (2.1) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 = 200 (𝑚𝑚)

2.2.3 Tính toán vận tốc đai

60000 = 15.289 (𝑚/𝑠) ≤ [𝑣] = 25 (𝑚/𝑠) Vậy ta chọn đai thang B loại thường

2.2.4 Chọn hệ số trượt tương đối và tính toán bánh đai lớn 𝒅 𝟐

Số vòng quay n, vg/ph 1460 719.210 228.32 57,08 57,08

Chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 Đường kính bánh đai lớn:

= 2,03.200 (1 − 0,01) = 401.5 (𝑚𝑚) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 = 400 (𝑚𝑚)

Tỉ số truyền 𝑢 thực tế:

200 (1 − 0,01)= 2,02 (2.4) Chênh lệch tỷ số truyền so với giá trị ban đầu:

Suy ra sai số trong tỷ lệ cho phép

2.2.5 Tính toán khoảng cách trục 𝒂

Theo bảng 4.6[2] Ta chọn sơ bộ 𝑎 = 1,2𝑑 = 1,2.280 = 480 (𝑚𝑚)

Tính toán chiều dài 𝐿 sơ bộ theo khoảng cách trục 𝑎:

Tính toán chính xác khoảng cách trục 𝑎 theo tiêu 𝐿 chuẩn:

⇔ 1200 ≥ 𝑎 ≥ 340.5 Vậy khoảng cách trục 𝑎 thỏa mãn điều kiện

2.2.6 Kiểm tra số vòng chạy 𝒊 của đai trong một giây

2.4 = 6,370𝑠 < [𝑖] = 10𝑠 (2.11) Vậy điều kiện đã thỏa mãn

2.2.7 Tính toán góc ôm đai 𝜶 𝟏

Vì góc ôm đai 𝛼 thỏa mãn điều kiện 𝛼 ≥ 120° nên không xảy ra hiện tượng trượt trơn

2.2.8 Tính toán các hệ số 𝑪 𝒊

Các hệ số chọn theo bảng 4.7[2]

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền 𝑢: 𝐶 = 1,12 𝑣ì 𝑢 = 2,03 > 1,8

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: 𝐶 = 0,9

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca): 𝐶 = 0,8

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

2.2.9 Xác định số dây đai

Ta chọn 𝓏 = 4 đai (thỏa mãn điều kiện 𝓏 ≤ 5)

Trong đó [𝑃 ] = 2,8 (𝑘𝑊) tra theo bảng 4.8[2]

2.2.10 Tính toán chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai

Ta xác định chiều rộng bánh đai theo công thức 4.17[1]:

𝐵 = (𝓏 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (4 − 1) 19 + 2.12,5 = 82(𝑚𝑚) (2.19) Trong đó: 𝑡 = 19 (𝑚𝑚), 𝑒 = 12,5 (𝑚𝑚) tra theo bảng 4.21[1] Đường kính ngoài của các bánh đai được xác định theo công thức 4.18[1]:

𝑑 = 𝑑 + 2ℎ = 400 + 2.10,5 = 421(𝑚𝑚) (2.21) 2.2.11 Lực căng đai ban đầu, lực tác dụng lên trục và lực vòng có ích

Lực căng đai ban đầu:

𝐹 = 𝐴𝜎 = 𝓏𝐴 𝜎 = 4.138.1,5 = 828𝑁 (2.22) Trong đó: đối với đai thang 𝜎 ≤ 1,5 𝑀𝑃𝑎

15,289 = 512,080𝑁 (2.23) Lực tác dụng lên trục:

2.2.12 Ứng suất lớn nhất trong dây đai

200100 = 6,244 (𝑀𝑃𝑎) Đai thỏa mãn ứng suất kéo cho phép do 𝜎 = 6,244 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎] = 10 (𝑀𝑃𝑎) 2.2.13 Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) [3]

Giới hạn mỏi của đai: 𝜎 = 9 (𝑀𝑃𝑎) đối với đai thang Ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai: 𝜎 = 6,244(𝑀𝑃𝑎)

Số mũ của đường cong mỏi: 𝑚 = 8 đối với đai thang.

