Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết k
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ điện
Xác định công suất làm việc:
Xác định hiệu suất hệ dẫn động: η = η ol 3 η kn η x η br (1) Chọn:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol = 0,994
Hiệu suất của bộ truyền xích : η 𝑥 =0,92
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br = 0,97
Hiệu suất của khớp nối: η k = 1
Thay số vào (1) ta có: η = 0,994 3 1 0,92 0,97 = 0,87
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :
Xác định số vòng quay trên trục công tác :
Vận tốc của xích tải : v = 0,90 (m/s)
Số răng trên xích tải: z Bước xích tải: p = 80
Xác định tỉ số truyền :
Chọn sơ bộ : Tỉ số truyền của bộ truyền trong: ubr = 4
Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: ux = 4,5
Số vòng quay sơ bộ trên trục đông cơ: nsb = nlv usb Q,92 18 = 934.56 (vg/ph)
Tra bảng P.1.2 ta có động cơ điện :
Kiểu động cơ Pđc (KW) Nđc (v/ph)
Phân phối tỉ số truyền
Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động: ut= n đc n lv = 950
Phân phối tỉ số truyền:
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: 𝑢 𝑏𝑟 = 4 u 𝑥 = u 𝑡 u br ,3
Tính các thông số trên các trục
Xác định công suất trên các trục :
Công suất trên trục II là :
0,994 0,92 = 4,32 (kW) Công suất trên trục I là :
0,994 0,97= 4,48 (kW) Công suất trên trục động cơ là:
Xác định số vòng quay trên các trục :
Ta có nđc = 950 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I: n I = n đc u k = 950
Số vòng quay trên trục II: n II = n I u br = 950
Số vòng quay trên trục làm việc: n lv = n II u x = 237,5
Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục động cơ là :
950 = 45317,26 (N mm) Mômen xoắn trên trục I là :
950 = 45035,79 (N mm) Mômen xoắn trên trục II là :
237,5 = 173709,47 (N mm) Mômen xoắn trên trục làm việc là :
Bảng thông số động học
Thông số Động cơ I II Công tác
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Công suất bộ truyền: 𝑃 = 𝑃 𝐼𝐼 = 4,32(kW)
Số vòng quay đĩa xích chủ động:𝑛 1 = n II = 237,5(vg/ph)
2.1.2 Chọn số răng đĩa xích
Tỷ số truyền thực tế là :
21 = 4,524 Sai lệch tỷ số truyền :
Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: 𝑘 0 = 1
Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: 𝑘 𝑎 = 1
Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: 𝑘 đ𝑐 = 1,25
Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: 𝑘 𝑏𝑡 = 1,3
Hệ số tải trọng động: 𝑘 đ = 1,3
Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: 𝑘 𝑐 = 1,25
𝑘 = 1 1 1,25 1,3 1,3 1,25 = 2,64 Công suất tính toán là:
Công suất bộ truyền: 𝑃 = 𝑃 𝐼𝐼 = 4,32(kW)
𝑃 𝑡 = 4,32 2,64 1,19 1,68 = 22,8(kW) Tra bảng 5.5 ta được:
Bước xích: 𝑝 = 31,75 (mm) Đường kính chốt: 𝑑 𝑐 = 9,55 (mm) Chiều dài ống: 𝐵 = 27,46 (mm) Công suất cho phép: [𝑃] = 32(kW)
2.1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ khoảng cách trục:
Ta lấy số mắt xích chẵn : 142
Tính lại khoảng cách trục là:
= 1278,83(mm) Để xích không quá căng cần giảm:
Số lần va đập của xích là:
Số lần va đạp cho phép : [𝑖] = 25 ( 1
2.1.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Tải trọng phá hỏng: 𝑄 = 88,5 (kN) Khối lượng 1m xích: 𝑞 𝑝 = 3,8 (kg) Chọn: 𝑘 đ = 1,3
2,64 = 1636,36 (N) Lực căng do lực ly tâm sinh ra : 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑝 𝑣 2 = 3,8 2,64 2 = 26,48 (N)
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra :
1,3 1636,36 + 284,84 + 26,48 = 36,30 Tra bảng 5.10, ta đc hệ số an toàn cho phép: [𝑠] = 10,2
Vì 𝑠 > [𝑠] nên bộ truyền xích đảm bảo độ bền va đập
2.1.6 Xác định thông số đĩa xích Đường kính vòng chia 𝑑 1 là:
= 213,03(mm) Đường kính vòng chia 𝑑 2 là:
= 960,27 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 là:
21)] = 226,52(mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 là:
95)] = 975,62(mm) Bán kính đáy răng là:
𝑟 = 0,5025 𝑑 1 ′ + 0,05 Tra bảng 5.2, ta được: 𝑑 1 ′ = 19,05 (mm)
