Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền .... Hệ thống dẫn động xích tải chủ yếu được sử dụng để truyền động trong các cơ cấu máy móc và thiết bị, chuyển đổi lực và chuyển động từ động
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Tính công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết của động cơ xác định theo công thức (3.11), trang 96, tài liệu [1]: td ct ch
= Trong đó: P td - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;
ch - hiệu suất bộ truyền động
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất của hệ thống xác định theo công thức (3.12), trang 96, tài liệu [1]:
3 ch kn d br tv ol
= Trong đó: kn = 0.98: hiệu suất khớp nối; d 0.95
= : hiệu suất bộ truyền đai thang; br 0.97
= : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng; tv 0.8
= : hiệu suất bộ truyền trục vít – bánh vít; ol 0.99
Giá trị của các hiệu suất trên tra theo Bảng 3.3, trang 96, tài liệu [1]
1.1.2 Tính công suất tương đương (công suất tính toán)
Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục công tác xác định theo công thức (3.4), trang 94, tài liệu [1]:
Trong đó: F – lực vòng trên xích tải, N; v – vận tốc xích tải, m/s
Với trường hợp tải trọng thay đổi công suất tương đương xác định theo công thức (3.10), trang 96, tài liệu [1]:
Trong đó: P – công suất lớn nhất trong các công suất trên trục công tác, kW;
Ti, ti – Moment xoắn và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Cuối cùng ta tính được công suất cần thiết của động cơ là:
Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
Số vòng quay sơ bộ của động cơ xác định theo công thức (2.18), trang 21, tài liệu [2]: sb lv n = u n
Trong đó: u – tỷ số truyền chung của hệ; n lv - số vòng quay của trục công tác; vòng/phút
Tỷ số truyền chung của hệ xác định theo công thức (3.9), trang 95, tài liệu [1]: d tv br u = u u −
Trong đó: u tv br − = 30: tỷ số truyền hộp giảm tốc trục vít – bánh răng;
1.9688 u d = : tỷ số truyền của bộ truyền đai
Giá trị của các tỉ số truyền trên tra theo tài liệu [6] và bảng 3.2, trang 95, tài liệu [1]
1.2.2 Số vòng quay của trục công tác
Số vòng quay của trục công tác xác định theo công thức (5.10), trang 193, tài liệu [1]:
Trong đó: v – vận tốc xích tải, m/s; z – số răng dĩa xích tải; p xt – bước xích tải, mm
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = u n lv = 59.064* 24.79339 1464.39679( = vng ph / )
Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện
Theo tài liệu [2], trang 22, công thức (2.19), ta cần chọn động cơ điện thỏa:
Dựa vào kết quả P ct và n sb đã tính ở trên và tài liệu [4], ta chọn động cơ điện có các thông số được trình bày trong bảng dưới dây.
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền thực sự được xác định theo công thức (3.8), trang 95, tài liệu [1]:
Với u d = 1.9688 thì tỷ số truyền đai trục vít – bánh răng được tính lại:
Theo hình 3.24, trang 47, tài liệu [2], ta chọn tỉ số truyền trục vít - bánh vít : u 1 = 10
Tỉ số truyền cặp bánh răng : 2 30.01236 3.00124 u = 10 =
Lập bảng đặc tính
1.5.1 Tính toán công suất trên trục
Kiểu động cơ Công suất
Vận tốc quay (Vòng/phút)
1.5.2 Tính số vòng quay các trục
II III br n n vg ph
1.5.3 Tính momen xoắn trên các trục
1.5.4 Bảng đặc tính động cơ
Từ các kết quả tính toán ở các nội dung trên Động cơ Trục I Trục II Trục III
P (kW) 13.55212 12.87451 10.19661 9.7918 n (vg/ph) 1465 744.10809 74.41081 24.79339 u u d = 1.9688 u tv = 10 u br = 3.00124
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn loại đai và tiết diện đai
Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang chất liệu vải cao su (= 920 kg m / 3 ) với các thông số P dc = 13.55212 kW n , dc = 1465 vng ph / , tỉ số truyền u d = 1.9688
Dựa trên các thông số đầu vào và hình 4.22a, trang 167, tài liệu [1] Ta chọn đai thang thường loại B với các thông số được xác định theo bảng 4.3, trang 137, tài liệu [1] gồm:
14 , 17 , 10.5 , 4 , 138 , 125 b p = mm b = mm h = mm y = mm A = mm d = mm
Xác định các thông số bộ truyền
2.2.1 Đường kính bánh đai Đường kính bánh đai nhỏ xác định theo tài liệu [6] với tỉ số truyền u d = 1.9688:
Chọn hệ số trượt tương đối = 0.02 theo trang 84, tài liệu [5]: Đường kính bánh đai lớn xác định theo công thức (4.10), trang 142, tài liệu [1]:
Ta chọn d 2 = 315 mm theo tiêu chuẩn ở trang 166, tài liệu [1]
Tỷ số truyền được xác định lại: 2
− nằm trong phạm vi cho phép
Dựa vào bảng (4.14), trang 60, tài liệu [2]:
Ta chọn sơ bộ a = d 2 = 1.2 *315 = 378 mm khi u d = 1.9688
Chiều dài tính toán của đai xác định theo công thức (4.4), trang 141, tài liệu [1]:
= + + = + + Ta chọn đai có chiều dài L = 1800 mm = 1.8 m theo bảng 4.13, trang 59, tài liệu [2]
2.2.4 Vận tốc đai và kiểm tra số vòng chạy đai trong một giây
Vận tốc đai xác định theo công thức (4.6), trang 142, tài liệu [1]:
Số vòng chạy đai trong một giây xác định theo công thức (4.32), trang 154, tài liệu [1]:
Tính toán lại khoảng cách trục theo công thức (4.5a), trang 141, tài liệu [1]:
Khoảng cách trục xác định theo công thức (4.14), trang 60, tài liệu [2]:
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
Góc ôm đai bánh đai nhỏ xác định theo công thức (4.2), trang 140, tài liệu [1]:
Vậy 1 thỏa điều kiện không trượt trơn.
Xác định số đai
Số dây đai xác định theo công thức (4.48), trang 164, tài liệu [1]:
Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u: C u = 1.12 với u d = 1.9688;
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L: 6 6
= L = Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, ta chọn sơ bộ bằng 5 nên C z = 0.9
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: C r = 0.75 Theo bảng 4.8, trang 162: ta chọn [ P 0 ] = 3.37921 kW khi d = 160 mm ,
Xác định kích thước bánh đai
Từ bảng 4.21, trang 63, tài liệu [2], ta xác định được: t = 19, e = 12.5, h 0 = 4.2
Chiều rộng bánh đai B theo công thức (4.17), trang 63, tài liệu [2]:
B = z − t + e = − + = mm Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo công thức (4.18), trang 63, tài liệu [2]:
Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục
2.5.1 Lực căng đai ban đầu
Lực căng đai ban đầu được xác định theo công thức (4.19), trang 144, tài liệu [1]:
Trong đó: [ 0 ] 1.5MPa = đối với đai thang
Lực căng mỗi dây đai: 0 1242 207
= v = Vậy lực vòng trên mỗi dây đai là f t = 184.03 N
2.5.2 Lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức (4.25), trang 146, tài liệu [1]:
Xác định ứng suất lớn nhất trong dây đai
Theo công thức (4.29b), trang 148, tài liệu [1]:
− Trong đó: hệ số ma sát nhỏ nhất xác định theo công thức trang 151, tài liệu [1]:
Xác định tuổi thọ đai
Theo công thức (4.37), trang 156, tài liệu [1]:
Trong đó: r = 9 MPa - đối với đai vải không có lớp đệm;
8 m = - số mũ của đường cong mỏi đối với đai thang
Bảng thông số bộ truyền đai thang
Theo bảng 4.10, trang 82, tài liệu [3]:
Chiều rộng bánh đai B, mm 120
Số vòng chạy đai trong 1 giây, 1/s 6.81842 Đường kính bánh bị dẫn d 1, mm 160 Đường kính bánh bị dẫn d 2 , mm 315 Ứng suất lớn nhất max , Mpa 7.31742
Lực căng đai ban đầu F 0 , N 1424
Lực tác dụng lên trục F r , N 2456.8686
Lực trên nhánh căng F 1 , N - (4.14), trang 143
Tuổi thọ đai tính bằng giờ L h , h 1066.7434
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT
Chọn vật liệu
Dự đoán vận tốc trượt theo công thức (7.8), trang 312, tài liệu [1]:
Tương ứng, vận tốc trượt v s = 3.5 m s / ta chọn cấp chính xác 8 theo bảng 7.4, trang 312, tài liệu [1]
Vì v s 5 m s / ta chọn đồng thanh không thiếc BCuAl9Fe4, đúc trong khuôn cát với b 390 MPa
= , độ cứng 110 HB E , = 1.1*10 5 MPa Chọn vật liệu làm trục vít là thép
40CrNi được tôi với độ rắn > 45HRC, sau đó được mài và đánh bóng ren vít theo bảng 7.8, trang 320, tài liệu [1].
