Xác định các thông số của bộ truyền xích con lăn.. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.. X
Chọn động cơ, phân phố i t ỉ s ố truy ề n
Chọn động cơ
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động: η = η kn η br1 η br2 η đ η ol 4 = 0,98 × 0,96 × 0,95 × 0,92 × 0,995 4 = 0,84 với: ηkn = 0,98: Hiệu suất nối trục đàn hồi ηbr1 = 0,96: Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn η br2 = 0,95: Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng η x = 0,96: Hiệu suất bộ truyền xích η ol = 0,995: Hiệu suất ổ lăn
1.1.2 Tính công suất cần thiết
50 + 40 = 4.51 (kW) Công suất động cơ cần thiết:
P ct =P tt η =4.51 0.84 = 5.37 (kW) 1.1.3 Chọn động cơ điện Động cơ điện phải có thông số thõa mãn: P đc ≥ P ct = 5.37 (kW), do đó ta chọn động cơ điện có công suất P = 5.5 kW và ψ ba34 = 0.315
Tra bảng 3.1 của tài liệu (4), ta chọn:
Số vòng quay vg/ph
Tỉ số truyền chung, u ch
Tỉ số truyền cặp bánh răng nhanh, u 12
Tỉ số truyền cặp bánh răng chậm, u 34
Tỉ số truyền xích, u56 ĐC 1 2910 242.50 40 5 8 6.06 ĐC 2 1450 120.83 35.5 5.6 6.34 3.4 ĐC 3 960 80.00 31.5 5.0 6.3 2.54 ĐC 4 715 59.58 28 5 5.6 2.13
Kết luận: ta chọn động cơ điện SGA với các thông số:
Dạng động cơ Công suất Số vòng quay T max
Dựa vào các thông số trên, ta có các tỉ số truyền khác sau đây: u 12 = 5; u 34 = 5.6; u 56 = 2.13
Lập bảng đặc tính kỹ thuật
1.2.1 Phân phối công suất trên các trục
0.98 = 5.37 (kW) 1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục nI = nđc = 960 (vg/ph) nII = n I u12 0
7 = 34.29 (vg/ph) 1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục
Thông số Động cơ I II III Thùng trộn
Số vòng quay, vg/ph 715 715 143 25.54 12
Tính toán bộ truyền xích con lăn
Thông số đầu vào
Xác định các thông số của bộ truyền xích con lăn
Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức: z5 = 29 − 2u56 = 29 − 2 × 2.13 = 24.74 Đểxích mòn đều ta chọn z 1 = 25răng
Xác định số răng đĩa xích lớn theo công thức: z 6 = u 56 z 5 = 2.13 × 25 = 53.2 ≤ z 2max = 120
Vậy số răng đĩa xích lớn, ta chọn z2 = 53 răng
Xác định lại tỉ số truyền bộ truyền xích: u 56 =z5 z6 S
Trong đó: K 0 = 1 – Hệ số ảnh hưởng bố trí xích nằm ngang nhỏ hơn 60 độ
Ka = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, (30 ÷ 50)pc
Kdc = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trục điều chỉnh lực xích
Kb = 1.3 – Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn
K r = 1.3 – Hệ số tải trọng va đập nhẹ
K lv = 1– Hệ sốxét đến chếđộ làm việc 1 ca
Tính công suất tính toán P t theo công thức:
[P] = 10.5 – Công suất cho phép của bộ truyền 1 dãy có pc = 38.1
Kz = 1.19 – Hệ số răng đĩa xích
K x = 1.7 – Hệ số xét đến số dãy xích x = 2
Kn = 1.46 – Hệ số số vòng quay
Kn =n05 n5 = 50 25.54= 1.96 Dựa vào Bảng 4.13 tài liệu (4), ta có p c = 38.1 thõa mãn số vòng quay tới hạn
Xác định vận tốc trung bình v của xích theo công thức: v 5 =n 5 p c z 5
Lực vòng có ích là:
0.41 = 11711 N Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức p c = 38.1 ≥ 600√ P III K z 5 n 5 [p 0 ]K x
[p 0 ] = 35 Mpa – Áp suất cho phép trong bản lề xích
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 40p c = 40 × 31.75 = 1524 mm
Xác định số mắt xích:
Tính lại khoảng cách trục a theo công thức: a = 0.25p c [X −z 1 + z 2
= 1534 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a giảm bớt lượng ∆a = 5 mm, do đó a = 1529 mm
Các thông số hình học của bánh dẫn và bánh bị dẫn như sau:
Thông số hình học Kết quả Đường kính vòng chia Bánh dẫn 303
Bánh bị dẫn 642 Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn 320
Xác định giá trị lực dây xích
Giá trị lực các lực dây xích:
Trong đó: g = 9.81 m/s 2 – Gia tốc trọng trường
K f = 6 – Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích nằm ngang q m = 11.0 kg – Khối lượng 1 m xích con lăn 2 dãy
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: s = Q
11711 + 1.23 + 990 = 20.0 ≥ [s] = 7.5 (TM) Dựa vào Bảng 5.2 của tài liệu (1), ta có:
Q = 254 kN – Tải trọng phá hủy của xích con lăn 2 dãy
[s] = 7.5 – Hệ số an toàn cho phép với p c = 38.1 và n = 49.94 vg/ph
Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây theo công thức: i =4v
4.57 = 0.35 ≤ [i] = 20 (TM) Lực tác dụng lên trục:
Trong đó: Km = 1.15 – Hệ số trọng lượng xích nằm ngang.