𝑟 = 0,5025 19,05 + 0,05 = 9,62(mm) Đường kính chân răng là:
𝑑 𝑓2 = 𝑑 2 − 2 𝑟 = 960,27 − 2 9,62 = 941,03(mm) Độ bền tiếp xúc của răng đĩa xích:
Hệ số tải trọng động: 𝐾 đ = 1,3 Diện tích chiếu của bản lề: 𝐴 = 262 (mm 2 )
Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích: 𝑘 𝑟 = 0,48
Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy xích: 𝑘 𝑑 = 1
Lực va đạp trên 1 dãy xích:
262 1,3 = 373,78(MPa) Tra bảng 5.11, ta chọn:
Vật liệu đĩa xích là: Thép 45,45T,50, 50T tôi, ram Ứng suất tiếp xúc cho phép là: [𝜎 𝐻 ] = 800 … 900(MPa)
2.1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
2.1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Loại xích Xích ống con lăn
Số răng đĩa xích nhỏ 𝑍 1 21
Số răng đĩa xích lớn 𝑍 2 95 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 𝑑 1 213,03 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 𝑑 2 960,27 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑎1 226,52 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn 𝑑 𝑎2 975,62
Bán kính đáy r 9,62 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑓1 193,75 Đường kính chân răng đĩa xích lớn 𝑑 𝑓2 941,03
Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 1881,81
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng
Chọn vật liêu nhóm I: HB ≤ 350
Ta chọn đọ cứng bánh răng nhỏ > bánh răng lớn từ 10÷15 HB
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn:
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn:
2.2.2 Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 khi đặt tải 1 phía
SH,SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
➢ Bánh răng bị động : S H2 = 1,1 S F2 = 1,75 σ H lim 0 , σ F lim 0 : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc và giới hạn bền mỏi uốn CT bảng 6.2
{σ H lim 0 = 2 HB + 70 σ H lim 0 = 1,8 HB ⇒ Bánh chủ động:
{σ H lim1 0 = 2 HB 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) σ F lim1 0 = 1,8 HB 1 = 1,8.245 = 441(MPa)Bánh bị động :
{σ H lim2 0 = 2 HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530(MPa) σ F lim2 0 = 1,8 HB 2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, với:
N FE mF mH, mF – bậc của đường cong mỏi HB < 350, mH = mF = 6
NH0, NF0 – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở NH0 = 30HB 2.4 , NF0=4.10 6 với thép:
NHE, NFE – Số chu kỳ chịu tải: NHE = NFE = 60.c.n.tƩ
Với c,n, tƩ lần lượt là: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, vận tốc vòng, tổng thời gian làm việc của bánh răng
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ nghiêng nên:
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục BT bánh răng trụ nghiêng a w = K a (u + 1)√ T 1 K Hβ
Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6.5
=> Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, vật liệu bánh nhỏ và lớn là thép – thép u: Tỉ số truyền, với: ubr = 4
[σH]sb: Ứng suất tiếp xúc cho phép, với: [σH]sb = 495,445 (MPa)
T1: Momen xoắn trên trục chủ động, với: T1 = 45035,79 Ψba: Hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6 được Ψba = 0,4
KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 được: KHβ = 1,05
2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp BT bánh răng trụ nghiêng
Tra bảng 6.8, chọn môđun pháp theo tiêu chuẩn với m = 1,5 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng β từ 8 o ÷ 20 o (chọn β = 10 o )
Z 1 = 4 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
- Xác định góc nghiêng của răng: cosβ = m(Z 1 +Z 2 )
Xác định góc ăn khớp α tw :
Tra bảng 6.11 ta được góc 𝛼 = 20°
Góc nghiêng răng trên trục cơ sở: β b = arctan(𝑐𝑜𝑠α t tanβ) = arctan(𝑐𝑜𝑠20,87° tan17,34°) = 16,26°
2.2.5 Xác định chính xác ứng suất cho phép a, Xác định vận tốc vòng của bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ: v = πd w1 n 1 60000 Trong đó: dω1: đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 = 2 a w u t + 1 =2 110
