Đồ Án chi tiết máy trục vít bánh vít

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1] : Pct = P_t/ƞ Hệ thống dẫn động băng tải, xích tải có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải. Khi đó, công suất làm việc tính theo công thức (2.11)[1] : Pt = Plv =F.v/1000 Từ đó công suất trên trục động cơ điện được xác định : Pct = (F.v)/1000ƞ Trong đó: Pct : Công suất làm việc của động cơ F - là lực kéo băng tải. v - là vận tốc băng tải. η- là hiệu suất hệ dẫn động. Ta có: η= (ηol)m.(ηbr)k.(ηd)j.(ηk)h theo công thức (2.9)[1]: Trong đó : - Số cặp ổ lăn m = 4 - Số cặp bánh vít k = 1 - Số bộ truyền đai j = 1 - Số khớp nối h = 2 Tra bảng 2.3 [1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối: ηkn = 0,99 Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99 Hiệu suất của bánh vít: ηtv = 0,80 Hiệu suất của bộ truyền đai: ηd = 0,95 Suy ra hiệu suất hệ thống : η〖=η〗_kn^2. η_ol^4.η_tv^1.η_d= 0,992.0.994.0,80 .0,95 = 0,716 => Pct = (P.v)/1000ƞ = 6000.0,4/(1000.0,716) = 3,35 KW 1.1.1. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) : nlv = (60000.v)/(π.D) = 60000.0,4/(π.350)≈ 21,826 vg/ph Trong đó: D - đường kính tang quay V - vận tốc băng tải 1.1.2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ Số vòng sơ bộ của động cơ được xác định bằng công thức (2.18)[1] : nsb = nlv.ut Trong đó tỉ số truyền chung của hệ dẫn động ut = uh . ud Tra bảng 2.4[1] ta chọn : + uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc trục vít- bánh vít 1 cấp ( uh = 20 ) + ud - tỉ số truyền của đai thang ( ud = 3,5 ) => nsb = nlv.ut = 21,826.20.3,5 = 1527,82 vg/ph => Chọn ndb = 1500 vg/ph 1.1.3. Chọn động cơ: Chọn động cơ cần thỏa mãn điều kiện : Pdc ≥ Pct ; ndc  nsb Chọn động cơ phải cần có: P_đc > P_ct Theo phụ lục bảng P1.3[1] chọn động cơ 4A100L4Y3 có P = 4 KW nđc = 1420 vg/ph, cosφ=0,84. 1.2 Phân phối tỷ số truyền: - Tỉ số truyền của hệ : U_c=n_đc/n_lv =1420/21,826=65,06 Phân phối của tỉ số truyền cho các bộ truyền : Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài Ungoài = Ud = 3,5 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u_c/u_d = 65,06/3,5 = 18,56 1.3 Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải, khi đó công suất làm việc được tính theo công thức (2.11)[1]: Công suất trên trục làm việc Plv = (P.v)/1000 = 6000.0,4/1000 = 2,4 KW trong đó Plv - công suất trục tang quay, kW F – lực kéo băng tải, N v – vận tốc băng tải, m/s 1.3.1 Công suất trên các trục khác: Công suất trên trục 2 : P2 = P_lv/(η_ol.η_kn ) = 2,4/0,99.0,99 = 2,5 kW Công suất trên trục 1 : P1 = ( P_2)/(η_ol.η_tv ) = 2,5/0,99.0,8 = 3,15 kW Công suất trên trục động cơ : P_dc^*=P_1/(η_ol.η_d )=3,15/0,99.0,95=3,36 kW 1.3.2 Tính số vòng quay : Số vòng quay của động cơ: n_đc=1420 vg/ph Số vòng quay trên trục I: n_1=n_dc/u_d =1420/3,5=405,71 vg/ph Số vòng quay trên trục II: n_2=n_1/u_h =405,71/18,56=21,86 vg/ph Số vòng quay trên trục III: n_ct=n_ct/u_k =21,86/1=21,86 vg/ph 1.3.3 Tính momen trên trục: Mômen xoắn trên trục I: T1 = (〖9,55.10〗^6.P_1)/n_1 = (〖9,55.10〗^6.3,15)/405,71 = 74147,79 Nmm Mômen xoắn trên trục II: T2 = (〖9,55.10〗^6.P_2)/n_2 =(〖9,55.10〗^6.2,5)/21,86 = 1092177.5 Nmm Mômen xoắn trên trục công tác: Tct = (〖9,55.10〗^6.P_ct)/n_ct =(〖9,55.10〗^6.2,4)/21,826 = 1050123.7 Nmm Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđc = (〖9,55.10〗^6.P_đc)/n_đc =(〖9,55.10〗^6.3,36 )/1420 = 22597,18 Nmm. 1.4 . Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải Trục Thông số Động cơ I II Công tác U Ud = 3,5 Uh =18,56 Ukn = 1 n (v/ph) 1420 405,71 21,86 21,86 P(kW) 3,36 3,15 2,5 2,4 T(N.mm) 22597,18 74147,79 1092177.5 1050123.7 `1.5 Kết luận chương 1 CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ TRUYỀN Theo yêu cầu: truyền động đai Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục xa nhau. Đai được mắc lên 2 bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi Nhờ độ dẻo dai, bộ truyền làm việc êm, không ồn thích hợp với vận tốc lớn. Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai. Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước: Chọn loại đai: đai thang Xác định các kích thước và thông số bộ truyền Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục 2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang - Thông số yêu cầu : P = Pdc = 3,36 (kW) T1 = Tdc = 22597,18 (N.mm) N1 = ndc = 1420 (v/p) U = Ud = 3,5 Chọn loại đai : Chọn đai thường Theo hình 4.1[1] với { ■(P_dc=4 kW@〖 n〗_dc=1420 v/p) → Chọn tiết diện đai A cới các thông số bảng (4.13)[1]. Kí hiệu Kích thước tiết diện A Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) bt b H y0 A 11 13 8 2,8 138 100-200 560-4000 Xác định đường kính bánh đai: - Theo bảng (4.13)[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ d_1=160 mm. Vận tốc đai v=(πd_1 n_1)/60000=π.160.1420/60000=11,9 m/s ( vận tốc nhỏ hơn vận tốc cho phép v_max=25 m/s ). Theo công thức (4.2) [1] với ε=0,02 đường kính bánh lớn: d_2=u.d_1.(1-ε)→d_2=3,5.160.(1-0,02)=549 mm

