Đồ Án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ thống dẫn Động cơ khí

Bố cục thuyết minh đề tài - 02 quyển thuyết trình khổ A4 đúng quy định số 815/QĐ-ĐHCN ngày 15/08/2019 - Trích dẫn tài liệu tham khảo theo quy định số 815/QĐ-ĐHCN ngày 15/08/2019 - Các bả

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cần được dẫn động.

- Chọn động cơ điện được tiến hành theo các bước như sau:

+ Tính công suất cần thiết của động cơ.

+ Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

+ Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải, mô men mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế.

Hình 1.1 Thông số đầu vào

- Tổng thời gian làm việc trong 1 ca : 8 (giờ), số ca làm việc : 2 (ca)

- Lực chịu tải tại vị trí làm việc: F = 12000 (N)

- Thời gian phục vụ: lh = 15000 (giờ)

- Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ

- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: 45 o

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

- Theo công thức 2.1 [3], công suất cần thiết trên trục của động cơ điện được xác định như sau: P ct = P t η

- Trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

Pt – công suất tính toán trên trục máy công tác, kW η – hiệu suất truyền động.

1.1.1.1 Xác định hiệu suất truyền động:

- Với sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: η=η 1 η 2 η 3 … trong đó η 1 , η 2 ,η 3 … là hiệu suất các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ dẫn truyền Đối với hệ dẫn động đã chọn: Động cơ – Đai – HGT bánh răng – Khớp nối : η = η đ η br η k n 3 ổ

- Tra bảng 2.1 [3] ta chọn được các giá trị như sau:

+ Hiệu suất bộ truyền đai: η đ = 0,95

+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: η br = 0,97 (được che kín)

- Vậy hiệu suất truyền động η = η đ η br η k n 3 ổ = 0,95.0,97.1.0,99 3 = 0,89

1.1.1.2 Xác định công suất tính toán:

- Do đặc tính làm việc có va đập nhẹ nên tải trọng thay đổi trong quá trình làm việc Trong trường hợp này, ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương Theo công thức 2.4 [3] và 2.5 [3] ta có:

- Do công suất P và momen xoắn T tỉ lệ thuận nên P P i

1 , như vậy có thể viết:

- Trong đó: P1 – công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác, kW

Pi – công suất tác dụng trong thời gian ti.

- Theo biểu đồ thay đổi tải trọng của hệ dẫn động, ta viết được công thức:

= P 1 √ 0+ 1.2,8+0,66 8 2 4,25 ≈ 0,76.P 1 (Thời gian t mm nhỏ coi bằng 0)

- Theo công thức 2.3 [3] ta có P1 = Plv = 1000 F v = 12000.0,38 1000 = 4,56 (kW)

- Do đó Pt = Ptđ = 0,76.4,56 = 3,47 (kW)

- Thay vào công thức tính công suất cần thiết : Pct = P t η = 3,47 0,89 = 3,90 (kW)

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Áp dụng công thức 2.7 [3], số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nlv.usb

- Trong đó nlv – số vòng quay của trục tang quay Đối với hệ dẫn động băng tải: nlv = 60.10 3 v π D = 60.10 3 0,38 π 125 = 58,06 (vòng/phút) usb – tỉ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động, được xác định theo công thức: usb = uđ.ubr

- Tra bảng 2.2 [3], ta chọn được:

+ Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai thang: uđ = 3 ÷ 4

+ Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: ubr = 3 ÷ 5

=> Tí số truyền sơ bộ : usb = uđ.ubr = (3 ÷ 4).(3 ÷ 5) = (9 ÷ 20)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.usb = 58,06 (9 ÷ 20) = 522,54 ÷ 1161.2 (vòng/phút)

- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 1000 (vòng/phút) do số vòng quay càng cao thì kích thước khuôn khổ và giá thành giảm.

- Chọn loại động cơ 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK, chế tạo trong nước, dễ kiếm và giá thành thấp.

- Theo bảng P1.3 [3] với các thông số kĩ thuật như sau:

Bảng 1.1 Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A

(vg/ph) cos φ (%) η T max /T dn T k /T dn

- Ta có pđc = 5,5 > 3,90 = pct và T T mm

1 = 1,4 < 2,0 = T T k dn , vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

Phân phối tỉ số truyền và tính toán các thông số trên các trục

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền

- Phân lại tỉ số số truyền: ut = n n đc lv = 58,06 960 ≈ 16,53

- Mà ut = uđ.ubr = 16,53 ta chọn tỉ số truyền của đai theo tiêu chuẩn uđ = 3,56.

- Do đó tỉ số truyền của bánh răng: ubr = u u t đ = 16,53 3,56 ≈ 4,64

1.1.2 Tính toán các thông số trên các trục

Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải

- Công suất trên các trục:

- Số vòng quay trên các trục:

+ Trục I: nI = n u đc đ = 3,56 960 = 269,66 (vòng/phút)

+ Trục II: nII = u n I br = u n I br = 269,66 4,64 = 58,12 (vòng/phút)

+ Trục làm việc: n lv = n n II k = 58,12 1 = 58,12 ( vòng/phút)

- Momen xoắn trên các trục:

+ Trục động cơ: Tđc = 9,55.10 6 P n đc đc = 9,55.10 6 960 5,1 ≈ 50734,38 (Nmm)

+ Trục tang quay: Tlv = 9,55.10 6 P n lv lv = 9,55.10 6 58,06 4,56 ≈ 750051,67 (Nmm)

- Ta có bảng thông số kĩ thuật như sau:

Bảng 1.2 Bảng thông số kỹ thuật như sau:

Thông số Động cơ I II Làm việc

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Chọn loại đai thang

Hình 2.1 Chọn lại tiết diện đai hình thang Bảng 2.1 Các thông số của đai hình thang

Loại đai Ký hiệu Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện

A (mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)

Chiều dài giới hạn l (mm) bt B h y0 Đai thang thường ƃ 14 17 10,5 4 138 140÷280 800÷6300

- Ta chọn loại đai thang thường, sử dụng khi v < 25 m/s.

