Word Thuyết Minh đồ án chuyên ngành bộ truyền băng tải hộp giảm tốc 2 cấp khai triển Đồ án chuyên ngành trường Đại học Bách Khoa, ĐHQG TP.HCM File có sẵn lý thuyết + số + hình vẽ 3D của các chi tiết + Hình vẽ biểu đồ nội lực của trục + Hình BDNL trên ansys,... Do sinh viên đạt điểm 9 trong đồ án môn học thiết kế máy
Đề bài
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm:
(1) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;
(2) Nối trục vòng đàn hồi;
(3) Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển;
(4) Bộ truyền xích ống con lăn;
(5) Bộ phận công tác – Băng tải.
Sơ đồ hệ thống dẫn động băng tải và sơ đồ tải trọng.
- Lực vòng trên băng tải, F (N): 10500 (N)
- Đường kính tang, D (mm): 480 (mm)
- Thời gian phục vụ, L (năm): 8 (năm)
- Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ: 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
- Chế độ tải T (Nmm), t (giây): (T1, t1) = (T, 40); (T2, t2) = (0,75T, 15).
Nội dung
a Tìm hiểu hệ thống dẫn động băng tải. b Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động. c Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
- Tính toán các bộ truyền hở.
- Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- Vẽ sơ đồ lực tác dụng (3D) lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
- Tính toán thiết kế trục và then.
- Chọn ổ lăn và nối trục.
- Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác. d Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
Yêu cầu
a 01 thuyết minh. b 01 bản vẽ lắp A0 cho hộp giảm tốc và 02 bản vẽ chi tiết (dùng Autocad). c Tính Toán – Mô Phỏng (Inventor hay Solidworks, có thể dùng ANSYS). d Có thể in 3D hộp số (nếu có khả năng về kinh phí). e Hướng phát triển (do cán bộ hướng dẫn trực tiếp quyết định): thiết kế và tính toán khung/giá đỡ/nền móng cho hộp giảm tốc, hay 3D cho bộ phân công tác.
TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Giới thiệu hệ thống dẫn động băng tải
Hệ thống dẫn động băng tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền động cho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp, với mục đích là là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong một khâu của một dây chuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói.
Hình 1.1 Sơ đồ hệ thống dẫn động băng tải.
Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm các thành phần: động cơ (1) cung cấp công suất, khớp nối đàn hồi (2) truyền công suất đến trục sơ cấp hộp giảm tốc (3), hộp giảm tốc (3) điều chỉnh momen và vận tốc, trục thứ cấp của hộp giảm tốc truyền công suất đến bộ truyền xích (4), bộ truyền xích (4) quay trục tang trống băng tải (5), giúp băng tải (5) di chuyển tịnh tiến, đưa sản phẩm ra khỏi dây chuyền.
1.1.2 Ưu, nhược điểm a Ưu điểm:
- Phù hợp với mô hình sản xuất hàng loạt
- Tiết kiệm thời gian, nhân công lao động
- Hiệu suất tốt, hiệu quả công việc cao. b Nhược điểm:
- Tiêu thụ điện năng lớn
- Cần một không gian lớn để bố trí
- Không phù hợp với mô hình sản xuất nhỏ lẻ.
Hệ thống dẫn động băng tải được ứng dụng trong rất nhiều lĩnh vực khác nhau:
- Hệ thống dẫn động băng tải xi măng, cát đá trong lĩnh vực xây dựng.
Hình 1.2 Băng tải sử dụng trong lĩnh vực xây dựng.
- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực thực phẩm, thức ăn gia súc
Hình 1.3 Băng tải sử dụng trong lĩnh vực thực phẩm.
- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực chế tạo xe ô tô.
Hình 1.4 Băng tải trên cao ứng dụng trong lĩnh vực lắp ráp và chế tạo ô tô.
- Để đáp ứng từng yêu cầu của dây chuyền sản xuất về hình thức phân bố và căn cứ vào yêu cầu công nghệ vận chuyển, có thể chỉ dùng một máy vận chuyển, cũng có thể dùng tổ hợp nhiều băng tải cao su hoặc cấu hình với thiết bị băng chuyền khác hoặc hệ thống băng tải ngang – nghiêng để vận chuyển những vật phẩm có dạng cục,hạt, bột: như quặng, đá, than, than đá, cát, sỏi, hoặc dạng vật phẩm có tính chất đăc biệt như bao xi măng, bao đường, bao gạo…Vì vậy hệ dẫn động băng tải được dùng khá rộng rãi trong các nhà máy, công trường…
Giới thiệu hộp giảm tốc hai cấp khai triển
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động nhờ sự ăn khớp trực tiếp giữa các bánh răng. Hộp giảm tốc là một thiết bị truyền động cơ khí được sử dụng để giảm tốc độ quay của động cơ và tăng momen xoắn cho hệ thống máy móc Nó là thiết bị trung gian giữa động cơ và các bộ phận khác của máy trong dây chuyền sản xuất, và có chức năng điều chỉnh tốc độ của động cơ cho phù hợp với yêu cầu.
Hộp giảm tốc được phân thành hai loại chính: Hộp giảm tốc có một cấp (ứng dụng có yêu cầu tốc độ đầu ra thấp), hộp giảm tốc có nhiều cấp (ứng dụng có yêu cầu tốc độ đầu ra thấp và momen xoắn cao).
Tùy theo loại truyền động ở bên trong hộp giảm tốc, người ta phân ra:
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ: là loại hộp giảm tốc phổ biến nhất, có các biến thể như hộp giảm tốc khai triển, hộp phân đôi, hộp giảm tốc đồng trục Loại này sử dụng bánh răng trụ để truyền động, đảm bảo độ chính xác và độ bền cao.
- Hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc bánh răng côn trụ: độ chính xác cao và momen xoắn lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.