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

Chọn động cơ điện

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1] :

Hệ thống dẫn động băng tải, xích tải có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải Khi đó, công suất làm việc tính theo công thức (2.11)[1] :

Vận tốc băng tải V m/s 0,4 Đường kính tang quay D Mm 350

Thời gian sử dụng Năm 4

Số ngày làm việc trong năm Ngày 280

Số ngày làm việc trong ngày Ca 2

Số giờ làm việc 1 ca Giờ 5

Góc nghiêng Độ 45 Đặc tính tải trọng Va đạp nhẹ

Từ đó công suất trên trục động cơ điện được xác định : P ct = 1000 F v ƞ Trong đó: P ct : Công suất làm việc của động cơ

F - là lực kéo băng tải. v - là vận tốc băng tải. η −¿ là hiệu suất hệ dẫn động.

Ta có: η=¿ ( η ol ) m ( η br ) k ( η d ) j ( η k ) h theo công thức (2.9)[1]:

Hiệu suất khớp nối: η kn = 0,99

Hiệu suất của bánh vít: η tv = 0,80

Hiệu suất của bộ truyền đai: η d = 0,95

Suy ra hiệu suất hệ thống : η¿η kn 2

1.1.1 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) : n lv = 60000 π D v = 60000.0,4 π 350 ≈ 21,826 vg/ph

Trong đó: D - đường kính tang quay

V - vận tốc băng tải 1.1.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ

Số vòng sơ bộ của động cơ được xác định bằng công thức (2.18)[1] : n sb = n lv u t

Trong đó tỉ số truyền chung của hệ dẫn động u t = u h u d

+ u h – tỉ số truyền của hộp giảm tốc trục vít- bánh vít 1 cấp ( u h = 20 )

+ u d - tỉ số truyền của đai thang ( u d = 3,5 )

Chọn động cơ cần thỏa mãn điều kiện :

Chọn động cơ phải cần có: P đc ¿ P ct

Theo phụ lục bảng P1.3[1] chọn động cơ 4A100L4Y3 có P = 4 KW n đc = 1420 vg/ph, cosφφ=0,84

Phân phối tỷ số truyền

- Tỉ số truyền của hệ :

- Phân phối của tỉ số truyền cho các bộ truyền :

Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài U ngoài = U d = 3,5

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc u h = u u c

Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục

Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải, khi đó công suất làm việc được tính theo công thức (2.11)[1]:

Công suất trên trục làm việc P lv = 1000 P v = 6000.0,4 1000 = 2,4 KW trong đó P lv - công suất trục tang quay, kW

F – lực kéo băng tải, N v – vận tốc băng tải, m/s

1.3.1 Công suất trên các trục khác:

Công suất trên trục 2 : P 2 = η P lv ol η kn = 0,99.0,99 2,4 = 2,5 kW

Công suất trên trục 1 : P 1 = η P 2 ol η tv = 0,99.0,8 2,5 = 3,15 kW

Công suất trên trục động cơ : P dc ¿ = P 1 η ol η d = 3,15

Số vòng quay của động cơ: n đc 20vg/ph

Số vòng quay trên trục I: n 1=n dc u d 20 3,5 @5,71vg/ph

Số vòng quay trên trục II: n 2=n 1 u h @5,71 18,56 !,86vg/ph

Số vòng quay trên trục III: n ct =n ct u k !,86

405,71 = 74147,79 Nmm Mômen xoắn trên trục II: T 2 = 9,55.10

21,86 = 1092177.5 Nmm Mômen xoắn trên trục công tác: T ct = 9,55.10

21,826 = 1050123.7 Nmm Mômen xoắn trên trục động cơ: T đc = 9,55.10

1.4 Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải

Thông số Động cơ I II Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ TRUYỀN

Thiết kế bộ truyền đai thang

Theo hình 4.1[1] với { n P dc =4 kW dc 20v/p

→ Chọntiết diện đai A cới các thông sφố bảng(4.13)[1].

Kí hiệu Kích thước tiết diện A Diện tích tiết diện A (mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ (mm)

Chiều dài giới hạn l (mm) bt b H y0

2.1.2 Xác định đường kính bánh đai:

- Theo bảng (4.13)[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ d 10mm.

60000 ,9m/s ( vận tốc nhỏ hơn vận tốc cho phép v max %m/sφ).

- Theo công thức (4.2) [1] với ε =0,02 đường kính bánh lớn: d 2 =u d 1 (1−ε)→ d 2 =3,5.160.(1−0,02)T9mm

Theo bảng 4.26[1] chọn đường kính tiêu chuẩn d 2V0mm

- Tỉ số truyền thực tế u t = d 2 d 1 ( 1−ε ) = 560

Sai lệch tỉ số truyền ∆ u:

- Theo bảng 4.14[1] chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 560 mm, theo công thức (4.4) [1] chiều dài đai: l=2a+0,5π(d 1+d 2)+( d 2−d 1 ) 2

Theo bảng (4.13)[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2240 mm.

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (4.15)[1]: i = v l = 11,9 2,24 =5,3 sφ α min 0°. 2.1.3 Xác định số đai Z

- C α Hệ số ảnh hưởng góc ôm

- C u hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền.

- Cl hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

- [Po] công suất cho phép

Theo bảng 4.19[1] theo tiết diện σH , [Po] = 2,55 kW (v = 11,9m/s, d1 = 160mm)

2,55=1,31do đó C z =0,98¿ (C z hệ sφố dẫn đến sφự phân bố không đều tải trọng giữa các dãy đai)Từ đó ta có : z=3,36 1,26

2.1.6 Các thông số cơ bản của bánh đai.

- Chiều rộng bánh đai, theo (4.17)[1] và bảng 4.21, B = ( z – 1)t + 2e = (2 – 1).15 + 2.10

- Với tiết diện đai A bảng 4.21 [1 ]: H = 12,5, ho = 3,3, t = 15, e = 10, φ6 °

- Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2ho = 160 + 2.3,3 = 166,6 mm da2 = d2 +2ho = 560 + 2.3,3 = 566,6 mm

- Đường kính chân bánh đai: df1 = da1 – H = 166,6 – 12,5 = 154,1 mm df2 = da2 – H = 566,6 – 12,5 = 554,1 mm

- Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

Theo (4.19)[1] Fo = 780 P 1 K đ v C α z+F v trong đó Fv = qm.v 2 ( định kì điều chỉnh lực căng ), với qm = 0,105 kg/m (bảng 4.22)[1]

2.1.7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai.