Tính toán bộ truyền bánh răng côn trụ
Thông số đầu vào
Chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Ta chọn vật liệu như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn,
Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Đối với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:
5.0 = 0.53 × 10 10 chu kỳ Trong đó: c = 1– Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng. m H = 6 – Bậc đường cong mỏi
Do N HE1 > N HO1 ; N HE2 > N HO2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE1 > N FO1 nên K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 = 1.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức:
1.1 = 442 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
Xác định các thông số hình học
Chọn hệ số chiều rộng bành răng ψ be = 0.285 ψ be u 12
2 − 0.285 = 0.83 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính với HB < 350 theo B6.19 tài liệu (3): K Hβ = 1.34
𝐾𝐹𝛽 = 1 + 1.5(KHβ− 1) = 1.51 Tính toán đường kính de1 theo công thức: de1 ≥ 950√ T I K Hβ
Chiều dài côn ngoài Re xác định sơ bộ theo công thức:
Số răng bánh dẫn được xác định theo công thức: z1 = √(22 − 9 log u12) 2 +(6.25 − 4 log u 12 )d e1 2
Số răng của bánh bị dẫn là: z2 = u12z1= 5 × 17 = 85 răng
Xác định giá trị m e từ công thức: m e =de1 z 1 w.42
17 = 4.55 Dựa vào B6.8 tài liệu (1), ta chọn me = 4.5
Xác định mô đun vòng trung bình m m theo công thức mm = me(1 − 0.5ψbe) = 4 × (1 − 0.5 × 0.285) = 3.86
Tính toán lại tỷ số truyền u12 =z2 z1
17= 5.0 Kiểm tra sai số tỉ số truyền
Xác định góc mặt côn chia δ 1 và δ 2 theo công thức: δ 1 = arctan ( u 1
Thông số hình học Kết quả (mm) Đường kính vòng chia ngoài Bánh dẫn de1 76.5
Bánh bị dẫn d e2 382.5 Đường kính vòng chia trung bình Bánh dẫn dm1 65.6
Chiều dài côn trung bình Rm 167
Xác định các giá trị lực
Tính vận tốc vòng v theo đường kính vòng chia trung bình v1 =πdm1n1
60000 = 2.46 m/s Dựa vào B6.13 của tài liệu (1), ta chọn cấp chính xác là 9
Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền theo công thức
Fr1 = Ft1tan α cos δ1 = 2141 × tan 20° × cos 11°18′ = 764 N
Fa1 = Ft1tan α sin δ1 = 2141 × tan 20° × sin 11°18′ = 152 N
Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Xác định hệ số KH theo công thức, các hệ số được tra trong tài liệu (3):
K Hβ = 1.34; K Fβ = 1.51 (B6.4) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thõa mãn điều kiện sau: σH = ZHZMZε√2T I 10 3 KH√u12 2+ 1
ZM = 190 MPa 1 2 ⁄ – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
ZH = 2.49 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zε = 0.88 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh côn thẳng
85) = 1.65 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
Z R = 1– Hệ sốxét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt
Z v = 0.93 – Hệ số xé đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB < 350
K l = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
K xH = 1.02 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
Như vậy σ H = 483 MPa < [σ H ] = 486 MPa, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Xác định sốrăng z v1 và z v2 tương đương theo công thức: z v1 = z 1 cos δ 1 = 17 cos 11°03′ = 17.3 z v2 = z2 cos δ2 = 85 cos 78°41′= 444
Hệ số dịch chỉnh đối với bánh răng côn răng thẳng: xe1 = 2.6u 12 0.14 z 1 −0.67 = 2.6 × 5.0 0.14 × 17 −0.67 = 0.49
Dựa vào bảng 5.12 tài liệu (4), ta chọn x 1 = 0.49, x 2 = −0.49
Xác định hệ sốY F1 và Y F2 :
444 + 0.092 × (−0.49) 2 = 5.04 Xác định bánh răng có độ bền cho phép thấp hơn:
Kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn tại chán răng theo công thức: σF = YFFtKF
K F = 1.68 – Hệ số tải trọng tính
K F = K Fv K Fβ = 1.11 × 1.51 = 1.68 m m = 3.86 - Mô đun chia trung bình
Như vậy, điều kiện uốn được thỏa.
Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng
Thông s ố đầ u vào
Chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Ta chọn vật liệu như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn,
HB σ OHlim (MPa) sH σ OFlim
Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Đối với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:
5.6 = 70.5 × 10 7 chu kỳ Trong đó: c = 1 – Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng m H = 6 – Bậc đường cong mỏi
Do N HE3 > N HO3 ; N HE4 > N HO4 ; N FE3 > N FO3 ; N FE4 > N FO4 nên K HL3 = K HL3 = K FL4 = K FL4 = 1.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức:
1.1 = 548 MPa Với bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn:
Giá trị [σ H ] thỏa điều kiện:
Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định hệ số ψbd như sau: ψ bd =ψba(u 34 + 1)
Tính toán khoảng cách trục a w đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: a w ≥ 430(u 34 + 1)√ T II K Hβ ψ ba [σ H ] 2 u 34
Theo dãy tiêu chuẩn R10, ta chọn aw = 250 𝑚𝑚
Ta chọn mô đun m theo khoảng cách trục aw m = (0.01 ÷ 0.02)a w = (2.5 ÷ 5.0) 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3.0
Sốrăng của bánh bị dẫn là: z4 = u34z3 = 5.6 × 24 = 134.4
Tỉ số truyền sau khi chọn bánh răng u 34 =z 4 z 3 4
2 × 250 = 18°33′ Đường kính vòng chia của bánh dẫn là: d3 = z3m cos β = 24 × 3.0 cos 18°33′= 76 mm Khoảng cách tâm theo công thức: a = m(z 3 + z 4 )
Vận tốc vòng của bánh dẫn là: v 3 = πd 3 n 3
Ta chọn cấp chính xác là 9
Thông số hình học Kết quả Đường kính vòng chia Bánh dẫn 76
Bánh bị dẫn 424 Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn 82
Bánh bị dẫn 430 Đường kính vòng đáy Bánh dẫn 68
Chiều rộng vành răng Bánh dẫn 85
Các lực tác dụng lên bộ truyền
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Xác định hệ số K H theo công thức, các hệ số được tra trong tài liệu (3):
KFα = 1 – Hệ số phân bố không đều giữa các bánh răng
KHβ = 1.18; KFβ = 1.27 (B6.4[3]) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thõa mãn điều kiện sau, các hệ số được tra trong bảng của tài liệu (1): σ H = Z H Z M Z ε √𝐹𝑡3KH(𝑢 34 + 1) d w3 b 𝑤3 u 34
ZM = 190MPa 1 2 ⁄ (B6.5) – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Z H = 2.43 (B6.12) – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zε = 0.78 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh răng nghiêng
134)] cos 18°33′ = 1.63 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
ZR = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt
Zv = 0.92 – Hệ số xé đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB < 350
K l = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
K xH = 1.02 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
10 4 = 1.02Như vậy σH = 489 MPa < [σH] = 574 MPa, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Số răng tương đương: z v3 = d 3 mcos 2 β= 76
3.0 × cos 2 18°33′= 157.28 Trong B5.9[4], ta chọn hệ số dịch chỉnh x 1 = 0.75, x 2 = 2.43
Xác định hệ số Y F3 và Y F4 :
157.28 + 0.092 × 2.43 2 = 3.67 Xác định bánh răng có độ bền cho phép thấp hơn:
Kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn tại chân răng theo công thức: σ F =YFFtKF𝑌𝜀𝑌𝛽 bwmm ≤ [σ F ] σF =3.67 × 8833 × 1.32 × 0.61 × 0.59
KF = 1.68 – Hệ số tải trọng tính
Y ε = 0.61 - Hệ số xét đến ảnh hưởng trùng ngang
Y β = 2 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng ε β = bsin β πm n = 79 ×sin 18°33′ π × 3.0 = 2.67
120 = 0.59Như vậy, điều kiện uốn được thỏa.