- Sử dụng đai thang tiết diện ƃ , có kích thước B x h = 17x 10,5

Xác định thông số bộ truyền

2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ

- Theo tiêu chuẩn, ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 224mm

2.2.2 Đường kính bánh đai lớn

- Đường kính bánh đai lớn được xác định theo công thức: d2 = d 1 u n

- Với ε : hệ số trượt, chọn ε = 0,02

- Giá trị d2 chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 800 mm

- Tỉ số truyền thực tế: uđ’ = d d 2

- Theo bảng 3.13[3] với uđ = 3,56 dùng phép nội suy ta được phép tính xấp xỉ: a d 2 = 0,95 => a = 0,95.800 v0 mm

- Chiều dài đai được tính sơ bộ từ khoảng cách trục theo công thức:

- Theo bảng 3.6[3], chiều dài đai được chọn theo tiêu chuẩn: L = 3150mm

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i = v L = 11,26 3,15 = 3,57 < imax = 10 (Thỏa mãn)

- Tính chính xác khoảng cách trục: a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2

- Góc ôm đai được tính theo công thức: α 1 = 180 o – 57 o d 2 −d 1 a = 180 o – 57 o 80 0−224

- Số dây đai được xác định theo công thức 3.11 [3]: z = P 1 K đ [ P o ] C α C l C u C z

+ P1 = 5,1 kW, là công suất trên bánh chủ động.

+ Kđ : hệ số tải trọng động Tra bảng 3.8[3] ta được Kđ = 1,35

+ [Po] : công suất cho phép Tra bảng 3.14[3], ta được [Po] = 4 kW

+ C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Tra bảng 3.16[3], với α 1 = 133,92 o dùng phép nội suy ta được C α = 0,86

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài dây đai Với tỉ số L/L0 = 3150 2240 = 1,41 tra bảng 3.17[3] kết hợp phép nội suy ta được Cl = 1,07

+ Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 3.18[3] kết hợp phép nội suy ta được Cu = 1,14

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của phân bố không đều tải trọng.

0 = 1,28 tra bảng 3.19[3] ta chọn Cz = 1

- Thay số vào ta được: z = P 1 K đ

- Tra bảng 4.21[1], chiều rộng bánh đai được tính theo công thức:

2.2.8 Đường kính ngoài của bánh đai

- Với bánh nhỏ: da1 = d1 + 2.h0 = 224 + 2.4,2 = 232,4 mm

- Với bánh lớn: da2 = d2 + 2.h0 = 800 + 2.4,2 = 808,4 mm

2.2.9 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng do lực ly tâm được tính theo công thức 3.15[3]:

- Tra bảng 3.20[3], với đai tiết diện ƃ thì qm = 0,178 kg/m

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 3.14[3]:

- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin( α 1

Lập bảng thông số kĩ thuật

Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại đai ƃ Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ d1; mm 224 Đường kính bánh đai lớn d2; mm 800

Chiều rộng bánh đai B; mm 44

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Chọn vật liệu

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu bánh răng như nhau

- Tra bảng 5.1 (HDDACTM) ta chọn được :

+ Vật liệu bánh nhỏ ( Bánh răng chủ động ) :

 Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

 Độ cứng : HB 241285 Chọn HB 1= 250

 Giới hạn chảy : σ ch1= 580 (MPa)

+ Vật liệu bánh lớn ( Bánh răng bị động ) :

 Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

 Độ cứng : HB 192240 Chọn HB 2 = 200

 Giới hạn chảy : σ ch2= 450 (MPa)

=> Thỏa mãn điều kiện : H 1 H 2+ (1015) HB

Xác định ứng xuất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] được tính theo công thức:

+ σ Hlim 0 là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

Với bánh chủ động : σ Hlim1 0 = 2 HB 1+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)

Với bánh bị động : σ 0 = 2 HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa)

+ S H là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 5.2 chọn : S H = 1,1

+ K HL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức : K HL = m √ H N N HO HE

+ m H – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB < 350 => m H =6

+ N HO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- Theo công thức ta có : N HO 0 H 2,4 HB

+ Với b ánh chủ động : N HO1= 30.250 2,4 HB = 17067789,4

+ Với bánh bị động : N HO2= 30.200 2,4 HB = 9990638,5

+ N HE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: N HE `.c.∑ ( T T 1 max

+ c – số lần ăn khớp trong một vòng quay.

+ T i , n i , t i – mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- Suy ra : N HE 1 = 60.c.ni.( T mm

- Do NHE > NHO nên lấy NHE = NHO, do đó KHL = 1.

- Như vậy, thay vào ta được ứng suất tiếp xúc cho phép từng bánh răng là:

+ Với bánh chủ động: [ σ H 1 ¿= σ Hlim1

S H = 570.1 1,1 = 518,2 (MPa) + Với bánh răng bị động: [ σ H 2 ¿= σ Hlim2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của cả hai bánh răng là :

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

+ Với bánh chủ động: [ σ H 1]max = 2,8 σ ch1 = 2,8 580 = 1624 (MPa)

+ Với bánh răng bị động: [ σ H 2]max = 2,8 σ ch2 = 2,8 450 = 1260 (MPa)

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

- Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

+ σ Flim 0 là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

Với bánh chủ động : σ Flim1 0 = 1,8 HB 1= 1,8.250 = 450(MPa)

Với bánh bị động : σ Flim2 0 = 1,8 HB 2= 1,8.200 = 360 (MPa)

+ SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng 5.2 ta được SF = 1,75

+ KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

+ KFL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức: KFL = m √ F N N FO FE

+ mF – bậc đường cong mỏi khi thử về uốn , do HB ≤ 350 nên mF = 6

+ NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.10 6

+ NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc thì: NFE = 60.c ∑ ( T T max i ) m F n i t i

+ c – số lần ăn khớp trong một vòng quay.