Thông số Kí hiệu Giá trị

Tiết diện đai σH Đường kính bánh đai nhỏ d 1 160mm Đường kính bánh đai lớn d 2 560mm Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 166,6mm Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 566,6mm Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 154,1mm Đường kính chân bánh đai lớn df2 554,1mm

Chiều rộng bánh đai B 35mm

Chiều dài bánh đai L 2240mm

Góc ôm bánh đai nhỏ α 135

Lực căng tác dụng lên trục F r 172,53N

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh vít

 Truyền động trục vít gồm trục vít và bánh vít ăn khớp với nhau Nó được dùng để truyền động giữa các trục chéo nhau, góc giữa 2 trục thường là 90 độ.

 Bộ truyền trục vít có các dạng hỏng: tróc rỗ bề mặt rang, gẵy răng, mòn và dính, trong đó mòn và dính xảy ra nguy hiểm hơn Tuy nhiên vì chưa có phương pháp tính dính và mòn một cách thỏa đáng nên vẫn tính toán bộ truyền trục vít theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn, đồng thời trên cơ sở thực nghiệm và kinh nghiệm sử dụng bộ truyền mà điều chỉnh trị số của ứng suất cho phép, nhờ đó có thể đề phòng được dính và hạn chế được mòn.

 Thiết kế truyền truyền trục vít bao gồm các bước sau:

 Xác định ứng suất cho phép

 Quyết định lần cuối các kích thước và thông số truyền

 Tính toán truyền động trục vít - bánh vít

- Xác định sơ bộ vận tốc trượt theo công thức 7.1[1]: v sφb =4,5.10 −5 n 1 √ 3 T 2=4,5.10 −5 405,71.√ 3 1092177,5=1,88m/sφ

Với v sφb =1,88(m sφ) 45.

 Cách đúc: dùng khuôn cát

2.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít [ σH H ¿

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Theo bảng 7.2[1] với cặp vật liệu C ч 15−32 v àth é p 45 V sφ =1,88m/sφ →[σH¿¿H]=¿ ¿ 113,6 MPa.

- Đối với bánh vít làm bằng gang và bộ truyền làm việc 1 chiều thì [ σH F ¿tính theo(7.11)[1]: [ σH F ¿=0,12 σH bu = 0,12.320 = 38,4 Mpa.

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

Theo công thức 7.15[1] với bánh vít được làm bằng gang:

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Trong đó: z2 – số răng vít. q=d 1 m−hệ sφố đường kính trục vít;

T2 – momen xoắn trên trục bánh vít, T2 = T1 η ;

T1 – momen xoắn trên trục vít, η làhiệu sφuất ;

KH – hệ số tải trọng.Chọn sơ bộ KH = 1,2 (trang150[1])

[ σH H ]−ứng sφuất tiếp xúccho phép(mục7.2);

- Chọn mối ren trục vít Z1 = 2 → Z 2=u Z 1 ,56.27,12.Chọn Z 2 7

- Tỉ số truyền thực tế: U t =Z 2

- Sai lệch tỉ số truyền: : ∆ U=| U t U −U | 100 %= | 18,518,56−18,56 |.100 %=0,323 %≤4 %→Thỏa mãn

- q – hệ số đường kính trục

Tính sφơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q=0,3.z 2 =0,3.37,1.Theo bảng7.3[1]chọn q,5

- T2 – Mômen trên trục bánh vít (trục II): T2 = 1092177.5 (N.mm)

- Xác định môdun công thức 7.17[1]: m=2 a w q+z 2 = 2.275

12,5+37,11(mm) Tra bảng 7.3[1] chọn modun tiêu chuẩn m = 12,5

- Xác định khoảng cách trục a w a w =m Z 2 +q

- Xác định chính xác hệ số dịch chỉnh theo (7.18)[1]:

- Xác định các hệ số và một số thông số động học;

Tỉ số truyền thực tế: Ut = 18,5

Góc vít lăn theo (7.21)[1]: γ w =arctg ( q+ Z 2 1 x ) =arctg ( 12,5+22.(0)) =9,0903 ° Đường kính vòng lăn của trục vít d w1 =( q+2 x ) m=( 12,5+ 2.0).12,56,25(mm) d w 2 =2.a w −d w 1 =2.309,375−156,25F2,5(mm)

 Nhóm vật liệu bánh vít: Gang xám

 Độ rắn mặt ren trục vít: HRC>45

 Hệ số ma sát trượt f =0,042

- Hiệu suất của bộ truyền trục vít tính theo công thức 7.22[1]: η=0,95 tg( γ w ) tg( γ w +φ)=0,95. tg(9,09°) tg(9,09+2,5)=0,9

- Ta có hệ số tải trọng được tính theo công thức 7.23[1]

- KH – Hệ số tải trọng: KH = K Hβ KHv , trong đó:

K Hβ −Hệ sφố tậptrung tải trọngtrên chiềurộng vành răng:

Tải trọng không đổi ( các bộ truyền cấp 1 ) → K Hβ =1

- KHv – Hệ số tải trọng động với :

Vs = 3,55 m/s tra bảng B7.6/153[1] ta được: Cấp chính xác của bộ truyền trục vít bằng 8.