Thông s ố hình h ọ c b ộ truy ền bánh răng
Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng như sau:
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re 195 Đường kính vòng chia ngoài
Mô đun vòng chia ngoài m e 4.5 Bánh dẫn d e1 76.5
Dạng răng Côn thẳng Bánh bị dẫn de2 382.5
Chiều rộng vành răng b 55 Tỉ số truyền 5.0
Số răng Đường kính vòng đỉnh
Bánh dẫn z 1 17 Bánh dẫn d ae1 89.65
Bánh bị dẫn z2 85 Bánh bị dẫn dae2 383.4
Góc mặt côn chia Đường kính vòng chia trung bình
Bánh dẫn δ1 11°18′ Bánh dẫn dm1 65.6
Bánh bị dẫn δ 2 78°41′ Bánh bị dẫn d m2 328
Lực hướng tâm Fr1 764 Lực hướng tâm Fr2 152.7
Lực dọc trục F a1 152.7 Lực dọc trục F a2 764
Thông số kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc σ H 492 420 Thỏa mãn Ứng suất uốn σF 257 109 Thỏa mãn
Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng như sau:
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Vật liệu Thép C45 Đường kính vòng đáy
Khoảng cách trục 𝑎 𝑤 250 Bánh dẫn d f3 68
Mô đun 3 Bánh bị dẫn df4 416
Dạng răng Nghiêng Góc nghiêng răng β 18°33′
Số răng Đường kính vòng chia
Bánh bị dẫn z4 85 Bánh bị dẫn d4 424
Chiều rộng vành răng Đường kính vòng đỉnh
Bánh bị dẫn b 4 80 Bánh bị dẫn d a4 430
Lực hướng tâm Fr 3047 Tỉ số truyền 5.58
Lực dọc trục Fa1 2914 Vận tốc vòng 0.57
Thông số kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc σH 574 489 Thỏa mãn Ứng suất uốn σ F 309 60.4 Thỏa mãn
Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu, xác định các lực tác dụng
Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ
Mức dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) chiều cao ℎ 2 của bánh răng 2
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max − h min = 10 … 15
Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bánh kính bánh răng 4
Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thõa như sau:
3d a4 = 143.3 Như vậy, hộp giảm tốc côn – trụ thõa mãn điều kiện bôi trơn
Tỉ số truyền HGT u 12 u 34 Hệ số ψbe
Hệ số ψba34 Đường kính dae2 Đường kính da4 Điều kiện trơn bôi Côn trụ 5.26 27.9 5.0 5.58 0.285 0.315 383.4 430 Thõa mãn
Xác định giá trị các lực tác dụng
Lực tác dụng lên trục bộ truyền xích
Fr = KmFt = 1.15 × 11711 = 13468 N Chọn trục đàn hồi có kích thước sau: d Do dm l1 l2
Lực tác dụng lên trục từ nối trục vòng đàn hồi
F t = 1672 – Lực vòng đi qua đường tròn qua các tâm chốt
Bảng giá trị các lực tác dụng
9 Lực dọc trục Fa3 = Fa4 2914
10 Lực tác dụng lên trục đàn hồi F rk 500
11 Lực tác dụng lên trục đĩa xích 13468
Phác thảo bố trí kết cấu hộp giảm tốc
Xác định khoảng cách sơ bộ giữa hai ổ trục
6.2.1 Trục cấp nhanh hộp giảm tốc 2 cấp côn – trụ
Khoảng cách giữa 2 ổ trục dẫn của trục I là: L ′ 2 = 60 (B8 [4])
6.2.2 Trục trung gian hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ
Khoảng cách giữa 2 ổ trong trục trung gian hộp giảm tốc là
