Tổng hợp thông số bộ truyền bánh đai Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 mm 366,4Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 mm 461,4Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 mm 345,4Đường kính chân bánh đai l
Tính động học
Chọn động cơ điện
1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động η=η br η ol 3 η x η k
Trong đó, tra bảng 2.3[1] (trang 19) ta có:
Hiệu suất bộ truyền bánh rang côn: η br = 0,97
Hiệu suất bộ truyền đai để hở: η d = 0,96
Hiệu suất ổ lăn: η ol = 0,99; số cặp ổ lăn: 3
Hiệu suất khớp nối: η kn = 0,99
1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác n lv `000.v π D `000.3,5 π.450 8,54(v/p h)
1.1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ
• Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u đ = 1,31
• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn: u br = 5
=> Tỷ số truyền sơ bộ: u sb =u đ u br =1,31.5=6,55
1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ n sb =n lv u sb 8,54.6,5510,10(v/p h)
1.1.7 Chọn động cơ Động cơ được chọn phải thỏa mãn các yêu cầu:
{ n dc P ≈ n dc ≥ P sb 10,10 yc ,64 ( (kW v / p h) )
Tra bảng P1.3 và P1.7 (Phụ lục) [1], ta tìm được động cơ điện:
Kí hiệu động cơ P dc
(v/ph) Tdn max T k / T dn m dc (kg) d dc
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động: u c h =n dc n lv
Chọn u đ =1,36 ta được: u br =u ch u đ =6,55
Tính toán các thông số trên trục
Công suất trên trục công tác:
Công suất trên trục 2 (trục ra hộp giảm tốc):
Công suất trên trục 1 (trục vào của hộp giảm tốc):
Công suất trên trục động cơ:
Số vòng quay trên trục động cơ: n dc 3 v/ph
Số vòng quay trên trục 1: n 1 =n dc u đ 3
Số vòng quay trên trục 2: n 2 =n 1 u br q5,44
Số vòng quay trên trục công tác: n ct =n 2 u kn
1.3.3 Momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục công tác:
1.3.4 Bảng thông số các trục của bộ truyền
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2
Trục công tác u kn =1 u br =5 u đ =¿ 1,31
T (N.mm) 152079,27 189342,34 909157,87 900066,30 Để đảm bảo HGT không quá nhỏ (dẫn đến khó lựa chọn các chi tiết), ta kiểm tra khoảng cách a: a=1,23.( u br +1) √ 3 u T br 1 =1,23 ( 5+1) √ 3 189342,34 5 $7,83(mm) a>120mm ⇒ Thỏa mãn
Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
Chọn loại đai và tiết diện đai
- Chọn loại đai thang thường
- Tra đồ thị 4.1 [1] (trang 59) với các thông số P = 2,8 (kW) và n 1 = 1420 (v/ph), ta chọn được tiết diện đai: A
Diện tích tiết diện A(mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)
Chiều dài giới hạn L (mm) b t b h y 0
Chọn đường kính 2 bánh đai d 1 và d 2
- Chọn d1 theo tiêu chuẩn (bảng 4.21 [1] (trang 63)): d1= 180 (mm)
Thấy v < vmax = 25 (m/s) => Đường kính d1 thỏa mãn điều kiện làm việc
Chọn hệ số trượt ε = 0,02, do vậy: d 2=d 1 u (1−ε)U5,66(mm)
Theo bảng 4.2[1] (trang 63) phần chú thích, chọn d2 = 560 (mm)
- Tỷ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1(1−ε)= 560
Sai lệch tỷ số truyền: Δuu=| u t −u u | = | 3,173,15−3,15 | =¿ 4 % (Thỏa mãn)
Xác định khoảng cách trục a
- Dựa vào ut = 3,17 tra bảng 4.14[1] (trang 60), ta chọn: a d 2 =0,98=> asb = 0,98.560 = 548,8 (mm)
Dựa vào bảng 4.13[1] (trang 59), chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240 (mm)
Số vòng chạy của đai trong 1s là: i=v
- Tính chính xác khoảng cách trục a: a=λ+√ λ 2 − 8 Δu 2
- Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ α1: α 1 0°−57°( d 2−d 1 ) a 0°−57°(560−180)
Tính số đai Z
P1 là công suất trên trục bánh chủ động, P1 = 2,8 kW
[P0] là công suất cho phép, tra bảng 4.19[1] (trang 62) theo tiết diện đai A, d1 = 180 (mm) và v = 13,38 (m/s) ta được: [P0] = 3,37 (kW) và L0 = 1700 (mm)
Kd là hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7[1] (trang 55), được Kđ = 1,1
Cα là hệ số ảnh hưởng góc ôm, tra bảng 4.15[1] (trang 61) với α = 136,93, ta được:
CL là hệ số ảnh hưởng chiều dài đai, tra bảng 4.16[1] (trang 61) với L L
Cu là hệ số ảnh hưởng tỷ số truyền, tra bảng 4.17[1] (trang 61) với ut = 3,17, ta được: Cu = 1,14
Cz là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai, tra bảng 4.18[1] (trang 61) với Z’ = P1/[P0] = 0,83 => chọn Cz = 1,02
Các thông số cơ bản của bánh đai
Tra bảng 4.21[1] (trang 63) ta được thông số của đai h0 (mm) t (mm) e (mm) H (mm) ϕ (o)
- Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2.h0 = 355 + 2.5,7 = 366,4 (mm) da2 = d2 + 2.h0 = 450 + 2.5,7 = 461,4 (mm)
- Đường kính đáy bánh đai: df1 = da1 – H = 366,4 – 21 = 345,4 (mm) df2 = da2 – H = 461,4 – 21 = 440,4 (mm)
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng có: Fv = qm v 2 (37), với qm là khối lượng 1m đai, tra bảng 4.22[1] (trang 64) với tiết diện đai A = 230 mm 2 được qm = 0,3 (kg/m)
- Lực tác dụng lên bánh đai:
Tổng hợp thông số bộ truyền bánh đai
Thông số Ký hiệu Giá trị
Tiết diện đai A 230 Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 355 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 450 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 (mm) 366,4 Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 (mm) 461,4 Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 (mm) 345,4 Đường kính chân bánh đai lớn df2 (mm) 440,4
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 (o) 167,26
Tỷ số truyền thực tế ud 1,29
Lực tác dụng lên trục Fr (N) 2238,67
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng
Lựa chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng 6.1[1] (trang 92), ta chọn:
- Vật liệu bánh răng lớn:
+ Chế độ nhiệt luyện: Thấm Cacbon
+ Giới hạn chảy σch2 = 700 (MPa)
- Vật liệu bánh răng nhỏ:
+ Chế độ nhiệt luyện: Thấm Cacbon
+ Giới hạn chảy σch2 = 700 (MPa)
Xác định ứng suất cho phép
{ ¿ ¿ [ [ σ σ H F ] ] = = S S F RS xFFL H R vxH HL σ σ 0 Flim Hlim 0 {
Chọn sơ bộ { ¿ ¿ Z Y R R Z Y v S K K xH xF =1=1
- SH, SF: Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2[1] (trang 94) được:
+ Bánh răng chủ động: SH1 = 1,2; SF1 = 1,55
+ Bánh răng bị động: SH2 = 1,2; SF2 = 1,55
- σ Hlim 0 Flim 0 : Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:
- KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
+ mH, mF: Bậc của đường cong mỏi
Do bánh răng có HB > 350 => mH = 6, mF =9
+ NH0, NF0: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
+ NHE, NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE = NFE = 60c.n.tΣ (48), trong đó:
C: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c = 1
N: Vận tốc vòng của bánh răng
tΣ: Tổng thời gian làm việc của bánh răng tΣ = Lh
=> Bánh chủ động: NHE1 = NFE1 = 60c.n1.tΣ = 60.1.742,75.25000 = 11,14.10 8 Bánh bị động: NHE2 = NFE2 = NHE1/u = 2,23.10 8
Ta có: NHE01>NH01 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2 > NH02 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1 > NF01 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2 > NF02 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Thay số vào công thức ta được:
Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng:
Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài
R e =K R √ ( u 2 + 1 ) √ K be ( 1− T K 1 K be ) u Hβ [ σ H ] sb 2 (CT 6.25a Tr112[1])
KR: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng:
T1: Momen xoắn trên trục chủ động: T1 = 189342,34 (N.mm)
[ σ H ] sb : Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ H ] sb 97,92(MPa)
Kbe: Hệ số chiều rộng vành răng: Chọn sơ bộ Kbe = 0,25
KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1] (trang 113) với: o K be u
2−K be =0,71 o Sơ đồ bố trí là sơ đồ I, trục lắp trên ổ đũa o HB >350 o Loại răng nghiêng
Xác định các thông số ăn khớp
3.4.1 Mô đun Đường kính vòng chia ngoài: d e 1 = 2R e
Tra bảng 6.22[1] (trang 114) với de1 = 50,38(mm) và tỉ số truyền u = 5, ta được số răng Z1p = 11.
Ta có HB > 350 => Z1 = Z1p = 11 chọn Z1 = 11 Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình d m1 =(1−0,5 K be ) d e 1( CT (6.54 ) Tr 114 [ 1])¿(1−0,5.0,25).50,38D,09(mm) m tm =d m1
Mô đun vòng ngoài: ( CT (6.56 ) Tr 115[1]) m te = m tm
Tra bảng 6.8[1] (trang 99), chọn mte theo tiêu chuẩn mte = 4 (mm) Chọn góc nghiêng bánh răng: β m °
Mô đun pháp trung bình: m nm =m tm cos ❑ (¿β m )=4,01 cos ❑ (¿20)=3,77(mm)¿ ¿
Chọn theo tiêu chuẩn m nm =4
Từ đó tính lại: m tm = m nm cos(¿β m )= 4 cos(¿20)=4,26¿¿
Suy ra tỉ số truyền thực tế: u t =Z 2
Sai lệch tỉ số truyền: Δuu=| u t −u u | 100 %= | 5−55 | 100 % ≈ 0
Vì ∆u < 4%, suy ra thỏa mãn.
3.4.3 Xác định góc côn chia δ 1 =ar ctan( Z Z 1 2 ) =ar c tan ( 55 11 ) ,31 °δ 2 °− δ 1 ° −11,31 °x,69 °
3.4.4 Xác định hệ số dịch chỉnh Đối với bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng, ta sử dụng dịch chỉnh: x2 = -x1 = 0,14
3.4.5 Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài Đường kính trung bình d m1 =Z 1 m tm 4,26F,82(mm)d m2 =Z 2 m tm U.4,26#4,3(mm)
Xác định ứng suất cho phép
Tỷ số truyền thực tế: ut = 5
Vận tốc trung bình của bánh răng: v=π d m1 n 1
60000 =1,82(m/s) Ứng suất chính xác cho phép:
[ σ H ] sb , [ σ F ] sb : là ứng suất sơ bộ đã tính ở muc 2
ZR: Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc Từ dữ liệu trang 92 và 92, chọn: R a =1,25÷0,63=¿Z R =1
ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng v < 5 m/s nên ZV = 1
KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH=1
YR: Hệ số ảnh hưởng của mặt lượn độ nhám chân răng Chọn YR = 1
YS: Hệ số xét đến độ nhạy vật liệu với sự tập trung ứng suất
YS = 1,08 – 0,0695ln(m)Với mnm = 3,77(mm) => YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 0,988
KxF: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn,
Kiểm tra bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H =Z M Z H Z ε √ 2 0,85 T 1 K b u H √ t d u t 2 m1 2 +1 ≤ [ σ H ] (CT (6.58) Tr115 [1])
ZM: Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Tra (B6.5 Tr96[1]), ta được: ZM = 274
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tra (B6.12 Tr106[1]) với bánh răng nghiêng và dịch chỉnh đều, ta được: ZH = 1,58
Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng:
Z ε =√ 4− 3 ε α (CT (6.59a) Tr115[1]) εα: Hệ số trùng khớp ngang (CT (6.60) Tr115[1]) ε α =1,88−3,2( Z 1 1
KH: Hệ số tải trọng
- KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra (B6.21 Tr113[1]), ta được KHβ = 1,38
- KHα = 1,05 (với răng nghiêng): Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp.
- KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng 6.13[1] (trang 106) với bánh răng côn răng nghiêng và v = 1,82 (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = 8
Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với
b: Chiều rộng bánh răng: b=K be R e =0,25.128,45(mm)
dm1 = đường kính trung bình tính ở mục 4.5
3.6.2 Kiểm tra độ bền uốn σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1
[σF1] = [σF2] = 477,99 là ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động.
KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
- KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra (B6.21 Tr113[1]) với:
▪ Sơ đồ bố trí là sơ đồ I trục lắp trên ổ đũa
- KFα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp KFα = 1,05 với răng nghiêng
- KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với:
Thay số ta được: K F =K Fβ K Fα K Fv =1,56.1,013 1,05=1,66
Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Yβ = 0,86 là do bánh răng nghiêng
YF1, YF2: Hệ số dạng răng Tra bảng 6.18[1] (trang 109) với:
=> Đảm bảo điều kiện độ bền uốn
Thông số hình học của bộ truyền bánh răng
- Đường kính vòng chia: d e 1 =m te Z 1 =4.11D(mm)d e 2 =m te Z 2 =4.55"0(mm)
- Chiều cao răng ngoài: h e =2,2.m te =2,2.4=8,8(mm)
- Chiều cao đầu răng ngoài: h ae1 =(1+ x 1) m te =(1+0,14).4=4,56(mm) h ae2 =(1+ x 2) m te =(1−0,14).4=3,44(mm)
- Chiều cao chân răng ngoài: h fe1 =h e −h ae1 =8,8−4,56=4,24(mm)h fe2 =h e −h ae2 =8,8−3,44=5,36(mm)
- Đường kính đỉnh răng ngoài: d ae 1 =d e +2h ae1 cosδ 1 D+2.4,56.cos(11,31)R,94(mm) d ae 2 =d e +2h ae2 cosδ 2 "0+2.3,44.cos(78,69)"1,35(mm)
- Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn:
F r 1 =F a 2 =F t 1 tan2 0 cosδ 1 /cos(¿β m )87,44 tan 2 0 cos11,31/cos2 0071,67(N)¿
F r 2 =F a 1 =F t 1 tan2 0 sinδ 1 /cos(¿β m )87,44 tan 20 sin 11,31/cos 20a4,33(N)¿
Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số Kí hiệu Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re (mm) 128,45
Mô đun vòng ngoài mte (mm) 4
Chiều rộng vành răng b (mm) 35
Số răng của bánh răng Z1 11
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 0,14 x2 -0,14 Đường kính vòng chia ngoài de1 44 de2 220
Chiều cao đầu răng ngoài hae1 (mm) 4,56 hae2 (mm) 3,44
Chiều cao chân răng hfe1 (mm) 4,24 ngoài hfe2 (mm) 5,36 Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 (mm) 52,94 dae2 (mm) 221,35
Lực ăn khớp trên bánh chủ động
Tính toán thiết kế trục
Tính toán khớp nối
- Momen cần truyền T = TII = 909157,87 (N.mm)
- Đường kính trục động cơ ddc = 55 (mm)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:
- dt: Đường kính trục cần nối: d t =√ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 909157,87 0,2.27 U.22 ( mm )
- Tt: Momen xoắn tính toán: Tt = k.T, với k: Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1[2] (trang
T: Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 909157,87 (N.mm)
Tra bảng 16.10a[2] (trang 68) với điều kiện:
{ ¿ T t 90989,45(N mm)90,9(Nm)≤ T kn cf ¿d t U,22(mm)≤ d kn cf
Ta được các thông số khớp nối như sau:
{ ¿ T ¿ ¿ kn cf D d 00 kn cf 0 = ¿ V Z=8 210( (mm) ( mm N m ) )
Tra bảng 16.10b[2] (trang 69) với: T kn cf =¿1000 ta được:
2.1 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2.k T
[ σ d ]: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su, lấy [ σ d ] =2 ( MPa)
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: σ d = 2.k T
2.2 Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 0
[ σ u ]: Ứng suất cho phép của chốt, lấy [ σ u ] ` ( MPa) l 0 =l 1 +l 2
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 0
2.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có Fkn = 0,2Ft, trong đó:
2.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Thông số Ký hiệu Giá trị
Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 1000 Đường kính lớn nhất có thể của trục nối d kn cf 56
Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D0 210
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 36
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 42 Đường kính của chốt đàn hồi dc 18
Lực tác dụng lên trục Fkn 1731,73
Thiết kế trục
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm cacbon có [σb] = 900 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa.] = 12 ÷ 30 MPa.
4.2.2 Xác định lực tác dụng
2.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các trục
Hình 4.1 Sơ dồ lực trên các trục
2.2 Xác định các lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục I
Lực tác dụng lên trục I từ đai: Fđ = 2238,67 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng:
Lực tác dụng lên trục II
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng:
- Lực tác dụng lên trục II từ khớp nối Fkn = 1731,73 (N)
2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức 10.9Tr188 [1] ([τ] = 12 ÷ 30 MPa.] = 23 MPa với trục vào, và [τ] = 12 ÷ 30 MPa.] = 27 MPa với trục ra), ta có: d sb1 ≥ √ 3 0,2 T I [ τ ] = √ 3 189642,34 0,2.23 4,53 (mm) d sb2 ≥ √ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 909157,87 0,2.27 U,22 ( mm)
Chọn { ¿ ¿ d d 1 2 =d =d sb1 sb2 5U(( mm mm ))
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]:
{ ¿ ¿ d d 1 2 =d =d sb sb 1 2 5U(( mm mm ))⇒ { ¿ ¿ b b 02 01 =)21(( mm mm ))
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Hình 4.2 Khoảng cách điểm đặt lực và gối đỡ
Chọn chiều dài moay ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn
1 Chiều dài moay ơ bánh răng côn:
Theo công thức 10.12Tr189[1] ta có: lm13 = (1,2 ÷ 1,4) d1= (1,2 ÷ 1,4)35 = 42 ÷ 49(mm), chọn lm13 = 45 (mm) lm23 = (1,2 ÷ 1,4) d2= (1,2 ÷ 1,4)55 = 66 ÷ 77(mm), chọn lm23 = 70 (mm)
2 Chiều dài moay ơ nửa khớp nối:
Theo công thức 10.13Tr189 [1] ta có: lm22 = (1,4 ÷ 2,5) d2= (1,4 ÷ 2,5).55 = 77 ÷ 137,5 (mm), chọn lm22 = 80(mm)
3 Chiều dài may-ơ bánh đai:
Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: lm12 = (1,2÷1,5) d1= (1,2÷1,5).35 = 42 ÷ 52,5 (mm), chọn lm12 = 50 (mm)
4 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 =8÷15, ta chọn k1 (mm)
5 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 =5÷15, ta chọn k2 (mm)
6 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 ÷20, ta chọn k3 (mm)
7 Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông ta chọn hn = 15 (các giá trị k1, k2, k3, hn chọn theo bảng B10.3Tr189[1])
Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục
1 Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14 Tr190[1] lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 15 + 15 = 65,5 (mm) lc22 = 0,5(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5(80 + 29) + 15 + 15 = 84,5 (mm)
2 Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k: b13 = b23 = b = 35 (mm)
3 Khoảng cách đặt lực trên trục I:
4 Khoảng cách đặt lực lên trục II:
l21 = 2 l22 + dm1 – 0,5.lm23 = 2.69,5 + 46,82 – 0,5.70 = 150,82(mm)Chọn l21 = 170 (mm)
Tính thiết kế trục
Tính phản lực tại các gối tựa và vẽ biểu đồ momen
1.1 Tính lực tại các gối tựa
Các lực tác dụng lên trục I có chiều như hình vẽ:
Hình 4.3 Sơ đồ lực trục 1
Cần xác định phản lực tại các gối tựa: Fx10, Fy10, Fx11, Fy11
Trong mặt phẳng 0xz (mặt phẳng nằm ngang) ta có:
Fx10 = 7067.92 (N)Tính toán tương tự trong mặt phẳn Oyz (mặt phẳng thẳng đứng) ta được:
Hình 4.4 Biều đồ momen trục 1
1.3 Tính chính xác đường kính trục
Chọn vật liệu làm trục: thép 12XH3A, thấm cacbon ta có [σ] = 65 MPa Theo công thức 10.15Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:
Tại tiết diện 1 (lắp bánh răng):
1.4 Chọn lại đường kính các đoạn trục
Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:
Do lắp ổ lăn tại vị trí 2 và 3 nên ta chọn: d 2=d 3 @(mm)
Do tại vị trí 1 và 4 lắp bánh răng và may-ơ bánh đai nên ta chọn: d 1 =d 4 0(mm)
Do vị trí giữa 2 và 3 có vai trục nên ta chọn d v B(mm)
1.5 Tính toán then cho trục I
Trên trục I then được lắp tại bánh răng (vị trí 1) và may-ơ bánh đai (vị trí 4).