+ T i , n i , t i – mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Suy ra, N FE 1= 60.c.ni.( T mm

- Ta có : N FE 2= N u FE1 br =95599571,93

- Do NFE > NFO nên lấy NFE = NFO, do đó KFL = 1.

- Như vậy, thay vào ta được ứng suất uốn cho phép từng bánh răng là:

+ Với bánh chủ động: [ σ F1] = σ Flim 1

S F = 450 1,75 1 1 = 257,1 (MPa) + Với bánh răng bị động: [ σ F2] = σ Flim 2

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

+ Với bánh răng chủ động : [ σ F1]max= 0,8 σ ch 1= 0,8.580 = 464 (MPa)

+ Với bánh răng bị động : [ σ F2]max= 0,8 σ ch2= 0,8.450 = 360 (MPa)

Tính truyền động bánh răng trụ răng thẳng

3.3.1 Tính sơ bộ khoảng cách trục

- Khoảng cách trục sơ bộ aw được xác định theo công thức: a w = K a (u br ± 1) √ 3 T 1 ¿ ¿ K Hβ ¿ = 49,5.(4,64 + 1).√ 3 169991,84 1,06

+ Ka là hệ số, Tra bảng 5.3 [3] ta được Ka = 49,5

+ Tỉ số truyền ubr = 4,64 dấu (+) do bánh răng ăn khớp ngoài.

+ T1 = TI = 169991,84 Nmm là mô mem xoắn trên trục bánh răng chủ động. + Tra bảng 5.4 [3], ta chọn ψ ba = 0,4.

+ Hệ số ψ bd = 0,53 ψ ba (ubr + 1) = 0,53.0,4.( 4,64+1 ) = 1,2 Tra bảng 5.5 [3] dùng phép nội suy ta được K Hβ = 1,06

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

- Mô đun m được xác định theo công thức: m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).226,18 = 2,26 ÷ 4,52

- Giữa khoảng cách trục aw, số răng Z1 và Z2, góc nghiêng răng 𝛽 và mô đun m trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ theo công thức: aw = m.( Z 1 + Z 2 )

- Do góc nghiêng răng 𝛽 = 0 nên ta tính được số răng bánh chủ động:

- Số răng bánh bị động : Z2 = Z1.ubr = 27.4,64 5,28

- Tính lại khoảng cách trục aw: aw = m.( Z 1 + Z 2 )

- Tỉ số truyền thực tế um: um = Z Z 2

- Góc ăn khớp, với α = 20 o là góc profin gốc: cos α tω = Z t m cosβα 2 a w = 152.3 2.228 cos20 = 0,94

=> Suy ra góc ăn khớp: α tω = cos -1 0,94 ≈ 19 o 56’

- Do cần yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục nên không dùng dịch chỉnh.

3.3.3 Xác định các thông số và kích thước bộ truyền

- Đường kính chia của bánh răng chủ động d1 và bánh răng bị động d2 là:

+ Với bánh răng chủ động: d1 = m Z 1 cosββ = cos0 3.27 = 81 (mm)

+ Với bánh răng chủ động: d2 = m Z 2 cosββ = 3.125 cos0 = 375 (mm)

- Đường kính lăn của bánh răng chủ động dw1 và bánh răng bị động dw2 là:

+ Với bánh răng chủ động: dw1 = u 2.a w m + 1 = 4,63 2.228 +1 ¿ 80,99(mm) + Với bánh răng bị động: dw2 = d w 1 u m = 80,99.4,63= 374,98 (mm)

- Đường kính đỉnh của bánh răng chủ động da1 và bánh răng bị động da2 là:

+ Với bánh răng chủ động: da1 = d1 + 2.m = 81 + 2.3 = 87 (mm)

+ Với bánh răng bị động: da2 = d2 + 2.m = 375 + 2.3 = 381 (mm)

- Đường kính đáy của bánh răng chủ động df1 và bánh răng bị động df2 là:

+ Với bánh răng chủ động: df1 = d1 - 2,5m = 81 – 2,5.3 = 73,5 (mm) + Với bánh răng bị động: df2 = d2 - 2,5.m = 375 – 2,5.3 = 367,5 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền răng và quá tải

3.4.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u H m (u d w 2 m 1 + 1) ≤ [ σ H ¿

+ ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng Tra bảng 5.3 [3] ta được

+ ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 5.11 [3] , ZH = 1,76+ Chiều rộng vành răng bw = ψ ba aw = 0,4.228 = 91,2 (mm)

+ Z ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau:

+ KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Xác định theo công thức:

+ K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Như đã tính ở trên, K Hβ = 1,06

+ K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc Với bánh răng thẳng, K Hα = 1

+ K Hv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc, được xác định theo công thức:

+ v1 – vận tốc vòng bánh răng chủ động, v1 = π d w 1 n 1

60000 = 1,14 (m/s). + Theo bảng 5.12 [3], ta chọn cấp chính xác là 9

+ δ H – hệ số ảnh hưởng các sai số ăn khớp, tra bảng 5.14 [3], ta chọn δ H = 0,004

+ go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 5.15 [3] ta chọn go = 73

- Thay các hệ số vào công thức ta được: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u H m (u d w 2 m 1 + 1) ¿ 274 1,76 0,87 √ 2.169991,84 1,11 ( 4,63+ 1)

- Vì σ H = 367,46 < [ σ H ] = 427,3 (MPa) nên bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

