Khe hở giữacác chi tiết thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáyhộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δu = 1 ≥ 3 ÷ 5.? và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầubôi trơn trong hộ
Chọn động cơ và phân phối TST
Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất động cơ
-Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác:
- Do tải trọng không thay đổi nên Pt = Plv = 1,987
- Hiệu suất truyền động: η = ηđ ηol.ηbr ηol.ηkn ηol
+ ηol – hiệu suất một cặp ổ lăn: ηol = 0,99
+ ηđ – hiệu suất bộ truyền đai: ηđ = 0,95
+ ηbr – hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr = 0,96 + ηkn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: ηkn =1
(Trị số của hiệu suất được tra theo bảng 2.3/19 [1])
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ
- Xác định số vòng quay trên trục máy công tác : nlv = 60000 π × D × v = 60000× π × 325 2,65 = 155,72 (vg/ph)
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền các bộ truyền usb = uđ ubr = 2,5.4,5,25
- Xác định số vòng quay sơ bộ:
Nsb = nlv.usb5,7.11,25 1751,9(vg/ph)
1.1.3 Chọn động cơ nđc ≈ nsb
- Ta có: Pct = 2,24 (kW) và nsb = 1751,9 (vg/ph)
→ Chọn động cơ 4A100S4Y3 với Pđc= 3,0(kW) > Pct nđc= 1420 (vg/ph)
Lập bảng thông số kĩ thuật
1.2.1 Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động
- Theo công thức 3.23/48[1] ut = n n đc lv = 155,72 1420 ≈ 9,11 Với: nđc– số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph) nlv – số vòng quay của trục máy công tác (vg/ ph)
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (u t ) cho các bộ truyền
Theo công thức 3.24[1] ta có: ut = 9,11
- Có uhgt = ubr = 4,5 (hộp giảm tốc 1 cấp)
- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u u t hgt = u u t br ¿ 9,11 4,5 = 2,024
1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục
- Công suất trục 3: P3 = Plv = 1,987 (kW)
- Công suất trục 2: P2 = η P lv ol η kn = 0,99 1,987 1 = 2 (kW)
- Công suất trục 1: P1 = η P 2 ol η br = 0,99 2 0,96 = 2,11 (kW)
- Công suất trục động cơ: Pđc = η P 1 ol η đ = 0,99 2,11 0,95 = 2,24 (kW)
- Số vòng quay trục 1: n1 = n u đc đ = 1420 2,02 = 702,9 (vg/ph)
- Số vòng quay trục 2: n2 = u n 1 br = 702,9 4,5 = 156,2 (vg/ph)
- Trục công tác : nlv = n3 = 156,2 (vg/ph)
- Mômen xoắn trên các trục: Ti = 9,55.10 n 6 P i i
- Ta có bảng thông số kỹ thuật Động cơ 1 2 Công tác
Số vòng quay n (vg/ph) 1420 702,9 156,2 156,2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn tiết diện đai
- Công suất động cơ :Pđc = 2,24 Kw
- Số vòng quay động cơ : nđc = 1420 (vg/ph)
Chọn đai thang thường loại A với d1 = 75-90 mm
Chọn đường kính bánh đai nhỏ
- Đường kính bánh đai nhỏ d1 = dmin 1,2 = 90.1,2
- Đường kính bánh đai lớn :
𝑑2 = 𝑑1.𝑢.(1−ξ) = 112.2,024.(1-0,01)= 224.42 mm ( ξ:hệ số trượt tương đối – giả sử =0,01)
- Tính toán tỉ số truyền thực tế: ut = d d 2
- Kiếm tra sai lệch tỉ số truyền: Δu = u = | u t −u u đ đ | 100 % = | 2,02−2,024 2,024 | 100 % = 0.01% < 4%
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
- Tỉ số truyền thực tế ut = 2,54
Chiều dài đai: L = 2.𝑎sb+𝜋 d 1+ 2 d 2 + (d 2− 4 a d 1) 2 sb
- Kiểm tra số vòng chạy : i = v L = 8,32.10 1120 3 = 7,42
Xác định chính xác khoảng cách trục
Xác định số đai
𝑃1 = 2,24 : công suất trên trục bánh đai chủ động
[𝑃𝑜] = 1,85 :công suất cho phép (Tra bảng 4.20/62
𝐾đ = 1,2 :hệ số tải trọng động (Tra bảng 4.7/55
𝐶𝛼 = 0,93 :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼1 (Tra bảng 4.15/61 [1] )
𝐶𝑙 = 0,89 :hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (Tra bảng 4.16/61 [1] )
𝐶𝑢 = 1,13 :hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền
𝐶𝑧 = 0,95 :hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai (Tra bảng 4.18/61
Xác định thông số cơ bản của bánh đai
- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:
- Đường kính ngoài bánh đai :
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Ta có: qm = 0,105 (kg/m) : khối lượng 1m chiều dài đai.