Xác định ứng suất cho phép
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng suất cho phép bánh vít đối với trục vít xác định theo công thức (7.25), trang 322, tài liệu [1]: [ H ] = (276 300) 25 − v s = (188.5 212.5) = 190 MPa
3.2.2 Ứng suất uốn cho phép Ứng suất uốn cho phép của bánh vít quay hai chiều được xác định dựa vào công thức trang 135, tài liệu [3]:
Với t i = = L 10*300 * 2 *8 = 48000giờ - thời gian phục vụ.
Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
3.3.1 Xác định số răng bánh vít, hệ số đường kính và hiệu suất sơ bộ
Chọn số mối ren z 1 = 3với tỷ số truyền u tv = 10 theo trang 310, tài liệu [1] số răng bánh vít là z 2 = 10 *3 = 30 răng
Chọn hệ số đường kính 0.22 * z 2 = 8.8 q 0.4* z 2 = 16, chọn q = 10 theo dãy tiêu chuẩn ở bảng 7.2, trang 308, tài liệu [1]
Hiệu suất sơ bộ được xác định theo công thức (7.11), trang 314, tài liệu [1]:
3.3.2 Tính khoảng cách trục theo độ bền tiếp xúc
Khoảng cách trục sơ bộ được xác định theo công thức (7.42a), trang 326, tài liệu [1]:
Trong đó: K H = K K v = 1.06 *1.4 1.484 = - hệ số tải trọng tính
Với K v = 1.4- hệ số tải trọng động theo bảng 7.6, trang 316, tài liệu [1];
K = - hệ số tập trung tải trọng theo trang 317, tài liệu [1]
= = + + theo công thức (7.42c), trang 326, tài liệu
[1] Ta chọn m = 10 mm theo dãy tiêu chuẩn trang 306, tài liệu [1]
Xác định các kích thước chính của bộ truyền theo trang 335:
Thông số hình học Công thức
Trục vít Đường kính vòng chia d 1 = mq = 100 mm Đường kính vòng đỉnh d a 1 = d 1 + 2 m = 120 mm Đường kính vòng đáy d f 1 = d 1 − 2.4 m = 76 mm
Góc xoắn ốc vít 1 arctanz 16.69924
= q Chiều dài phần cắt ren trục vít b 1 (11 0.06 ) + z m 2 = 128 mm
Bánh vít Đường kính vòng chia d 2 = mz 2 = 300 mm Đường kính vòng đỉnh d a 2 = m z ( 2 + 2) = 320 mm Đường kính vòng đáy d f 2 = m z ( 2 − 2.4) = 276 mm
Khoảng cách trục a = 0.5 ( m q + z 2 ) = 200 mm Đường kính lớn nhất bánh vít d aM 2 d a 2 + 6 m z / 1 + = 2 332 mm
Chiều rộng bánh vít b 2 0.75 d a 1 = 90 mm
3.3.3 Kiểm nghiệm và tính toán lại các giá trị ứng suất
Kiểm nghiệm vận tốc trượt theo công thức (7.7), trang 311, tài liệu [1]:
Hệ số tải trọng tính: K v = 1.4, K = 1.06
Hiệu suất được xác định theo công thức (7.9), trang 313, tài liệu [1]: tan tan16.69924
Trong đó: ' = arc tan f ' = arctan(0.048 / v s 0.36 ) = arctan(0.02897) = 1.65916
Với f ' được xác định theo công thức (7.10a), trang 314, tài liệu [1] Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính toán lại theo vận tốc trượt mới tính được:
Giá trị này phù hợp với giá trị đã chọn
Xác định số răng tương đương bánh vít theo công thức ở trang 327, tài liệu [1]:
= = Chọn hệ số dạng răng Y F = 1.64 theo bảng 7.10, trang 327, tài liệu [1]
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức (7.44), trang 327, tài liệu [1]:
Tính nhiệt truyền động trục vít
Tính toán nhiệt độ dầu theo công thức (7.47), trang 328, tài liệu [1]:
Trong đó: t 0 = 30 C - nhiệt độ môi trường;
= 0.3- hệ số thoát nhiệt qua bệ máy
Nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép.