- Hộp giảm tốc bằng trục vít – bánh răng: loại này sử dụng trục vít và bánh răng để truyền động, đảm bảo độ chính xác và độ bền cao.
- Hộp giảm tốc bằng bánh răng trục vít: loại này sử dụng bánh răng trục vít để truyền động, đảm bảo độ chính xác cao và độ bền tốt.
Ngoài ra, hộp giảm tốc còn được phân theo số cấp, là số lần mà hộp giảm tốc phải thay đổi tỷ số truyền động Hộp giảm tốc 2 cấp là loại phổ biến, trong đó có 2 lần thay đổi tỷ số truyền động Hộp giảm tốc 2 cấp chia thành hai loại nhỏ hơn: hộp giảm tốc 2 cấp có bánh răng trụ răng thẳng và hộp giảm tốc 2 cấp có bánh răng trụ răng nghiêng.
Hộp giảm tốc đóng vai trò tối quan trọng trong công nghiệp và sản xuất, đặc biệt là hệ thống máy móc đòi hỏi tốc độ đầu ra thấp và mô-men xoắn cao Lựa chọn đúng hộp giảm tốc không chỉ nâng cao hiệu suất hệ thống mà còn giảm sự cố và đảm bảo an toàn sản xuất Trong số các loại hộp giảm tốc, "Hộp giảm tốc hai cấp khai triển - bánh răng trụ răng nghiêng" được đánh giá cao nhờ khả năng đáp ứng yêu cầu kỹ thuật phức tạp.
Hình 1.5 Hộp giảm tốc bản vẽ SolidWorks 1.2.2 Một số ưu điểm và hạn chế của hộp giảm tốc hai cấp khai triển
Hộp giảm tốc hai cấp khai triển có những ưu điểm và hạn chế như sau: a Ưu điểm:
- Cung cấp các tỷ số truyền động khác nhau: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thể cung cấp các tỷ số truyền động khác nhau, giúp tăng hiệu suất hoạt động của hệ thống máy móc và đồng thời giảm thiểu sự cố.
- Độ chính xác cao: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển được thiết kế với độ chính xác cao, đảm bảo độ ổn định trong quá trình vận hành và giảm thiểu độ rung và tiếng ồn.
Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sở hữu độ bền vượt trội nhờ cấu tạo từ vật liệu cao cấp và thiết kế ưu việt Điều này đảm bảo hộp giảm tốc hoạt động ổn định, bền bỉ trong suốt quá trình vận hành, đáp ứng nhu cầu sử dụng lâu dài và hiệu quả.
- Tăng momen xoắn: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thể tăng momen xoắn của động cơ, giúp hệ thống máy móc hoạt động mạnh mẽ và hiệu quả hơn.
- Giảm thiểu sự cố: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển giúp giảm thiểu sự cố trong quá trình vận hành, do có khả năng phân chia tải trọng giữa hai cấp truyền động. b Hạn chế:
- Kích thước lớn: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thể có kích thước lớn hơn so với các loại hộp giảm tốc khác, do phải tích hợp hai cấp truyền động vào một thiết bị.
- Trọng lượng nặng: Do kích thước lớn và sử dụng vật liệu chất lượng cao, hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thể có trọng lượng nặng, gây khó khăn trong quá trình vận chuyển và lắp đặt.
- Giá thành cao: Do sử dụng vật liệu chất lượng cao và có độ chính xác cao, hộp giảm tốc hai cấp khai triển có giá thành cao hơn so với các loại hộp giảm tốc khác.
- Độ bền thấp: Nếu không được bảo trì và vận hành đúng cách, hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thể bị hư hỏng nhanh chóng và đòi hỏi chi phí sửa chữa cao.
- Khó bảo trì: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển có thiết kế phức tạp và sử dụng nhiều bộ phận, do đó việc bảo trì và sửa chữa có thể khó khăn và tốn nhiều thời gian.
1.2.3 Ứng dụng của hộp giảm tốc hai cấp khai triển
TÍNH TOÁN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện
2.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết động cơ được xác định dựa theo công thức (2.8), trang 19 [1]:
P td là công suất tương đương trên trục công tác.
η là hiệu suất của hệ thống.
Công suất làm việc trên trục công tác xác định theo công thức (2.11), trang 20 [1]:
Flà lực vòng trên băng tải.
v là vận tốc băng tải.
Dựa theo số liệu của đầu bài: F 500 ( N ); v=0,75 (m / s ), ta xác định được công suất tương đương Ptd của trục xác định theo công thức (2.14), trang 20 [1]:
Dựa theo số liệu của đề bài:t 1 @(s);T 1
P td =7,3902661(kW) Hiệu suất chung η của hệ thống được xác định theo công thức (2.9), trang 19 [1]: η=η x η br 2 η ol 4 η kn (2.4) Trong đó:
η x là hiệu suất của bộ truyền xích.
η br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng.
η ol là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn.
η kn là hiệu suất của khớp nối
Hiệu suất của các bộ truyền được tra theo bảng (2.3), trang 19 [1] Theo đó, ta chọn: η x =0,96;η br =0,97;η ol =0,99; η kn =1 Dựa vào (2.4), ta xác định được hiệu suất của bộ truyền là: η=η ol 4 η br 2 η x =0,99 4 0,97 2 0,96=0,8676718.
Khi đó, công suất cần thiết của động cơ là:
2.1.2 Xác định tốc độ quay cần thiết của động cơ
Số vòng quay của trục công tác xác định theo công thức (2.16), trang 21 [1]: n lv `000.v π D (2.5)
v là vận tốc băng tải (m/s).
D là đường kính trục tang (mm).