L = L1+ L2+ L3 = Lmo1 + lmol2+ 2e1+ e2+ w = 95 + 85 + 2 × 8 + 7 + 40 = 243 mm Trong đó: lmo2 = 85 – Chiều rộng mayơ bánh răng trụ l mol2 = (1 ÷ 1.5)d = 76 × (1 ÷ 1.5) = (76 ÷ 114) ≥ b 3 = 85 lmo1 = 95 – Chiều rộng mayơ bánh răng côn lmo1 = (1.2 ÷ 1.5)d3 = (1.2 ÷ 1.5) × 60 = (91.2 ÷ 114) e 1 = 8 – Vị trí lắp ổ lăn (từ thành trong HGT đến ổ) e 2 = 0.7 – Khe hở giữa các mặt đầu chi tiết quay e 2 = 0.08δ = 0.8 × 8.8 = 7 δ = 0.04R e + 1 = 0.04 × 195 + 1 = 8.8 w = 40 (B8.3[4]) – Chiều rộng mặt bích
6.2.3 Trục cấp chậm hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ
L 3 = f = 95 (B8 [4]) l mo1 = 95 – Chiều rộng mayơ bánh răng trụ l mo1 = (1 ÷ 1.5)d 3 = (1 ÷ 1.5) × 95 = (95 ÷ 142.5) ≥ b 1 = 80 lmo2 = 72 – chiều dài may ơ e1 = 8 – Vị trí lắp ổ lăn (từ thành trong HGT đến ổ) e 2 = 0.5 – Khe hở giữa các mặt đầu chi tiết quay e2 = 0.08δ = 0.8 × 6 = 5 δ = 0.02aw+ 1 = 0.02 × 250 + 1 = 6 w = 55 (B8.3[4]) – Chiều rộng mặt bích
6.3 Chọn sơ bộổlăn và nắp ổ
Theo B8.5[4], đối với cặp bánh răng côn có 𝑛 < 1500 𝑣𝑔/𝑝ℎ, ta chọn cỡổ trung rộng Đối với trục nhanh, ta chọn cỡ nhẹ 𝛼 = 12 … 18°, loại 7207 Đối với trục chậm, ta chọn cỡ nhẹ 𝛼 = 12 … 18°, loại 7210
Theo B8.5[4], đối với cặp bánh răng nghiêng khi 𝑎 𝑤 > 200 𝑚𝑚 Đối với trục nhanh, ta chọn cỡ nhẹ𝛼 = 12 … 18°, loại 7210 Đối với trục chậm, ta chọn cỡ nhẹ 𝛼 = 12 … 18°, loại 7317
6.1.3 Phác thảo đường kính và chiều dài trục
Hình 6.2: Phác th ả o tr ụ c II ỉ 25 ỉ 32 ỉ 35 ỉ 45
Hình 6.3: Phác th ả o tr ụ c III
Thông s ố sơ bộ kích thước các đoạ n tr ụ c
Kích thước Ổ lăn Khoảng cách giữa các điểm đặt lực d1 d2 d3 d4 d5 hiệu Ký d × D × T năng Khả động tải
Cr, kN năng Khả tải tính
Phác thảo hình chiếu bằng hộp giảm tốc 2 cấp côn trụ
Hình 6.4: Phác th ả o hình chi ế u b ằ ng h ộ p gi ả m t ố c 2 c ấ p côn tr ụ
Phác thảo hình chiếu đứng hộp giảm tốc 2 cấp côn trụ
Hình 6.5: Phác th ả o hình chi ế u b ằ ng h ộ p gi ả m t ố c 2 c ấ p côn tr ụ
Sơ đồ tính toán trục và lựa chọn ổ
Sơ đồ tính toán trục và biểu đồ momen
7.1.1 Lực tác dụng các bộ truyền
Moment tại bánh răng côn 1 là:
2 = 4940 Nmm Phản lực tại các gối đỡ:
−M a3 −R Ay AD + R By 𝐵𝐷 + F r1 CD = 0 ⇔ {R Ay = 1054 N
R By = 290 N Trong mặt phẳng ZX:
R Bx = 1682 N Moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục I như sau:
MtđC = √MCx 2+ MCy 2+ 0,75TC 2= 61 Nm
M tđD = √M Dx 2 + M Dy 2 + 0,75T D 2 = 60.8 Nm Đường kính các đoạn trục: dA = 10√32MtđA π[σ]
Theo tiêu chuẩn ta chọn: d A = d B = 30 mm Đối với vị trí C và D có rãnh then, ta chọn d C = d D = 22 mm
Moment tại bánh răng côn 2 và bánh răng nghiêng 3 là:
2 = 110732 Nmm Phản lực tại các gối đỡ: sửa lại hướng trụ đỡ, Ft2 và Ft3 sai chiều
−M a3 + M a2 −R Ay AB + F r3 CB − F r2 DB = 0 ⇔ {RAy = 2291N
R By = 677 N Trong mặt phẳng ZX:
R Bx = 4179 N Moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục II như sau:
MtđC = √MCx 2+ MCy 2+ 0,75TC 2= 562.9 Nm
M tđD = √M Dx 2 + M Dy 2 + 0,75T D 2 = 304.5 Nm Đường kính các đoạn trục: d B = 10√32MtđB π[σ]
Theo tiêu chuẩn ta chọn: dA = dB = 35 mm Đối với vị trí C và D có rãnh then, ta chọn dC = 50 mm; dD = 40 mm
Hình 7.2: Sơ đồ trục II
Moment tại bánh răng nghiêng 4 là:
2 = 617768 Nmm Phản lực tại các gối đỡ:
−M a4 +R Ay AD − R By 𝐵𝐷 − F r4 CD = 0 ⇔ {R Ay = 9443 N