3.4.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng

- Để đảm bảo về độ bền uốn của răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

+ Với bánh răng chủ động: σ F1 = 2.T 1 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 1 m ≤ ¿ F1 ]

+ Với bánh răng bị động: σ F2 = σ F1 Y Y F2

+ T1 là mô mem xoắn trên bánh chủ động, T1 = 169991,84 Nmm;

+ Y ε là hệ số kế đến sự trùng khớp của răng, Y ε = ε 1 α = 1,74 1 = 0,57;

+ Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với bánh răng thẳng Y β = 1;

+ YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương Đối với bánh răng thẳng, số bánh răng tương đương Zv bằng số bánh răng Z

(Vì Zv = Z/cos 3 β ; góc nghiêng răng β = 0 o )

- Theo bảng 5.16 [3], ta chọn YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6

+ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn, được xác định theo công thức:

+ K Fβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Theo bảng 5.5 [3], ta chọn K Fβ = 1,14

+ K Fα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Với bánh răng thẳng, K Fα = 1

+ K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, được xác định theo công thức:

+ δ f – hệ số kể đến ảnh hưởng các sai số ăn khớp, theo 5.14 [3], ta chọn δ F = 0,011

+ go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 5.15 [3], ta chọn go = 73

- Thay các hệ số vào công thức ta được:

+ Với bánh răng chủ động: σ F 1 =¿ 2 T 1 K F Y ε Y β Y F 1 b w d w 1 m ¿ 2.169991,84 1,3.0,57 1 3,9

+ Với bánh răng bị động: : σ F2 = σ F1 Y Y F2

=> Vì σ F 1 = 44,34 < [ σ F 1 ¿ = 257,1 (MPa) và σ F2 = 40,93 < [ σ F 2 ¿ = 205,7 (MPa) nên bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.

3.4.3 Kiểm nghiệm quá tải của răng

- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy ) với hệ số quá tải Kqt tính bằng tỉ số mô men xoắn cực đại Tmax (hay Tmm) và mô men xoắn danh nghĩa T Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại Hệ số quá tải: Kqt = Tmm T

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không được vượt quá giá trị cho phép: σ Hmax = σ H √ K qt = 367,46.√ 1,4 = 434,78 < [ σ Hmax ]

- Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: σ F1 max = σ F1 √ K qt D,34 √ 1,4 = 52,46 < [ σ F1 max ] σ F2 max = σ F2 √ K qt = 40,93 √ 1,4 H,43< [ σ F2max ]

Lập bảng các thông số và kích thước của bộ truyền

Bảng 3.1 Thông số và kích thước bộ chuyền đai

STT Tên thông số, kích thước Giá trị

1 Khoảng cách trục; mm aw = 228

3 Chiều rộng vành răng; mm bw = 91,2

4 Tỉ số truyền thực tế um = 4,63

8 Đường kính đỉnh răng; mm da1 = 87 da2 = 381

9 Đường kính đáy răng; mm df1 = 73,5 df2 67,5

THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu

- Ở các máy móc quan trọng hay hộp giảm tốc , hộp tốc độ , khi chịu tải trọng trung bình thường dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện , thép 40X tôi cải thiện để chế tạo trục Trường hợp tải nặng hoặc trục đặt trên các ổ trượt quay nhanh nên dùng thép hợp kim 20X , 12XH3A thấm các bon.

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ b = 600Mpa , ứng suất xoắn cho phép [ τ ] ÷ 20 MPa.

Thiết kế trục về độ bền

4.2.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

4.2.1.1 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Như đã biết , lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đước chia thành 2 thành phần lực : lực vòng F t , lực hướng tâm F r

80,99 = 4197,85 N + Lực dọc trục: F a 1 = F a2 =F t 1 tgβ= 4197,85.tg 0 ° = 0

F r 1 = F r 2 = F t 1 tgα tw / cos β =4197,85 tg 19 ° 56 ' / cos 0° = 1522,36 N

4.2.1.2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai

Hình 4.1 Các lực tác dụng

- Đường nối tâm tạo với trục x góc β= 45° thì phân Fr thành hai thành phần thẳng góc với nhau Trong hệ tọa độ Oxy, các lực thành phần tính theo công thức:

4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục

- Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức: d sβb ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]

=> Vậy d sβb 1 ≥ √ 3 0,2 T 1 [ τ ] = √ 3 169991,84 0,2.15 8,41 mm Chọn d sb1 = 60 mm d sβb 2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 757493,12 0,2.30 P,17 mm Chọn d sb2 = 60 mm

- Chiều rộng ổ lăn: Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn Theo bảng 10.2 [3] ta có:

4.2.3 Tính toán chọn khớp nối

4.2.3.1 Chọn khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Hình 4.2.Nối trục vòng đàn hồi

- Ta chọn khớp nối theo điều kiện: { ¿ ¿ T d t t ≤ T ≤ d kn kn

+ d t : là đường kính trục cần nối: d t ` mm

+ k : hệ số phụ thuộc vào loại máy công tác Chọn k =1,2 ; bảng 16.1 [2]

+ T : momen xoắn danh nghĩa trên trục, T u7493,12 Nmm

T t = k T =1,2 757493,128991,74 (N.mm) và điều kiện:{ ¿ ¿ T d t t ≤ T ≤ d kn kn

- Tra bảng 16.10a [2], ta được kích thước cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi:

Bảng 4.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

- Tra bảng 16.10b [2], ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

Bảng 4.2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

4.2.3.2 Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi

- Ứng suất uốn dập tác dụng vào vòng đàn hồi: σ d = 2 k T

- Ứng suất dập cho phép vòng cao su [ σ d ] = (2 ÷ 4 ) MPa , σ d ≤ [ σ d ]