Tra bảng B7.7/153[1] với Vs = 3,35 m/s và cấp chính xác 8 thì ta được KHv = 1,208 Vậy KH = K Hβ KHv = 1.1,208 = 1,2

2.2.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít:

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 7.19[1]: σH H 0

- Kiểm tra về độ bền uốn theo công thức 7.26[1]: σH F =1,4.T 2 K F Y F b 2 d 2 m n ≤[σH F ]

[ σH F ]−Ứng sφuất uốn cho phép của bánh răng vít [ σH F ] 8,4( MPa)

K F −Hệ sφố tải trọng khitính về uốn:K F =K Fβ K Fv , K Fβ =K Hβ =1,

K Fv =K Hv =1,208 m n – Modun pháp của bánh vít : m n =m cosφγ ≈ m cosγ w ,5 cos9,09°,34mm

Y F −Hệ sφố dạng răng , phụ thuộc vào sφố răng bánh vít tươngđương Z v :

Tra bảng B7.8/154[1] với Z v 8,44ta đượcY F =1,58

2.2.5 Tính nhiệt truyền động trục vít.

Từ (7.32)[1] diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với Aq ≈0,3A):

Trong đó:η−Hiệu sφuất bộ truyềnη=0,9

P – Công suất trên trục vít P = 3,15 kW

Kt – Hệ số tỏa nhiệt: Kt = 8÷17,5W/(m 2 ° C¿Chọn K t to – Nhiệt độ môi trường xung quanh: Thường lấy to = 25° C

[td] – Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: Do trục vít đặt dưới => [td] = 90 ° C

Ktq – Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt tra 157[1] với số vòng quay của quạt nq = 1420(v/p) => Ktq = 28,5(W/m 2 ° C¿ ψ−Hệ sφố kể đến sφự thoát nhiệt xuống đáy hộp:ψ=0,25 β−Hệ sφố giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng:β=1

2.2.6 Một vài thông số của bộ truyền

- Đường kính vòng chia: d 1 =q m,5.12,56,25(mm) d 2 =m Z 2 ,5.37F2,5(mm)

- Đường kính vòng đỉnh: d a 1 =d 1 +2m6,25+2.12,51,25(mm) d a 2 =m.( Z 2+2+2.x),5 ( 37+2+0 )H7,5( mm)

- Đường kính vòng đáy d f 1 =d 1 −2,4.m6,25−2,4.12,56,25(mm) d f 2 =m( Z 2−2,4+2x),5.(37−2,4+0)C2,5(mm)

- Chiều rộng bánh răng vít bảng 7.9[1]:

Khi Z1 =2, b 2 ≤0,75.d a1 =0,75.m.(q+2)=0,75.12,5.(12,5+2) = 135,9(mm) Vây chọn b2 = 100(mm), Từ đó d2 = m.Z2 = 12,5.37 = 462,5 (mm).

- Đường kính ngoài của bánh vít: d aM 2 ≤ d a 2 +1,5mH7,5+1,5.12,5P6,25mm

- Chiều dài phần cắt ren trục vít: b 1 ≥(11+0,06 z 2) m =(11+0,06.37).12,55,25mm

- Chiều cao đỉnh ren: h a =m,5mm

- Chiều cao chân ren: h f =1,2.m=1,2.12,5mm

- Đường kính moayo bánh vít: d m =(1,5÷1,7)d bv =1,5.806mm

- Đường kính trong vành đĩa:

- Đường kính lỗ trên đĩa: d o =0,25.( D o −d m )=0,25 ( 400−136)= 66 mm

- Đường kính đường tròn của tâm các lỗ trên đĩa:

- Chiều dày lỗ đĩa: e=(0,35÷0,5) b=0,3=0,5.100Pmm

Theo công thức 10.2[1] ta có:

F r1 =F r 2 =F a 1 cosφφ cos(γ+φ)G22.92 cos 2,5 cos⁡(9,13+2,5)H17,32(N) 2.2.7 Thông số bộ truyền trục vít

Thông số Ký hiệu Giá trị

Số răng bánh vít Z2 37 Đường kính vòng chia d 1 156,25 (mm) d 2 462,5 (mm) Đường kính vòng lăn d w 1 156,25 (mm) d w 2 462,5 (mm) Đường kính vòng đỉnh d a 1 181,25 (mm) d a 2 487,5 (mm) Đường kính vòng đáy d f 1 126,25 (mm) d f 2 432,5 (mm)

Hệ số dịch chỉnh bánh vít x 0

Chiều rộng bánh vít b 2 100(mm)

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁI KHÁC

Tính toán thiết kế trục

 Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thể quay với các chi tiết trên nó hoặc không quay, chỉ chịu được lực ngang và momen uốn.

 Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và momen xoắn Các trục trong hộp giảm tốc, hộp giảm tốc là những trục truyền.

 Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước sau:

 Tính thiết kế trục về độ bền

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.

.1.1 Chọn vật liệu chế tạo

Dùng thép C45 có tôi cải thiện. Ứng suất bền: σH b `0(MPa) Ứng suất xoắn cho phép:[τ]….30MPa

- Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức 10.9/188[1] đường kính thứ k với k = 1,2 : d 1 ≥ √ 3 ( 0,2 T 1 [ τ ] ) d 2 ≥ √ 3 ( 0,2 T 2 [ τ ] )

Trong đó: [τ]−Ứng sφuất xoắn cho phép Chọntrục1[τ](MPa)

T1 – Momen xoắn trên trục vít: T1 = 74147,79 (N.mm)

T2 – Momen xoắn trên trục vít: T2 = 1092177,5 (N.mm) d 1 ≥ √ 3 ( 74147,79 0,2.15 ) ),12(mm) d 2 ≥ √ 3 ( 1092177 0,2.20 , 5 ) d,8(mm)

Chọn sơ bộ: d1 = 60 (mm) d2 = 80 (mm)

- Lực tác dụng lên trục

Lực do bộ truyền trục vít tác dụng lên theo 10.3[1]:

{ F r 1 =F F t1 r 2 = F F F a1 a a 1 =F 2 = cos F t cosφφ 2 a =2 ( 1 γ tg(γ + φ) T d 2 2 tgα cosφγ + φ) }

F a1 , F a 2 – Lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít.

F t 1 , F t 2 – Lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít.

F r1 , F r 2 – Lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít. d2 – Đường kính vòng chia bánh vít, d 2F2,5mm

T2 – Momen xoắn trên trục bánh vít, T2 = 1092177,5 N.mm α−góc profintrong mặt cắt dọc trục , α γ−Góc vít , γ=9,09° φ−Góc ma sφát ,φ=2,5°

(+) - là dấu trục vít chủ động.

