Theo bảng 3.13 chọn loại đai hình thang thường, có ký hiệu A với các thông số sau: Đường kính bánh đai dẫn => Thỏa điều kiện nằm trong giới hạn cho phép 2.1.2... Chọn vật liệu Dựa vào đ
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất trên trục công tác:
Công suất tương đương (đẳng vị) trên trục công tác: đ = 0,8 0,6 + 1 0,2 = 3 ( )
1.2 Tính hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất bộ truyền đai : = 0,96 (Bộ truyền để hở)
Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ : = 0,96 (Bộ truyền được che kín)
Hiệu suất nối trục đàn hồi : = 1
1.3 Công suất cần thiết của trục động cơ
1.4 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tốc độ quay của trục công tác v = → =
Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc khai triển 2 cấp, theo bảng 2.2 ta chọn sơ bộ đ = 2,8; = 10 Tỉ số truyền chung sơ bộ;
1.5 Chọn động cơ Động cơ được chọn phải thỏa điều kiện sau:
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ đ = 3000( / ℎ)
Theo bảng P1.3 với = 3,53( ) à đ = 3000( / ℎ), chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rôto lồng sóc 50Hz loại 3K132S2 có đ = 5,5( ); đ = 2890 ( / ℎ); = 2
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn bước tỉ số truyền đ theo dãy số sau (tương ứng với dãy trị số đường kính bánh đai tiêu chuẩn) đ = 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 4; 4,5; 5
Vì u = 34,06 nên ta chọn đ = 2,8 (để bộ truyền đai có kích thước nhỏ gọn) đ
Theo yêu cầu bôi trơn hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, áp dụng công thức thực nghiệm: = (1,2 ÷ 1,3) = 1,3
2.2 Kiểm tra sai số của tỉ số truyền
Kiểm tra sai lệch về tỉ số truyền:
, 100% = 0,15 ⇒ thỏa điều kiện cho phép về sai số cho phép ( < 3%)
TÍNH TOÁN ĐÔNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
3.1 Tính số vòng quay trên các trục
Số vòng quay trên trục động cơ: đ = 2890(v/ph)
Số vòng quay trên trục I: = đ đ , = 1032,1 (v/ph)
Số vòng quay trên trục II: = = ,
Số vòng quay trên trục III: = , = 85 (v/ph)
Số vòng quay trên trục IV: = = = 85 (v/ph
3.2 Tính công suất trên các trục
Công suất trên trục III: ô = ,
Công suất trên trục II: : ô = ,
Công suất trên trục động cơ: : đ đ ô = ,
, , = 4,62 (kW) Công suất trên trục công tác: = = 3,92 ( )
3.3 Tính moment trên các trục
Moment trên trục động cơ: đ = , , = 15267 (N.mm)
, = 40621 (N.mm) Moment trên trục II: = , , = 153168 (N.mm)
Moment trên trục III: = , , = 444917 (N.mm)
Moment trên trục công tác: = , , = 440423 (N.mm)
Thông số Động cơ I II III IV u đ = 2,8 = 3,97 = 3,06 = 1 n (v/ph) 2890 1032,1 260 85 85
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Xác định các thông số bộ truyền
Từ điều kiện làm việc: đ = 2890vòng/phút; đ = 4,62 kW; đ = 2,8
Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ
Theo bảng 3.13 chọn loại đai hình thang thường, có ký hiệu A với các thông số sau: Đường kính bánh đai dẫn
= 18,91 (m/s) Thỏa điều kiện: = 18,91 (m/s) < (m/s) Đường kính bánh đai bị dẫn
Theo công thức 3.3, ta có:
(1 − 0,01) = 353,5 ( ) Chọn đường kính bánh đai tiêu chuẩn, theo bảng 3.21: = 355 (mm)
Như vây, tỷ số truyền thực tế: ( ) ( , )= 2,87
Sai lệch tỷ số truyền: = 100 = , ,
=> Thỏa điều kiện nằm trong giới hạn cho phép
2.1.2 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a
Chọn sơ bộ a = 700 (mm) h: Chiều cao của đai thang (h = 8)
= 2172,87(mm) Chọn theo tiêu chuẩn: l = 2240 (mm) (tra bảng 3.13 [trang 55])
Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ
Tính chính xác khoảng cách trục a
2.1.3 Tính góc ôm trên bánh đai dẫn Điều kiện: ≥ 120
703 57 = 161 ° ⇒ Thỏa điều kiện về góc ôm
Số đai z được xác định theo công thức 3.19 [trang 58]:
* = 4,62 kW công suất trên trục bánh đai dẫn
* [ ] = 2,61 kW công suất cho phép (tra bảng 3.19 [trang 59])