Dựa theo số liệu của đề bài: v=0,75 ( m s ) , DH0 (mm ) , ta xác định được: n lv `000.0,75 π.480 ),841552(vòng/phút)
Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền trong hệ thống: Dựa theo bảng (2.4), trang
21, [1], ta nên chọn tỉ số truyền như sau:
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp: u h = 16
Theo công thức (2.15), trang 21 [1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là u sb =u xich ×u hop =3×16H = 48 Tốc độ quay cần thiết (sơ bộ) của động cơ là n sb =n lv × u sb =841552×48 = 40339552 (vòng/phút).
2.1.3 Chọn quy cách động cơ Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 [1] và phải thỏa mãn điều kiện sau:
P dc ≥ P ct ; n dc ≈ n sb ; T T k dn
Có P ct =8,517352(kW);n sb 32,3945(vòng/phút)
Ta chọn được động cơ K160M4 có các thông số sau:
P dc (kW) n dc (v ò ng/ph ú t) T k
Bảng 2.1 Thông số động cơ K160M4 Đường kính trục động cơ: dđc = 38 mm (tra theo bảng P1.5 [1]).
Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống
2.2.1 Xác định tỉ số truyền u t của hệ dẫn động
Tỷ số truyền động chung: theo công thức (3.23) trang 48 [1] ta có: u t =n đc n lv = 1450
29,841552H,58996638 Theo công thức (3.24) trang 48 [1] ta có: u t =u xich u hop ⇒u hop = u t u xich H,58996638
Theo bảng 3.1 [1] với u hop ,19665546≈16 ta có: u 1 =5,23;u 2 =3,06 Tính lại u xich theo u 1 ,u 2 trong hộp giảm tốc: u xich = u t u 1 × u 2 H,58996638
n dc số vòng quay của động cơ.
n lv số vòng quay của băng tải.
u 1 tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh.
u 2 tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm.
u x tỉ số truyền của bộ truyền xích.
2.2.2 Tính toán công suất, moment và số vòng quay trên các trục
Công suất trên trục công tác: P lv =7,875(kW)
Công suất trên các trục 3, 2, 1 và công suất thực của động cơ:
Số vòng quay trên các trục 1, 2, 3 và trục công tác: n 1 =n đc u k 50
Momen xoắn trên các trục công tác, các trục 1, 2, 3 và động cơ:
Bảng số liệu tổng hợp sau khi tính toán và phân phối tỷ số truyền:
Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục công tác
Bảng 2.2 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Tìm hiểu và chọn loại xích
Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích So với bộ truyền đai bộ truyền xích những ưu điểm sau: Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải đột ngột; Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn; Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và số vòng quay.
Bộ truyền xích hoạt động nhờ sự ăn khớp giữa xích và bánh xích, không phụ thuộc nhiều vào góc ôm như bộ truyền đai Nhờ đặc điểm này, bộ truyền xích có thể truyền công suất và chuyển động đến nhiều đĩa xích bị dẫn, đáp ứng nhu cầu truyền động của các hệ thống máy móc phức tạp.
Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích.
Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
- Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ
- Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ khác ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi.
- Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn.
Do vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn 1 dãy (xích con lăn 1 dãy) vì xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp giá thành thấp.
Xác định các thông số của xích
Để tính toán thiết kế bộ truyền xích, ta cần sử dụng các thông số đầu vào.
Bảng 3.1 Các thông số đầu vào để tính toán thiết kế bộ truyền xích
3.2.1 Chọn số răng đĩa xích:
Chọn số răng của đĩa xích dẫn: Theo bảng 5.4, trang 80 [1] với u x =3,0362:
+ Số răng đĩa nhỏ z 1)−2u x ",9277≥19 Chọn z 1#;
+ Số răng đĩa lớn z 2=z 1 u x i,83149 Chọn z 2i.
Bước xích được chọn theo điều kiện công suất tính toán, theo công thức (5.3), tài liệu
Pt, P, [P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phép (kW).
Hệ số k: Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức (5.4) và bảng 5.5 [1], cụ thể ta có: k=k 0 k a k đc k bt k d k c =1,95 (3.2) Trong đó:
k đ =1,2: hệ số tải trọng động (tải va đập nhẹ).
k a =1: hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục (chọn a = 40p).
k 0=1: hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích so với đường nằm ngang < 60 o ).
k đc =1: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích.
k bt =1,3: hệ số xét đến bôi trơn (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơnII).
k c =1,25: hệ số xét đến chế độ làm việc (2 ca).
Hệ số răng đĩa xích k z : k z % z 1 % 23
Hệ số vòng quay Theo bảng 5.5 [1]: k n =n 01 n 3 = 50
90,60348=0,551855172 Khi đó, công suất tính toán:
P t =Pk k z k n =9,6920587(kW) Dựa vào bảng 5.5, trang 81 [1] theo cột n 01P(vòng/phút) ta chọn bước xích p8,1mm , đường kính chốt d c ,12mm , chiều dài ống B5,46 mm và [P],5kW
(thỏa P t ≤[P]), và theo bảng 5.8 thỏa mãn điều kiện p< p max ≈64,76mm( n 1,60348)
3.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích
Theo bảng 5.6, trang 82 [1], khi k a =1, ta chọn a@ p@ ×38,124 (mm)
Theo công thức (5.12), trang 85 [1] ta có số mắt xích: x=2a p +z 1 +z 2
Lấy số mắt xích: xc = 128
Tính lại chính xác khoảng cách trục a theo công thức (5.13), trang 85 [1] ta có: a ¿ =0,25.p¿ ¿0,25.38,1.¿ ¿1536,7859(mm)
(3.4) Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, giảm bớt khoảng cách trục a một lượng: Δaa=0,002a ¿ =3,0735718(mm) Vậy lấy a 34 (mm ).