Tra bảng 9.1aTr173[1] với d 1=d 4 0(mm) ta chọn then bằng có:
Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9) lm
Hình 4.5 Thông số kích thước then
+ Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 1) l t1 =(0,8÷0,9)l m13 =(0,8÷0,9).456÷40,5(mm)ta lấy lt1 = 40 (mm)
Theo điều kiện chế tạo bánh răng liền trục, khi X ≤ 1,8.m te cần làm bánh răng liền trục Xét tại vị trí bánh răng côn trục I ta có:
Vì vậy làm bánh răng liền trục đối với trục I.
+ Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối (vị trí 4) l t 4 =(0,8÷0,9)l m12 =(0,8÷0,9).50@÷45(mm)ta lấy lt4 = 40 (mm)
- Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt
Theo công thức 9.1 và 9.2 Tr173[1] ta có:
Với bảng 9.5 Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng va đập
Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí may-ơ bánh đai (vị trí 4)
⟹Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
1.6 Kiểm nghiệm độ bền cho trục I theo hệ số an toàn s
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Từ biểu đồ momen trang 32, ta thấy các tiết diện chịu momen lớn cần kiểm nghiệm độ bền mỏi là: Vị trí lắp bánh răng côn 1, vị trí lắp ổ lăn 2 và 3 và kiểm nghiệm thêm vị trí lắp bánh đai 4.
Áp dụng công thức 10.19Tr195[1] ta có: s j = s σj s τj
[s]: Hệ số an toàn cho phép: [s] = 1,5÷2,5
Chọn [s] = 1,5 s σj , s τj lần lượt là hệ số an toang chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
K σdj σ aj +ψ σ σ mj ( CT 10.20 Tr 195[1] ) s τj = τ−1
K τdj τ aj +ψ τ τ mj ( CT 10.21 Tr 195[1] )
Với σ −1 , τ −1 là giới hạn mỏi và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ −1 =0,436σ b và τ −1=0,58σ −1
+ Ta có thép 12XH3A, thấm cacbon σ b 0(MPa)
+ σ aj , σ mj , τ aj , τ mj : Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j
+ ψ σ ,ψ τ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7 Tr197[1] ta được: ψ σ =0,1;ψ τ =0,05
+ K σdj , K τdj : Hệ số xác định theo công thức:
Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8 Tr197[1] ta được: Kx = 1,14
Ky: Hệ số tăng bền mặt trục, vì không gia tăng bên nên ta lấy Ky = 1
K σ , K τ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và xoắn Tra bảng 10.12 Tr199[1] với σb = 900 MPa, ta được Kσ = 2,12, Kτ] = 12 ÷ 30 MPa = 2,04, vì đây là trục có rãnh then. ε σ , ε τ : Hệ số kể đến của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi:
Tại tiết diện 1: Lắp bánh răng có đường kính d1 = 30 mm
Do quay 1 chiều nên: σ m1 =0 và σ a 1=σ max 1 =M 1
⇒ Tại tiết diện 1 lắp bánh răng côn thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Vị trí lắp ổ lăn có d2 = 40 mm
Do quay 1 chiều nên: σ m2 =0 và σ a 2=σ max 2 =M 2
=> Tại tiết diện 2 và 3 lắp ổ lăn thỏa mãn điều kiện bền mỏi
- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có: σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ]
0,2.4 0 ❑ 3 (MPa)(CT10.29Tr200[1] ) [σ]≈0,8σ ch =0,8.700V0(MPa)với σ ch p0(MPa)tra bảng 6.1 Tr92[1]
=>Trục thỏa mãn độ bền tĩnh
4.3.2 Tính sơ bộ trục II
2.1 Chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục
Với đường kính sơ bộ trục II dsb2 = 55 (mm) Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau:
- Vị trí số 22 lắp khớp nối, ta chọn d22 = 55 (mm)
- Vị trí số 20 và số 21 lắp ổ đũa côn, ta chọn d20 = d21 = 60 (mm)
- Vị trí số 23 lắp bánh răng côn, ta chọn d23 = 63 (mm)
2.2 Sơ đồ lực và kết cấu trục II
Kết cấu, kích thước đường kính và chiều dài các đoạn trục thể hiện trên hình:
Hình 4.6 Sơ đồ kết cấu trục 2
2.3 Tính lực tại các gối tựa
Cần xác định phản lực tại các gối tựa: Fx20, Fy20, Fx21, Fy21
Tính toán tương tự như trục I ta có kết quả như sau:
Hình 4.7 Biều đồ momen trục 2
2.5 Tính chính xác đường kính các đoạn trục
Chọn vật liệu làm trục: thép 12XH3A
Nhiệt luyện: Thấm cacbon ta có [σ] = 60 Mpa
Theo công thức 10.15Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:
Tính toán tại các đoạn trục ta có kết quả:
Tại tiết diện 1 (khớp nối):
2.6 Chọn lại đường kính các đoạn trục
Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:
Do lắp ổ lăn tại vị trí 2 và 4 nên ta chọn: d 2=d 4 P(mm)
Do tại vị trí 3 lắp bánh răng nên ta chọn: d 3R(mm)
Do tại vị trí 1 lắp khớp nối nên ta chọn: d 1E(mm)
Do vị trí giữa 2 và 3 có vai trục nên ta chọn d v X(mm)
2.7 Tính toán then cho trục II
- Then trên trục lắp tại khớp nối (vị trí 22) Tra bảng 9.1a Tr173[1] với d22 55 mm, ta chọn then bằng có:
Lấy chiều dài then: l t =(0,8÷0,9)l m l t22 =(0,8÷0,9)l m22 =(0,8÷0,9)80d÷72, ta lấy lt22 = 65 mm
- Then trên trục lắp bánh răng côn (vị trí 23) Tra bảng 9.1a Tr173[1] với d23
= 63 mm, ta chọn then bằng có:
Lấy chiều dài then: l t =(0,8÷0,9)l m l t23 =(0,8÷0,9)l m23 =(0,8÷0,9)70V÷63, ta lấy lt23 = 55 mm
- Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt
Theo công thức 9.1 và 9.2 Tr173[1] ta có:
Với bảng 9.5 Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng va đập
Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp với khớp nối (vị trí 1)
⟹Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh răng (vị trí 3)
⟹Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
1.6 Kiểm nghiệm độ bền cho trục II theo hệ số an toàn s