* : hệ số tải trọng động (tra bảng 3.7 [trang 51]) Vì chế độ làm việc ngày 2 ca nên lấy trị số trong bảng tăng thêm 0,1
* = 0,95 với = 161 ° : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (bảng 3.15
* = 1,05 với = = 1,3: hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (bảng 3.16
* = 1,14 với u = 2,87:hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền (bảng 3.17 [tr.58])
* = 0,95 hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọng cho các dây đai (bảng 3.18 [tr.59])
, , , , , = 1,97 (đai) Chọn = 2 (đai) Chiều rộng bánh đai tính theo công thức 3.20 [trang 60]:
Từ bảng 3.21 [trang 61] có các thông số: t = 15 (mm); ℎ = 3,3 (mm); = 10 (mm)
- Đường kính ngoài bánh đai:
+ Đường kính ngoài bánh đai dẫn: = + 2 ℎ = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)
+ Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: = + 2 ℎ = 355 + 2.3,3= 361,6 (mm)
2.1.5 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục
Lực căng do lực li tâm sinh ra (theo công thức 3.23 [trang 61]):
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 10 (với tiết diện đai loại A → tra bảng 3.22 [trang 62] → = 0,105 kg/m)
Lực căng đai ban đầu (theo công thức 3.22 [trang 61]):
, , = 120,36 (N) Lực tác dụng lên trục (theo công thức 3.24 [trang 62]):
2.1.6 Xác Bảng thông số bộ truyền đai
Thông số Ký hiệu Giá trị Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ 125 mm Đường kính bánh đai lớn 355 mm
Tỷ số truyền thực tế 2,87
Chiều dài đai tiêu chuẩn 1700 mm
Chiều rộng bánh đai 35 mm Đường kính ngoài bánh đai dẫn 131,6 mm Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn
Lực căng đai ban đầu 120,36 N
Lực tác dụng lên trục 474,84 N
Lực căng do lực li tâm sinh ra 37,55 N
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
Chọn vật liệu
Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất hoá thiết và đây là bộ truyền bánh răng trụ nghiêng nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng 5.1 [trang 112], ta chọn:
Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện Đạt độ rắn HB$1÷285
Bánh lớn (bị dẫn) : thép C45 tôi cải thiện Đạt độ rắn HB2÷240
Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 5.2 [trang 114] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB ≤ 350 (180÷350)
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 12 Chọn độ rắn:
Theo công thức 5.7 [trang 115], ta có
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi, nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được tính theo công thức 5.9 [trang 116]
NHE `cΣ (Ti / Tmax) 3 ni.ti
Trong đó: c =1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay n : số vòng quay trong 1 phút t : tổng số giờ làm việc
Tổng số giờ làm việc của bánh răng: t = 8.2.300.5 = 24000 (giờ)
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ được xác định :
SH : Là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 5.2 [trang 114]
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo công thức 5.11 [trang 116]:
Số chu kì thay đổi ứng suất uốn
N = 53,1.10 7 > NFO = 4.10 6 : số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn
NFE2 = 13,4.10 7 > NFO = 4.10 6 : số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn ⇒ KFL2 =1
Theo công thức 5.4 [trang 114], vì bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1, ta được:
Ứng suất uốn cho phép:
, = 241,7 (Mpa) Theo công thức 5.12 và 5.14 [trang 116], ứng suất quá tải cho phép:
Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện
Xác định các thông số cơ bản bộ truyền
1 Xác định sơ bộ khoảng cách a w
* K (MPa 1/3) = 43: hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh răng và loại răng tra bảng 5.4 [trang 118]
* = 1,12 hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 5.6 [trang 119].