Các thông số bộ truyền đai thang, mm

Bảng 2.1 Bảng thông số của bộ truyền đai thang

Chiều rộng bánh đai B, mm 82

Số vòng chạy đai trong 1 giây, 1/s 6,370 Đường kính bánh dẫn d , mm 200 Đường kính bánh bị dẫn d , mm 400 Ứng suất lớn nhất σ , MPa 7,88

Lực căng đai ban đầu F , N 828

Lực tác dụng lên trục F , N 1636,093

Tuổi thọ đai tính bằng giờ L , h 4060,134

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Thông số kỹ thuật

Thời gian phục vụ: L = 7 năm

Chế độ làm việc: quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 248 ngày/năm, 3 ca/ngày, 8h/ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng côn)

- Số vòng quay trục dẫn: 𝑛 = 719,21 𝑣𝑔/𝑝ℎ

- Moment xoắn T trên trục dẫn: 𝑇 = 97774,368 𝑁𝑚𝑚

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

- Số vòng quay trục bị dẫn: 𝑛 = 228,32 𝑣𝑔/𝑝ℎ

- Moment xoắn T trên trục dẫn: 𝑇 = 295762.085 𝑁𝑚𝑚

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng côn)

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

- Bánh dẫn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 𝐻𝐵 = 250 có giới hạn bền 𝜎 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 = 580 𝑀𝑃𝑎

- Bánh bị dẫn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 𝐻𝐵 = 235 có giới hạn bền 𝜎 750 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 = 450 𝑀𝑃𝑎

3.2.2 Xuất định ứng suất cho phép

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

𝑁 = 𝑁 = 5 10 chu kỳ Tuổi thọ làm việc: 𝐿 = 7.248.3.8 = 41664 giờ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Nên ta chọn 𝑁 = 𝑁 để tính toán

Theo bảng 5.3[2] với thép C45, tôi cải thiện:

Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 2𝐻𝐵 + 70

Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 1,8𝐻𝐵

Hệ số an toàn 𝑆 = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

1,1 = 441,8 𝑀𝑃𝑎 Với bộ truyền bánh răng côn:

[𝜎 ] ≈ 0,45 [𝜎 ] + [𝜎 ] ≈ 0,45(466,4 + 441,8) ≈ 408,69 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,15 [𝜎 ] Ứng suất uốn cho phép:

𝑆 𝐾 Với 𝐾 = 1 (do quay 1 chiều), 𝑆 = 1,75 theo bảng 5.3[2]

12 Ứng suất quá tải cho phép:

[𝜎 ] = 2,8 𝜎 = 2,8.450 = 1260 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.580 = 464 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎 3.2.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng và chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính

Chiều rộng vành răng 𝜓 = 0,285 Khi đó = , ,

Hệ số tải trọng tính tra bảng 6.19[3]: 𝐾 = 1,3

Suy ra giá trị 𝐾 có thể xác định gần đúng theo công thức 6.105[3]

Ta chọn 𝑑 theo tiêu chuẩn: 𝑑 = 125 𝑚𝑚

Chiều dài côn ngoài 𝑅 xác định sơ bộ theo công thức 5.21[2]

Theo bảng 5.10[2] Ta chọn 𝑧 = 20 theo 𝑑

Theo công thức 5.22[2] ta có: 𝑧 = 1,6𝑧 = 1,6.20 = 32

Ta chọn 𝑧 = 101 răng Môđun vòng chia ngoài 𝑚 = = = 3,906 𝑚𝑚 Ta chọn theo tiêu chuẩn: 𝑚 = 4 𝑚𝑚

3.2.6 Tính toán lại tỷ số truyền 𝒖 𝟏𝟐 và xác định các góc mặt côn chia 𝜹 𝟏 và 𝜹 𝟐

Tỷ số truyền 𝑢 thực tế:

3,15 100% = 0,2% Điều kiện sai số thỏa mãn (∆𝑢 ≤ 2 ÷ 3)

3.2.7 Tính toán các kích thước chủ yếu khác của bộ truyền bánh răng côn

Theo công thức bảng 5.11[2] Đường kính vòng chia trung bình:

Tính toán lại 𝑅 = , °= 206,558 𝑚𝑚 Suy ra 𝑑 = 393,750𝑚𝑚 theo 𝑅

, °= 177,123 𝑚𝑚 Chiều rộng vành răng 𝑏 = 𝑅 𝜓 = 393,750.0,285 = 58,8689 𝑚𝑚 ta lấy 𝑏 59 𝑚𝑚

3.2.8 Xác định mô đun vòng chia 𝒎 𝒎

𝑚 = 3.5 mm Vận tốc vòng bánh răng: 𝑣 = = , , = 4,036𝑚/𝑠

Ta chọn cấp chính xác bộ truyền là: 8 theo bảng 6.3[3]

3.2.9 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền

𝐹 = 𝐹 = 𝐹 tan 𝛼 sin 𝛿 = 1824,361 tan 20° sin 17,613° = 200,917 𝑁 3.2.10 Chọn hệ số tải trọng động 𝑲 𝑯𝑽 và 𝑲 𝑭𝑽

3.2.11 Xác định ứng suất tính toán 𝝈 𝑯

𝑍 = 196 𝑀𝑃𝑎 / do vật liệu là thép

1,1 = 414,367 𝑀𝑃𝑎 Vậy 𝜎 = 302,922 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 ] = 414,367 𝑀𝑃𝑎 (thỏa mãn điều kiện) Trong đó:

𝑍 : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, chọn 𝑍 = 1

𝑍 : hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng, 𝑍 = 0,85𝑣 , = 0,85𝑣 , = 0,977

𝐾: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, 𝐾 = 1

𝐾 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, 𝐾 = 1

3.2.12 Xác định số răng 𝒛 𝒗𝟏 và 𝒛 𝒗𝟐 tương đương

𝑧 = , °= 333,797 (334 răng) Tính toán các hệ số 𝑌 , 𝑌

𝑥: hệ số dịch chỉnh, 𝑥 = 0 Đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số: [ ]

3,51 = 68,873 3.2.13 Kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn tại chân răng

0,85.65.3,5 = 58,058 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 ] = 257,14 𝑀𝑃𝑎 Trong đó: 𝐾 = 𝐾 𝐾 = 1,1.1,45 = 1,595 - Hệ số tải trọng tính

Vậy cặp bánh răng thoải mãn điều kiện uốn

3.2.14 Dịch chỉnh răng bộ truyền bánh răng côn

Hệ số dịch chỉnh đối với bánh dẫn cho bánh răng côn răng thẳng:

𝑥 = −𝑥 = −0,299 Đường kính vòng ngoài bánh răng với răng thẳng theo công thức bảng 6.19[1]:

3.2.15 Thông số và kích thước bộ truyền

Bảng 3.1 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh

Thông số Giá trị Thông số Giá trị

Chiều dài côn ngoài 𝑅 , mm 206,558 Đường kính vòng chia ngoài:

Bánh dẫn 𝑑 , mm Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

Mô đun vòng chia ngoài 𝑚 , mm 4

Chiều rộng vành răng 𝑏, mm 59 Đường kính vòng đỉnh:

72,387° Đường kính vòng chia trung bình:

Lực tác dụng bánh dẫn:

Lực tác dụng bánh bị dẫn:

Lực dọc trục 𝐹 , N 200,917 Lực dọc trục 𝐹 , N 632,887

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

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

- Bánh dẫn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 𝐻𝐵 = 250 có giới hạn bền 𝜎 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 = 580 𝑀𝑃𝑎

- Bánh bị dẫn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 𝐻𝐵 = 235 có giới hạn bền 𝜎 750 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 = 450 𝑀𝑃𝑎

3.3.2 Xuất định ứng suất cho phép

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Tuổi thọ làm việc: 𝐿 = 7.243.3.8 = 41664 giờ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Nên ta chọn 𝑁 = 𝑁 để tính toán

Theo bảng 5.3[2] với thép C45, tôi cải thiện:

Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 2𝐻𝐵 + 70

Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 1,8𝐻𝐵

Hệ số an toàn 𝑆 = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

1,1 = 441,8 𝑀𝑃𝑎 Với bộ truyền bánh răng trụ:

[𝜎 ] = 0,5 [𝜎 ] + [𝜎 ] = 0,5(466,4 + 441,8 ) = 454,27 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,25 [𝜎 ] Ứng suất uốn cho phép:

𝑆 𝐾 Với 𝐾 = 1 (do quay 1 chiều), 𝑆 = 1,75 theo bảng 5.3[2]

1,75 1 = 241,71 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép:

3.3.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Khoảng cách trục được xác định theo công thức 5.2[2]:

𝜓 xác định theo công thức 6.16[1]

𝐾 = 1,1 Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với 𝜓 1,17 tra theo bảng 6.7[1]

Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 = 280 𝑚𝑚

3.3.4 Xác định thông số ăn khớp

Mô đun răng tính theo công thức 6.68a[3]:

𝑚 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎 = 2.8 ÷ 5.6 (mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn 𝑚 = 3

Với góc nghiêng sơ bộ 8° ≤ β ≤ 20°, theo công thức 6.31[1] ta có số răng bánh nhỏ là: 2𝑎 cos 20°

⇔ 35.08 ≤ 𝑧 ≤ 36.97 Chọn 𝑧 = 36 (răng), suy ra số răng bánh lớn 𝑧 = 𝑢 𝑧 = 4.36 = 144 (răng)

Do đó tỷ số truyền thực tế:

⇒ Sai số tỷ số truyền ∆𝑢 = 0,7%

Bánh dẫn: 𝑏 = 𝑏 + 5 = 112 + 5 = 117 𝑚𝑚 Đường kính vòng chia:

Bánh bị dẫn: 𝑑 = 𝑑 + 2𝑚 = 448,6188 + 2.3 = 448,619 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy

Vận tốc vòng bánh răng dẫn:

60000 = 1,332 (𝑚/𝑠) Theo bảng 6.3[3] ta chọn cấp chính xác 9

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo bảng 6.11[3] ta chọn 𝐾 = 1,13 và 𝐾 = 1 với 𝑛 ≥ 9 (𝑛 : cấp chính xác bộ truyền)

𝑍 = 190 𝑀𝑃𝑎 / do vật liệu là thép

𝑍 : Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

𝑍 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức 6.88[3]

Theo công thức 6.33[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

𝑍 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, 𝑍 = 0,95 với 𝑅 = 2,5𝜇𝑚

𝑍 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, 𝑍 = 0,85𝑣 , = 0,85 1,332 , = 0,87

𝐾: Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, 𝐾 = 1

𝐾 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, 𝐾 = 1 (𝑑 ≤ 700 𝑚𝑚)

Do 𝜎 ≥ [𝜎 ] Nhưng không vượt quá 5% nên ta xét thỏa điều kiện

3.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ uốn

Tính toán hệ số 𝑌 và 𝑌 theo công thức 5.17[2]:

159 = 3,553 Trong đó: 𝑥: hệ số dịch chỉnh, 𝑥 = 0

𝑧 : Số răng của bánh răng tương đương theo công thức 6.84[3]: 𝑧 Xác định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số: [ ]

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn:

Hệ số tải trong tính:

𝐾 = 𝐾 𝐾 𝐾 = 1.1,22.1,04 = 1,27 Với 𝐾 = 1,22: Hệ số tập trung tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7[1] Độ bền uốn tại chân răng tính theo công thức 6.92[3]

= 241,71 𝑀𝑃𝑎 Vậy cặp bánh răng đảm bảo điều kiện uốn

𝐹 = 𝐹 =𝐹 tan 𝛼 cos 𝛽 S10,807 tan 20° cos 14,154° = 1993,493 𝑁 Lực dọc trục:

3.3.8 Thông số và kích thước bộ truyền

Bảng 3.2 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh

Thông số Giá trị Thông số Giá trị

Khoảng cách trục 𝑎 , mm 280 Góc nghiêng răng 𝛽, độ 14,154°

Mô đun 𝑚 , mm 3 Đường kính vòng chia:

Lực hướng tâm 𝐹, N 1993,493 Moment xoắn 𝑇 , Nm 295762,085

Lực vòng 𝐹, N 5310,807 Vận tốc vòng của bánh răng 1,3315m/s

3.3.9 Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu Để giảm mất công suất do ma sát, giảm mài mòn răng, bảo đảm thoát nhiệt tốt, đề phòng các chi tiết bị hoen rỉ Vì vậy cần phải bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn trụ:

- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là 10 mm

- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 𝑅 bánh răng 4

- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ℎ − ℎ = 10 ÷ 15 𝑚𝑚 Bánh răng côn bị dẫn:

Chiều cao thấp nhất bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là:

3𝑑 = 151,54 𝑚𝑚 Bánh răng trụ bị dẫn:

Chiều cao thấp nhất bánh răng trụ bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là:

CHƯƠNG 4: THIẾT KÊ TRỤC - CHỌN THEN

THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN

Thông số thiết kế

Moment xoắn trên các trục:

Quy ước các ký hiệu:

- k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

- i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

- i = 0 và 1: các tiết diện trục lắp ổ

- i = 2…s: với s là số chi tiết quay

- l : Khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

- l : Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

- l : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

- l : Khoảng công – xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- b : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Thép C45 tôi cải thiện có 𝜎 = 850 𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k:

Tra bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn: Trục I: 𝑑 = 55 (𝑚𝑚), 𝑏 = 27(𝑚𝑚)

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

𝑘 = 10 (𝑚𝑚): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

𝑘 = 10 (𝑚𝑚): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

𝑘 = 15 (𝑚𝑚): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

ℎ = 15 (𝑚𝑚): chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

𝑙 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 = (66 ÷ 82.5) = 82 (𝑚𝑚): chiều dài mayo bánh đai

𝑙 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑 = (66 ÷ 77) = 75 (𝑚𝑚): chiều dài mayo bánh răng côn (bánh dẫn)

𝑙 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 = (69,6 ÷ 87) = 168 (𝑚𝑚): chiều dài mayo bánh răng trụ (bánh dẫn)

𝑙 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑 = (69,6 ÷ 81,2) = 69,6(𝑚𝑚): chiều dài mayo bánh răng côn (bánh bị dẫn)

𝑙 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 = (84 ÷ 105) = 110 (𝑚𝑚): chiều dài mayo bánh răng trụ (bánh bị dẫn)

𝑙 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑 = (98 ÷ 175) = 110 (𝑚𝑚): chiều dài mayo nối trục vòng đàn hồi

𝑙 sau khi vẽ phác thảo 𝑙 = 400(𝑚𝑚)

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

Cặp bánh răng cấp nhanh:

𝐹 = 𝐹 = 𝐹 tan 𝛼 sin 𝛿 = 1824,361 tan 20° sin 17,613° = 200,917 𝑁 Cặp bánh răng cấp chậm:

Lực do bộ truyền ngoài (nối trục):

Lực từ bộ truyền đai:

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

Tìm phản lực tại các gối đỡ:

Moment uốn do lực 𝐹 gây ra:

31 Đường kính các đoạn trục:

Moment tương đương tại các tiết diện:

𝑀 đ = 𝑀 + 𝑀 + 0,75𝑇 = 0 + 0 + 0,75 97774,368 = 84675,086 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục tại các tiết diện:

Theo bảng 10.5[1], ứng suất cho phép lên trục [𝜎] = 67 𝑀𝑃𝑎

0,1.67 = 24,88 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn:

Moment uốn do lực 𝐹 , 𝐹 gây ra:

𝑀 đ = 𝑀 + 𝑀 + 0,75𝑇 = 0 + 0 + 0,75 0 = 0 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục tại các tiết diện:

0,1.55 = 0 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn:

Moment uốn do lực 𝐹 gây ra:

= 983875,284 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục tại các tiết diện:

0,1.50 = 58,164𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn:

Chọn và kiểm nghiệm then

Dựa vào bảng 9.1a[1], chọn kích thước then 𝑏 × ℎ theo tiết diện lớn nhất của trục

Chọn chiều dài 𝑙 của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo 𝑙 = (0,8 ÷ 0,9)𝑙

Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng:

Bảng 4.1 Bảng thông số kích thước then và kiểm nghiệm then

Vậy tất cả mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

Kiểm nghiệm độ bền trục

Kiểm nghiệm hệ số an toàn:

[𝑠]: hệ số an toàn cho phép Thông thường [𝑠] = 1,5 ÷ 2,5 (khi tăng độ cứng [𝑠] 2,5 ÷ 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

𝑠 , 𝑠 : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp

𝜀 𝛽 + 𝜓 𝜏Với giới hạn mỏi bền uốn của thép Cacbon(vật liệu chế tạo trục) là:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

𝑊 là moment cản uốn được tính cho trục một then: 𝑊 = − ( ) Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:

𝑊 là moment cản xoắn được tính cho trục một then: 𝑊 = − ( )

𝑡: chiều sâu rãnh then, 𝑏 chiều rộng then

𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi theo bảng 11.4[2]

𝜀 , 𝜀 : hệ số kích thước tra bảng 11.5[2]

𝛽 = 1,7: hệ số tăng bền bề mặt tra theo bảng 11.6[2] với phương pháp tăng bền phun bi

𝐾 = 2,2; 𝐾 = 2: hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi, tra bảng 11.10[2] đối với trục có rãnh then, then

Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần kiểm nghiệm trục theo điều kiện: 𝜎 = √𝜎 + 3𝜏 ≤ [𝜎]

Trong đó: Ứng suất uốn:

Với M là moment uốn tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải; W là moment cản uốn Ứng suất tiếp:

𝑊 = 2𝜏 Với M là moment xoắn tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải; W0 là moment cản uốn Ứng suất cho phép khi quá tải:

Bảng 4.2 Bảng kiểm nghiệm độ bền trục

Kết quả cho thấy rằng cả ba trục đều thỏa mãn hệ số an toàn về điều kiện bền mỏi và cả ba trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

Tính toán ổ lăn

Tải trọng tác dụng lên các ổ:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ lăn:

Do trục I là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ cao với bánh răng côn nên ta sử dụng ổ đũa côn

Ta chọn sơ bộ ổ lăn cỡ nhẹ rộng theo phụ lục I.3.4[2]

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Vì 𝑆 ≥ 𝑆 nên theo bảng 9.2[2] ta có:

𝑋 = 0,4; 𝑌 = 0,4𝑐𝑜𝑡𝛼 = 2,03 Tải trọng quy ước trên ổ:

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

𝐾 = 1: hệ số xét ảnh hưởng nhiệt độ (𝑡 ° ) đến tuổi thọ ổ

𝐾 = 1,2: hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo bảng 9.3[2]

Từ kết quả trên ta thấy ổ tại B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

Thời gian làm việc của ổ đũa côn tính bằng triêu vòng:

10 = 41664 (𝑡𝑟 𝑣𝑔) Khả năng tải động tính toán:

𝐶 = 𝑄 √𝐿 = 4144,23 √41664 = 39,3 𝑘𝑁 Với 𝑚 = do sử dụng ổ đũa côn

Vì 𝐶 ≤ 𝐶 = 36 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

= 3132,07 𝑁 Như vậy 𝑄 ≤ 𝐶 = 27 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung Ta chọn sơ bộ ổ lăn theo phụ lục I.3.3[2]

Ký hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm C, kN 𝐂 𝟎 , kN

𝐹 > 𝑆 − 𝑆 nên theo bảng 9.2[2] ta có:

𝑋 = 0,41; 𝑌 = 0,87 Tải trọng quy ước trên ổ:

Từ kết quả trên ta thấy ổ tại D chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ D

Thời gian làm việc của ổ bi đỡ chặn tính bằng triêu vòng:

10 = 97,06 (𝑡𝑟 𝑣𝑔) Khả năng tải động tính toán:

𝐶 = 𝑄 √𝐿 = 4522,32 97,06 = 20,8 𝑘𝑁 Với 𝑚 = 3 do sử dụng ổ bi đỡ chặn

Vì 𝐶 ≤ 𝐶 = 33,4 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo khả năng tải động

= 3525,34 𝑁 Như vậy 𝑄 ≤ 𝐶 = 25,2 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ Ta chọn sơ bộ ổ lăn theo phụ lục I.3.3[2]