Theo công thức (5.14), trang 85 [1] ta có số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i=z 1 n 3
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức (5.15), trang 85 [1] ta có: s= Q k d F t +F 0 +F v ≥[s] (3.5) Trong đó:
Theo bảng 5.2, trang 78 [1], từ bước xích p = 38,1 mm nên tải trọng phá hỏng Q7,0 kN , khối lượng một mét xích q=5,5 kg , k đ =1,2: Hệ số tải động (tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng danh nghĩa).
Lực vòng Ft, lực căng do lực li tâm sinh ra Fv:
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, theo (5.16), trang 85
F 0 =9,81×k f ×q × a=9,81×6×5,5×1534I6,60182(N) (3.8) ( k f =6: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, bộ truyền nằm phương ngang)
[s]: Hệ số an toàn cho phép. s=Q( k f ⋅F t +F 0 +F v ) ¿ 127000
1,2×6261,7783+496,60182+9,6306497,834688 Theo bảng (5.10), trang 86 [1] với n 3[s], ta dễ dàng thấy được bộ truyền xích an toàn, đảm bảo đủ điều kiện bền.
Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.17), trang 86 [1] và bảng 13.4 [2] ta có: d 1 = p sin( z π 1 )
7,09405(mm) d a 1 =p [ 0,5+cot ( z π 1 ) ] 8,1 [ 0,5+ cot ( 23 π ) ] )6,24809 (mm) d a 2 =p [ 0,5+cot ( z π 2 ) ] 8,1 [ 0,5+ cot ( 69 π ) ] 5,27654 ( mm ) d f 1 =d 1 −2×r'9,8042−2×11,220575%7,36305(mm) d f 2 =d 2 −2× r7,09405−2×11,2205754,6529(mm) Trong đó:
d 1: đường kính vòng chia đĩa xích dẫn
d 2 : đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn
d a 1 , d f 1 : đường kính vòng đỉnh răng và chân răng đĩa xích dẫn
d a 2 , d f 2 : đường kính vòng đỉnh răng và chân răng đĩa xích bị dẫn
Với: r=0,5025× d l +0,05=0,5025×22,23+0,05,220575(mm) d l ",23(mm) (theo bảng 5.2, trang 78 [1])
3.4.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và chọn vật liệu cho bộ truyền xích:
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18), trang 87 [1] ta có: σ H 1 =0,47.√ k r × ( F t ×k A × k đ + d F vd ) × E ≤ [ σ H ] σ H 1 =0,47.√ 0,44 × (6261,7783 ×1,2 395× +6,5142312 1 )× 1,56 ×1 0 5 S7,17469 (MPa )
[ σ H ]: Ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11, trang 86 [1].
210.10 9 +124.10 9 =1,56.10 5 (MPa) - môđun đàn hồi, với
E 1 , E 2 lần lượt là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
A95(mm 2 )là diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, trang 87 [1].
F vđ : Lực va đập trên m dãy xích, theo công thức (5.19), trang 87 [1] ta có:
k d là hệ số phân bố không đều cho các dãy; k d =1 (xích 1 dãy)
k đ là hệ số tải trọng động; k đ =1,2 (tải va đập nhẹ) bảng 5.6 [1].
k r =0,44( z 1#) là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z (trang 87 [1]).
Như vậy dùng Gang xám – Tôi, ram: σ H 1 350; Đối với các bộ truyền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang Chất dẻo được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động.
Theo đề bài, bộ truyền không phải chịu tải trọng lớn cũng như không có điều kiện làm việc đặc biệt Do đó, khi lựa chọn vật liệu, cần cân nhắc các yếu tố sau: độ bền đều, kích thước nhỏ nhất, giá thành rẻ nhất và tính thuận tiện trong gia công cơ khí.
Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn theo bảng 6.1 [1], ta chọn Thép 45 - Tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau
Bảng 4.1 Thông số vật liệu được chọn cho bộ truyền.
Tên Vật liệu σ b (MPa) σ ch (MPa) HB Kích thước S (mm)
Ta chọn: HB1 = 285, HB2 = 240 thỏa HB1 ≥ HB2 + (10 … 15)HB, trang 91 [1]
Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
4.2.1 Tính toán các thông số đầu vào cho hai loại ứng suất
Theo bảng 6.2 [1] với Thép 45 - Tôi cải thiện đạt độ cứng HB 180 ÷ 350 ta có:
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 285; độ rắn bánh lớn HB2 = 240, khi đó:
: giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở (ứng suất tiếp xúc).
: giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở (ứng suất uốn cho phép).
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều).
Theo công thức (6.1a) và (6.2a) [1] ta có:
- Ứng suất tiếp xúc pho phép:
- Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức (6.5) [1] ta có: (số chu kỳ làm việc cơ sở) do đó:
(Đối với tất cả các thép)
: số chu kỳ ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức (6.3), (6.4) [1]:
là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
4.2.2 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Do tải trọng thay đổi nên ta có, công thức (6.7) [1]:
- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c = 1).
- số vòng quay trục thứ i trong 1 phút ở chế độ thứ i.
- thời gian làm việc ở chế độ thứ i.
- tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là:
; Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng, theo công thức (6.12) [1] ta có:
4.2.3 Ứng suất uốn cho phép
Do tải trọng thay đổi nên ta có, công thức (6.8) [1]: ¿>¿ và tương tự có Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất uốn cho phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13) [1]: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo công thức (6.14) [1]:
Tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng
4.3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh – Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15a) [1]:
Vì đề bài là ăn khớp ngoài nên ta sẽ sử dụng công thức như sau:
Theo bảng 6.5 [1] với răng trụ răng nghiêng vật liệu thép – thép ;
Theo công thức (6.16) [1], trị số do đó theo bảng 6.7 [1], ta chọn theo sơ đồ 3;
Dựa vào dãy tiêu chuẩn trang 99 [1], ta chọn
Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức (6.17) [1] ta có:
Theo bảng 6.8 [1] chọn module pháp Đối với bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc khai triển , ta chọn sơ bộ do đó
Theo công thức (6.31) [1] số răng bánh nhỏ:
Số răng bánh lớn: => Lấy răng.