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 15Chọn aw1 = 120 mm
Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 5.18 [tr.120]: m = (0,01÷0,02).aw1 = (0,01÷0,02).120 = (1,2÷2,4) mm Theo bảng 5.7 [trang 120]: chọn modun pháp m = 2 (mm) b.Xác định số răng và góc nghiêng β
Chọn sơ bộ β = 15 ° , do đó cosβ = 0,9659
*z2: số răng bánh bị dẫn
Tỷ số truyền thực sự là:
Sai số tỷ số truyền ∆ = , ,
Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Đường kính vòng chia: d = m z cosβ= 2 23
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 16 d = d + 2.m = 49 + 2.2 = 53 (mm) d = d + 2.m = 192 + 2.2 = 196 (mm)
- Đường kính vòng lăn: d = d = 49 (mm) d = d = 192 (mm)
- Đường kính đáy răng: d = d – 2,5.m = 49 – 2,5.2 = 44 (mm) d = d – 2,5.m = 192 – 2,5.2 = 187 (mm)
- Chiều rộng vành răng: b = ba a = 0,3.120 = 36 (mm)
Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
• = 274 (MPa) 1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số
ZM được tính (tra bảng 5.4 [trang 118]
Theo công thức 5.27 [trang 122]: tan = cos = 0,309 ⇒ = 17,16°
* : Hệ số sự trùng khớp của rãnh
* : Hệ số tăng khớp dọc
Do đó theo công thức 5.31 [trang 123]:
Với v = 2,64 m/s theo bảng 5.9 [trang 124] chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng 5.10 [trang 124], với 2,5 m/s < v < 5 m/s, cấp chính xác 9 nên chọn 1,16 à = 1,4
, = 2,1 Trong đó tra theo bảng 5.11 [trang 125], = 0,002
Do đó theo công thức 5.36 [trang 124],
KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
* KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
* KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng
* KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
* ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
* : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
* : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
* Với v = 2,64 m/s < 5 m/s, = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám = 2,5 ÷ 1,25 , đó 0,95, ớ < 700 , = 1
Thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức 5.38 và 5.39 [trang 126]:
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 19 Độ bền uốn
: Momen xoắn trên bánh chủ động (N.mm) m: modun pháp (mm)
: Chiều rộng vành răng (mm)
: Đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Yε = 1/εα: Hệ số kể đến độ khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức 5.33 [trang 123]
= 1 - ° : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
, : Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với = 0,79 tra bảng 5.6 [trang 119] ta được = 1,24
Theo bảng 5.10 [trang 124] với 2,5 m/s < v < 5 m/s và cấp chính xác 9, = 1,4 Theo công thức 5.41 [trang 128]:
Trong đó theo bảng 5.11 [trang 125], = 0,006; = 73
Do đó theo công thức 5.40 [trang 128]:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: = , = 0,617
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: = 1 − ° = 1 − , ° = 0,87
= ( ° )= 106 răng Dựa vào bảng 5.14 [trang 127] ta được: YF1= 3,85
YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu được tâp trung ứng suất, trong đó môđun tính bằng (mm)
KxF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với da ≤400(mm)
= 83,2 < [ ] = 249,4 Mpa Như vậy thoả điều kiện độ bền uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải K qt = = 1 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thoả điều kiện theo công thức 5.42 [trang 128]:
Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh
Chiều rộng vành răng b = 36 mm
Số răng = 23 răng = 91 răng Đường kính vòng chia d = 49 mm d = 192 mm Đường kính vòng đỉnh răng d = 53 mm d = 196 mm Đường kính vòng răng d = 49 mm d = 192 mm Đường kính vòng đáy răng d = 44 mm d = 187 mm
THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP CHẬM BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG
BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG 2.1 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 5.2 [trang 114] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB ≤ 350 (180÷350)
Theo công thức 5.7 [trang 115], ta có
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi, nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được tính theo công thức 5.9 [trang 116]
NHE `cΣ (Ti / Tmax) 3 ni.ti
Trong đó: c =1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 23 n : số vòng quay trong 1 phút t : tổng số giờ làm việc
Tổng số giờ làm việc của bánh răng: t = 8.2.300.5 = 24000 (giờ)
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ được xác định :
SH : Là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 5.2 [trang 114]
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo công thức 5.11 [trang 116]:
Số chu kì thay đổi ứng suất uốn
N = 13,4.10 7 > NFO = 4.10 6 : số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn ⇒
NFE2 = 4,4.10 7 > NFO = 4.10 6 : số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn ⇒ KFL2 =1
Theo công thức 5.4 [trang 114], vì bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1, ta được:
Ứng suất uốn cho phép:
, = 241,7 (Mpa) Theo công thức 5.12 và 5.14 [trang 116], ứng suất quá tải cho phép:
Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện
2.2 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền
2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách a w
* Ka (MPa 1/3) = 43: hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh răng và loại răng tra bảng 5.4 [trang 118]
* = 1,06 hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 5.6 [trang 119].