- Lực căng do lực li tâm gây ra :
- Lực tác dụng lên trục :
Tổng hợp thông số bộ truyền đai
Thông số Kí hiệu Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1 112 (mm) Đường kính bánh đai lớn d2 224 (mm) Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 118,6 (mm) Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 230,6 (mm) Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 93,6 (mm) Đường kính chân bánh đai lớn df2 205,6 (mm)
Chiều rộng bánh đai B 35 (mm)
Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 152,1
Lực căng ban đầu Fo 142,7 (N)Lực tác dụng lên trục Fr 560,48 (N)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG
Chọn vật liệu bánh răng
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn:
+ Bánh nhỏ: thép C45 thường hóa có σb1= 600 MPa, σch1 = 340 MPa, HB 1 = 200
+ Bánh lớn: thép C45 thường hóa có σb2 = 600MPa, σch2 = 340 MPa, HB 1 = 185
Xác định ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 với thép C45, tôi cải thiện σ Hlim o = 2HB+70 ; SH= 1,1 ; σ Flim o = 1,8HB, SF = 1,75
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 200 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 185, khi đó : σ Hlim1 o = 2HB1+70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) ; σ Flim o 1= 1,8.200 = 360 (MPa) σ Hlim2 o =2HB2+70 = 2.185 + 70 = 440 (MPa) ; σ Flim o 2 = 1,8.285 = 333 (MPa)
- Số chu kỳ chịu tải:
+ c là số lần ăn khớp
+ n là số vòng quay của bánh răng
+ Σt (CT 6.6/93[1])t là tổng số thời gian làm việc tính theo giờ
- Hệ số tuổi thọ của bộ truyền:
Với độ cứng của BR1 và BR2 ≤ 350 HB
Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ
- Tra bảng 65/96[1] với bánh răng trụ thẳng vật liệu thép
- Với vị trí bánh răng đối xứng các ổ trong hộp giảm tốc và độ rắn H1 , H2 ≤ 350 HB
- Tra bảng 6.7/87[1] với ψbd = 1,4575 => KHβ 1.07
* Khoảng cách trục sơ bộ aw = Ka.(ubr+1).√ 3 T 1 ¿ ¿ ¿ K Hβ ¿
Xác định thông số ăn khớp
-Tính chọn mô đun m: m(min) = 0,01.aw = 0,01.125 = 1,25 m(max) = 0,02.125 = 2,5
- Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 99/22 = 4,5 = ubr
=> Sai lệch tỉ số truyền: Δu = u = 0 < 4%
- Xác định chính xác khoảng cách trục : a w ¿= m.( Z 1 2 + Z 2) = 121 (mm)
- Hệ số dịch chỉnh tâm y : y = a m w − ( Z 1+ 2 Z 2) = 125 2 − (22 + 2 99) =¿ 2 ky= 1000 Z y
- Hệ số giảm đỉnh răng: Δu = y = kx ( Z 1 + Z 2 ) / 1000 = 0,23837
- Tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y + Δu = y = 2 +0,23837 = 2,23837
- Hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động: x1 = 1 2 [xt- (Z ¿ ¿ Z 2− Z 1 ) y
- Hệ số dịch chỉnh BR bị động : x2 = xt + x1 = 1,75
- Xác định góc ăn khớp : cos(αtw) = ( Z 1+ Z 2 2 ) m cos a (20) w = (22+99) 2.125 2 cos(20) = 0,909
Xác định thông số ăn khớp
- Xác định đường kính vòng lăn: dw1 = u 2 a w t +1 = 4,5+ 2.125 1 = 45,45 (mm) dw2 = 2aw - dw1 = 2.125 – 45,45 = 204,55 (mm)
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v = π d 60000 w 1 n 1 = π 45,45 702,9
- Xác định ứng suất uốn cho phép:
[σH] = [σH]sb.ZR.Zv.KxH = 400.0,9.1.1 = 360 (MPa)
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σF1]= [σF1]sb.YR.Ys.KxF = 205,71.1,3.1 = 211,8 (MPa) [σF2]= [σF2]sb.YR.Ys.KxF = 190,28.1,3.1.1 = 196 (MPa)
Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt làm việc: ZR = 0,9
- Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng: Zv = 1
- Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng: KxH 1
- Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 1
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:
Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn:
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: ZM = 274 MPa 1/3
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH = √ sin 2 cos (2 α β tw b ) = √ sin 2 cos (2 23,07 (0) o ) = 1,62
- Hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88 – 3,2.( Z 1
- Xác định chiều rộng vành răng: bw= ψba.aw = 0,5.125 = 62,5 (mm)
- Hệ số trùng khớp dọc: εβ = b w m π sinβ = 0
- Hệ số trùng khớp của răng:
- Xác định hệ số tải trọng KH:
Với vận tốc vòng v = 1,67m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 9, tra bảng 6.7, 6.13 và 6.14 và phụ lục 2.3 ta được:
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHα = 1
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ = 1,07
- Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1,1
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σH = ZM.ZH.Zε.√ 2 T 1 b K w u H t d (u t w +1) 1 2
=> Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn
- Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF:
Với vận tốc vòng v = 1,67 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 9, tra bảng 6.7 và 6.13,6.14 và phụ lục 2.3 ta được:
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KFβ = 1,19
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn KFα
- Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn 𝐾Fv = 1,28
- Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε
- Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Xác định số răng tương đương:
- Tra bảng 6.18 theo số răng tương đương Zv1, Zv2 và hệ số dịch chỉnh x 1 = 0,33; x 2 = 1,29, ta được hệ số dạng răng: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,47
- Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σF1 = 2.T 1 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 1 m n = 2.28667,6.0,58 1 3,39.1,52
=> Răng thỏa mãn về độ bền uốn
Xác định các thông số khác của bộ truyền
- Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.(1 + x1 - ∆ y ).m = 44+ 2.(1 +0,4828 -
- Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5 – 2.x1).m = 44 - (2,5 – 2.0,4828).2
Fr1 = Fr2 = F t 1 cos tan αtw β = 1261,5 tan (24,5 ¿)
Bảng thông số bộ truyền bánh răng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Số răng bánh bị dẫn Z2 99
Góc nghiêng răng trên trục cơ sở β b 0
Chiều rộng vành răng bw 62,5 mm Đường kính vòng lăn bánh dẫn dw1 45,45 mm Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn dw2 204,55 mm Đường kính đỉnh răng bánh dẫn da1 48,97 mm Đường kính đỉnh răng bánh bị dẫn da2 208,04 mm Đường kính chân răng bánh dẫn df1 40,93 mm Đường kính chân răng bánh bị dẫn df2 200 mm
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu chế tạo trục
- Trục ở những thiết bị không quan trọng, chịu tải thấp dùng thép không nhiệt luyện.