Do φ< 3 có thể tính gần đúng F r 1 =F r2 =F a 1 tg(γ)

- Xác địnhkhoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng (10.2) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được chiều rộng ổ lăn b o là: d I `mm=¿b oI 1mm d II mm=¿b oII 9mm

Chiều dài mayơ bánh đai: l m12 =(1,2…1,5)d I =1,5 60 mm Chiều dài mayơ bánh vít: l m22 =(1,2…1,8)d II =1,8.804 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi: l m23 =(1,2…2,5)d II =2 800mm

Theo bảng (10.3) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có:

Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: k 1

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k 2

Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến lắp ổ: k 3

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n

- Xét trục vít (trục I) theo công thức 10.14[1] : l 12 =−l c 12 =−[ 0,5 ( l m12 + 2.b oI ) + k 3 + h n ] =¿-[0,5(90 + 2.31)+ 20+20] = 116 mm

Ta có d aM 2 ≤ d a 2 +1.5mH7,5 +1,5.12,5 = 506.25 (Theo bảng (7.9) trang 155[ CITATION Trị062 \l 1033 ]) ta chọn d aM 2P0mm l 11 =(0,9…1)d aM 2 =1 500P0mm l 13 =l 11

Ta có công thức: F kn =(0,2…0,3).2T 1

D o ; trong đó D o là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi Tra bảng (16.10)[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta được

Vậy ta tính được F kn =0,25 2.74147,79

Theo bảng (10.4)[1] ta có được: l 22=0,5( l m22+b oII )+ k 1+ k 2=0,5(144+39)+15+151.5mm l 21=2.l 22 =2.121,5$3mm l c 23=0,5( l m23+b oII )+ k 3+h n =0,5(160+39)+20+209,5mm l 23=l 21 +l c23 $3+139,582,5mm

- Lực do bộ truyền đai tác dụng lên theo kết quả phần 2 là Fr = 172,53N

- Vì góc nghiêng của trục giữa bộ truyền đai và phương nằm ngang là 135 độ nên đường nối tâm tạo với phương thẳng đứng Oy 1 góc 45 độ.

- Nên Fr sẽ được tạo thành 2 phần :

- Lực vòng trên khớp nối : F t =2 T t

Do – Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, Do = 200 (mm)

- Lực khớp nối tác dụng lên : F rkn =(0,2−0,3) F t =0,25.10921,77'30(N)

- Sơ đồ đặt lực chung :

 Bảng tóm tắt lực tác dụng lên trục và kích thước các đoạn

Thông số Trục I Trục II

Chiều dài mayơ lm12 = 90 mm lm22 = 144 mm l m23 = 160 mm

Chiều dài đoạn trục l12 = 116mm l21 = 243 mm l13 = 250 mm l23 = 382,5 mm l11 = 500 mm l22 = 121,5 mm

- Sơ đồ xác định khoảng cách:

3.1.2 Tính chọn đường kính các đoạn trục

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:

∑ M y =( l 11+l 12 ) F rx −l 11 F lx 10 −l 13 F t 1 hay ∑ F x =¿−F rx +F lx10 +F t 1 −F lx11 =0¿

- Tính momen uốn tổng và momen tương đương

Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được: Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục:

2+0,75T 2 j Nmm Trong đó: M yj , M xj là momen uốn trong mắt phẳng yoz và xoz tại các tiết diện j

Vậy momen uốn tổng và momen tương đương tại các vị trí lần lượt là:

- Tính đường kính các đoạn trục:

Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j: d j =√ 3 (0,1 M tđj [ σH ] ) Trong đó: [ σH ¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d I 0mm ,σH b 0 MPa vậy ta lấy [ σH¿d MPa Áp dụng công thức 10.17[1] có: d 2 =√ 3 0,1.[ M td σH 2 ] = √ 3 64213,86 0,1.64 !,56( mm) d 0 =√ 3 0,1 M td [ σH 0 ] = √ 3 67260,53 0,1.64 !,9 ( mm ) d 3 =√ 3 0,1 M td [ σH 3 ] = √ 3 412173,69 0,1.64 @,2 (mm) d 1 =0

- Chọn đường kính các đoạn trục

Từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục: Đường kính tại vị trí trục vít: d3 = 85 (mm) Đường kính tại vị trí lắp ổ lăn: d0 = d1 = 60(mm) Đường kính tại vị trí bánh đai : d2 = 55 (mm)

Tính chọn kết cấu và ổ lăn cho trục II.

CT 10.9[1] đường kính trục thứ k ứng với k= 1…3: dk ¿ 3 √ 0,2 T k [ τ ]

Tk : momen xoắn trên trục thứ k

[τ] : ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 20 MPa Đường kính sơ bộ của trục: d II = dk ≥ √ 3 1092177,5 0,2.20 d,87 mm Chọnd sφbII mm

Theo bảng 10.2[1] ta có chiều rộng ổ lăn tương ứng với từng trục như sau : dsb (mm) 80 bo (mm) 39

- Xác định các phản lực

- Sơ đồ phân bố lực trục II

- Tính đường kính các đoạn trục:

Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j: d j =√ 3 (0,1 M tđj [ σH ] ) Trong đó: [ σH ¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d II mm ,σH b 0 MPa vậy ta lấy [ σH¿U MPa Áp dụng công thức 10.17[1] có: d 7 =√ 3 0,1.[ M td σH 7 ] = √ 3 1092177 0,1.55 X,3(mm) d 5 =√ 3 0,1 M td [ σH 5 ] = √ 3 1151746,51 0,1.55 Y,38 (mm) d 6 =√ 3 0,1 M td [ σH 6 ] = √ 3 1019643 0,1.55 W,02(mm) d 4 =0

- Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau: Đường kính đoạn trục tại vị trí ổ lăn: dol = 75(mm) Đường kính đoạn trục tại vị trí lắp khớp nối: dkn = 70(mm) Đường kính đoạn trục tại vị trí lắp bánh vít: dbv = 80(mm).

Tính chọn then

Theo bảng 9.1b[1] các thông số của then bằng cao: Đường kính Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Đường kính góc lượn của rãnh b h T1 T2 Nhỏ nhất Lớn nhất

- Kiểm nghiệm ren Điều kiện dập theo công thức 9.1[1]: σH d = 2T 1 d l t (h−t 1 )= 2.74147,79

Trong đó: l t −chiều dàithen ,l t =(0,8−0,9).l m12 =0,86.426mm

Theo bảng 9.5/178[1]: Vật liệu làm bằng thép, mối ghép cố định, đặc tính va đạp nhẹ thì [ σH ¿0 MPa Vậy điều kiện va đập của then thỏa mãn.

Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Kết cấu thiết kế cần đảm bảo độ bền mỏi Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm phải thảo mãn điều kiện: sφ j =sφ σHj sφ τj

Trong đó: [sφ]−hệ sφố antoàn cho phép[sφ]=1,5−2,5.Chọn[sφ]=2 sφ σHj , sφ τj −Hệ sφố an toànchỉ xét riêng ứng sφuất pháp và hệ sφố an toànchỉ xét riêng ứng sφuất tiếp tiết diện j.

- Theo công thức 10.2 và 10.21/195[1]: sφ σHj , = σH −1

Trong đó: σH −1 , τ −1 – Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng.

Lấy gần đúng: σH −1=0,436.σH b =0,436.85070,6MPa τ −1=0,58.σH −1 =−0,58.370,6!4,9MPa

- σH aj , τ aj , σH mj , τ mj – Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σH aj =(σH¿¿maxj−σH minj )1

- Đối với trục đều, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng theo công thức 10.22[1]: σH mj =0,σH aj =σH maxj =M j

- Khi trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng theo công thức 10.23[1]: τ mj =τ aj =τ max

W j ,W oj −Momen cảnuốn và momen cản xoắntại tiết diện j của trục , được xác định theobảng10.6.

- ψ σH ,ψ τ −Hệ sφố kể đến ảnh hưởngcủa trị sφố ứng sφuất trung bìnhđến độ bền mỏi

- K σHdj , K τdj −Hệ sφố , xác địnhbởi công thức10.25và10.26[1]:

Trong đó K x ,Hệ số tập ứng suất do trạng thái bề mặt,phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho bảng 10.8[1]:Trục được mài R a =0,32÷0,16,σH b 0→ K x =1

K y −¿ là hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9)[ CITATION Trị062 \l

1033 ] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu nên K y =1. ε σH , ε τ – Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, theo bảng 10.10[1].

K σH , K τ – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

- Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn 0.

Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn trên trục lắp ghép theo kiểu k6.

{ W W ol 1 = =π π d 16 d 32 ol 3 ol 3 = =π π 60 16 60 32 3 = 3 !206 42411,5 Nmm Nmm } σH a 0 =σH max =M 0

- Với dol = 60mm theo bảng 10.10/198[1] ta có : ε σH =0,78 ε τ =0,74

- Kiểm nghiệm tại tiết diện nắp bánh đai ( vị trí 2 ).

Do M13 = 0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp, tra bẳng B10.6/196[1] với dj = 55 mm.

Với d 2Umm ta tra bảng (9.1a)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] thì ta được kích thước then là: b = 16,h = 10, t 1=6.

Ta thấy sự tập chung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra ảnh hưởng của độ dôi bẳng B10.11/198[1]:

- Tra ảnh hưởng của rãnh then bảng B10.10/198[1]: ε σH =0,78 ε τ =0,74

- Kiểm tra tiết diện trục vít (vị trí 3).

- Tra bảng 10.13/198[1] với yếu tố tập trưng ứng suất góc lượn: K σH =2

→ { S S τj σHj = = K K τdj σH dj + τ −1 Ψ σH +Ψ −1 τ τ σH mj σH = mj 2,8.0,3+0,05.0,3= 2,7.6,86+ 214,9 370,6 0,1.0%1

Vậy trục đảmbảo an toàn về độ bền mỏi

Với d = 55(mm) Tra bảng B9.1a/173+174[1] có thông số then như sau: b = 16mm, h = 14mm, t1 = 9mm, t2 = 5,4mm, rmin = 0,25, rmax = 0,4mm + Có l m12mm →l then =(0,8÷0,9) l m12 =(72÷81)mm

Bảng thông số đường kính các đoạn trục

Vị trí Giá trị(mm) Đường kính đoạn trục tại ổ lăn dol = 75(mm) Đường kính đoạn trục vị trí khớp nối dkn = 70(mm) Đường kính đoạn trục tại vị trí lắp bánh vít dbv = 80(mm)

Chọn loại: Then bằng cao

Tại chỗ lắp khớp nối:

Với dkn = 70(mm) Tra bảng B9.1a/173[1] có thông số then như sau: b = 20mm, h = 12mm, t1 = 7,5mm, t2 = 4,9mm, rmin = 0,25, rmax = 0,4mm

Tại chỗ lắp bánh vít:

Với dbv = 80(mm) Tra bảng B9.1a/173[1] Thông số then như sau: b = 22mm, h = 14mm, t1 = 9mm, t2 = 5,4mm, rmin = 0,4, rmax = 0,6mm

Chọn: lthen = 120 mm Đường kính

Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn b h t1 t2 rmin rmax dkn = 70 20 12 7,5 4,9 0,25 0,4 dbv = 80 22 14 9 5,4 0,4 0,6

- Kiểm nghiệm độ mỏi của trục II

Theo bảng (10.7)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với σH b 0MPata tra được: ψ σH =0,1 , ψ τ =0,05

Với thép 45 có σH b 0MPa, σH −1=0,436 85070,6MPa, τ −1 =0,58.σH −1 =0,58.370,67,47MPa

Với d 7pmm ta tra bảng (9.1b)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] thì ta được kích thước then là: b = 20 , t 1

Do M 7=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chit tính riêng ứng suất tiếp

Theo bảng (10.6)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:

70 V407,6 Theo công thức (10.23)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được: τ mj =τ aj = T j

Tại tiết diện 7 với đường kính trục d 7pmm ta tra bảng (9.1)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 20, h = 18, t 1t 2 =7,4

Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y =1 Theo bảng (10.12) [ CITATION Trị062 \l 1033 ] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σH =2,K τ =1,9

Theo bảng (10.10)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d 7p ta tra được: ε σH =0,76ε τ =0,73

Vậy ta tính được tỉ số K ε σH σH

= 1,9 0,73=2,6 Tra bảng (10.11)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên:

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: K x =1,10

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào các công thức mục 1 ta có được:

- Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Thay số vào (3.7) ta có được: sφ σHj , = σH −1