=> Thỏa mãn điều kiện dập

- Điều kiện sức bền của chốt: l 0 =l 1 + l 2

4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Hình 4.3 Sơ đồ tính toán khoảng cách trục đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp của trục I

- Chiều dài mayo bánh đai: lm12 ¿ (1,2 ÷ 1,5)dsb1 = (1,2 ÷ 1,5).60 = 72 ÷ 90 mm Chọn lm12 = 80 mm

- Chọn chiều dài mayo bánh răng : lm13 = (1,2 ÷ 1,5)dsb1 = 90 mm l12 = -lc12 = -[0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn] = -[0,5.(80 + 31) + 15 + 20] = 90,5 mm l13 = 0,5.(lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5.(90 + 31) + 15 + 15 = 90,5 mm l11 = 2.l13 = 2.90,5 = 181 mm

Hình 4.4 Sơ đồ tính toán khoảng cách trục đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp của trục 2

- Chiều dài mayo nửa khớp nối đàn hồi: lm22 = (1,4 ÷ 2,5)dsb2 = (1,4 ÷ 2,5).60 = 84 ÷ 120 mm Chọn lm22 = 90 mm

- Chiều dài mayo bánh răng : lm23 = (1,2 ÷ 1,5).60 = 72 ÷ 90 mm Chọn lm23 = 90 mm l22 = 0,5.(lm22 + bo2) + k3 + hn = 0,5.(90 + 31) + 15 + 20 = 95,5 mm l23 = 0,5.(lm23 + bo2) + k1 + k2 = 0,5.(90 + 31) + 15 + 15 = 90,5 mm l21 = 2.l23 = 2.90,5 = 181 mm

4.2.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Hình 4.5 Sơ đồ phân tích lực của trục I

Xác định phản lực trên các gối đỡ:

∑ M B = F ry AB −F r1 BC + F yD BD=0

∑ M B =−F rx AB+ F t 1 BC − F xD BD= 0

Xác định momen xoắn T (M z ); momen uốn M x , M y

M C y = - Frx.AC + FxB.BC = -780,48.181 +3269,64.90,5 = 154635,54 Nmm

M D y = - Frx.AD + FxB.BD – Ft1.CD = -780,48.271,5 + 3269,64.181 – 4197,85.90,5 = 0

M x C = Fry.AC – FyB.BC = 780,48.181 –1931,9.90,5 = -33570,07 Nmm

M x D = Fry.AD – FyB.BD+ Fr1.CD

Xác định đường kính tại các đoạn trục

- Kích thước trục tại mặt cắt A: d A = √ 3 0,1 M tdA [ σ ] = √ 3 147217,25 0,1.50 0,88 mm

- Do mặt cắt tại đai có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4% theo đó ta tính được đường kính trục tại mặt cắt đai là: d A 0,88+30,88.0,04 2,12mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d A 4 mm

 Xét mặt cắt trục tại B : M tdB = √ M xB

- Kích thước trục tại mặt cắt B: d B = √ 3 0,1 M tdB [ σ ] = √ 3 177907,52 0,1.50 =¿ 32,89 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d B 5 mm

 Xét mặt cắt trục tại C: M tdC = √ M 2 xC + M 2 yC + 0,75 M zC 2 = √ ¿ ¿ = 216129,63 Nmm

- Kích thước trục tại mặt cắt C: d C = √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 216129,63 0,1.50 5,1 mm

- Do mặt cắt tại bánh răng có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4% theo đó ta tính được đường kính trục tại mặt cắt đai là: d C = 35,1+ 35,1.0,046,5 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d C = 40 mm

- Kích thước trục tại mặt cắt D: d D = √ 3 0,1 M tdD [ σ ] = √ 3 147354,8 0,1.50 0,88 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d D 5 mm

`Biểu đồ nội lực và kích thước sơ bộ của trục I:

Hình 4.6 Biểu đồ nội lực và kích thước sơ bộ của trục I

Hình 4.7 Sơ đồ phân tích lực của trục II

Xác định phản lực trên các gối đỡ: Giả sử các thành phần phản lực có chiều như hình trên Ta tính toán các thông số:

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục

160 68,66 N là lực vòng trên khớp nối

- Chọn D t 0 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

Xác định phản lực trên các gối đỡ

∑ M yA =−F t 2 AB+ F xC AC− F xD AD=0

Xác định momen xoắn T (M z ); momen uốn M x , M y

M D y =−F xA AD + F t 2 BD − F xC CD=−849,95.276,5 + 4197,85.186− 5715,07.95,5=0

Xác định đường kính tại các đoạn trục

 Xét mặt cắt tại A: M tdA = √ M xA 2 + M 2 yA + 0,75 M 2 zA

- Kích thước trục tại mặt cắt A: d A ≥ √ 3 0,1 M tdA [ σ ] = √ 3 656008,29 0,1.50 P,81 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn dA = 60 mm

 Xét mặt cắt trục tại B : M tdB = √ M 2 xB + M 2 yB +0,75 M 2 zB

- Kích thước trục tại mặt cắt B: d B ≥ √ 3 0,1 M tdB [ σ ] = √ 3 664085,1 0,1.50 Q,02 mm

- Do mặt cắt tại bánh răng có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4% theo đó ta tính được đường kính trục tại mặt cắt B là: d B Q,02 +51,02.0,04S,06 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d B e mm

 Xét mặt cắt trục tại C: M tdC = √ M xC

- Kích thước trục tại mặt cắt C: d C ≥ √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 693867,44 0,1.50 Q,77 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d C = 60 mm

 Xét mặt cắt trục tại D: M tdD = √ M xD

- Kích thước trục tại mặt cắt D: d D ≥ √ 3 0,1 M tdD [ σ ] = √ 3 656008,29 0,1.50 =¿ 50,81 mm

- Do mặt cắt tại D có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4% theo đó ta tính được đường kính trục tại mặt cắt D là: d D P,81+50,81 0,04R,84 mm

=> Chọn theo tiêu chuẩn d D U mm

Biểu đồ nội lực và kích thước sơ bộ của trục II:

Hình 4.8 Biểu đồ nội lực và kích thước sơ bộ của trục II

Tính chọn then

- Khi thiết kế, dựa vào đường kính trục, chọn kích thước then bàng theo bảng 7.10a [3] Chiều dài then lấy bằng 0.8 – 0.9 chiều dài mayo rồi tiến hành kiểm nhiệm.