Ký hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm C, kN 𝐂 𝟎 , kN

𝐹 > 𝑆 − 𝑆 nên theo bảng 9.2[2] ta có:

𝑋 = 0,41; 𝑌 = 0,87 Tải trọng quy ước trên ổ:

Từ kết quả trên ta thấy ổ tại D chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ D

Thời gian làm việc của ổ bi đỡ chặn tính bằng triêu vòng:

10 = 21,57 (𝑡𝑟 𝑣𝑔) Khả năng tải động tính toán:

𝐶 = 𝑄 √𝐿 = 4415,59 21,57 = 12,3 𝑘𝑁 Với 𝑚 = 3 do sử dụng ổ bi đỡ chặn

Vì 𝐶 ≤ 𝐶 = 39,4 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo khả năng tải động

𝑄 = 𝐹 = 3378,9 𝑁 ⇒ 𝑄 = 3378,9 𝑁 Như vậy 𝑄 ≤ 𝐶 = 32,1 𝑘𝑁 nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Tính toán nối trục

Tra bảng 16.10a[4] ta có các thông số nối trục vòng đàn hồi như sau:

Tra bảng 16.10b[4] ta có các thông số chốt như sau:

Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

Kiểm nghiệm sức bền chốt: σ = 𝑘𝑇𝑙

𝑙 = 𝑙 + = 42 + = 52; 𝑘 = 1.5: hệ số làm việc tra bảng 16.1[4] Vậy vòng đàn hồi và chốt đều thỏa điều kiện bền.

CHỌN THÂN MÁY, BU - LÔNG, CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 48 6.1 Chọn thân máy

Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định vị 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 một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

Ta dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18-4b [1] có các thông số sau: d, mm c, mm l, mm

- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài

- Làm bằng vật liệu GX15-32

- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, theo bảng 18-2[1]

CHƯƠNG 6: CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG, CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

6.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắp nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5[1]

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm

Kích thước của nút thông hơi theo bảng 18-6[1]

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu

Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu được tra theo bảng 18-7[1] (nút tháo dầu trụ) d b m f L c q D S D0

6.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong thân hộp ta sử dụng que thăm dầu

Que thăm dầu 6.2.7 Bulong vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng hoặc vòng móc

Kích thước của bulong vòng theo bảng 10.9[2] Đường kính vít vòng d d1 d2 d3 d4 b h h1 l r r1

- Dùng để di chuyển hộp giảm tốc một cách dễ dàng

- Đường kính lỗ vòng móc: d = (3 ÷ 4)δ = 30 mm

6.2.9 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M12x35

Các chi tiết phụ khác

6.3.1 Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

CHƯƠNG 7: DUNG SAI LĂP GHÉP

DUNG SAI LẮP GHÉP

Dung sai ổ lăn

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục với kiểu lắp trung gian để vòng trong không vượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, giữa trục với ổ ta chọn mối lắp k6 (do ổ lăn tiêu chuẩn nên chỉ chọn dung sai của trục), mối lắp trung gian tạo điều kiện ổ mòn đều do trong quá trình làm việc ổ sẽ quay đều

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải trọng cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7.

Lắp ghép bánh răng trên trục

Bánh răng lắp ghép trên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, tải va đập nhẹ nên ta chọn kiểu lắp H7/k6.

Lắp ghép nắp và thân hộp

Để dễ dàng cho việc tháo lắp và dễ điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục

Để dễ dàng cho việc tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/js6.

Lắp ghép chốt định vị

Để đảm bảo độ đồng tâm và không sút trong quá trình hoạt động, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

Lắp ghép then

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8, và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8 Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14

Bảng 7.1 Bảng dung sai lắp ghép

EI (μm) es (μm) ei (μm) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất

Bánh răng 4 65 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28 Ổ BI ĐỠ CHẶN d Ổ vòng ngoài

Vòng chắn dầu - Trục I 30 H7/js6 +21 0 +6,5 -6,5 6,5 -27,5

Nắp bích ổ lăn - Trục II 80 H7/e8 +30 0 0 -19 0 49

Nắp cửa thăm - nắp hộp

Định dạng
Số trang	63
Dung lượng	2,33 MB