Tính lại tỉ số truyền thực:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Tra bảng 6.5 [1] với vật liệu thép – thép, ta được: – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, theo bảng 6.11 [1]:
Theo công thức (6.34) [1] ta có:
– hệ số kể đến ảnh hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo công thức (6.37) [1] ta có:
– hệ số trùng khớp dọc.
Theo công thức (6.36c) [1] ta có: khi
Với ε α tính theo công thức (6.38b) [1] ta có:
Theo bảng 6.11 [1] đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Theo công thức (6.40) [1], vận tốc vòng:
Theo công thức (6.39) [1] ta có:
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1], sơ đồ 3: ⇒
K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13 [1], với răng trụ răng nghiêng,
, ta chọn cấp chính xác 9 Từ bảng 6.14 [1], , cấp chính xác 9: ⇒
Theo công thức (6.41) [1] ta có:
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng 6.15 [1], ta được : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp; Theo bảng 6.16 [1], với và cấp chính xác 9, ta được : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền:
(MPa) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức (6.1) [1], hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng quay bánh răng và hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Ngoài ra, hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng theo công thức (6.1) và (6.1a) [1].
Ta có: , dễ dàng thấy được, bộ truyền cấp nhanh đã thoả mãn độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43) [1]:
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với – hệ số trùng khớp ngang tính theo (6.38b) [1].
Y β – hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
– hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào
Tra bảng 6.18 [1], với hệ số dịch chỉnh x = 0 và , vừa tính, ta được:
– hệ số tải trọng khi tính về uốn.
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1], ứng với sơ đồ 3:
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [1], với cấp chính xác 9,
– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức (6.46) và (6.47) [1]:
Biết rằng: ; – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và
2, tra bảng 6.16 [1], với , cấp chính xác 9 ⇒ ; – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 [1] ⇒
Tính chính xác : Theo công thức (6.2) [1] ta có:
Chọn – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng (bánh răng phay).
– hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Dễ dàng thấy và ⇒ Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải, tra phụ lục P1.1 [1], động cơ K160M4:
Ta dễ dàng nhận thấy, bộ truyền cấp nhanh đã thỏa mãn điều kiện về quá tải.
Các thông số và kích thước bộ truyền
Chiều rộng vành răng (mm)
Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia
(mm) Đường kính đỉnh răng (mm) Đường kính đáy răng (mm) Đường kính vòng lăn (mm)
Bảng 4.2 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
4.3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm – Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
- Bánh nhỏ: Thép 45 – Tôi cải thiện, độ rắn HB 241…285
- Bánh lớn: Thép 45 – Tôi cải thiện, độ rắn HB 192 240
Xác định các ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 [1] với vật liệu làm bánh răng là Thép 45 – Tôi cải thiện đạt độ rắn
HB≤350HB thì giới hạn bền mỏi tiếp uốn của các bánh răng là:
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
: hệ số an toàn khi tính về uốn.
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
Chọn HB1 = 285; HB2 = 240, suy ra:
Theo công thức (6.5) [1], ta có:
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Theo công thức (6.1), ta có:
Vậy sơ bộ tính được:
Với cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng nên ta có:
Theo công thức 6.8 [1] ta có:
Trong đó m F =6 (vì độ rắn HB ≤ 350).
= và tương tự có K FL1=1
Theo công thức (6.2a) [1] ta có:
Bộ truyền quay một chiều nên:
Vậy sơ bộ tính được: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13) [1]:
[ σ H ] ch 2 max Ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo công thức (6.14) [1]:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo bảng 6.5 [1] chọn (răng nghiêng, vật liệu thép – thép).
Theo bảng 6.7 [1], K Hβ tương ứng với sơ đồ 5 =>
⇒ Dựa vào dãy tiêu chuẩn trang 99 [1], ta chọn
Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức (6.17) [1] ta có:
Theo bảng 6.8 [1] chọn Đối với bánh răng răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi , ta chọn sơ bộ , do đó
Số răng bánh lớn: z 2=z 1 u=3,06 496,88⇒ Chọn z 27 răng.
Vậy tỉ số truyền thực là: U m2=z 2 z 1 7
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Tra bảng 6.5 [1] với vật liệu thép – thép ta được: – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo công thức (6.35) [1]: tan( β b )=cos( a t ) tan( β)= cos( 20,47) tan (12,84 )=0,214
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chuyển, theo bảng 6.11 [1]:
Theo công thức (6.34) [1] ta có:
– hệ số kể đến ảnh hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo công thức (6.37) [1] ta có:
– hệ số trùng khớp dọc.
Theo công thức (6.36c) [1] ta có: khi
Với ε α tính theo công thức (6.38b) [1] ta có:
Theo bảng 6.11 [1] đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Theo công thức (6.40) [1], vận tốc vòng:
Theo công thức (6.39) [1] ta có:
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1], sơ đồ 5: ⇒ K Hβ =1,08.
K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13 [1], với răng trụ răng nghiêng,
, ta chọn cấp chính xác 9 Từ bảng 6.14 [1], , cấp chính xác 9: =>
Theo công thức (6.41) [1] ta có:
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng 6.15 [1] ta được : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp; Theo bảng 6.16 [1], với và cấp chính xác 9, ta được : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức (6.1) [1] với hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ; Chọn độ nhám , do đó – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; với , – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) [1]:
Ta có: dễ dàng thấy được, bộ truyền cấp chậm đã thoả mãn độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43) [1]:
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với ε α – hệ số trùng khớp ngang tính theo (6.38b) [1].
– hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
– hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào
Tra bảng 6.18 [1], với hệ số dịch chỉnh và vừa tính, ta được:
– hệ số tải trọng khi tính về uốn.
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1], ứng với sơ đồ 5:
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [1], với cấp chính xác 9,
– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức (6.46) và (6.47) [1]:
Với cấp chính xác 9, theo bảng 6.16 [1], hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng 1 và 2 là , còn hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp theo bảng 6.15 [1] là
Tính chính xác : Theo công thức (6.2) [1] ta có:
Chọn – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng (bánh răng phay).
– hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Dễ dàng thấy và ⇒ Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải, tra phụ lục P1.1 [1], động cơ K160M4:
Ta dễ dàng nhận thấy, bộ truyền cấp chậm đã thỏa mãn điều kiện về quá tải.
Các thông số và kích thước bộ truyền
Bảng 4.3 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp chậm.
Khoảng cách trục (mm) Modul pháp (mm) Chiều rộng vành răng (mm)
Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia (mm) Đường kính đỉnh răng (mm) Đường kính đáy răng (mm) Đường kính vòng lăn (mm)
Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp
- Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng h2 của bánh răng lớn cấp nhanh (nhưng ít nhất ).
- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất
- Mức dầu cao nhất không ngập vượt quá bán kính bánh lớn phần cấp chậm.Tổng hợp 3 điều kiện trên ta có:
Vậy bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
Thiết kế trục trong hộp giảm tốc
Chọn vật liệu chế tạo các trục là Thép 45 - Thường hóa dễ chế tạo, chịu tải trọng trung bình ở các máy móc quan trọng.
5.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức (10.9) [1] ta có: (với )
: ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép 45,
, lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra.
Bảng 5.1 Xác định sơ bộ đường kính của 3 trục.
Chọn ứng suất xoắn cho phép Đường kính sơ bộ d (mm)
5.1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Dựa theo đường kính các trục, theo bảng 10.2 [1] ta được chiều rộng ổ lăn tương ứng:
Xác định trị số khoảng cách, theo bảng 10.3 [1], ta chọn:
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:
- 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):
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông:
Xác định chiều dài mayơ bánh răng trụ, theo công thức (10.10):
Bánh răng trụ cấp nhanh:
Bánh răng trụ cấp chậm:
Xác định chiều dài mayơ đĩa xích
Xác định chiều dài mayơ khớp nối:
Theo công thức (10.13) [1], đối với nối trục vòng đàn hồi:
Xác định chiều dài các đoạn trục
Theo bảng 10.4, ta xét cho hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tính cho trục II trước, sau đó tính trục I và III theo trục II để đảm bảo tính ăn khớp của bánh răng:
5.1.4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Phân tích lực tác dụng và chọn chiều các phản lực tại các ổ lăn theo sơ đồ:
Hình 5.1 Sơ đồ phân tích lực tác dụng và chiều các phản lực của 3 trục.
Tính đường kính trục I
5.2.1 Xác định lực tác dụng lên trục I
Lực tác dụng từ khớp nối, lực hướng tâm:
D t – Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, theo bảng 16-10a [2] =>
Moment xoắn trên trục I: Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp nhanh: d 1B,8mm
Lực trên bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp nhanh:
Xác định phản lực liên kết tại các ổ lăn B và D:
Giả sử chiều của phản lực được cho như hình 5.1.
Các phương trình cân bằng tĩnh học cho hệ lực tác dụng trên trục I:
Giải các phương trình trên, ta thu được kết quả các phản lực tại B và D như sau:
Nhận xét: Các phản lực có kết quả mang giá trị dương thì chiều giả sử ban đầu của chúng là đúng.
5.2.2 Biểu đồ nội lực trục I
Hình 5.2 Biểu đồ nội lực trục I.
Kết quả trên phần mềm Ansys:
Hình 5.3 Biểu đồ nội lực dọc trục N z của trục I.
Hình 5.4 Biểu đồ lực cắt Q x của trục I.
Hình 5.5 Biểu đồ lực cắt Q y của trục I.
Hình 5.6 Biểu đồ momen uốn M x của trục I.
Hình 5.7 Biểu đồ momen uốn M y của trục I.
Hình 5.8 Biểu đồ momen xoắn M z của trục I.
Với d I %mm, vật liệu là thép C45, có σ b ≥600MPa.
Theo bảng 10.5 [1], ta có [σ]cMPa. Đường kính tại các mặt cắt theo công thức (10.17) [1]:
M tđj - Moment tương đương trên các mặt cắt Được tính theo công thức (10.15) và (10.16) [1]:
- Tại điểm A – Đoạn trục lớp khớp nối trục đàn hồi.
- Tại điểm B, D – Đoạn trục lắp ổ lăn.
- Tại điểm C – Đoạn trục lắp bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp nhanh.
Lưu ý: Để đáp ứng các yêu cầu về độ bền, tính lắp ghép (thuận tiện trong thao tác tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), cũng như khả năng công nghệ, cần lựa chọn đường kính các đoạn trục một cách hợp lý.
Bảng 5.2 Xác định đường kính các đoạn trục trên trục I.
Momen tương đương Đường kính sơ bộ
Hình 5.9 Thiết kế trục I trên phần mềm Solidworks
Tính đường kính trục II
5.3.1 Xác định lực tác dụng lên trục II
Moment xoắn trên trục II: Đường kính vòng chia bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh: Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp chậm:
Lực vòng trên bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh và lực vòng trên bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp chậm :
Tương tự, lực hướng tâm và :
Xác định phản lực liên kết tại các ổ lăn A và D:
Giả sử chiều của phản lực được cho như hình 5.1.