4 + 1 = 44 (𝑚𝑚) dω2: đường kính vòng lăn bánh lớn d w2 = u t d w1 = 4 44 = 176 (𝑚𝑚) Vậy: v = π d w1 n 1
𝑠) b, Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
• [σH]sb - Ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở trên
• ZR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc, chọn ZR = 0,95 (Tr91)
• Zv - Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v < 5 m/s => Zv = 1
• KxH - Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng, chọn KxH = 1 (Tr91) Vậy:
- Ứng suất uốn cho phép:
• YR - Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, với YR = 1
• YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất (Tr92)
• KxF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn, chọn KxF = 1 (Tr92)
2.2.6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng nghiêng a, Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
- Xác định ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu Tra bảng 6.5 Tr96 được
- Xác định ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = √ 2 cosβ b sin(2 α tw ) = √ 2 cos17,34° sin(2 20,87°) = 1,7 βb – Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
- Xác định chiều rộng vành răng bw: b w1 = Ψ ba a w = 0,4 110 = 44 (mm) Ψba: Hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6 được Ψba = 0,4
- Xác định Zε – Hệ số trùng khớp theo εα và εβ
• εα – Hệ số trùng khớp ngang
• εβ – Hệ số trùng khớp dọc
- Xác định hệ số tải trọng KH:
• KHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (mục 3)
• KHα – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.13 và 6.14 với vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng v = 2,188 10 −3 ( 𝑚
𝑠) ta được cấp chính xác là 9 và KHα 1,13
• KHv – Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng 6.13 Tr106 & phụ lục 2.3 Tr250 ta được KHv = 1,03
- So sánh giá trị σH và [σH]: Ta thấy 𝜎 𝐻 < [σ H ] thoả mãn b, Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w1 m < [σ F1 ] σ F2 =σ F1 Y F2
- Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF:
• KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 Tr98 theo ψbd ta được KFβ = 1,1
• KFα – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.13; 6.14 với bánh răng nghiêng được KFα = 1,37
• KFv – Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.13 Tr106 & phụ lục 2.3 Tr250 ta được KFv =1,07
- Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε:
- Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
- Xác định hệ số dạng răng YF1 và YF2:
Tra bảng 6.18 Tr109 theo số răng tương đương Z1v; Z2v; hệ số dịch chỉnh x1; x2 ta được YF1 = 3,80 và YF2 = 3,58
- Kiểm tra điều kiện: σF1 ≤ [σF1] và σF2 ≤ [σF2]:
2.2.7, Xác định các thông số khác của bộ truyền bánh răng nghiêng:
2.2.8, Tổng hợp các thông số bộ truyền bánh răng nghiêng:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Chiều rộng vành răng b 𝑤1 44 (mm) Đường kính vòng lăn d 𝑤1 44 (mm) d 𝑤2 176 (mm) Đường kính đỉnh răng d a1 47 (𝑚𝑚) d a2 179 (𝑚𝑚) Đường kính đáy răng d f1 40,25 (𝑚𝑚) d f2 172,25 (𝑚𝑚)
Tính toán và thiết kế trục
Các lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng :
- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
Tra bảng 16.10/tr68 tập 2 : Dt = D0 = 90 mm
- Lực tác dụng từ bộ truyền xích: 𝐹 𝑥 = 1881,81 𝑁
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa có 𝜎b = 600 Mpa,
Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo ct10.9/tr188, đường kính của trục thứ k, k = 1, 2:
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực
Từ bảng 10.2 tr189 xác định đường kính sơ bộ:
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực
- Từ dk và bảng 10.2/tr189 ⇒chiều rộng b0 của ổ lăn: d1 = 25 mm⇒b0 = 17 mm d2 = 35 mm⇒b0 = 21 mm
+ Chiều dài mayơ BR trụ nghiêng Trục I:
21 lm13 = ( 1,2 ÷ 1,5)d1 = 30 ÷ 37,5 (mm) Mà chiều rộng vành răng bw = 44 mm Chọn lm13 = 44 mm
+ Nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 ÷ 2,5)d1 = 35 ÷ 62,5 (𝑚𝑚) Chọn lm12 = 53 mm
+ Chiều dài mayơ BR trụ nghiêng Trục II: lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = 42 ÷ 52,5 (𝑚𝑚) Chọn lm23 = 44 mm
+ Đĩa xích: lm22 = ( 1,2÷1,5)d2 Chọn lm22 = 53 mm
Từ bảng 10.4/tr191, tính được:
• Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục
Sử dụng các kí hiệu k: Số thứ tự của trục trong HGT i: số thứ tự của tiết diện trục lắp chi tiết lk1: khoảng cách giữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k lmki: chiều dài may ơ chi tiết quay thứ i lắp trên trục k lcki: khoảng công xon trên trục k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài HGT đến gối đỡ bki: chiều rộng bánh răng thứ i trên trục k
= 0,5.(44 +17) + 10 + 10 = 50,5 mm l11 = 2 l13 = 2 50,5 = 101 mm Trục I 𝑙 12 = 75 mm 𝑙 13 = 50,5 mm 𝑙 11 = 101 mm
= 0,5.(53 + 21)+ 20 + 20 = mm Trục II 𝑙 23 = 50,5 mm 𝑙 21 1 mm 𝑙 22 = 77 mm
Xác định các phản lực và đường kính tại các đoạn trục
Xác định momen tương đương các mặt cắt:
+Xác định đường kính các đoạn trục :
Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng vật liệu thép cacbon: σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 151,72 MPa a) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục tại tiết diện lắp ổ lăn
➢ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại ổ lăn: Momen cản uốn tại ổ lăn xác định trong Bảng 10.6 trang 196 tài liệu [1]:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] ta có: Kx = 1,06
Hệ số tăng bền bề mặt trục: Ky = 1
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 10.10 trang 198 tài liệu [1] ta có :
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.13 trang
199 tài liệu [1] từ góc lượn 𝑟 = 𝐷
Hệ số 𝐾 𝜎𝑑0 , 𝐾 𝜏𝑑0 được tính bằng công thức:
➢ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại ổ lăn:
➢ Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5 (chọn [s]=2,5…3 không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
=> Trục lắp ổ lăn đảm bảo độ bền mỏi b) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục bánh răng (Bánh răng liền trục)
➢ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại BR: Momen cản uốn tại ổ lăn xác định trong Bảng 10.6 trang 196 tài liệu [1]:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] ta có: Kx = 1,06
Hệ số tăng bền bề mặt trục tra bảng 10.9 trang 197 tài liệu [1] bằng phương pháp thấm cacbon ta có: Ky = 1
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 10.10 trang 198 tài liệu [1] ta có :
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.13 trang
199 tài liệu [1] từ góc lượn 𝑟 = 𝐷
Hệ số 𝐾 𝜎𝑑3 , 𝐾 𝜏𝑑3 được tính bằng công thức:
➢ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại ổ lăn:
➢ Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5 (chọn [s]=2,5…3 không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
=> Trục lắp bánh răng đảm bảo độ bền mỏi
Xác định momen tương đương các mặt cắt:
+Xác định đường kính các đoạn trục :
Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng vật liệu thép cacbon: σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 151,72 MPa a Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục lắp ổ lăn
➢ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại ổ lăn: Momen cản uốn tại ổ lăn xác định trong Bảng 10.6 trang 196 tài liệu [1]:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] ta có: Kx = 1,06
Hệ số tăng bền bề mặt trục: Ky = 1
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 10.10 trang 198 tài liệu [1] ta có :
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.13 trang
199 tài liệu [1] từ góc lượn 𝑟 = 𝐷
Hệ số 𝐾 𝜎𝑑1 , 𝐾 𝜏𝑑1 được tính bằng công thức:
➢ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại ổ lăn:
➢ Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5 (chọn [s]=2,5…3 không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