- Trục ở máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện.
Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục
nhanh dùng thép hợp kim thấm Cacbon
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa có 𝜎𝑏 = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] 15 … 30 Mpa
4.2 Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục
4.2.1 Bộ truyền bánh răng trụ thẳng
Fr1 = Fr2 = F t cos 1 tan α β = 1216,5 tan 1 (24,5 o ) = 574,8 (N)
- Lực tác dụng lên trục:
- Mômen xoắn trên khớp nối:
Tt = k.T2 ≤ [T] (ct 16-1/58[2]) Trong đó : k: hệ số chế độ làm việc ( Tra bảng 16-1 => k 2)
[T]: Momen xoắn cho phép(Tra bảng 16-
- Lực vòng trên khớp nối:
Tra bảng 16.10a/68[2] với T t = 122279 (kN.m) , ta có: Dt = 105 (mm)
- Lực hướng tâm tác dụng lên trục:
Xác định sơ bộ đường kính trục
- Trục II: dII = √ 3 0,2.[ T II τ ] = √ 3 122279 0,2.15 = 34,4(mm)
Xác định chiều dài mayo
- Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục :
+ Số trục trên hộp giảm tốc: t = 2
+ i = 0 và 1: các tiết diện trục nắp ổ
+ i = 2….s là số chi tiết quay (3)
+ lk1 = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 - 1
+ lki = khoảng cách giữa gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k
+ lmki = chiều dài may ơ của chi tiêt quay thứ i
+ bki = chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k
+ lm13 = 1,5.dI = 1,5.25 = 37,5 (mm), vì lm13 max nhỏ hơn bw, nên chọn lm13 = bw = 62,5(mm)
- Xác định lực trên bánh đai :
- Xác định lực trên hai ổ lăn : Σt (CT 6.6/93[1])𝐹𝑥 = 𝑋𝐵+𝑋𝐷−𝐹𝑡1−𝐹𝑑𝑥 = 0 Σt (CT 6.6/93[1])𝐹𝑦 = 𝑌𝐵+𝑌𝐷−𝐹𝑟1−𝐹𝑑𝑦 = 0 Σt (CT 6.6/93[1])𝑀𝑥𝐵 = +𝑌𝐷.109,5 − 𝐹𝑟1.54,75 + 𝐹𝑑𝑦.62,25
- Sơ đồ phân bố lực và biểu đồ Momen trục 1 :
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5/195[1] với dI = 25mm ta có [𝜎] 63 (MPa)
- Tính đường kính trục theo công thức 10.17/194[1] : dj = √ 3 (0,1 M tdj [ σ ] )
+ lm22 = 1,5.dII = 1,5.35 = 52,5 (mm), vì lm22 max nhỏ hơn bw, nên chọn lm22 = bw = 62,5(mm)
- Xác định lực trên các ổ lăn của trục II : Σt (CT 6.6/93[1])𝐹𝑥 = −XE + XG + F𝑡2 – 𝐹kn = 0 ỉ34 ỉ25 ỉ30 ỉ16 Σt (CT 6.6/93[1])𝐹𝑦 = −YE − YG + F𝑟2 = 0 Σt (CT 6.6/93[1])𝑀𝑥𝐵 = −𝑌G.113,5 + F𝑟2.56,75 = 0 Σt (CT 6.6/93[1])𝑀𝑦𝐵 = − XG.113,5 − F𝑡2.56,75 + Fkn.185,25
- Sơ đồ phân bố lực trục II
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5/195[1] với dII = 35mm ta chọn [𝜎]
- Tính đường kính trục theo công thức 10.17/194[1] : dj = √ 3 (0,1 M tdj [ σ ] )
Kiểm nghiệm trục
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
- Giới hạn mỏi uốn: 𝜎−1 = 0,436.𝜎𝑏 = 0,436.600 261,6 (MPa)
- Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏−1 = 0,58.𝜎−1 = 0,58.261,6 151,73(MPa)