K σHdj σH aj +Ψ σH σH mj sφ τ 7 = 370,6 2,73.9,68+0.2,9 sφ 7 =sφ τ 7 ,9>[sφ]=1,5 (ĐẢM BẢO)

Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6

Tại tiết diện 6 với đường kính trục d 6mm ta tra bảng (9.1)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 22, h = 10, t 1t 2 =8,4

Theo công thức (10.15)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tính được:

Theo công thức (10.22), (10.23)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được: σH mj =0,=¿σH m6 =0σH aj =M j

Tại tiết diện 6 với đường kính trục d 6mm ta tra bảng (9.1)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 22, h = 20 t 1t 2 =8,4

Theo bảng (10.10)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d 6mm ta tra được: ε σH =0,73;ε τ =0,71

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được các công thức trên ta có được:

- Vậy ta xác định được hệ số an toàn:

Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được: sφ σH 6 = 370,6 2,9.1,49+1,49 0,76 sφ τ 6 = 107,47 2,3.6,4+0 6,4=7,3 Thay số vào (3.5) ta có được: sφ 12 = 85,76.7,3

Tại tiết diện 5 với đường kính trục d 5umm ta tra bảng (9.1)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 22, h = 20, t 1t 2 =8,4

Theo công thức (10.15)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tính được:

2 +M 5 2 x =√ 44714 2 +27300 2 R389,23 Nmm Theo công thức (10.22), (10.23)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được: σH mj =0,=¿σH m5 =0σH aj =M j

Tại tiết diện 5 với đường kính trục d 5umm ta tra bảng (9.1)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 22, h = 20 t 1t 2 =8,4

Theo bảng (10.10)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d 5umm ta tra được: ε σH =0,74;ε τ =0,72

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được từ công thức trên ta có được:

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

- Ta có được: sφ σH 5 = 370,6 1,8.1,9+1,9 08,36 sφ τ 12 = 107 15,85 1,2+0.1,2=5,62 Thay số vào (3.5) ta có được: sφ 12 = 5,62.108,36

Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Các số liệu đã có như sau:

+ Tốc độ quay : n = 1420 (vg/ph)

+ Thời gian sử dụng : 11200 (giờ)

+ Tải trọng: êm a Chọn loại ổ lăn

Phản lực tải các ổ là:

Lực dọc trục: F a =F a 1 G22,92N b Chọn ổ lăn

Vì đây là bộ truyền trục vít bánh vít, có cả lực hướng tâm lẫn lực dọc trục, để tranh dãn nở vì nhiệt và đảm bảo cố định ta nên dùng 2 ổ đũa côn đối nhau tại vị trí 1, và ổ tùy động (ổ bi đỡ 1 dãy) tại vị trí 0 ( F F a 1 r

Theo đường kính trục tại vị trí ổ lăn là d = 60mm Ta chọn ổ đũa con 1 dãy cỡ trung

7311 (tra bảng P2.11/261[1]) có: Ổ đũa côn:

Kí hiệu d D D1 d1 B C1 T α (° ) C,kN Co,kN

Tra bảng 11.4/216[1] có X0 = 0,4; Y0 = 0,4.cot α = 0,4.cot12,5 = 1,8

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

10 6 '2,63triệu vòng + Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn: C đ yc =Q L 0,3 g,39KN0,3 nên ta dùng ổ đũa côn ( theo ý b trang 212 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] )

Theo đường kính trục tại vị trí ổ lăn là d = 75mm Ta chọn ổ đũa con 1 dãy cỡ trung

7315 (tra bảng P2.11/261[1]) có: Ổ đũa côn:

Kí hiệu d D D1 d1 B C1 T α(°) C,kN Co,kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ trên trục II

Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại D vì ổ này chịu tải trọng lớn hơn

0 = 148000 972,05 =6,5.10 −3 ( hệ số thực nghiệm ) theo bảng (11.4) [ CITATION Trị062 \l 1033 ]

- Vì vòng trong quay V = 1 do đó V F F a r

215, 216 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có X = 0,44 ; Y = 1,62 Cotg α = 0,44 Cotg (12,33) = 2,01

Vậy ta tính được tải trọng quy ước

Thay số vào (3.12) ta có được:

- Theo bảng 6.4 [ CITATION Trị062 \l 1033 ], ta có K HE =1 do đó theo công thức (11.14)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có:

- Với L HΣ là tổng số giở làm việc của ổ; K HE là hệ số chế độ tải trọng

- Và theo công thức (10.13) [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được công thức tính thời hạn là:

- Với L E là thời hạn, giờ, khi chịu tải trọng Q,

Thay số vào (3.13) ta có được: C d =0,6804 10 3 √ 14,6 = 1,52 Ổ được chọn phải thỏa mãn điều kiện (11.16)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] là: C> C d d= d ngõng trục

Vậy điều kiện đã được thỏa mãn điều kiện làm việc: C > C d =1,52

Dựa vào đường kính trục ổ lăn dol = 75(mm) Chọn ổ đũa côn trung có kí hiệu 7315

4 Sơ kết kết cấu của trục

Tính chọn các chi tiết khác

Vòng móc trên nắp hộp có kích thước như sau:

+ Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3 ¿ δ =(2 ÷ 3) 12=(24 ÷ 36) mm [ CITATION Trị06 \l 1033 ][ CITATION Trị06 \l 1033 ]Chọn S = 30 mm

Chọn d = 36 mm Để thuận tiện cho việc di chuyển hộp giảm tốc từ vị trí máy đến vị trí khác trong quá trình sử dụng hay xuất xưởng Chọn loại vòng móc có ren M36

Chốt định vị hình côn

Hình 4.1 Hình dáng chốt định vị hình côn 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 Chọt chốt định vị hình côn.

Sử dụng chốt côn tra bảng (18-4b) trang 91[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta tra được: { l` d c=1mm =6 mm mm

- Cửa thăm. Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp them một nút thông hơi

Theo bảng (18-5) trang 92[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta có kích thước nắp quan sát:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi.

Hình 4.3 Hình dạng nút thông hơi

Tra bảng (18-6) trang 93 [ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta chọn được kích thước của nút thông hơi là :

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất do đó phải thay dầu mới Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có nút tháo dầu.