- Tra bảng 7.10a [3] Các thông số của then bằng ta có:

- Với tiết diện A (lắp với mayo bánh đai) có dA = 34 mm ta chọn then:

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5; trên lỗ t2 = 3,3 (mm)

+ Bán kính góc lượn của rãnh rmin = 0,25; rmax = 0,4 (mm)

+ Chiều dài then thường lấy theo công thức: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm12 = (0,8 ÷ 0,9).80 = 64 ÷ 72 (mm) Chọn lt = 70 (mm) + Tính ứng suất bền dập và bền cắt: Ứng suất bền dập: σ d = 2 T

[ 34.70 (8−5) ] = 47,62 MPa Ứng suất bền cắt: τ c = d l 2 T t b => 2.169991,84

- Với tiết diện C (lắp với mayo bánh răng) có dC = 40 mm ta chọn then:

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5; trên lỗ t2 = 3,3 (mm)

+ Bán kính góc lượn của rãnh rmin = 0,25; rmax = 0,4 (mm)

+ Chiều dài then thường lấy theo công thức: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm13 = (0,8 ÷ 0,9).90 = 72 ÷ 81 (mm) Chọn lt = 80 (mm) + Tính ứng suất bền dập và bền cắt Ứng suất bền dập: σ d = 2 T

[ 40.80 (8−5 ) ] = 35,41 MPa Ứng suất bền cắt: τ c = 2 T d l t b => 2.169991,84

4.3.2 Chọn then cho trục II

- Tra bảng 7.10a [3] Các thông số của then bằng ta có

- Với tiết diện B (lắp với mayo bánh răng) có dB = 65 mm ta chọn then:

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7; trên lỗ t2 = 4,4 (mm)

+ Bán kính góc lượn của rãnh rmin = 0,25; rmax = 0,4 (mm)

+ Chiều dài then thường lấy theo công thức: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).90 = 72 ÷ 81 (mm) Chọn lt = 80 (mm) + Tính ứng suất bền dập và bền cắt Ứng suất bền dập: σ d = 2 T

[ 65.80.( 11−7) ] = 72,84 MPa Ứng suất bền cắt: τ c = 2 T d l t b => 2.757493,12

- Với tiết diện D (lắp với khớp nối) có dD = 55 mm ta chọn then:

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 6; trên lỗ t2 = 4,3 (mm)

+ Bán kính góc lượn của rãnh rmin = 0,25; rmax = 0,4 (mm)

+ Chiều dài then thường lấy theo công thức: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm22 = (0,8 ÷ 0,9).90 = 72 ÷ 81 (mm) Chọn lt = 80 (mm) + Tính ứng suất bền dập và bền cắt Ứng suất bền dập: σ d = 2 T

[ 55.80 (10 −6) ] = 86,08 MPa Ứng suất bền cắt: τ c = 2 T d l t b => 2.707283,84

Bảng 4.3 Kiểm nghiệm then theo độ bền cắt và độ bền dập d

- Với [σ d ] = 100 MPa; [ τ c ] = 60 – 90 MPa Vậy tất cả các mối ghép then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

+ Giới hạn mỏi uốn theo chu kỳ đối xứng: σ −1 = 0,436 σ b = 261,6 MPa

+ Giới hạn mỏi xoắn theo chu kỳ đối xứng: τ −1 = 0,58 σ −1 = 151,7 MPa

+ Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi : ψ σ = 0,05; ψ τ = 0

- Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó: τ mj = τ aj = τ maxj /2 = Tj/2Woj

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ mj = 0; σ aj = σ maxj = Mj/Wj = √ M xj

- Trong đó Tj, Mj là momen xoắn, momen uốn tổng tại tiết diện j.

Bảng 4.4.Lực mômen tác dụng lên trục I

- Dựa vào bảng 7.4 [3] Bảng công thức tính Wj và Woj, ta lập được bảng sau:

(mm 3 ) τ mj = τ aj σ aj σ mj

Bảng 4.5 Thông số kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi trục I

- Chọn cách lắp ghép: Lắp ổ lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai lên trục theo k6 kết hợp lắp then.

- Xác định các hệ số K σ dj và K τ dj xác định theo công thức 7.9 và 7.10 [3] như sau:

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: sβ σj = σ −1

- Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 μmm , theo bảng 7.5 [3] hệ số tập trung ứng suất do trạng thái ứng suất bề mặt Kx = 1,06

- Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, Ky = 1

- Dùng dao phay ngón gia công rãnh then K σ = 1,76 và K τ = 1,54

- Thay vào công thức 7.4 ; 7.5 và 7.6 [3] ta được bảng sau:

Bảng 4.6 Thông số kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi trục I

=> Với hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 ÷ 2,5 trục I đảm bảo an toàn mỏi.

Bảng 4.7 Lực mômen tác dụng lên trục II

Tiết diện T (Nmm) Mx (Nmm) My(Nmm) M (Nmm)

- Dựa vào bảng 7.4 [3] Bảng công thức tính Wj và Woj, ta lập được bảng sau:

Bảng 4.8 Thông số kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi trục II

(mm 3 ) τ mj = τ aj σ aj σ mj

- Chọn cách lắp ghép: Lắp ổ lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai lên trục theo k6 kết hợp lắp then.