Các phương trình cân bằng tĩnh học cho hệ lực tác dụng trên trục II:
Giải các phương trình trên, ta thu được kết quả các phản lực tại A và D như sau:
Nhận xét: Các phản lực có kết quả mang giá trị dương thì chiều giả sử ban đầu của chúng là đúng, trừ: và có kết quả mang giá trị âm nên chiều sẽ ngược lại với giả sử ban đầu.
5.3.2 Biểu đồ nội lực trục II
Hình 5.10 Biểu đồ nội lực trục II.
Kết quả trên phần mềm Ansys:
Hình 5.11 Biểu đồ nội lực dọc trục N z của trục II.
Hình 5.12 Biểu đồ lực cắt Q x của trục II.
Hình 5.13 Biểu đồ lực cắt Q y của trục II.
Hình 5.14 Biểu đồ momen uốn M x của trục II.
Hình 5.15 Biểu đồ momen uốn M y của trục II.
Hình 5.16 Biểu đồ momen xoắn M z của trục II.
5.3.3 Tính đường kính trục II:
Với vật liệu là thép , có
Theo bảng 10.5 [1], ta có Đường kính tại các mặt cắt theo công thức (10.17) [1]:
- Moment tương đương trên các mặt cắt Được tính theo công thức (10.15) và (10.16) [1]:
- Tại điểm B – Đoạn trục lắp bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh.
- Tại điểm A, D – Đoạn trục lắp ổ lăn.
- Tại điểm C – Đoạn trục lắp bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp chậm.
Lưu ý: Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) khả năng công nghệ ta phải chọn đường kính các đoạn trục sao cho hợp lí.
Bảng 5.3 Xác định đường kính các đoạn trục trên trục II.
M tđj (Nmm) Đường kính sơ bộ d j (mm)
Hình 5.17 Thiết kế trục II trên phần mềm Solidworks
Tính đường kính trục III
5.4.1 Xác định lực tác dụng lên trục III
Lực vòng trên bộ truyền xích:
Moment xoắn trục III: Đường kính vòng chia bánh răng lớn của bộ truyền cấp chậm:
Lực trên bánh răng lớn của bộ truyền cấp chậm:
Xác định phản lực liên kết tại các ổ lăn A và C:
Giả sử chiều của phản lực được cho như hình 5.1.
Các phương trình cân bằng tĩnh học cho hệ lực tác dụng trên trục III:
Giả các phương trình trên, ta thu được kết quả các phản lực tại A và C như sau: ¿¿ ¿
Nhận xét: Các phản lực có kết quả mang giá trị dương thì chiều giả sử ban đầu của chúng là đúng, trừ: có kết quả mang giá trị âm nên chiều sẽ ngược lại với giả sử.
5.4.2 Biểu đồ nội lực trục III
Hình 5.16 Biểu đồ nội lực trục III.
Kết quả trên phần mềm Ansys:
Hình 5.17 Biểu đồ nội lực dọc trục N z của trục III.
Hình 5.18 Biểu đồ lực cắt Q x của trục III.
Hình 5.19 Biểu đồ lực cắt Q y của trục III.
Hình 5.20 Biểu đồ momen uốn M x của trục III.
Hình 5.21 Biểu đồ momen uốn M y của trục III.
Hình 5.22 Biểu đồ momen xoắn M z của trục III.
Với , vật liệu là thép C45, có
Theo bảng 10.5, ta có Đường kính tại các mặt cắt theo công thức (10.17) [1]:
- Moment tương đương trên các mặt cắt Được tính theo công thức (10.15) và (10.16) [1]:
- Tại điểm B – Đoạn trục lắp bánh răng lớn của bộ truyền cấp chậm.
- Tại điểm A, C – Đoạn trục lắp ổ lăn.
- Tại điểm D – Đoạn trục lắp đĩa xích dẫn.
Lưu ý: Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) khả năng công nghệ ta phải chọn đường kính các đoạn trục sao cho hợp lí.
Bảng 5.4 Xác định đường kính các đoạn trục trên trục III.
M tđj (Nmm) Đường kính sơ bộ d j (mm)
Hình 5.23 Thiết kế trục III trên phần mềm SolidWorks
Chọn và kiểm nghiệm then
Dựa vào bảng 9.1a [1] (các thông số của then bằng), ta chọn kích thước then b × h theo tiết diện lớn nhất của trục.
Chọn chiều dài then theo : , ta chọn Sau khi tính toán, tiến hành chọn lại chiều dài then theo dãy tiêu chuẩn bên dưới bảng 9.1a [1].
Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt then bằng:
- Ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5 [1]:
Ta chọn trường hợp lắp cố định, mayơ Thép và tải va đập nhẹ =>
- Ứng suất cắt cho phép, MPa:
Với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì , khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi => ,
Theo TCVN 2261-77 ; kích thước : mm
Hình 5.23 Một số thông số kích thước của then bằng.
Bảng 5.5 Chọn thông số và kiểm nghiệm bền cho các then.
Mặt cắt tại Đường kính l m l t bxh t 1
Ta dễ dàng thấy được, hầu hết tất cả các mặt cắt trên đều thoả mãn điều kiện bền dập và cắt, đều có:
Tính kiểm nghiệm độ bền trục
Hệ số an toàn theo công thức (10.19) [1]:
- Hệ số an toàn cho phép,
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp theo công thức (10.20), (10.21) [1]:
Vì trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là:
Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j:
: moment cản uốn, được tính theo bảng 10.6 [1], trục có 2 rãnh then :
: Với giá trị b , t 1 được tra theo d j trong bảng 9.1a [1].
Hệ dẫn động băng tải thiết kế quay 1 chiều nên giá trị ứng suất pháp tại tiết diện j :
là moment xoắn tại tiết diện j.