2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp a Xác định modun m
Theo công thức 5.18 [trang 120]: m = (0,01÷0,02).aw2 = (0,01÷0,02).145 = (1,45÷2,9) mm
Theo bảng 5.7 [trang 120]: chọn modun pháp m = 2,5 (mm) b Xác định số răng và góc nghiêng β
Chọn sơ bộ β = 15 ° , do đó cosβ = 0,9659
*z2: số răng bánh bị dẫn
Tỷ số truyền thực sự là:
Sai số tỷ số truyền ∆ = , ,
Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Đường kính vòng chia: d = m z cosβ = 2,5 27
- Đường kính đỉnh răng: d = d + 2.m = 71,2 + 2.2,5 = 76,2 (mm) d = d + 2.m = 218,9 + 2.2,5 = 223,9 (mm)
- Đường kính vòng lăn: d = d = 71,2 (mm) d = d = 218,9 (mm)
- Đường kính đáy răng: d = d – 2,5.m = 71,2 – 2,5.2,5 = 65 (mm) d = d – 2,5.m = 218,9 – 2,5.2,5 = 213 (mm)
- Chiều rộng vành răng: b = ba a = 0,4.145 = 58 (mm)
2.3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 27 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
• = 274 (MPa) 1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số
ZM được tính (tra bảng 5.4 [trang 118])
Theo công thức 5.27 [trang 122]: tan = cos = 0,3155 ⇒ = 17,5°
* : Hệ số sự trùng khớp của rãnh
* : Hệ số tăng khớp dọc
Do đó theo công thức 5.31 [trang 123]:
Với v = 0,97 m/s theo bảng 5.9 [trang 124] chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng 5.10 [trang 124], với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9 nên chọn 1,13 à = 1,37
, = 0,973 Trong đó tra theo bảng 5.11 [trang 125], = 0,002
Do đó theo công thức 5.36 [trang 124],
KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
* KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
* KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng
* KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
* ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
* : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
* : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
* Với v = 0,97 m/s < 5 m/s, = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám = 2,5 ÷ 1,25 , đó 0,95, ớ < 700 , = 1
Thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc
2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức 5.38 và 5.39 [trang 126]: Độ bền uốn
: Momen xoắn trên bánh chủ động (N.mm) m: modun pháp (mm)
: Chiều rộng vành răng (mm)
: Đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Yε = 1/εα: Hệ số kể đến độ khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức 5.33 [trang 123]
= 1 - ° : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
, : Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với = 0,86 tra bảng 5.6 [trang 119] ta được = 1,14
Theo bảng 5.10 [trang 124] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, = 1,37
Trong đó theo bảng 5.11 [trang 125], = 0,006; = 73
Do đó theo công thức 5.40 [trang 128]:
Hệ số kể đến sự trùng hợp khớp của răng: = , = 0,612
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: = 1 − ° = 1 − , ° = 0,867
= ( , )= 97 răng Dựa vào bảng 5.14 [trang 127] ta được: YF1= 3,8
YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,106 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu được tâp trung ứng suất, trong đó môđun tính bằng (mm)
KxF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với da ≤400(mm)
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 31 Theo công thức 5.2 [trang 113]:
= 91,4 < [ ] = 267,3 Mpa Như vậy thoả điều kiện độ bền uốn
2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải K qt = = 1 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thoả điều kiện theo công thức 5.42 [trang 128]:
Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải
2.6 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh
Chiều rộng vành răng b = 58 mm
Số răng = 27 răng = 82 răng Đường kính vòng chia d = 71,2 mm d = 218,9 mm Đường kính vòng đỉnh răng d = 76,2 mm d = 223,9 mm Đường kính vòng răng d = 71,2 mm d = 218,9 mm Đường kính vòng đáy răng d = 65 mm d = 213 mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc:
Với d , d , d , d là các đường kính đỉnh răng của 4 bánh răng trong hộp giảm tốc Điều kiện bôi trơn được xác định theo hệ thức d