=> Trục lắp ổ lăn đảm bảo độ bền mỏi b Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục bánh răng
➢ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại BR: Momen cản uốn tại ổ lăn xác định trong Bảng 10.6 trang 196 tài liệu [1]: Tra bảng 9.1 trang 173 tài liệu [1] ta có b = 14, 𝑡 1 = 5,5
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] ta có: Kx = 1,06
Hệ số tăng bền bề mặt trục: Ky = 1
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 10.10 trang 198 tài liệu [1] ta có :
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.13 trang
199 tài liệu [1] từ góc lượn 𝑟 = 𝐷
Hệ số 𝐾 𝜎𝑑3 , 𝐾 𝜏𝑑3 được tính bằng công thức:
➢ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại ổ lăn:
➢ Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5 (chọn [s]=2,5…3 không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
=> Trục lắp bánh răng đảm bảo độ bền mỏi
Dựa vào kết quả tính với đường kính sơ bộ đã chọn Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép ta chọn đường kính tại các tiết diện như sau:
Trục 1: Làm bánh răng liền trục d10 = d11 = 25 mm d12 = 20 mm d13 = 30 mm
TÍNH CHỌN KHỚP NỐI, THEN, Ổ LĂN
Chọn then tại các vị trí có đai, bánh răng và khớp nối (bảng 9.1a/tr173[1])
Chiều sâu rãnh then trên trục: t1(mm)
Chiều sâu rãnh then trên mayơ: t2(mm)
Chiều dài then l = (0,8…0,9) lmjk ( sau đó chọn chiều dài theo tiêu chuẩn )
Chọn theo bảng 9.1 tài liệu [1] trang 173
➢ Tiết diện then của bánh răng trên trục II (d = 45mm)
Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên trục t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
➢ Tiết diện then của bánh xích trên trục II (d = 30mm)
Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên trục t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
➢ Tiết diện then của khớp nối trên trục I (d = 20mm)
Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên trục t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
Then được kiểm nghiệm theo điểu kiện bền dập và điều kiện bền cắt: Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:
T: mômen xoắn trên trục d: đường kính trục
[d]: ứng suất dập cho phép ( MPa) Đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có [d] = 100 MPa
[c ]: ứng suất cắt cho phép (MPa) Ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 trang 178 [𝜎 𝑑 ] = 100Mpa Ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = 60…90 Mpa vì đặc tính va đập nhẹ nên giảm đi 1/3: [c] = (60 90).1/3 = 20 30 Mpa a) Kiểm nghiệm then của bánh răng trục II :
Momen xoắn trên trục II: T = 173709,47 Nmm
→Then của bánh răng trục II đảm bảo điều kiện bền. b) Kiểm nghiệm then của bánh xích trục II :
Momen xoắn trên trục II: T = 173709,47 Nmm
→Then của bánh xích trục II đảm bảo điều kiện bền c) Kiểm nghiệm then của khớp nối trục I:
Momen xoắn trên trục I: T = 45035,79 Nmm
→Then của khớp nối trục I đảm bảo điều kiện bền
- Đỡ trục, giữ cho trục có vị trí xác định trong không gian
- Tiếp nhận tải trọng và truyền đến bệ máy Đặc điểm
- Mô men ma sát và mô men mở máy nhỏ
- Ít bị nóng khi làm việc
- Dễ bôi trơn, bảo dưỡng, sửa chữa, thay thế
Ta có: Fa = 639,16 Nmm Ổ lăn tại tiết diện 0 : Fr0= √𝐹 𝑥1 0 2 + 𝐹 𝑦1 0 2 = √ 497,09 2 + 548,04 2 = 739,89 N Ổ lăn tại tiết diện 1: Fr1= √𝐹 𝑥11 2 + 𝐹 𝑦11 2 = √1247,88 2 + 269,59 2 = 1276,66 N
• Chọn góc tiếp xúc 𝛼 : Ổ lăn 0 :𝛼 = 26 𝑜 khi 𝐹 𝑎
• Chọn cấp chính xác ổ lăn :
Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tõm àm 20
• Chọn sơ bộ kích thước ổ bảng P2.12 trang 263 tài liệu [1]:
Dựa vào đường kính ngõng trục là d = 25 mm ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung
Kí hiệu ổ d.mm D,mm b=T,mm r,mm 𝑟 1 ,mm C,kN 𝐶 0 ,kN
1) Kiếm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚
V : hệ số kể đến vòng quay ,vòng trong quay thì V=1
𝑘 𝑡 : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ 𝑘 𝑡 = 1
𝑘 đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 trong tài liệu [1] trang 215 ta có 𝑘 đ =1…1,2