Kiểm tra độ bền và độ cứng của trục vít
3.5.1 Xác định giá trị các lực
Giá trị các lực tính theo các công thức (7.13-7.17), trang 314, tài liệu [1]:
Trong đó: = 20 - Góc biên dạng ren
3.5.2 Kiểm tra độ bền uốn của trục
Kiểm bền trục vít theo ứng suất uốn bằng công thức (7.48), trang 329, tài liệu [1]:
[ F ] = 80 MPa theo bảng 7.11, trang 329, tài liệu [1]
3.5.3 Kiểm tra độ cứng trục vít Độ võng của trục vít được xác định theo công thức (7.50), trang 329, tài liệu [1]:
= = = được xác định theo công thức (7.51), trang 329, tài liệu [1].
Phương pháp bôi trơn
Theo trang 330, tài liệu [1], với vận tốc vòng trục vít là 3.89614 m/s thì vị trí của trục vít nằm ở dưới nên bôi trơn bằng cách ngâm trục vít trong dầu
Bảng tổng kết thông số bộ truyền
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Khoảng cách trục a, mm 200 Chiều dài phần cắt ren trục vít b 1, mm
Module m, mm 10 Đường kính trục vít:
Vòng chia d 1 , mm Vòng lăn d w 1 , mm Vòng đỉnh d a 1 , mm Vòng đáy d f 1 , mm
Hệ số đường kính q, mm 10 100
76 Góc nâng ren vít , độ 16.69924
Góc bao trục vít 2, độ 103 Đường kính bánh vít:
Vòng chia d 2 = d w 2 , mm Vòng đỉnh d a 2 , mm Vòng đáy d f 2 , mm Lớn nhất d aM 2 , mm
Vận tốc vòng trục vít, m/s 3.89614
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét
Hiệu suất 0.85882 0.855 Ứng suất tiếp xúc H , MPa 198.31525 190 Ứng suất uốn F , MPa 34.32451 12.9765
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức (6.33), trang 249, tài liệu [1]:
Trong đó: 0 H lim - giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở;
K HL - hệ số tuổi thọ;
H 1.1 s = - hệ số an toàn theo bảng 6.13, trang 249, tài liệu [1]
Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo bánh bị dẫn, là bánh răng có độ bền thấp hơn:
Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.47), trang 253, tài liệu [1]:
Trong đó: 0 F lim - giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ cơ sở;
K = - hệ số ảnh hưởng khi quay hai chiều;
K FL - hệ số tuổi thọ;
F 1.75 s = - hệ số an toàn trung bình theo bảng 6.13, trang 249, tài liệu [1]
Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Theo bảng 6.15, trang 260 do bánh răng nằm không đối xứng với các ổ trục nên
ba = , chọn ba = 0.4theo tiêu chuẩn trang 259, tài liệu [1]
Khi đó theo công thức trang 259: ( 1) 0.4*(3.00124 1)
Theo bảng 6.4, trang 237 ta chọn K H = 1.04 ; K F = 1.07
Khoảng cách trục được xác định theo công thức (6.67), trang 259, tài liệu [1]:
Theo tiêu chuẩn trang 260, ta chọn a = 355 mm
Xác định các thông số ăn khớp
Module răng được xác định theo công thức (6.68a), trang 260, tài liệu [1]:
Theo tiêu chuẩn trang 220, tài liệu [1]:
Tổng số răng được xác định theo công thức (6.71), trang 261, tài liệu [1]:
Số răng bánh dẫn: 1 1 2 35.489 br 1 z z z u
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: 2
3.4.3 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng
Xác định các kích thước chính của bộ truyền theo trang 102, tài liệu [3]:
Thông số hình học Công thức Đường kính vòng chia: Bánh dẫn d 1 = d 1 = mz 1 = 5*35 175 = mm
Bánh bị dẫn d 2 = mz 2 = 5*107 = 535 mm Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn d a 1 = d 1 + 2 m = 225 2 *5 185 + = mm
Bánh bị dẫn d a 2 = d 2 + 2 m = 485 2 *5 + = 545 mm Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn d f 1 = d 1 − 2.5 m = 225 2.5*5 162.5 − = mm
Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn b 1 = b 2 + = 5 142 5 147 + = mm
Bánh bị dẫn b 2 = ba a = 0.4 *355 142 = mm