R By = 19863 N Trong mặt phẳng ZX:
RBx = 2513 N Moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục II như sau:
MtđA = √MAx 2+ MAy 2+ 0,75TA 2 = 0 Nm
MtđB = √MBx 2+ MBy 2+ 0,75TB 2 = 1897.4 Nm
MtđD = √MDx 2+ MDy 2+ 0,75TD 2 = 1537.6 Nm Đường kính các đoạn trục: dB = 10√32M tđB π[σ]
Theo tiêu chuẩn ta chọn: dA = dB = 70 mm Đối với vị trí C và D có rãnh then, ta chọn d C = 75 mm; d D = 63 mm
Hình 7.3: Sơ đồ trục III
Chọn then
Chọn then đầu tròn, ứng suất dập và ứng suất cắt trên then thỏa mãn điều kiện σ d = 2TI d × lt× (h − t1) ≤ [σ d ] τ c = 2TI d × l t × b ≤ [τ c ] Trong đó:
T: Momen xoắn trên tiết diện lắp then d: Đường kính trục tại tiết diện lắp then l t : Chiều dài then h: Chiều cao then t1: Chiều sâu rãnh then trên trục [σd] = 180 MPa:Ứng suất dập cho phép [τ c ] = 90 MPa: Ứng suất cắt cho phép
Trục II – Vật liệu: Thép C45
Trục III – Vật liệu: Thép C45
Kiểm nghiệm độ bền trục
7.3.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
[𝑆] = 1.5 – Hệ số an toàn cho phép
𝑠 𝜎𝑗 – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j s σj = σ−1
𝜎−1 = 300 𝑀𝑃𝑎 – Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng
𝜎 −1 = (0.4 ÷ 0.5)𝜎 𝑏 = (0.4 ÷ 0.5) × 700 = (280 ÷ 350) 𝑀𝑃𝑎 σmj = 0 – Biên độ của ứng suất pháp σ aj – Trị số trung bình của ứng suất pháp σ aj =Mj
W j – Momen cản uốn tại tiết diện j của trục sτj – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j s τj = τ−1
Kτjτaj ε τ β + ψ τ τ mj τ−1 = 170 MPa – Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng τ −1 = (0.22 ÷ 0.25)σ b = (0.22 ÷ 0.25) × 700 = (154 ÷ 175) MPa τmj– Biên độ của ứng suất tiếp τ aj – Trị số trung bình của ứng suất tiếp τmj = τaj =τmaxj
𝑊0𝑗 – Momen cản xoắn tại tiết diện j của trục ψσ = 0.05; ψτ = 0 (B11.4[4]) – hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu
K σj ; K τj – Hệ số đối với trục có rãnh then, tra B11.10[4] ε σ ; ε τ – Hệ số kích thước tra B11.5[4] β – Hệ số tăng bền bề mặt, tra B11.6[4]
Như vậy các trục thỏa mãn về độ bền mỏi
7.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh. σ tđ = √σ 2 + 3τ 2 ≤ [σ]
Ta có bảng kết quả như sau:
Như vậy các trục thỏa điều kiện độ bền tĩnh
L ự a ch ọ n ổ
7.3.1 Chọn ổlăn trục I a Số liệu đầu vào n I = 715 vg ph⁄ d A = d B = 30 mm
Lh = 8760 h b Phản lực tại các ổ
Vì R A > R B nên ta tính toán để chọn ổ tại gối A
Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ α = 12° … 18° theo Phụ lục I.3.4 [4]
Kiểm nghiệm khả năng tải động tài liệu [1]
QB1 = (X0VRB1+ Y0FaB1) × Kt × Kσ = (0.4 × 1 × 1707 + 1.49 × 1309) × 1.2 = 3160 Trong đó:
V = 1 – Hệ số vòng trong quay
Kt = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ
K σ = 1.2 B9.3[3] – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Ngoài các tải trọng R và F a , các ổ còn chịu thêm lực dọc trục S i e = 1.5 tan α = 1.5 × tan15° = 0.4
1 × 1707= 0.77 > e Tra B9.4[4], ta có X = 0.4 và Y = 0.4cotα = 0.4 × cot 15° = 1.49
Vì Q A1 > Q B1 nên ta tính toàn ổ theo thông số tại A
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
Trong đó: m = 10 3⁄ – Do sử dụng ổđũa.