2 88 > 74,6 (Thỏa điều kiện bôi trơn)
Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 ÷ 2) chiều cao h2 của bánh răng 2
2 = 4,5 mm; h < 10 (thỏa điều kiện ) Mức dầu thấp nhất = (0,75 ÷ 2)h = (0,75 ÷ 2) 4,5 = (3,4 ÷ 9)mm
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất: l − l = 10 ÷ 15 mm
Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (da4/2)
=> Tổng hợp điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn:
3∙ 223,9 => 78 > 74,6 (Bất đẳng thức luôn đúng) Điều kiện bôi trơn được thỏa hmax h min da4 da2
THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
Chọn vật liệu chế tạo trục
- Chọn thép 45 tôi cải thiện = 600 MPa
-Ứng suất uốn cho phép : [ ] = 15 .30
Xác định sơ bộ đường kính các trục
Đường kính trục được xác định theo công thức (7.4):
[ ]: Ứng suất xoắn cho phép MPa
Các thông số ban đầu :
Chọn ứng suất cho phép [ ] = 18 MPa
-Đường kính sơ bộ trục I : , [ ] , = 22,4( )
-Đường kính sơ bộ trục II : , [ ] , = 34,9( )
-Đường kính sơ bộ trục III : , [ ] , = 49,8( )
Chọn sơ bộ đường kính các trục như sau:
Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực
4.3.1 Từ đường kính các trục, tra bảng 7.2 [trang 192] ta được chiều rộng các ổ lăn b 0
Lấy trục II làm chuẩn để tính các khoảng cách của bộ truyền:
+ Chọn k1 = 10 : khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay
+ Chọn k2 (mm) :khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp
+ Chọn k3 = 10 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
+ Chọn hn= 15 (mm): Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
4.3.2 Tính chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng bánh răng trụ
Chọn sơ bộ chiều dài may-ơ bánh răng trụ răng nghiêng lm22 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).40 = 48…60 mm
Chọn lm22 = 60 mm l22 0,5.lm22 b02 k1 k2 0,5.(60 23) 10 10 62 lm23 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).40 = 48…60 mm
Chọn lm23 = 60 mm l23 l22 0,5.lm22 lm23 K1 62 0,5.60 60 10 132 l21 = lm22 lm23 3.k1 2.k2 b02 60 60 3.10 2.10 23 193
2.2 Tính trục I l11 l21 193 lm12 = (1,2 1,5).d1 = (1,2 1,5).25 = 30…37,5 mm Chọn lm12 = 37 mm
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 36 l12 = -lc12 0,5.lm12 b01 k3 hn 0,5.(37 17) 10 15 52 l13 l22 62 mm lm13 = (1,2 1,5).d1 = (1,2 1,5).25 = 30…37,5 mm
2.3 Tính trục III l11 l31 193 lm33 = (1,4…2,5).d3 = (1,4…2,5).50= 70…125 mm;
Chọn lm33 = 75 mm lc33 l33 l31 269 193 76 l32 = l23 132 lm32 = (1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).50 = 60…75 mm
Chọn lm23 = 70 mm l33 l31 hn K3 0,5.lm33 b03 193 15 10 0,5.75 27 269 mm
Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I
* Cặp bánh răng cấp nhanh
Fa1 = Fa2 = Ft1 tan = 1658.tan(21) = 636,4 (N)
Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục I
* Cặp bánh răng cấp chậm
Fa3 = Fa4 = Ft3 tan = 4302,5.tan(18,56) = 1444,6 (N)
Lực nối trục tác dụng lên trục III
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 38 Momen tại C
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 40 c) Momen tương đương tại các tiết diện
Trong đó: à là momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j
Do đó đ = đ = 0 đ = 24691,68 + 0,75 40621 = 42979,4 ( ) đ = 49965,36 + 69774,8 + 0,75 40621 = 92750,3 ( ) d) Đường kính tại các tiết diện tương ứng
Trong đó: [ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục; [ ] = 63
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn
= 21 (đoạn trục lắp bánh đai)
= 32 (đoạn trục lắp bánh răng)
4.5.2 Các thông số trục II
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 43 c) Momen tương đương tại các tiết diện
Trong đó: à là momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j
Do đó đ = đ = 0 đ = 42091,8 + 154082,4 + 0,75 153168 = 207625,7 ( ) đ = 75420,4 + 211986,4 + 0,75 153168 = 261193 ( ) d) Đường kính tại các tiết diện tương ứng
Trong đó: [ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục; [ ] = 50
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn
= = 40 (đoạn trục lắp bánh răng)