Tra bảng (18-7) trang 93[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta chọn nút tháo dầu trụ: d b m s L c q D S D 0

Dùng que thăm dầu tiêu chuẩn:

Hình dạng que thăm dầu

Chọn chiều dày cóc lót δ mm

Chiều dày vai và bích cóc lót δ 1=δ 2 mm

- Kết cấu bánh bánh vít. Đường kính mayo:

Tính chọn khớp nối

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

Ta sử dụng khớp nối theo điều kiện:

Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: d sφb =√ 3 0,2.[τ T II ]

T t −Momen xoắn tínhtoán:T t =k T , Với k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng B16.1/58[2] ta lấy k 1,3

T – Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Tra bảng B16.10a/68[2] với điều kiện:

{ T t 19830,75Nmm≤ T kn cf d td,87mm ≤d kn cf

Ta được kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm: d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: Tra bảng B160b/69[2] với T kn cf 00Nm

- Với điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : σH d =2 kT

- Điều kiện sức bền uốn của chốt: σH u = kT L 0

Tính chọn các yếu tố của vỏ hộp

Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận và các chi tiết.

Kết cấu của hộp giảm tốc a Chọn kết cấu

 Chọn kết cấu đúc cho vỏ hộp, chỉ tiêu cảu hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Vật liệu đúc gang xám GX 15 – 32.

 Bề mặt lắp ghép nắp thân là bề mặt đi qua trục bánh vít để lắp bánh vít và các chi tiết khác lên trục dễ dàng b Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp.

 Chiều dày ( a là khoảng cách trục bằng 309mm).

Chiều dày: e = (0,8÷1)δ = (8÷10)mm Chọn e = 9 mm

Chiều cao: h < 58 => Chọn h = 55 mm Độ dốc: 2°

- Bu lông ghép bích nắp và thân: d 3 =(0,8÷0,9)d 2 =(0,8÷0,9).18=(14,4÷16,2) mm Chọn d 3mm

- Chiều rộng mặt bích: b mb =1,2.d 3 +1,3.d 2 +(10÷16)mmVmm

- Vít ghép nắp của thăm: d 5 =(0,5÷0,6)d 2 =(0,5÷0,6).18=(9÷10,8) mm Chọn d 5 mm

 Mặt bích ghép nắp và thân:

Mặt dày bích thân hộp:

Chiều dày bích nắp hộp:

Bề rộng bích nắp và thân: K 3=K 2 −(3÷5)mm

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

+ Đường kính lỗ lắp ống lót ( δ =8 Trang 42 [ 2 ] ¿

D 3 ≈ D+4,4d 4 6+4,4.128,8mm Theo CT trang 42[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta tra và chọn được D 30 mm

D 2 ≈ D+(1,6÷2)d 4 6+2.120mm Theo CT trang 42[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta tra và chọn được D 20mm

D 3 ≈ D+4,4d 4 0+4,4.12!2,8mm Theo CT trang 42[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta tra và chọn được D 3 0 mm

D 2 ≈ D+(1,6÷2)d 4 0+2.124mm Theo CT trang 42[ CITATION Trị06 \l 1033 ] ta tra và chọn được D 20mm

 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

Bề bích và thân: K 3=K 2 −4V−4Rmm

Chiều dày khi không có phần lồi:

Khe hử giữa các chi tiết:

Giữa các bánh răng với thành trong hộp:

∆ ≥ (1 ÷ 1,2) δ =( 1÷ 1,2 ) 12=(12÷ 14,4 ) mm Chọn ∆ mm Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

Giữa các bánh răng với nhau:

Số lượng bu lông nền:

Z = (200+ L+ B 300) trong đó L, B lần lượt là chiều dài và chiều rộng của hộp

BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Phương pháp bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Ngâm bánh răng trong dầu, bánh răng được ngâm trong dầu chứa ở hộp Lấy mức dầu cao nhất ngập hết chiều rộng bánh răng, mức dầu thấp nhất ngập đỉnh bánh răng Ổ lăn trên trục bánh răng được bôi tron bằng mỡ, thay mỡ định kỳ Lượng mỡ cho vào chiếm khoảng 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ

Chọn loại dầu bôi trơn:

Tra bảng (18-12) trang 100, (18-13) trang 101[ CITATION Trị06 \l 1033 ] chọn loại dầu bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK -15, lượng dầu cần bôi trơn từ 1,8 lít đến 3,5 lít.

AK – 15 độ nhớt: (50 ° C ) ≥ 135 centistoc; (100 ° C ) ≥ 15 centistoc

- Điều chỉnh ăn khớp Để điều chỉnh ăn khớp có thể dịch chuyển trục cùng với các bánh răng đã cố định trên nó nhờ bộ đệm điều chỉnh lắp giữa nắp ổ và vỏ hộp Để đảm bảo ăn khớp chính xác giữa ren của trục vít và răng của bánh vít cần đảm bảo: khoảng cách trục, góc giữa 2 trục

Bảng thống kê dung sai lắp ghép

Dựa vào kết cấu yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà chọn các kiểu lắp như sau:

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

 Lắp ổ lăn (vòng trong) trên trục theo hệ thống lỗ, vòng ngoài vào vỏ hệ thống trục.

 Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc nên chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Mặt khắc, còn giảm bớt được chi phí gia công.

 Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn kiểu H7.

- Lắp ghép thân bánh vít lên trục chọn H7/k6

Lắp ghép khớp nối lên trục H7/k6

- Lắp ghép vòng chắn mỡ với trục H7/k6

Bảng thống kê kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các kiểu lắp.

STT Kích thước Kiểu lắp Dung sai

2 ∅ 75 k6 +0.003 +0.025 Trục 2 vòng trong ổ đũa côn

3 ∅ 70 D8 0.1 0.146 Trục vít với quạt vung dầu k6 +0.002 +0.021

H7 0 0.025 Lỗ gối ổ trục 2 ổ đũa côn d11 -0.395 -0.145

Tiêu đề	Tính toán, thiết kế bộ truyền đai và hộp giảm tốc
Tác giả	Vũ Văn Nguyên
Người hướng dẫn	Ths. Nguyễn Thanh Tùng
Trường học	Trường Đại học Mỏ - Địa Chất
Chuyên ngành	Kĩ Thuật Cơ Khí
Thể loại	Đồ Án Chi Tiết Máy
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	56
Dung lượng	1 MB