- Xác định các hệ số K σdj và K τdj xác định theo công thức 7.9 và 7.10

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: sβ σj = σ −1

- Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra 2,5 μmm , theo bảng 7.5[3] hệ số tập trung ứng suát do trạng thái ứng suất bề mặt Kx

- Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, Ky = 1

- Dùng dao phay ngón gia công rãnh then K σ = 1,76 và K τ = 1,54

- Thay vào công thức 7.4 ; 7.5 và 7.6 [3] ta được bảng sau:

Bảng 4.9 Thông số kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi trục II

=> Với hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 ÷ 2,5 trục II đảm bảo an toàn mỏi

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

+ M max : mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải, Nmm

+ σ ch : giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa;

Trục 1: Tiết diện nguy hiểm tại mặt cắt C σ I = M max I

Trục II: Tiết diện nguy hiểm tại mặt cắt C σ II = M max I I

=> Như vậy trục I,II đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC

Tính chọn ổ trục 1

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy : Vì ổ đỡ chỉ chịu được lực hướng tâm và chịu được lực dọc trục nhỏ, cho phép vòng ổ nghiêng dưới 1/4 độ, làm việc với tần số vòng quay cao, giá thành ổ thấp nhất.

5.1.2 Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 với trị số lớn nhất về độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối như sau:

Bảng 5.1 Trị số lớn nhất độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối của ổ lăn

Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, μm m 20 Giá thành tương đối 1

5.1.3 Chọn kích thước ổ lăn a) Chọn ổ lăn theo khả năng tải động

- Khả năng tải động xác định theo công thức:

Trong đó:Q là tải trọng quy ước (kN).

L = 60.n.Lh/10 6 , tuổi thọ ổ lăn (triệu vòng) m – hệ số (m =3 với ổ lăn)

- Ta có: Lh = 15000 giờ, n = nI = 269,66 vòng/phút.

- Tải trọng động quy ước Q được tính:

+ Fr và Fa – là tải trọng động hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN.

Vì ổ đỡ 1 dãy lên Fa = 0 => X = 1, Y = 0.

+ V – hệ số kể đến vòng quay, thường thì vòng trong quay V = 1.

+ kt – hệ số kể đên ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi θ5 o C

+ kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 8.3 [3] chọn kđ = 1(va đập nhẹ)

- Phản lực Fr được xác định theo công thức:

Hình 5.1.: Sơ đồ lực tác dụng từ ổ lăn lên trục

+ Do F rB > F rD => Kiểm nghiệm theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Do đó: QI = X.V.FrI.kt.kđ = 1.1.3797,73.1.1 = 3797,73

- Ta được khả năng tải động của ổ lăn trên trục I :

- Do CdI < CI = 26,2 kN nên đảm bảo khả năng tải động

Vậy theo bảng P2.1 – Phụ lục 2 [3] chọn ổ đỡ 1 dãy cỡ trung.

Bảng 5.2: Thông số ổ lăn trên trục 1

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm d bi , mm C, kN C o , kN

307 35 80 21 2,5 14,29 26,2 17,9 b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

- Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm nghiệm theo điều kiện:

Q t ≤ C 0 + Tải trọng tĩnh quy ước Q t được xác định theo công thức:

+ X0, Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

- Thay số liệu vào tính được:

Q t =0,6 3797,73+ 0,5.0"78,64 N ≈ 2,28 kN < C0 = 17,90 kNVậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Tính chọn ổ trục 2

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy : Vì ổ đỡ chỉ chịu được lực hướng tâm và chịu được lực dọc trục nhỏ, cho phép vòng ổ nghiêng dưới 1/4 độ, làm việc với tần số vòng quay cao, giá thành ổ thấp nhất.

5.2.2 Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 với trị số lớn nhất về độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối như sau:

Bảng 5.3 Trị số lớn nhất độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối của ổ lăn

Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, μm m 20 Giá thành tương đối 1

5.2.3 Chọn kích thước ổ lăn a) Chọn ổ lăn theo khả năng tải động

- Khả năng tải động xác định theo công thức:

C d =Q m √ L Trong đó:Q là tải trọng quy ước (kN).

L = 60.n.Lh/10 6 , tuổi thọ ổ lăn (triệu vòng) m – hệ số (m =3 với ổ lăn)

- Ta có: Lh = 15000 giờ, n = nII = 58,12 vòng/phút.

- Tải trọng động quy ước Q được tính:

+ Fr và Fa – là tải trọng động hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN.

Vì ổ đỡ 1 dãy lên Fa = 0 => X = 1, Y = 0.

+ V – hệ số kể đến vòng quay, thường thì vòng trong quay V = 1.

+ kt – hệ số kể đên ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi θ5 o C

+ kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 8.3[3] chọn kđ = 1(va đập nhẹ).

- Phản lực Fr được xác định theo công thức:

Hình 5.2: Sơ đồ lực tác dụng từ ổ lăn lên trục 2

+ Do F rC > F rA => Kiểm nghiệm theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Do đó: QII = X.V.FrII.kt.kđ = 1.1 5765,54.1.1 = 5765,54

Ta được khả năng tải động của ổ lăn trên trục II :

- Do CdII < CII = 64,1 kN nên đảm bảo khả năng tải động

Vậy theo bảng P2.1 – Phụ lục 2 [3]chọn ổ đỡ 1 dãy cỡ trung.