: moment cản xoắn, được tính theo bảng 10.6 [1], trục có 2 rãnh then :
: Với gái trị được tra theo d j trong bảng 9.1a [1].
Hệ số ψ σ ,ψ τ : hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mõi, tra theo bảng 10.7 [1], ta có:
Hệ số được tính theo công thức (10.25), (10.26) [1] :
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt do trục được gia công bằng tiện đạt độ nhám ứng với giới hạn bền
Hệ số tăng bền bề mặt trục được thấm cacbon, tra bảng 10.9 [1].
Trị số của hệ số tra theo bảng 10.12 [1], ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta có:
hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10 [1].
Ta lập được bảng sau:
Bảng 5.6 Bảng kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục.
Trục Vị trí Then bxhxt 1 W j W oj ε σ ε τ σ a τ a = τ m S σ S τ s
Tất cả hệ số an toàn đều: , như vậy, toàn bộ trục thỏa điều kiện bền mỏi.
Công thức kiểm nghiệm được tính theo (10.27) [1]:
Mmax và Tmax moment uốn lớn nhất và moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.
σch - Giới hạn chảy của vật liệu trục.
Ta lập thành bảng như sau:
Bảng 5.7 Bảng kiểm nghiệm độ bền tĩnh của các trục.
Xét thấy trên các trục đều bé hơn , vì thế, tất cả các trục đều đảm bảo độ bền tĩnh.
TÍNH TOÁN Ổ LĂN
Tìm hiểu và chọn loại ổ lăn
Có nhiều loại ổ lăn Theo hướng tác dụng của tải trọng do ổ tiếp nhận, chia ra: ổ đỡ, ổ chặn, ổ đỡ - chặn và ổ chặn - đỡ; theo dạng con lăn: ổ bi và ổ đũa; theo số dãy con lăn: ổ lăn một dãy, 2 dãy và nhiều dãy; theo đặc điểm kết cấu: ổ tự lựa và không tự lựa, vòng trong lắp lên mặt trụ hoặc mặt côn v.v Để dễ dàng hơn trong việc chọn loại ổ, có thể dựa vào những gợi ý sau đây:
Bảng 6.1 Lựa chọn ổ lăn theo tỷ lệ.
Loại ổ Ổ bi đỡ một dãy Ổ đũa trụ ngắn đỡ Ổ đỡ chặn Ổ đũa côn Ổ đũa côn Đối với điều kiện đề bài đặt ra:
- Cấu tạo bộ truyền là hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng, do vậy cả 3 trục lắp bánh răng đều có lực dọc trục tác dụng.
- Ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu:
+ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.
+ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phong biến dạng dư.
Nhận thấy, do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động.
Tính toán ổ lăn trên trục I
6.2.1 Tính toán và chọn ổ lăn
Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc lớn ((10 25).1 0 3 giờ) nên ta chọn tuổi thọ ổ phù hợp Chọn thời gian làm việc của ổ trục I là 3 năm
Số vòng quay: n 140(vòng/phút) Đường kính trục: d B =d D %(mm)
Tải trọng tác dụng lên các ổ:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Vì tải trọng dọc trục Fa tương đối lớn:
Ta thấy F r B >F r D , xét tỷ số:
1910,36=0,2144e=0,2⇒ { ¿ ¿Y X B B =2,17=0,56 Tải trọng động quy ước:
Với m=3 (đối với ổ bi) - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.
Tuổi thọ làm việc tính bằng triệu vòng quay:
1 0 6 03,36 (triệu vòng) Khả năng tải động tính toán:
C d =Q td m √ L#44,62 √ 3 1503,36&859,2527(N) Với m=3 (đối với ổ bi) - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.
Từ đó, chọn ổ bi đỡ một dãy – cỡ nặng với ký hiệu 405 ứng với d = 25 mm là hợp lí.
6.2.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
Theo công thức (11.18) [1], khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm nghiệm theo điều kiện:
C 0 - khả năng tải tĩnh của ổ, dựa theo ổ 405 được chọn, C 0 800N;
Q t - giá trị lớn nhất trong hai giá trị Q t 1và Q t 2, cụ thể:
Với các hệ số: X 0=0,6;Y 0 =0,5, chọn từ bảng 11.6 [1].
Do Q t 10,36(N)≪C 0 800(N), ta dễ dàng nhận thấy được khả năng tải tĩnh của ổ đã được đảm bảo.
Tính toán ổ lăn trên trục II – Tương tự trên trục I
6.3.1 Tính toán và chọn ổ lăn
Số vòng quay: n 2&8,52(vg/ph) Đường kính trục: d A =d D @(mm)
Tải trọng tác dụng lên các ổ:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Vì tải trọng dọc trục Fa tương đối lớn:
Ta thấy F r D >F r A xét tỷ số:
F r D =0,0931≪0,3 Dựa vào bảng 6.1 của tài liệu này, ta chọn ổ bi đỡ một dãy.
Dựa vào bảng P2.7 [1], ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng (theo GOST 8338-75).
Hình 6.2 Thông số kích thước ổ bi đỡ một dãy (theo gost 8338-75).
Bảng 6.3 Thông số ổ bi đỡ một dãy, cỡ nặng, trục II.
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi C (N) C o (N)
Tải trọng động quy ước theo (11.3) [1]:
e=0,1868: Hệ số tra theo bảng 11.4 (số dãy i=1 ; i F C a
V=1: hệ số tính đến vòng nào quay (vòng trong quay);
k đ =1,3: hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ (Chọn theo bảng 11.3);
k t =1: hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ đến tuổi thọ ổ.
Hệ số X, Y theo bảng 11.4 [1], ta được:
V F r D =0,0931