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải d Kiểm nghiệm khảnăng tải tĩnh của ổ Đối với đũa côn tra B9.6[4], ta có X 0 = 0.5, Y 0 = 0.22 cot α = 0.22 × cot 15° 0.82
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh
7.3.2 Chọn ổlăn trục II a Số liệu đầu vào n II = 143 vg ph⁄ d A = d B = 35 mm
Vì RA2 > RB2 nên ta tính toán để chọn ổ tại gối A
Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng α = 12° … 16° theo Phụ lục I.3.4 [4]
Kiểm nghiệm khả năng tải động tài liệu [1]
QB2 = (X0VRB2+ Y0FaB2) × Kt × Kσ = (0.4 × 1 × 4233 + 1.49 × 4573) × 1.2 = 10209 Trong đó:
V = 1 – Hệ số vòng trong quay
Kt = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ
K σ = 1.2 (B9.3[3]) – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Ngoài các tải trọng R và F a , các ổ còn chịu thêm lực dọc trục S i e = 1.5 tan α = 1.5 × tan15° = 0.4
Xét hệ số như sau:
1 × 4233= 1.08 > e Tra B9.4[4], ta có X0 = 0.4 và Y0 = 0.4cotα = 0.4 × cot 15° = 1.49
Vì QB > QA nên ta tính toàn ổ theo thông số tại B c Khảnăng tải động của ổ
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
Trong đó: m = 10 3⁄ – Do sử dụng ổ đũa
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải d Kiểm nghiệm khảnăng tải tĩnh của ổ Đối với đũa côn tra B9.6[4], ta có X 0 = 0.5, Y 0 = 0.22 cot α = 0.22 × cot 15° 0.82
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh
7.3.3 Chọn ổlăn trục III a Số liệu đầu vào nIII = 25.54 vg ph⁄ dA = dB = 70 mm
Lh = 8760 h b Phản lực tại các ổ
Vì RA3 < RB3 nên ta tính toán để chọn ổ tại gối B
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ (α = 12°) theo Phụ lục I.3.1 [4]
Kiểm nghiệm khả năng tải động tài liệu [1]
V = 1 – Hệ số vòng trong quay
Kt = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ
Kσ = 1.2 (B9.3[3]) – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Ngoài các tải trọng R và Fa, các ổ còn chịu thêm lực dọc trục Si e = 1.5 tan α = 1.5 × tan 12° = 0.32
Xét hệ số như sau:
Vì QB > QA nên ta tính toàn ổ theo thông số tại B c Khảnăng tải động của ổ
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
Trong đó: m = 3 – Do sử dụng ổ đỡ chặn
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải d Kiểm nghiệm khảnăng tải tĩnh của ổ Đối với ổ bi đỡ chặn với góc α = 12° tra B9.6[4], ta có X 0 = 0.6, Y 0 = 0.5 Theo công thức 9.18[4]:
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Chọn nối trục đàn hồi
Moment xoắn tại trục I: T I = 70.23 Nm
Dựa vào Phụ lục I.29[4], ta chọn nối trục đàn hồi có thông số như sau: d D 0 d m l 1 l 2 c d c l c z d 0 l 0
Kiểm tra sức bền dập: σ d = 10 3 2KT zD 0 d c l 0 =2 × 10 3 × 1.2 × 70.23
[σ d ] = 3 MPa - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su
K = 1.2 - Hệ số chế độ làm việc
Vậy trục thỏa bền dập
Kiểm tra bền chốt σF = 10 3 KTl0
[σF] = 70 - Ứng suất uốn cho phép của chốt
Vậy chốt thỏa điều kiện bền.
Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết thành phần
Vỏ hộp giảm tốc
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi
Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép song song với mặt đế
Mặt đáy hộp nghiêng một góc từ 10 về phía lỗ tháo dầu nhằm thuận tiện hơn trong việc tháo dầu: dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, tăng chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản sau:
STT Thông số Ký hiệu Giá trị sơ bộ
3 Chiều dài gân than hộp δ 3 9
4 Chiều dày mặt bích nắp hộp s1 15
5 Chiều dày mặt bích thân hộp s 2 19
6 Chiều dày mặt bích đáy hộp q 26
8 Khe hở nhỏ nhất giữa mặt đỉnh bánh răng và mặt trong thân hộp c1 12
9 Vị trí xiết bu lông tại vị trí mặt bích C
10 Khoảng cách y từ mặt đáy thân hộp đến mặt ngoài bánh răng Y 53
11 Chiều dài nắp và than HGT tại vị trí lắp ổ H1 68
STT Thông số Ký hiệu Giá trị
1 Đường kính bu lông nền d 1 20
2 Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại vị trí đỡ ổ d 2 14
3 Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại mặt bích d3 12
4 Đường kính và số vít xiết nắp ổ d 4 10
5 Đường kính vít nắp cửa thăm d5 10
7 Đường kính lỗ lắp bu lông doi 10
Kích thước gối trụ
Do cả 3 trục đều có lực dọc trục tác động nên ta sử dụng gối cố định
Thông số kích thước gờ trên trục và trên lỗ chỗ lắp ổ lăn B15.9[2]
Thông số kích thước gờ trên trục và trên lỗ chỗ lắp ổ đũa côn B15.10[2]
Vít vòng
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công,khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thường lắp thêm vít vòng Dựa vào B10.10[4], ta tra B10.9[4], ta xác định kích thước vít vòng như sau: Đường kính vít vòng d d 1 d 2 d 3 d 4 d 5 b l h h 1 h 2 Trọng lượng nâng được a
Chốt định vị
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ (đuờng kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp đuợc gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tuơng đối của nắp và thân truớc và sau khi gia công cũng nhờ lắp ghép, dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tuơng đối của nắp và thân), do đó loại trừ đuợc một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
Dựa vào Phụ lục I.17[1], ta chọn 2 chốt định vị côn có kích thước như sau:
Que thăm dầu
Khi làm việc, bánh răng và trục vít được ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu Kết cấu và kích thước que thăm dầu được tra trong hình 10.21 trang 255 tài liệu tham khảo [4] như sau: d d 1 d 2 D D 2 L 1 l l 1 b
Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm đuợc đậy bằng nắp Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thuớc cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 trang 92 tài liệu tham khảo [1] như sau:
Nút thông hơi
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nguời ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm
Kích thuớc nút thông hơi gồm 1 chi tiết (tra Hình 10.31 trang 262 tài liệu tham khảo [4]), ta chọn nút thông hơi có các số liệu như sau: d D D1 L l b
Nút tháo d ầ u
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi và do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ đuợc bịt kín bằng nút tháo dầu
Kết cấu và kích thuớc của nút tháo dầu trụ tra trong hình 10.26 trang 258 tài liệu tham khảo [4], ta có các thông số như sau: d1 D D1 L l b s t d2 D2 B2
Vít tách nắp
Do lớp sơn mỏng dùng để đảm bảo độ kín khít trên mặt bích giữa nắp và thân HGT, nên hai chi tiết bị dính chặt Để tháo nắp ra khỏi thân HGT, ta sử dụng vít tách nắp.
Ống lót
Sử dụng ống lót trong kết cấu ổ giúp việc tháo lắp kết cấu ổ và điều chỉnh ổ lăn và các bánh răng được dễ dàng Ống lót được chế tạo từ gang GX 15 Kích thước ống lót như sau:
Vòng phớt chắn dầu tiết diện vuông
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt
Vòng phớt đuợc dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có nhuợc điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao
Chọn lót kín động gián tiếp với vòng phớt, kích thước rãnh lắp vòng phớt như sau: d2 d D b D1 d1 b1 b2
Đai ốc tròn có rãnh ở thân
Vòng đệm cánh
Dung sai lắp ghép
Ch ọ n c ấ p chính xác
Đối với bánh răng: bộ truyền cấp nhanh là 8, bộ truyền cấp chậm là 9 Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7 Đối với các lỗ cấp chính xác là 6 Đối với sai lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ mặt đảo đầu là 6; độ thẳng, phẳng là 7; độ đồng tâm, đối xứng, giao trục, đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc là 6.
Chọn kiểu lắp
Đối với then và bánh răng chọn kiểu lắp H7/k6 Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6 Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7
Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then
Chi tiết Kích thước Mối lắp 𝒆𝒔(𝝁𝒎) 𝒆𝒊(𝝁𝒎) 𝑬𝑺(𝝁𝒎) 𝑬𝑰(𝝁𝒎) Độ dôi lớn nhất
Vòng ngoài ổ lăn Vòng trong ổlăn
Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then Chiều cao rãnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1
Sai lệch giới hạn trên bạc t2