- Hệ số ảnh hưởng trung bình của độ bền mỏi: 𝜓𝜎 0,05 và 𝜓𝜏 = 0 ỉ34 ỉ30 ỉ26 ỉ38 ỉ30
- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ só tăng bền KY = 1,7 ( Bảng 10.9/197[1])
- Các trục được gia công trên máy tiện, sau đó mài với cấp chính xác Ra = 0,32…0,16 , ta chọn KX = 1 (Bảng 10.8/197[1])
- Theo bảng 10.12/199[1] , khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu 𝜎𝑏 = 600 MPa là 𝐾𝜎 = 1,76, 𝐾𝜏 = 1,54
- Với trục có 1 rãnh then : ( Bảng 10.6/196[1] )
- Các trục quay theo ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
- Trục quay một chiều, ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động:
- Xác định các hệ số 𝐾𝜎𝑑𝑗 và 𝐾𝜏𝑑𝑗 :
- Xác định hệ số an toàn : s𝜎𝑗 = K σ −1 σdj σ aj +Ψ σ σ mj ; s𝜏𝑗 = K τ −1 τdj τ aj + Ψ τ τ mj
- Từ đó, suy ra điều kiện bền mỏi: s𝑗 = s σj s τj
*Chọn [s] = 2,5 (không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
- Tại vị trí lắp bánh răng :
Stc = K τ −1 τ dC τ aC +Ψ τ τ mC = 1,11.2,9+ 151,73 0.6,91 = 20,5 sC = s σC s τC
- Tại vị trí lắp bánh đai :
- Tại vị trí lắp ổ lăn :
=> s𝜎B = K σ −1 σdB σ aB + Ψ σ σ mB = 1,15.22,7 261,6 +0,05 0 = 10,02 s𝜏B = K τ −1 τ dB τ aB +Ψ τ τ mB = 1,06.4,67 151,73 +0.4,67 = 30,65 sB = s σB s τB
- Tại vị trí lắp bánh răng :
- Tại vị trí lắp khớp nối :
=> s𝜎H = K σ −1 σdH σ aH +Ψ σ σ mH = 1,15.0+ 261,6 0,05 0 = ∞ s𝜏H = K τ −1 τ dH τ aH + Ψ τ τ mH = 1,06.19,38+0.19,38 151,73 = 7,38
- Tại vị trí lắp ổ lăn :
=> s𝜎G = K σ −1 σdG σ aG + Ψ σ σ mG = 1,17.12,6+0,05 0 261,6 = 17,7 s𝜏G = K τ −1 τ dG τ aG +Ψ τ τ mG = 1,11.11,53 151,73 +0.11,53 = 11,85 sG = s σG s τG
Kết luận : Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ
Tính mối ghép then
Chọn tiết diện then trục 1 ( Bảng 9.1a / 193
- Tại vị trí lắp bánh răng : Đường kính trục d
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1
30 8 7 4 2,8 0,16 0,25 lt = 0,8.lm13 = 0,8.62,5 = 50 ( Chọn lt = 50 mm )
[𝜏𝑐]` 𝑀𝑃𝑎 ( Trang 174[1] ) Ứng suất dập và ứng suất cắt tính theo công thức :
Chọn tiết diện then trục 2 ( Bảng 9.1a / 193
- Tại vị trí lắp bánh răng : Đường kính trục d
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1
34 10 8 5 3,3 0,25 0,4 lt = 0,8.lm13 = 0,8.62,5 = 50 ( Chọn lt = 50 mm )
[𝜏𝑐]` 𝑀𝑃𝑎 ( Trang 174[1] ) Ứng suất dập và ứng suất cắt tính theo công thức :
Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn
- Chọn cấp chính xác ổ lăn: 0
Ta có: d = 25 mm ổ lăn B : FrB = √ X B
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng chọn ổ đỡ 1 dãy tra bảng P2.7/255 [1] và dựa vào đường kính ngõng trục là d = 25 mm ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung.