Vận tốc vòng bánh răng: 1 *175*74.41081
Theo bảng 6.3, trang 230, tài liệu [1] thì ta chọn cấp chính xác 9 với v gh = 3 / m s
Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng được xác định theo công thức (6.13), trang 233, tài liệu [1]:
= = = Trong đó: a w = 20 - góc ăn khớp
Lực hướng tâm được xác định theo công thức (6.14), trang 233, tài liệu [1]:
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, trang 239, tài liệu [1] ta chọn: K Hv =1.06; K =1.11 Fv
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc theo công thức (6.63), trang 258, tài liệu [1]:
Trong đó: Z M = 190 MPa 1/ 2 - hệ số xét đến cơ tính vật liệu;
= = - hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.64), trang 258, tài liệu [1];
= = - hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc;
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (6.39), trang 252, tài liệu [1]:
Trong đó: Z R = 0.95 - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt;
Z v = v = - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; l 1
K = - hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn;
K = − d = - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Hệ số dạng răng xác định theo công thức (6.80), trang 265, tài liệu [1]:
= + = Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng xác định như sau:
= = Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán xác định theo công thức (6.78), trang 264, tài liệu [1]:
Do đó, độ bền uốn được thỏa
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Vận tốc vòng nhỏ hơn 12.5 m/s bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu Phần ngâm dầu không thấp hơn chân răng nhưng phải 10mm và không vượt quá 1/3 đường kính vòng đỉnh bánh răng
Tức là 91mm < khoảng cách từ tâm trục đến mức dầu < 261mm
Phần ngâm dầu của trục vít tối thiểu ngập chân ren trục vít, tức là: khoảng cách từ tâm trục bánh vít đến mức dầu < 200+38 #8mm
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu thỏa
Bảng tổng kết thông số bộ truyền
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Vật liệu thép 40CrNi Đường kính vòng chia:
Bánh dẫn d 1 , mm Bánh bị dẫn d 2 , mm
Module m, mm 5 Đường kính vòng đỉnh:
Bánh dẫn d a 1 , mm Bánh bị dẫn d a 2 , mm
Dạng răng Trụ thẳng Đường kính vòng đáy:
Bánh dẫn d f 1 , mm Bánh bị dẫn d f 2 , mm
Vận tốc vòng của bánh,
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc H , MPa 499.09091 380.86133 Ứng suất uốn F 1
THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu trục là thép C45 thường hóa có cơ tính b = 736 MPa , ch 490 MPa
= , ch = 294 MPa , − 1 = 353MPa , − 1 = 216MPa với độ cứng 210 HB theo bảng 10.1, trang 392, tài liệu [1]
Chọn ứng suất xoắn cho phép [ ] = 20MPa theo trang 402, tài liệu [1] và ứng suất uốn cho phép [ ] = 65MPa theo bảng 10.2, trang 403.
Sơ đồ lực tác động lên các trục
Lực hướng tâm Fr3T44N Lực tiếp tuyến Ft3956N
Lực hướng tâm Fr4T44N Lực tiếp tuyến Ft4956N
+Lực nối trục vòng đàn hồi xác định theo công thức (7.3), trang 156, tài liệu [3]:
Với D 0 = 320 mm tra theo phụ lục trang 689, tài liệu [3]
Tính sơ bộ trục
Đường kính nhỏ nhất trên đoạn trục chịu moment xoắn xác định theo công thức (10.8), trang 403, tài liệu [1] và được chọn theo dãy tiêu chuẩn ở trang 387, tài liệu [1]:
Lấy d sb 1 = 35 mm là đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai
Lấy d sb 2 = 70 mm là đường kính trục tại vị trí lắp bánh vít
Lấy d sb 3 = 100 mm là đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng trên trục III.