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Từ biểu đồ momen trang 32, ta thấy các tiết diện chịu momen lớn cần kiểm nghiệm độ bền mỏi là: Vị trí lắp bánh răng côn 1, vị trí lắp ổ lăn 2 và 3 và kiểm nghiệm thêm vị trí lắp bánh đai 4.
Áp dụng công thức 10.19Tr195[1] ta có: s j = s σj s τj
[s]: Hệ số an toàn cho phép: [s] = 1,5÷2,5
Chọn [s] = 1,5 s σj , s τj lần lượt là hệ số an toang chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
K σdj σ aj +ψ σ σ mj ( CT 10.20 Tr 195[1] ) s τj = τ−1
K τdj τ aj +ψ τ τ mj ( CT 10.21 Tr 195[1] )
Với σ −1 , τ −1 là giới hạn mỏi và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ −1 =0,436σ b và τ −1=0,58σ −1
+ Ta có thép 12XH3A, thấm cacbon σ b 0(MPa)
+ σ aj , σ mj , τ aj , τ mj : Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j
+ ψ σ ,ψ τ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7 Tr197[1] ta được: ψ σ =0,1;ψ τ =0,05
+ K σdj , K τdj : Hệ số xác định theo công thức:
Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8 Tr197[1] ta được: Kx = 1,14
Ky: Hệ số tăng bền mặt trục, vì không gia tăng bên nên ta lấy Ky = 1
K σ , K τ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và xoắn Tra bảng 10.12 Tr199[1] với σb = 900 MPa, ta được Kσ = 2,12, Kτ] = 12 ÷ 30 MPa = 2,04, vì đây là trục có rãnh then. ε σ , ε τ : Hệ số kể đến của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi:
Tại tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 52 mm
Do quay 1 chiều nên: σ m1 =0 và σ a 1=σ max 1 =M 1
⇒ Tại tiết diện 1 lắp bánh răng côn thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Vị trí lắp ổ lăn có d2 = 50 mm
Do quay 1 chiều nên: σ m2 =0 và σ a 2=σ max 2 =M 2
=> Tại tiết diện 2 và 4 lắp ổ lăn thỏa mãn điều kiện bền mỏi
- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có: σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ]
0,2.5 2 ❑ 3 (MPa)(CT10.29Tr200[1] ) [σ]≈0,8σ ch =0,8.700V0(MPa)với σ ch p0(MPa)tra bảng 6.1 Tr92[1]
=>Trục thỏa mãn độ bền tĩnh
Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn
Chọn loại ổ lăn cho trục I
- Trục lắp bánh răng côn có lực dọc trục và để đảm bảo độ cứng và độ chính xác của bộ truyền bánh răng côn nên ta chọn ổ đũa côn
-Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn là: d = d2 = d3 = 40 mm
Dựa vào đường kính trục tại ổ, tra bảng P2.11 Tr261[1] ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng với các thông số như sau:
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) α (o) C (kN) C0 (kN)
5.1.2 Sơ đồ bố trí ổ lăn
Hình 5.1 Sơ đò bố trí ổ lán
- Ta có lực hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:
- Ta có lực dọc trục do ổ đũa côn sinh ra: F s =0,83e F r với Fr là lực hướng tâm tác dụng lên ổ đũa côn sinh ra và hệ số e = 0,3.
- Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):
- Tổng lực dọc trục ở các ổ lăn:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 10 là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 11 là:
- Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 10 là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 11 là:
Tải trọng quy ước Q của ổ đũa côn được xác định theo công thức:
- Fr, Fa: Tải trọng hướng tâm, tải trọng dọc trục
- V: Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1
- kt: Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Với chế độ làm việc dưới 100 o C ta có:kt=1
- kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3Tr215[1] với đặc tính làm việc va đập vừa, hộp giảm tốc nên ta có kd = 1,8
- X: Hệ số tải trọng hướng tâm
- Y: Hệ số tải trọng dọc trục
Tra bảng 11.4 Tr215[1] ta có:
Vậy, tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q11 > Q10 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 10 Vậy tải trọng quy ước Q
5.1.4 Khả năng tải trọng động của ổ
Khả năng tải trọng Cd được tính theo công thức: C d =Q m √ L
- Q: Tải trọng quy ước, kN
- m: Bậc của đường cong mỏi Với ổ đũa côn, ta có m = 10/3
- L: Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay Xác định tuổi thọ của ổ lăn tính bằng triệu vòng quay từ công thức: L`.n L h 1 0 −6
Lh là thời gian làm việc của ổ, Lh = 25000 (giờ)
n là số vòng quay của ổ lăn, n = n1 = 742,75 (v/ph)
Vậy khả năng tải trọng động của ổ lăn là:
=> 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
5.1.5 Kiểm nghiệm ổ theo tải trọng tĩnh Đối với ổ đũa côn, tải trọng tĩnh là giá trị lớn hơn trong 2 giá trị tính được từ 2 công thức sau:
Trong đó, X0 và Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6 Tr221 [1] với ổ đũa côn 1 dãy, ta được:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Qt = max (Qt10, Qt11) = max (8813,63; 14703,01) = 14703,01 (N) = 14,7 (kN)
=> Cả 2 ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
Vậy ổ lăn 7608 đã chọn đảm bảo bền
Chọn loại ổ lăn cho trục II
Trục lắp bánh răng côn có lực dọc trục và để đảm bảo độ cứng và độ chính xác của bộ truyền bánh răng côn nên ta chọn ổ đũa côn. Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn là: d = d20 = d21 = 45 (mm)
Dựa vào đường kính trục tại ổ, tra bảng P2.11 Tr261 [1] ta chọn ổ đũa côn cỡ trung với các thông số như sau:
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) α( o ) C (kN) C0 (kN)
Kết cấu vỏ hộp và các bộ phận khác
Vỏ hộp
- Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.
- Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…
- Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ.
- Vật liệu làm vỏ: gang xám GX15-32
- Phương pháp gia công: đúc
6.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép và thân
- Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm các trục.
- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế.
6.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Dựa vào bảng 18.1Tr85[2] ta có bảng các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều dày Thân hộp δ δ =0,03 a+ 3 ¿0,03.112,18+3=6,37>6mm δ = 8mm
Gân tăng cứng Chiều dày e e=( 0,8 ÷ 1) δ e=8 mm
Chiều cao h h =5δ< 58 h = 40mm Độ dốc Khoảng 2 o 2 o Đường kính Bulong nền d1 d 1 >0,04a+10>12mm d1 = 16mm
Bulong ghép bích nắp và thân d3 d 3 =(0,8÷0,9)d 2 d3 = 10mmVít ghép nắp ổ d 4=(0,6÷0,7)d 2 d4 = 8mm d4
Vít ghép nắp cửa thăm d5 d 5 =(0,5÷0,6)d 2 d5 = 8mm
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
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ K2
Tâm bulong cạnh ổ E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)
Chiều cao h h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa h1 = 10mm h2 = 12mm
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Chiều dày khi có phần lồi Dd,
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q K 1 ≈ 3 d 1 và q ≥ K 1+2δ K1 = 48mm q = 64mm
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng với thành trong hộp Δu≥(1÷1,2)δ Δ = 10mm
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δu 1 ≥(3÷5)δvà phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δ1 = 35mm
Giữa các mặt bên các bánh răng với nhau Δu≥ δ Δ = 10mm
L, B: Chiều dài và rộng của hộp Z = 4 Với a là khoảng cách tâm: a=√ d e1
Các bộ phận khác của hộp giảm tốc
6.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức:
Trong đó, D là đường kính lắp ổ lăn
Căn cứ vào bảng 18.2 Tr88[2], ta có
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h
- Chức năng: Nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…)
- Số lượng: 2 chiếc Tra bảng 18.3 Tr89[2] với Re = 128,45 mm ta được trọng lượng hộp Q = 55,7 kg
- Vị trí: Phía trên, ở 2 bên nắp hộp
- Thông số bulong vòng tra bảng 18.3 Tr89[2] ta được:
- 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.
- Vị trí: Phía trên nắp hộp, ở vị trí mà mở ra có thể quan sát được bánh răng
- Thông số kích thước: Tra bảng 18.5 Tr92[2] ta được
- 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.
- Vị trí: Trên cửa thăm
- Thông số kích thước: Tra bảng 18.6 Tr93[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.
- Vị trí: Phía dưới, bên phải thân hộp như hình vẽ
- Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): Tra bảng 18.7Tr93[2] ta được
6.2.6 Kiểm tra mức dầu (que thăm dầu)
Tên chi tiết: que thăm dầu.
- Chức năng: 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.
- Vị trí: Phía dưới bên phải thân hộp, trên nút tháo dầu.
Tên chi tiết: Chốt định vị.
- 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.
- Vị trí: Nằm trên 2 mặt bích ghép nắp và thân, kích thước như hình vẽ.
- Chọn loại chốt định vị là chốt côn
- Thông số kích thước: Tra bảng 18.4b Tr90[2] ta được:
Hình 6.7 Chốt định vị d = 8 mm; c = 1,2 mm; L = 25 ÷ 140 mm
- 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 Tr50[2] ta được
- Vị trí: Giữa bạc lót và nắp ổ trục
6.2.9 Chi tiết vòng chắn dầu
- 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
Hình 6.9 Vòng chắn dầu a = 6 mm; t = 2 mm; b = 5 mm (lấy bằng gờ trục)
- Vị trí: Giữa trục 1 và cốc lót, giữa trục 2 và vỏ hộp
- Chức năng: Dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn.
- Vật liệu: Gang xám GX15÷32
- Thông số chi tiết: Chọn chiều dày cốc lót δ = 8 mm
Chiều dày vai và bích cốc lót: δ1 = δ2 = δ = 8 mm
- Vị trí: Giữa ổ lăn trục 1 và vỏ hộp.
Kết cấu bánh răng
Hình 6.10 Kết cấu bánh răng 2
Re = 128,45 (mm) b = 35 (mm) d = 52 (mm) de2 = 220 (mm) de2 = 220 (mm) c = (0,3÷0,35) b = (0,3÷0,35).35 = 10÷12,25 lấy c = 10 (mm) δ = (2,5÷4).m = (2,5÷4).4 = 10÷16 (mm), δ ≥ 8÷10 mm, chọn δ = 10 (mm)
D = (1,5÷1,8) d= (1,5÷1,8).52 = 78 ÷ 93,6 chọn D = 78 (mm) l = (0,8÷1,8) d = (0,8÷1,8).52 = 40÷93,6 chọn l = 40 (mm) d0 = 30 mm
Lắp ghép, bôi trơn và dung sai
Dung sai 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, 20.13Tr132[2] ta được:
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 k 6 7
Bôi trơn hộp giảm tốc
- Bôi trơn trong hộp: 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 = 3,514 (m/s) < 12 (m/s) nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu.
Với vận tốc vòng của bánh răng v = 3,514 (m/s) tra bảng 18.11 Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là: 80 11Centistoc ứng với nhiệt độ 50℃
Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu: Dầu ô tô máy kéo AK – 20.
- Bôi trơn ngoài hộp: 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 Tr45[2] ta dùng loại mỡ và chiếm … khoảng trống trong ổ.