Kí hiệu 305 có các thông số sau : d = 25 mm ; D = 62 mm ; α = 0 ; B = 17 mm ;
Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:11.1/213[1]
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ )
Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức 11.3/114[1]
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay:V = 1 kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 kđ – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: kđ = 1
Theo bảng 11.4/215[1] với ổ bi đỡ :
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
QB =(XB.V.FrB+YB.FaB).kt.kd = (1.1.1547,4+ 0).1.11547,4 N
QD = (XD.V.FrD+YD.FaD).kt.kd=(1.1.410,1 + 0).1.1410,1 N
Khả năng tải động của ổ lăn
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng Bảng 11.6/221[1] cho ổ bi đỡ 1 dãy ta được: { X Y O = =0,6 0,5
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
Ta có: d = 30 mm ổ lăn E : FrE = √ X 2 E +Y 2 E = √ 925,2 2 + 287,4 2
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng chọn ổ đỡ 1 dãy tra bảng P2.7/255 [1] và dựa vào đường kính ngõng trục là d = 30 mm ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ nhẹ.
Kí hiệu 206 có các thông số sau : d = 30 mm ; D = 62 mm ; α = 0 o ; B = 16 mm ;
Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 11.1/213[1]
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ )
Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức: 11.3/114[1]
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay:V = 1 kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 kđ – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: kđ = 1
Theo bảng 11.4/216[1] với ổ bi đỡ :
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
QE =(XE.V.FrE+YE.FaE).kt.kd = (1.1.968,8 + 0).1.1968,8 N
QG = (XG.V.FrG+YG.FaG).kt.kd=(1.1.315,22 + 0).1.1315,22 N
Khả năng tải động của ổ lăn
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng Bảng 11.6/221[1] cho ổ bi đỡ 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
KẾT CẤU VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
Tổng quan về vỏ hộp
- Bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết, bộ phận máy.
- Tiếp nhận tải trọng các chi tiết lắp trên vỏ
- Đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết b) Chỉ tiêu thiết kế
- Khối lượng nhỏ c) Cấu tạo, vật liệu
- Cấu tạo: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…
- Vật liệu: gang xám GX15-32
Thiết kế vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Nắp hộp, δ 1 δ = 0,03.aw+ 3 > 6 mm aw = 125 mm δ 1 = 0,9 δ δ =7 mm δ 1 =7 mm
Chiều dày, h Độ dốc e = 0,8 δ h < 58 Khoảng 2 o e=6 mm h = 48 mm
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04.aw + 10 >
12mm 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 = 15 mm d2 = 12 mm d3 = 10 mm d4 = 8 mm d5 = 8 mm
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
K3 = 36 mm Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
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
C ≈ D3/2 k ≥ 1,2.d2 h : xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Chiều dày: khi không có phần lồi
Bề rộng mặt đế hộp: K1 và q
Dd xác định theo đường kính dao khoét :
K1 = 45 mm q = 60 mm Giữa bánh răng với Δu = ≥ (1 ÷ 1,2).𝛿 Δu = = 8 mm
Khe hở giữa các chi tiết thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δu = 1 ≥ (3 ÷ 5).𝛿 và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δu = ≥ 𝛿 Δu = 1 = 21 mm
Số lượng bu lông nền Z
Một số chi tiết khác
• 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 trụ
• Thông số kích thước: tra Bảng 18.4a/90[1] ta được: d = 6 mm ; c = 1 mm ; l = 1,2 ÷ 120 mm
Tên chi tiết: Cửa thăm
• 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: tra Bảng 18.5/92 [2] ta được:
Tên chi tiết: nút thông hơi
• 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: tra Bảng 18.6/93[2] ta được :
Tên chi tiết: Nút tháo dầu
• 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
• Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra Bảng
Tên chi tiết: Que thăm dầu
• 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 tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài
- Khi vận tốc nhỏ (0,8~1,5 m/s): hmax = 2.(chiều cao răng bánh răng lớn) = 19mm hmin = (0,75~2) h = 7,08 mm
Một số chi tiết phụ
6.4.1 Các chi tiết cố định trên ổ trục
+ Đặc điểm: chắc chắn và đơn giản
+ Nhiệm vụ: Đệm được giữ chặt bằng vít và dây néo
+ Chọn loại đếm chắn mặt đầu là loại cố định mặt đầu vòng trong ổ bằng 1 vít
+ Vật liệu đệm: thép CT3
+ Vật liệu tấm hãm: thép CT2
+ Kích thước đệm chắn mặt đầu: tra bảng
Trục Đệm áp Tấm hãm Kích thước bulông TCVN189 0-76 D
1 l1 nh ỏ nh ất l2 nh ỏ nh ất
6.4.2 Các chi tiết điều chỉnh lắp ghép
- Nhiệm vụ: Điều chỉnh khe hở khi lắp ghép các chi tiết, tạo độ dôi ban đầu (ổ lăn)
+ Vòng đệm điều chỉnh (cố định ổ bằng nắp mộng)
+ Phân loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng
6.4.3 Các chi tiết lót bộ phận ổ
+ Đặc điểm: dễ thay thế, đơn giản và chống mòn
+ Phân loại: cố định và điều chỉnh được khe hở Chi tiết vòng phớt:
• Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ
• Thông số kích thước: tra Bảng 15.17/50[2] ta được : d d1 d2 D a B So
- Vòng chắn dầu, đệm bảo vệ
+ Nhiệm vụ: ngăn cách mỡ bôi trơn ổ với dầu của HGT
• 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
Vòng chắn dầu a = 6÷9 (mm), t = 2÷3 (mm), b = 2÷5 (mm) (lấy bằng gờ trục)
Bôi trơn HGT
- Các bộ truyền cần được bôi trơn liên tục nhằm: + Giảm mất mát công suất vì ma sát
+ Đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ
- Việc lựa chọn phương pháp bôi trơn HGT phụ thuộc vào vận tốc vòng của bộ truyền
- Khi vận tốc vòng của bánh răng vbr ≤ 12 m/s:
+ Bôi trơn bằng ngâm dầu
+ Chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 đến 1/4 bán kính bánh răng.
Dung sai lắp ghép và bôi trơn
Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn
• 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:
• Tra bảng 20-12, 20-13 Tr 132/133 [2] ta được:
+ Lắp ổ lên trục là: k6 + Lắp ổ lên vỏ là: H7 a Lắp bánh răng lên trục:
• Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp
• Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:
∅ H 7 k 6 b Dung sai mối ghép then
• Tra bảng Bảng 20.6/125[2] với tiết diện then trên các trục ta được
Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
Sai lệch chiều sâu rãnh then:
Trục II: t = 5 mm ⇒Nmax = +0,2 mm
Bôi trơn hộp giảm tốc
• Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc 𝑣 = 1,67 < 12(m/s) nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu
• Với vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v 1,67 (m/s) tra bảng 18.11/100[2], ta có được độ nhớt để bôi trơn là :
16 (2) Centistoc ứng với nhiệt độ 50℃
• Theo bảng 18.13/101[2] ta chọn được loại dầu AK-20
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.
• Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và tránh được tiếng ồn
Thông thường các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực tế thì người ta thường bôi mỡ vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm
Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15.15a/44[2] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm 1⁄2 khoảng trống trong ổ.
Bảng dung sai lắp ghép
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Vòng ngoài của ổ và vỏ ∅ 62 H 7
Trục và vòng chắn dầu
Trục và vòng chắn dầu