𝑋_hệ số tải trọng hướng tâm (tra bảng 11.4)
𝑌_hệ số tải trọng dọc trục (tra bảng 11.4)
Xác định lực dọc trục :
Tổng Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
Tra bảng 11.4 trong tài liệu [1] trang 215 ta có :
Từ bảng ta chọn được: 𝑋 0 = 0,41 ; 𝑌 0 = 0,87
𝑋 1 = 0,41 ; 𝑌 1 = 0,87 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy 𝑄 0 > 𝑄 1 nên chọn 𝑄 0 để tính cho ổ 0
Theo công thức 11.1trg213 ta có: 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚
Trong đó: m_ Bậc của đường cong mỏi m = 3
L_Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
L_Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
𝐿 ℎ _Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc 𝐿 ℎ = 5 300 2 8 =
24000 giờ n_ Số vòng quay trục I: n = 950 Vg/ph
Vậy kiểu ổ 46305 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động
2) Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 trang 221[1] ta có:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh
Ta có: Fa = 639,16 Nmm Ổ lăn tại tiết diện 0 : Fr0= √𝐹 𝑥2 0 2 + 𝐹 𝑦2 0 2 = √ 1023,54 2 + 1286,57 2 = 1644,04 N Ổ lăn tại tiết diện 1: Fr1= √𝐹 𝑥21 2 + 𝐹 𝑦21 2 = √1023,54 2 + 2350,75 2 = 2563,91 N
• Chọn góc tiếp xúc 𝛼 : Ổ lăn 1 :𝛼 = 12 𝑜 khi 𝐹 𝑎
• Chọn cấp chính xác ổ lăn :
Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tõm àm 20
• Chọn sơ bộ kích thước ổ bảng P2.12 trang 263 tài liệu [1]:
Dựa vào đường kính ngõng trục là d = 35 mm ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung
Kí hiệu ổ d.mm D,mm b=T,mm r,mm 𝑟 1 ,mm C,kN 𝐶 0 ,kN
3) Kiếm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚
V : hệ số kể đến vòng quay ,vòng trong quay thì V=1
𝑘 𝑡 : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ 𝑘 𝑡 = 1
𝑘 đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 trong tài liệu [1] trang 215 ta có 𝑘 đ =1…1,2
𝑋_hệ số tải trọng hướng tâm (tra bảng 11.4)
𝑌_hệ số tải trọng dọc trục (tra bảng 11.4)
Xác định lực dọc trục :
Tổng Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
Tra bảng 11.4 trong tài liệu [1] trang 215 ta có:
Góc tiếp xúc Ổ lăn một dãy e
Từ bảng ta chọn được : 𝑋 0 = 1 ; 𝑌 0 = 0
𝑋 1 = 0,45 ; 𝑌 1 = 1,62 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy 𝑄 1 > 𝑄 0 nên chọn 𝑄 1 để tính
Theo công thức 11.1trg213 ta có: 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚
Trong đó: m_ Bậc của đường cong mỏi m = 3
L_Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
L_Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
𝐿 ℎ _Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc 𝐿 ℎ = 5 300 2 8 = 24000 n_ Số vòng quay trục I: n = 237,5 Vg/ph
Vậy kiểu ổ 46307 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động
4) Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 trang 221[1] ta có:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT LẮP GHÉP
5.1 Tính toán thiết kế vỏ hộp
Chọn kết cấu đúc cho vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Vật liệu đúc là gang xám GX 15-32
Bề mặt lắp ghép nắp với thân là bề mặt đi qua trục bánh vít để lắp bánh vít và các chi tiết khác lên trục dễ dàng
Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị (mm) Chiều dày:
Chiều dày Độ cao Độ dốc e = (0,8 1)𝛿 h < 58 Khoảng 2 o
Bulông ghép bích nắp và thân
Bulông ghép nắp cửa thăm dầu d1 > 0,04a +10 > 12 d2 = (0,7 0,8)d1 d3 = (0,8 0,9)d2 d4 = (0,6 0,7)d2 d5 = (0,5 0,6)d2 d1 = 18 (M16) d2 = 14 (M12) d3 = 12 (M10) d4 = 8 (M6) d5 = 8 (M6)
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp
Chiều dày bích nắp hộp
Bề rộng bích nắp và thân
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Chiều dày có phần lồi
Bề rộng mặt đế hộp
61 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Định theo kích thước nắp ổ:
Tra bảng 18-12 trg 88 Với D1 = 62_đường kính ổ lăn
Tra bảng 18-12 trg 88 Với D2 = 80_đường kính ổ lăn