Bảng dung sai lắp ghép
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Trục và vòng trong ổ ϕ 40 K k 6 7 ϕ4 0 −0,015 +0,006 ϕ4 0 +0,002 +0,015 Cốc lót và vành ngoài ổ ϕ 90
Vỏ và cốc lót ϕ 106 H h 6 7 ϕ10 6 0 +0,03 ϕ10 6 −0,019 0 Trục và vòng chắn dầu ϕ 40 E k 6 8 ϕ4 0 +0,040 +0,073 ϕ4 0 +0,002 +0,015 Đoạn trục lắp bánh đai ϕ 30 k 6 ϕ3 0 +0,002 +0,015
Nắp ổ và cốc lót ϕ 90 d H 11 7 ϕ9 0 0 +0,03 ϕ9 0 −0,29 −0,1 Trục và bạc ϕ 30 D k 6 8 ϕ3 0 +0,065 +0,098 ϕ3 0 +0,002 +0,015
Trục và vòng chắn dầu ϕ 50 D k 6 8 ϕ5 0 +0,065 +0,098 ϕ5 0 +0,002 +0,015
Vỏ và nắp ổ trục 2 ϕ 110 d H 11 7 ϕ110 0 +0,021 ϕ110 −0,29 −0,1 Đoạn trục lắp khớp nối ϕ 45 k 6 ϕ4 5 +0,002 +0,015 Trục và vòng trong ổ ϕ 50 K k 6 7 ϕ5 0 −0,015 +0,006 ϕ5 0 +0,002 +0,015
Ứng dụng Inventor thiết kế hộp giảm tốc
Thiết kế bộ truyền đai thang
8.1.1 Đặc tính kĩ thuật của bộ truyền đai
Thông số Đơn vị Giá trị
Số vòng quay trục dẫn n1 v/ph 973
Công suất trục dẫn P1 kW 15,49
Số dây đai tối đa Zmax - 3
Góc ôm tối thiểu bánh dẫn Độ 167,79
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài Độ 45
8.1.2 Thiết kế bộ truyền đai thang
Hình 8.1 Thông số tab Design
Hình 8.2 Thông số tab Calculation
Hình 8.3 Thông số bánh đai dẫn
Hình 8.4 Thông số bánh đai bị dẫn
Hình 8.5 Mô hình 3D bộ truyền đai thang
Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang
Thông số Ký hiệu Đơn vị
Giá trị tính toán bằng phần mềm
Giá trị tính toán bằng các CT lý thuyết
Sai lệch Tiết diện đai (Z,
Chiều dài đai L mm 2163 2120 2 Đường kính bánh đai dẫn d1 mm 355 355 0 Đường kính bánh đai bị dẫn d2 mm 450 450 0
Tỉ số truyền thực tế ut - 1.27 1,29 1,5
Sai lệch so với yêu cầu Δu 100.|(ut-u)|/u Δu % 1,5 0
Khoảng cách trục chính xác a mm 446,727 425,1 5
Góc ôm trên bánh nhỏ α1 độ 167,79 167,26 0,3
Lực tác dụng lên trục Fr N 2091,899 2238,67 6,5
Kết quả thiết kế tính toán bằng phần mềm khá tương đồng với kết quả đã tính ở chương 2.
Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
8.2.1 Đặc tính yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền bánh răng côn
Thông số Đơn vị Giá trị
Tiêu chuẩn thiết kế - ISO 6336:1996
Loại bánh răng (thẳng/nghiêng) - Nghiêng
Số vòng quay trục dẫn n1 v/ph 742,75
Công suất trục dẫn P1 kW 14,73
Thời hạn làm việc Lh giờ 25000
Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc SH - 1,2
Hệ số an toàn theo độ bền uốn SF - 1,55
Yêu cầu khác (nếu có) - -
8.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
Hình 8.6 Thông số thiết kế cửa số Design
Hình 8.7 Chọn cấp chính xác
Hình 8.8 Cửa sổ Calculation sau khi điều chỉnh thiết kế đạt yêu cầu đề ra
Hình 8.9 Các hệ số làm việc của bộ truyền bánh răng
Hình 8.10 Kích thước bánh răng dẫn
Hình 8.11 Kích thước bánh răng bị dẫn
Hình 8.12 Mô hình 3D bộ truyền bánh răng côn
Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền bánh răng côn
Thông số Ký hiệu Đơn vị
Giá trị tính toán bằng phần mềm
Giá trị tính toán bằng các CT lý thuyết
Chiều dài côn ngoài Re mm 128,5 128,45 0.04
Chiều rộng vành răng b mm 35 35 0
Mô đun pháp (vòng ngoài) mte mm 4 0
Sai lệch tỉ số truyền Δu % 0 0 -
Thông số các bánh răng BR1 BR2 BR1 BR2
Góc côn chia δ độ 11,31 78,69 11,31 78,69 0 Đường kính chia ngoài de mm 44 220 44 220 0 Đường kính đỉnh răng ngoài dae mm 51,3 221,57 52,94 221,35 3
Chiều cao răng ngoài he mm 8,52 8,52 8,8 8,8 3,2p.
Lực ăn khớp trên bánh chủ động
Lực dọc trục Fa N 634,110 614,33 3,1 Ứng suất tiếp xúc bánh răng 1 σ H MPa 1330 1207,5 9,2 Ứng suất tiếp xúc bánh răng 2 σ H MPa 1330 1188,33 10,65 Ứng suất uốn bánh răng 1 σ F MPa 740 483,87 34,68 Ứng suất uốn bánh răng 2 σ F MPa 740 483,87 34,68
Kết quả tính toán bằng phần mềm Inventor khá tương đồng với kết quả đã tính ở chương 3, phần lực dọc trục có sự sai khác lớn giữa 2 cách tính toán.