4.5.3 Các thông số trục III
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 46 c) Momen tương đương tại các tiết diện
Trong đó: à là momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j
Do đó đ = đ = 0 đ = 122656,27 + 263392,8 + 0,75 444917 = 482580,2 ( ) đ = 122659,7 + 0,75 444917 = 404362,2 ( ) d) Đường kính tại các tiết diện tương ứng
Trong đó: [ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục; [ ] = 50
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn
= 50 (đoạn trục lắp bánh răng)
= 45 (đoạn trục lắp khớp nối) Đường kính các đoạn trục được đưa ra trong bảng sau
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
a) Với vật liệu trục là thép C45
Theo bảng 7.7 chọn = 0,05 à = 0 b) Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó Theo công thức 7.14 ta có
Trong đó: [S] = (1,5….2,5) là hệ số an toàn cho phép
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Theo công thức 7.15 ta có
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
Theo công thức 7.16 ta có
Các trục trong hộp giảm tốc quay đều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng, vì vậy:
Các trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, vì vậy
Vị trí Đường kính trục (mm) b x h ( ) ( )
45 14 x 9 5,5 6271,9 15213,5 c) Xác định hệ số à đối với các tiết diện nguy hiểm
Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
= 2,5 … 0,63 Theo bảng 7.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên theo bảng 7.2 ta có
Theo bảng 7.10, ta có các thông số sau
= 45 → = 0,85; = 0,78 Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau
Như vậy qua bảng số liệu ta thấy các trục thoả điều kiện bền mỏi.
Kiểm nghiệm độ bền then
Với các tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 50 Theo công thức ta có
Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then
Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau d (mm) ( ) b x h T (N.mm) ( ) ( )
Như vậy, các then đã chọn đều thoả mãn độ bền dập và độ bền cắt
TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
Trục I
Lực dọc trục = 636,4 ( ); = 670 ( ) ự hướng tâm tại các ổ lăn:
Ta kiểm nghiệm với ổ lăn chịu tải trọng lớn hơn
→ Chọn ổ bi đỡ chặn với = 26° Đường kính tiết diện lắp ổ lăn: d = 25mm
Theo bảng phụ lục P2.12 chọn ổ lăn cỡ trung hẹp
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) ( )
Chọn ổ lăn có cấp chính xác 0
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 52 a) Kiểm tra khả năng tải động
Tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn (Tại B)
Tại B: (Do vòng trong quay nên V=1)
Tải trọng quy ước của ổ lăn tại B
Tải trọng quy ước của ổ lăn tại D
Trong đó: m = 3 vì sử dụng ổ bi
Như vậy, ổ lăn đã chọn thoả mãn điều kiện tải động b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 54 Với là tải tĩnh quy ước, và là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221 [1] ta được
Như vậy, ổ lăn thoả mãn khả năng tải tĩnh
Trục II
= 1444,6 ( ); = 1742,2 ( ) ự hướng tâm tại các ổ lăn:
Ta kiểm nghiệm với ổ lăn chịu tải trọng lớn hơn
→ Chọn ổ bi đỡ chặn với = 26° Đường kính tiết diện lắp ổ lăn: d = 35mm
Theo bảng phụ lục P2.12 chọn ổ lăn cỡ trung hẹp
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) ( )
Chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 a) Kiểm tra khả năng tải động
Tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn
Do vòng trong quay nên V=1
Tải trọng quy ước của ổ lăn tại A
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 57 = 4594,2 (N) = 4,5942 (kN)
Trong đó: m = 3 vì sử dụng ổ bi
Như vậy, ổ lăn đã chọn thoả mãn điều kiện tải độn b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh
Với là tải tĩnh quy ước, và là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221 [1] ta được
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 58 Như vậy, ổ lăn thoả mãn khả năng tải tĩnh
Trục III
Lực dọc trục = 1444,6 ( ); = 1742,2 ( ) ự hướng tâm tại các ổ lăn:
→ Chọn ổ bi đỡ chặn với = 26° Đường kính tiết diện lắp ổ lăn: d = 45mm
Theo bảng phụ lục P2.12 chọn ổ lăn cỡ trung hẹp