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C
Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k
C ≈ D 3 /2 k ≥ 1,2.d2 h xác định theo kết cấu,phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
(Với L_là chiều dài: 358.5 mm
5.2 Các chi tiết khác a Vòng móc
Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm vòng móc
Vòng móc trên nắp hộp có kích thước để đảm bảo nâng được trọng lượng Q như sau:
Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3)𝛿 = 22 mm Đường kính: d = (3 ÷ 4)𝛿 = 24 mm b Chốt định vị
Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng Chọn loại chốt định vị là chốt hình côn
Thông số kích thước: Bảng 18.4b/tr91[2]: {
Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đồ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi
Thông số kích thước chọn theo kích thước nắp hộp như sau:
Chức năng: khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dung nút thông hơi
Thông số kích thước: bảng 18.6Tr93[2] ta được
Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bôi trơn có chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bẩn hoặc hại mài…) hoặc dầu 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 này bị bít kín bằng nút tháo dầu
Chọn nút tháo dầu trụ trong bảng 18.7/tr93[1] d b m f L c q D S Do
Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm
53 tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài
Che chắn ổ khỏi bụi bên ngoài
Làm từ vật liệu GX 15-32
(Các kích thước đã tính ở phần vỏ hộp ) h Vòng chắn dầu
Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài
Thông số kích thước vòng chắn dầu
55 a = 6 ÷ 9 (mm), t = 2 ÷ 3 (mm), b = 2 ÷ 5 (mm)(lấy bằng gờ trục)
BÔI TRƠN LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI
6.1 Bôi trơn a Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Trong phần thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn đã được thỏa mãn vì vậy ta chọn phương pháp bôi trơn bằng dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp, đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc 0,5…1 (m/s)
Theo bảng 18.11/tr100[2] dùng dầu nhớt ở 50° (100°) C có độ nhớt 160(20)
16(3) (tử số chỉ độ nhớt Centisoc,mẫu số chỉ độ nhớt Engle,trong ngoặc chỉ độ nhớt tương ứng ở 100°𝐶) Theo bảng 18.13/tr101[2] với dầu AK15 Độ nhớt ≥ 135 Khối lượng riêng ở 20°C là 0,886…0,926 (g/cm 3 )
Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc
- Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ
Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau
Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn Ta sử dụng mỡ bôi trơn bởi vì so với dầu thì mỡ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ →làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều Theo bảng 15.15a/tr45[2] ta chọn loại mỡ có ký hiệu LGMT2 Mỡ tra vào ổ chiếm 1/2 thể tích của bộ phận ổ
6 2 Lắp ghép và dung sai
Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:
- Lắp ghép bánh răng trên trục:
Do bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm phải đảm bảo, không di trượt dọc trục, do đó ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6
- Lắp ghép nắp ổ và thân hộp Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8
- Lắp ghép vòng chắn dầu
- Dung sai mối ghép then
Tra bảng B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta được
Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼: 𝑏 × ℎ = 14 × 9 → 𝐶ℎọ𝑛 𝐽 𝑠 9 (±0,021) Sai lệch chiều sâu rãnh then:
𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼: 𝑡 1 = 5,5 → 𝑁 𝑚𝑎𝑥 = +0,2 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai
Vị trí lắp ghép EI(ei) ES(es)
H7 0 + 0,025 Bánh răng lớn lắp với trục II k6 + 0,002 + 0,018
Trục 2 vòng trong ổ bi đỡ chặn
H7 0 + 0,03 Lỗ gối ổ trục II với ổ bi đỡ-chặn
Trục 1 – vòng trong ổ bi đỡ chặn
H7 0 + 0,03 Lỗ gối ổ trục I với ổ bi đỡ chặn
Vòng chắn dầu với trục I
Vòng chắn dầu với trục II