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
Với các thông số đầu vào: P I = 12.87451 kW , T I = 165.23348 Nm , n I = 744.10809 vg ph /
Ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn với d ol 1 = 40 mm => w 01 = 23 mm theo bảng 10.2, trang 189, tài liệu [2]
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = (10 20) mm = 15 mm , và chiều cao nắp ổ và đầu bulông h n = (15 20) mm = 15 mm xác định theo bảng 10.3, trang 189, tài liệu [2]
Ta chọn chiều dài mayơ bánh đai bằng chiều rộng bánh đai: l m 12 = 120 mm
Khoảng cách giữa hai ổ trên trục I xác định theo công thức ở trang 408, tài liệu [1]:
11 (0.9 1) aM 2 (0.9 1) *332 (298.8 332) 300 l d = = mm = mm , trong đó d aM 2 = 332 mm là đường kính vòng ngoài bánh vít
Với các thông số đầu vào: P II = 10.19661 kW , T II = 1308.64891 Nm , n II = 74.41081 vg ph / Với d ol 2 = 65 mm => w 02 = 33 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k 1 = (8 15) mm = 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k 2 = (5 15) mm = 10 mm
Chiều dài mayơ bánh vít: l m 22 = 90 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục II: l m 23 = 147 mm
Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
Với các thông số đầu vào: P III = 9.7918 kW , T III = 3771.64249 Nm , n III = 24.79336 vg ph / Với d ol 3 = 90 mm => w 03 = 43 mm
Khoảng cách giữa các ổ trên trục III: l 31 = l 21 = 320 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: l m 32 = 142 mm
Chiều dài mayơ nửa khớp nối vòng đàn hồi xác định theo công thức (10.13), trang 189, tài liệu [2]
Biểu đồ moment và kiểm tra kích thước trục tại các tiết diện nguy hiểm
Trong mặt phẳng Oyz có:
M a do F a 1 gây ra có giá trị: 1 1 8725 100 436250
Xét cân bằng moment tại A ta có: 1 210 1 3176 150 436250
Trong mặt phẳng Oxz có:
Xét cân bằng moment tại
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí B:
Tiết diện trục tại mặt cắt nguy hiểm:
= = Tại B tiết diện trục là tiết diện trục vít d 1 = 100 mm (thỏa điều kiện kiểm nghiệm)
Xét cân bằng moment tại G:
Xét cân bằng moment tại G:
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí F:
Tiết diện trục tại mặt cắt nguy hiểm:
= = Trên trục tại F có một rãnh then: d = ( 1, 02 1,1 ) d 2 = ( 1, 02 1,1 *66 ) = ( 67.32 72.6 )
Tại F lúc nãy ta chọn d = 70 mm là hợp lý
Xét cân bằng moment tại L:
Xét cân bằng moment tại L: 4 110 5444 110 1872
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí N:
Tiết diện trục tại mặt cắt nguy hiểm:
= = Trên trục tại N có một rãnh then: d = ( 1, 05 1,1 ) d 2 = ( 1, 05 1,1 *83 ) = 87.15 91.3 mm
Tại N lúc nãy ta chọn d = 100 mm là hợp lý.
Chọn và kiểm nghiệm then
Chọn then theo bảng 9.1 và tiêu chuẩn l, trang 227, tài liệu [3]:
Chiều sâu rãnh then và bán kính góc lượn
Trục t 1 Mayơ t 2 r(hoặc vác mép vật S 1 45 ) b h l Nhỏ nhất Lớn nhất
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (16.1), trang 623, tài liệu [1]:
= t l Trong đó: l 1 : chiều dài làm việc của then (then đầu bằng l 1 = l ), mm
F = d : lực vòng, N [ d ] 130 = : ứng suất dập cho phép ở chế độ trung bình trang 624, Mpa
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Hệ số an toàn của trục truyền xác định theo công thức (10.16), trang 409, tài liệu [1]:
Với hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn xác định theo công thức (10.17) và (10.18), trang 409, tài liệu [1]:
Trong đó: Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm: − 1 = 353 MPa , − 1 = 216 MPa
Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng xác định theo công thức (10.20), trang 409: a max M , m 0
Với: W mômen cản uốn cho trục đặc - 3
Do trục quay hai chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng xác định theo công thức (10.21):
Với: W0 mômen cản xoắn cho trục đặc -
Hệ số , xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi (C45 – thép hợp kim) tra theo bảng ở trang 411, tài liệu [1]:
Hệ số kích thước , tra theo bảng 10.4, trang 411, tài liệu [1]:
Hệ số Kσ, Kσ xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất đến độ bền mỏi đối với rãnh then và b = 736 MPa tra theo bảng 10.9, trang 413, tài liệu [1]:
Tiết diện Đường kính W W0 a ,MPa m
Hệ số tăng bền bề mặt ứng với kiểu tăng bền thấm cacbon có K 1.5: = 1.8
Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ, đối với các tiết diện lắp bánh răng, bánh đai và nối trục chọn lắp then kết hợp lắp trung gian có độ dôi
Như vậy tất cả các tiết diện đều thỏa độ bền mỏi do có s > [s]=3, ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.