8.3 Thiết kế trục và ổ lăn
1.1 Nhập thông số tính toán cho trục
Hình 8.13 Nhập thông số thiết kế trong cửa sổ Design
Hình 8.14 Nhập các thông số (lực và gối đỡ) trong tab Calculation và tính thiết kế
Lực hướng tâm Lực hướng trục
STT Vị trí Lực hướng tâm
Hình 8.15 Mô hình 3D sơ đồ tính trục
1.2 Kết quả tính toán trục
Giá trị tính toán bằng phần mềm
Giá trị tính toán bằng các CT lý thuyết
Khối lượng Mass 2,258 kg - Ứng suất uốn tối đa σB 54,26 MPa 32,27 MPa Ứng suất cắt tối đa τ] = 12 ÷ 30 MPa.S 9,87MPa - Ứng suất xoắn tối đa τ] = 12 ÷ 30 MPa 35,72 MPa 14,79 MPa Ứng suất kéo nén tối đa σT 0,869 MPa - Ứng suất tương đương tối đa σred 62,1 MPa 37,1 MPa Độ lệch tối đa fmax 52,94 μmm -
Góc xoắn φ - 219,2 độ - Đường kính trục cho phép tại vị trí momen uốn lớn nhất d 32 mm 29,33 mm
Hình 8.16 Biểu đồ lực cắt trục x
Hình 8.17 Biểu đồ lực cắt trục y
Hình 8.18 Biểu đồ momen uốn theo trục x
Hình 8.19 Biểu đồ momen uốn theo trục y
Hình 8.20 Biểu đồ góc xoay theo trục x
Hình 8.21 Biều đồ góc xoay theo trục y
Hình 8.22 Biểu đồ độ võng theo trục x
Hình 8.23 Biểu đồ độ võng theo trục y
Hình 8.24 Biểu đồ ứng suất tương đương
Hình 8.25 Đường kính lí tưởng của các tiết diện trục 1
Hình 8.26 Các biểu đồ momen trên trục 1 tính toán theo các CT lý thuyết
8.3.2 Tính toán lựa chọn then Để đảm bảo tính công nghệ khi gia công then trên cùng một gá và cùng một máy thì ta chọn then tại vị trí bánh răng trụ và lắp bánh đai như sau.
Hình 8.29 Bản vẽ trục 3D đã thiết kế
3.1 Phản lực hướng tâm tác dụng lên các ổ
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn 0:
Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn 1:
Vì Fr1 > Fr0 nên ta tính theo ổ Fr1; Fr = Fr1 = 14703,01 (N)
Số vòng quay n = 742,75 (v/ph); Lh = 25000 (giờ), Ổ bi đũa (Tapered Roller Bearings)
3.2 Chọn tiêu chuẩn và kích thước ổ lăn
Hình 8.30 Thông số tab Design
3.3 Nhập các thông số F r , F a , Lh để phần mềm tính chọn ổ lăn
Hình 8.31 Thông số tab Calculation
Làm tương tự với ổ lăn còn lại trên trục 1
Hình 8.32 Ổ bi đũa lắp trên trục 1
Tương tự trục 1, ta có kết ủa tính toán trục 2 bằng phần mềm Inventor như sau:
Khối lượng Mass 4,797 kg Ứng suất uốn tối đa σB 14,407 MPa Ứng suất cắt tối đa τ] = 12 ÷ 30 MPa.S 2,25 MPa Ứng suất xoắn tối đa τ] = 12 ÷ 30 MPa 50,81 MPa Ứng suất kéo nén tối đa σT 1,564 MPa Ứng suất tương đương tối đa σred 88,01 MPa Độ lệch tối đa fmax 13,11 μmm
Hình 8.33 Đường kính lí tưởng của các tiết diện trục 2
Phương pháp tính Trục – Then – Ổ lăn bằng phần mềm Inventor cho ra kết quả khá tương đồng với kết quả đã tính được ở chương 4 và chương 5
Tổng kết
Trong bản thuyết minh này, em đã trình bày được quy trình thiết kế hệ thống dẫn động băng tải sử dụng bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc một cấp bánh răng côn răng nghiêng, đảm bảo được điều kiện làm việc và hiệu quả sử dụng như đề bài yêu cầu Cụ thể, đây là bảng thông số của hệ thống sau thiết kế:
STT Thông số Đơn vị Kí hiệu
Giá trị sau thiết kế
4 Thời hạn phục vụ Giờ Lh 20500 20500 0
5 Số ca làm việc Ca Soca 02 02 0
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài Độ α 45 45 0
7 Đặc tính làm việc - - Va đập Va đập -
Bảng thông số sau khi thiết kế Để có được bộ thông số trên, em đã trải qua các bước:
B1: Tính toán sơ bộ công suất, momen xoắn và số vòng quay trên mỗi trục để từ đó chọn ra động cơ điện thích hợp.
B2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang: chọn tiết diện đai theo công suất và số vòng quay của động cơ, tính chọn đường kính các Puly theo tỷ số truyền, tính khoảng cách trục, tính số đai theo công suất và đặc tính hình học của các Puly.
B3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng: Chọn vật liệu bánh răng, xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài để tính module sơ bộ từ đó chọn được số răng hợp lý theo module, đường kính vòng chia và tỷ số truyền sơ bộ; kiểm tra độ bền tiếp xúc, độ bền uốn cho bánh răng.
B4: Tính toán thiết kế trục cho bộ truyền trong: Tính chọn và kiểm nghiệm khớp nối trục đàn hồi, xác định các lực và momen tác dụng lên trục (lực căng đai, lực vòng,lực hướng tâm, lực dọc trục từ bánh răng, momen xoắn, momen uốn, lực đỡ tại các ổ lăn), chọn vật liệu chế tạo trục, tính sơ bộ đường kính trục từ đó xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực, tính đường kính, chọn then và kiểm nghiệm bền cho các trục.
B5: Tính toán chọn ổ lăn: Chọn loại ổ lăn, lập sơ đồ bố trí và tính toán tải trọng, kiểm nghiệm ổ theo tải trọng động và tải trọng tĩnh
B6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác: chọn thông số vỏ hộp và các chi tiết khác theo tiêu chuẩn
B7: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai: Xác định yêu cầu kĩ thuật giữa các bề mặt chuyển động và không chuyển động trừ đó quyết định kiểu lắp ghép, xác định kiểu bôi trơn và tìm loại dầu/mỡ để bôi trơn các bề mặt chuyển động, lập bảng dung sai lắp ghép.
Qua thời gian làm Đồ án Thiết kế máy, em đã học và ôn tập lại được nhiều kiến thức về cơ khí, và trau dồi được kỹ năng sử dụng phần mềm vẽ và thiết kế tính toán Với sự cố gắng của bản thân và đặc biệt là sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy thầy Lê Văn Nghĩa và thầy Nguyễn Tiến Dũng, cùng sự giúp đỡ của các bạn trong nhóm, em đã hoàn thành nhiệm vụ được giao Do đây là lần đầu làm đồ án, em chắc chắn không thể tránh khỏi những thiếu sót, rất mong nhận được sự góp ý, chỉ bảo của các thầy cô và các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn!