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) ( )
Chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 a) Kiểm tra khả năng tải động
Do vòng trong quay nên V=1
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 60 Tải trọng quy ước của ổ lăn tại A
Tải trọng quy ước của ổ lăn tại C
Trong đó: m = 3 vì sử dụng ổ bi
Như vậy, ổ lăn đã chọn thoả mãn điều kiện tải động b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh
Với là tải tĩnh quy ước, và là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra bảng 11.6 trang 221 [1] ta được
= 0,5.2126,9 + 0,37.2813,7 = 2104,5 ( ) = 2,1045 ( ) < [ ] = 37,7 ( ) Như vậy, ổ lăn thoả mãn khả năng tải tĩnh
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP
Tính toán vỏ hộp
-Vật liệu làm vỏ hộp là gang xám: GX15-32
-Phương pháp chế tạo: đúc
-Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ,…
-Bề mặt lắp giữa nắp và thân được cạo hoặc mài sạch để lắp khích, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt
-Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song với mặt đế
-Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 độ và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống -Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn
6.1.2 Xác định kích thước vỏ hộp
Chiều dày thân hộp: δ =0,03.a + 3= 0,03.120 + 3 = 6,6 a: là khoảng cách trục I và II Chọn = 7 mm
SVTH: Nguyễn Nhựt Trường 63 chọn e = 7 mm
• Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷0,9) d2 = (0,8 ÷0,9).12 = 9,6÷10,8
• Bulông ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6) d2 = (0,5 ÷0,6) 12 = (6÷7,2) mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
• Chiều dày bích thân hộp
• Chiều dày bích nắp hộp
• Bề rộng bích nắp và thân
Với K2 là bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ
• Chiều dày mặt đế hộp không phần lồi:
• Bề rộng mặt đế hộp:
• Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:
• Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp:
200 ÷ 300 L: chiều dài hộp Chọn sơ bộ LP0 mm
B: chiều rộng hộp Chọn sơ bộ L00 mm
Tính toán và chọn chi tiết phụ
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân sau khi gia công cũng như lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Khi siết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân là ổ chóng bị mòn Ta chọn chốt định vị hình côn có thông số như bảng sau: d d1 c x 4 5 ° L
Khi làm việc, nhiệt độ bên trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm d c l
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp giảm tốc bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Khi làm việc lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu d b m f L c q D S
6.2.4 Nắp quan sát Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5 [2]
Chọn loại nắp quan sát có các thông số
6.2.5 Bulong vòng Để di chuyển hộp giảm tốc một cách dễ dàng, ta dùng bulong vòng
Chọn bulong vòng có thông số
Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc
6.2.7 Nắp ổ (kích thước gối trục)
Trục I Trục II Trục III
Bôi trơn ổ lăn
Do ổ làm việc lâu dài, tốc độ làm việc thấp nhiệt độ làm việc < 150° nên ta bôi trơn bằng mỡ Theo bảng 15-15 ta chọn loại mỡ LGMT2
Ta dùng vòng phớt để che kín ổ lăn.
Bôi trơn hộp giảm tốc
Do vận tốc vòng < 12m/s nên ta bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu
Chiều sâu ngâm dầu = (0,75 ÷ 2) ℎ > 10 Với h là chiều cao chân răng
Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn
Ống lót
Nhằm hãn chế các bánh răng trên trục va vào ổ lăn
Bulong tách nắp
Dùng để tách nắp hộp giảm tốc dễ dàng khi sửa chữa Chọn bulong M8
Vòng phớt
Không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không bụi từ bên ngoài vào hộp giảm tốc
CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP
Chọn dung sai lấp ghép bánh răng với trục
Do chịu tải va đập, thay đổi vừa nên ta chọn cách ghép trung gian: H7/k6
Lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong của ổ lăn với trục: lắp theo hệ thống lỗ: k6
Lắp vòng ngoài của ổ lăn với vỏ hộp: lắp theo hệ thống trục: H7