THIẾT KẾ Ổ LĂN
Chọn loại ổ lăn
Thời gian làm việc: Lh.300.2.8H000h
Số vòng quay n t4.10809 vòng/phút; Đường kính ngỗng trục d = 40 mm ;
K = - Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ
K = - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo bảng 9.3, trang 230, tài liệu [3]
Lực hướng tâm tác dụng lên các gối đỡ theo công thức (9.8), trang 228, tài liệu [3]:
Do có lực dọc trục nên ta chọn cặp ổ đũa côn,lắp kiểu chữ “O” tại vị trí A và ổ đũa đỡ trụ ngắn tại vị trí C
Chọn ổ đũa côn NSK số hiệu HR30308J theo tài liệu [7]
Boundary Dimensions (mm) Basic Load
Limiting Speeds (min -1 ) d D T B C Cone r min Cup r min Cr C0r Grease Oil
Ta chọn tuổi thọ tính bằng giờ trong 1 năm cho ổ lăn tại A: L h = 300 2 8 = 4800 h Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay theo công thức (9.13b), trang 233, tài liệu [3]:
Tính tỷ số sơ bộ: 1 8725 4.72696 0.28
Do đó theo bảng 9.4, trang 231 ta được X = 0.4; Y = 0.4 cot( ) = 0.4 cot(13 ) = 1.7326
Tải trọng quy ước theo công thức (9.10), trang 230, tài liệu [3]:
Tải trọng thay đổi theo bậc,ta tính tải trọng tương đương theo công thức (9.12), trang
Khả năng tải trọng động tính toán theo công thức (9.7) trang 228, tài liệu [3]:
Tính chính xác tuổi thọ ổ bi vừa chọn:
Tuổi thọ tính bằng giờ: 10 6 10 6 685.04224 15343.69915
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh theo công thức (9.18), trang 236, tài liệu [3]:
Với X o = 0.5; Y o = 0.22 cot( ) = 0.22 cot(13 ) 0.95293chọn theo bảng 9.6, trang 236, tài liệu [3]
Nên ta chọn Qo theo giá trị đã tính ở trên: Q o = 9237.21322 N C 0 r = 101000 N
Vậy ổ đã chọn đảm bảo độ bền tĩnh
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:
Q = XVF + YF K K = F = = trong đó V = 1 K t = 1 K = 1.2 X = 1, Y = 0 vì F aC = 0
Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải trọng động tính toán:
Ta chọn ổ bi đỡ NSK số hiệu 6308 &:
Boundary Dimensions (mm) Basic Load Ratings (kN) Limiting Speeds (min -1 ) d D B r min Cr C0r Grease Oil
Tính chính xác tuổi thọ ổ bi vừa chọn:
Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh:
Vậy ổ đã chọn đảm bảo độ bền tĩnh.
Ổ lăn cho trục 2
Số vòng quay n t.41081 vòng/phút; Đường kính ngỗng trục d = 65 mm ;
Ta có lực hướng tâm tác dụng lên các gối đỡ:
Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm a 2 0.21762 0.3
F nên ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ NSK số hiệu 6313 &:
Boundary Dimensions (mm) Basic Load Ratings (kN) Limiting Speeds (min -1 ) d D B r min Cr C0r Grease Oil
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại G:
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại D:
Q = XVF + YF K K = F = = trong đó X = 1, Y = 0 vì F aD = 0 g d
Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải trọng động tính toán:
Tính chính xác tuổi thọ ổ bi vừa chọn:
Tuổi thọ tính bằng giờ: 10 6 10 6 387.31248 86750.94385
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh:
Vậy ổ đã chọn đảm bảo độ bền tĩnh
Ổ lăn cho trục 3
Số vòng quay n $.79336 vòng/phút; Đường kính ngỗng trục d = 90 mm ;
Ta có lực hướng tâm tác dụng lên các gối đỡ:
Vì F Mr F Lr nên ta chọn tính ổ lăn theo ổ tại M
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại M:
Q = XVF + YF K K = F = = trong đó X = 1, Y = 0 vì F aM = 0
Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải trọng động tính toán: C M = Q M m L = 7871.6063 3 71.40488 = 32656.72752 N
Ta chọn ổ lăn cho trục III:
Boundary Dimensions (mm) Basic Load Ratings (kN) Limiting Speeds (min -1 ) d D B r min Cr C0r Grease Oil
Tính chính xác tuổi thọ ổ bi vừa chọn:
Tuổi thọ tính bằng giờ: 10 6 10 6 6919.64292 4651543.074
Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh:
Vậy ổ đã chọn đảm bảo độ bền tĩnh
THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC CHI TIẾT KHÁC
Vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32 theo trang 240, tài liệu [3]
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục
Các kích thước của hộp giảm tốc theo bảng 18.1, trang 85, tài liệu [2]
Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân , d3 Vít ghép nắp ổ, d4
Vít ghép nắp cửa thăm, d5
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 và C (Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ, k) chiều cao: h
1.2 2 k d h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
- Chiều dày: khi không có phần lồi S1
- Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp: K1 và q
D d xác định theo đường kính dao khoét
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
Số lượng Bu lông nền Z
L B chiều dài và chiều rộng của hộp: 6
Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít theo bảng 18.2, trang 88, tài liệu [2]:
Nắp ổ
Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài vào, được làm bằng vật liệu GX15-32
Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2, trang 88 tài liệu [2]:
Vòng móc
Kích thước vòng móc xác định theo công thức theo trang 265, tài liệu [1] :
Chiều dày vòng móc: S= 2÷3𝛿(mm Đường kính d=3÷4𝛿Bmm
Bán kính góc lượn RBmm theo hình 10.35, trang 266, tài liệu [1]
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, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm(hình vẽ nắp cửa thăm) Theo bảng hình 10.32, trang 262, tài liệu [3] ta chọn các kích thước của nút thông hơi như sau:
Nút tháo dầu
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 18.7, trang 93, tài liệu [2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ
Kiểm tra mức dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình 18.11d, trang 96, tài liệu [2].
Chốt định vị nắp và thân hộp
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.
Ống lót và nắp ổ
Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời tránh cho ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng vật liệu thép CT3, ta chọn kích thước của ống lót như sau:
-Theo bảng 18-2[2] chọn vít M10 số lượng 6 chiếc
Vòng phớt
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 cho ổ chóng bị mài mòn và bị hoen gỉ Ngoài ra vòng phớt còn để phòng dầu chảy ra ngoài Tuối thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt
Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có đặc điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao.
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc
Ta chọn độ nhớt động v theo tv bằng công thức (13.4b), trang 504, tài liệu [3]:
= = theo công thức (7.41b), trang 326, tài liệu [3]
Theo đồ thị hình 13.9b, trang 505, tài liệu [3] chọn dầu có độ nhớt động v = 17.5 cSt
(10 − m / ) s khi t = 100 C (đường cong phía) Khi nhiệt độ t 0 = 40 C dầu bôi trơn có độ nhớt xác định theo công thức (12.22), trang 486, tài liệu [3]:
Theo bảng 13.1, trang 503, tài liệu [3] ta chọn dầu bôi trơn ISO VS 220
6.11.2 Đối với ổ lăn Ổ bi ở trục I được bôi trơn bằng dầu cùng loại với dầu bôi trơn trục vít; Ổ đũa côn ở trục I và các ổ bi đỡ ở trục II và III được bôi trơn bằng mỡ
Chọn dung sai
Vòng trong chịu tải tuần hoàn, nên ta chọn lắp trung gian k6 để vòng trong của ổ không trượt dọc trục làm việc làm cho vòng trong mòn đều trong quá trình làm việc
Vòng ngoài ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục do nhiệt độ tăng khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7
Do bánh răng chịu tải nặng, va đập nhẹ, không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo lắp không thuận tiện, cần cố định thêm mối ghép then chọn H7/k6
Bánh vít chọn kiểu lắp chặt H8/r7
Do yêu cầu lắp lỏng để tiện việc thay thế hay dễ dàng tháo lắp chọn H8/h7
Chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6
Vòng chắn dầu: Để dễ dàng tháo lắp, chọn kiểu lắp trung gian H8/js7
Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9 Theo chiều cao h, sai lệch giới hạn kích thước then: h11
Theo chiều dài l, sai lệch giới hạn kích thước then: h14
BÁNH RĂNG Chi tiết Mối lắp es ( m ) ei ( m ) ES ( m ) EI ( m )
48 Ổ LĂN Vòng ngoài Chi tiết Mối lắp es ( m ) ei ( m ) ES ( m ) EI ( m )
THEN Trên trục Kích thước Mối lắp es ( m ) ei ( m ) ES ( m ) EI ( m )