Bảng 5.4: Thông số ổ lăn trên trục 2

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm r, mm d bi , mm C, kN C o , kN

312 60 130 31 3,5 22,23 64,1 49,4 b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

- Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm nghiệm theo điều kiện:

+ Tải trọng tĩnh quy ước Q t được xác định theo công thức:

+ X0, Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

+ Tra bảng 8.5 giáo trình hướng dẫn đồ án chi tiết máy được:

- Thay số liệu vào tính được:

Q t =0,6 5765,54+0,5.0 459,32 N ≈ 3,46 kN < C0 = 49,4 kNVậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

THIẾT KẾ VỎ HỘP

Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ( khi gia công, lắp ghép, ) trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng hoặc vòng móc

- Tra bảng 9.3 [3], ta có kết quả trọng lượng gần đúng của hộp giảm tốc là: a"8 mm ⇒ Q%0 kg

- Tra bảng 9.2 [3], ta có bảng:

Bảng 6.2: Kích thước bulong vòng

- Để đảm bảo vị trí của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, tránh được hiện tượng biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết chặt bulông

- Tra bảng 9.5 [3], ta chọn bảng chốt định vị có thông số như sau:

Bảng 6.3: Kích thước chốt định vị hình côn d, mm c, mm l, mm

- Cửa thăm để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép.

Hình 6.3: Hình dạng và kết cấu cửa thăm

- Theo bảng 18.5[ CITATION PGS061 \l 1033 ], ta có kết quả kích thước cửa thăm:

Bảng 6.4: Kích thước nắp quan sát

- Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi.

Hình 6.4: Hình dạng và kết cấu nút thông hơi

- Tra bảng 18.6[ CITATION PGS061 \l 1033 ], ta chọn nút thông hơi có thông số như sau:

Bảng 6.5: Kích thước nút thông hơi

- Nút tháo dầu để thay dầu thế dầu mới khi dầu cũ bị bẩn hoặc biến chất

Hình 6.5: Hình dạng và kết cấu nút tháo dầu

- Tra bảng 9.8 [3], ta chọn nút tháo dầu có thông số như sau:

Bảng 6.6: Kích thước nút tháo dầu d b m L D S Do

- Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, người ta sử dụng mắt chỉ dầu hoặc que thăm dầu Trong trường hợp để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, que thăm dầu thường có thêm vỏ bọc bên ngoài.

Hình 6.6: Hình dạng và kết cấu que thăm dầu

6.2.7 Kết cấu rãnh và vòng phớt

- Vòng phớt có công dụng là chắn bụi, chất lỏng ở ngoài đi vào bộ phận ổ lăn, được bố trí ở những vị trí nắp ổ hở.

Hình 6.7: Hình dạng và kết cấu rãnh với vòng phớt

- Để chặn và giữ cho trục khỏi bị mòn, ta có thể dùng thêm bạc lót Chọn bạc lót có bề dày 2,5 mm Tra bảng 15-17 [2], ta có bảng sau:

Bảng 6.7: Bảng kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt

- Vòng chắn dầu có tác dụng ngăn dầu từ bánh răng không chảy vào ổ lăn làm giảm chất lượng của mỡ bôi trơn.

Hình 6.8: Hình dạng và kết cấu vòng chắn dầu

- Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600 Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm. a = 6 ÷9 (mm) ; t = 2÷3 (mm) ; b = 2÷5 (mm)

Lắp bánh răng trên trục

- Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.

6.3.1 Điều chỉnh bánh răng theo phương dọc trục

- Sai số về chế tạo các chi thiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn Như vậy chiều rộng vành răng bánh nhỏ: bw = 91,2 + 0,1.91,2 = 100,32 mm

6.3.2 Xác định và chọn kiểu lắp

- Tra bảng (P4.1)[ CITATION PGS061 \l 1033 ] và bảng (P4.2)[ CITATION PGS061 \l 1033 ] ta có :

Bảng 6.8: Miền dung sai và sai lệch giới hạn của trục và lỗ

Kiểu lắp Trục I Trục II

Kiểu lắp Dung sai Kiểu lắp Dung sai

EI = 0 es = +18 ei = +2 es = +21 ei = +2 Trục – Bạc lót ∅ 35 H jsβ 7 6

EI = 0 es = +8 ei = -8 es = +9,5 ei = -9,5 Ổ lăn - Trục ∅ 35 k 6 es = +18 ei = +2 ∅ 60 k 6 es = +21 ei = +2 Ổ lăn - Vỏ hộp ∅ 80 H 7

EI = - 51 es = +8 ei = -8 es = +9,5 ei = -9,5

EI = - 61 es = 0 ei = -36 es = 0 ei = -43

EI = - 61 es = 0 ei = -43 es = 0 ei = -43

EI = - 21,5 es = 0 ei = -36 es = 0 ei = -43 Lắp bánh răng

EI = - 21,5 es = 0 ei = -43 es = 0 ei = -43 Nắp ổ - Vỏ hộp

EI = 0 es = -30 es = -36 ei = -76 ei = -90

Bôi trơn hộp giảm tốc

- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc bánh răng v < 12m/s chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.

- Với bánh răng trục: lmin = (0,75 2).h = (0,75 2).6,6 = 4,95 13,2 mm

- Chọn lmin = 12 mm Khi đó : Xmin = 0,5.da – lmin = 0,5.381 – 12 = 178,5 mm

- Khi đó Xmax = 0,5.da – lmax = 0,5.381 – 31,75 = 158,75 mm

- Trong phần thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn mức dầu thấp nhất 1/6 bán kính bánh răng, mức cao nhất 1/3 bán kính bánh răng Để chọn dầu bôi trơn ta tra bảng 18.11 [2], chọn độ nhớt ở 50 0 C là 80/11 từ đó tra bảng 18.13 [2], chọn dầu ô tô máy kéo AK-20 Lượng dầu bôi trơn thường khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1KW công suất truyền.

- Bôi trơn ổ lăn ta sử dụng phương pháp bôi trơn bằng mỡ.