Vì vậy việc thiết kế, cải tiến và phát triển các hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước.. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Tính chọn động cơ điện
- Công suất trên trục công tác
Theo công thức 2.11 trang 20 tài liệu [1], công suất trên trục công tác được tính như sau:
Hình 1.1.Trạm dẫn động băng tải
4 Thời gian phục vụ L h = 24000 giờ
5 Số ca làm việc/ngày Số ca =3 ca
7 Đặc tính làm việc Tải trọng va đập mạnh, Kqt 0%
- Hiệu suất chung của hệ dẫn động: ol br d kn 3
Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1], ta chọn:
Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: 0,99 ÷ 0,995, chọn ol 0,9925
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ nghiêng: 0,96 ÷ 0,98, chọn br 0,97 Hiệu suất bộ truyền đai: 0,95 ÷ 0,96, chọn d 0,955
Hiệu suất của khớp nối: kn 1
- Công suất cần thiết của động cơ
Theo công thức 2.8 trang 19 tài liệu [1], công suất cần thiết được tính như sau:
- Số vòng quay trên trục công tác: công thức 2.16 trang 21 tài liệu [1]
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống: usb usb= uh.uđ.ukn
Tra bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1], ta có: uh= 4 – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uđ= 3 – tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt thường
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ theo tiêu chuẩn gần ndb: nđb000 v/p
Chọn động cơ phải có P ≥ Pyc= 3,31 kW và nđb= 3000 vòng/phút
Tra bảng P1.3 trang 237 tài liệu [1]
Bảng 1.1.Các thông số động cơ 4A
Kiểu động cơ Công suất kW
Vận tốc quay, vg/ph cosφ η% Tmax/Tdn TK/Tdn
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ thống là
n ndc: số vòng quay của động cơ đã chọn nlv: số vòng quay làm việc
- Tra bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1], ta có:
+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc: uh = 3 ÷ 5
+ Tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt thường tiêu chuẩn: 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,56; 4; 4,5; 5
So sánh: phương án 1 có uh= 3,83 tốt hơn phương án 2 có uh= 4,31
- Kết luận chọn uđ= 3,15; uh = 3,83
Tính toán thông số trên các trục
3.1 Tính công suất trên các trục
Theo công thức trang 49 tài liệu [1], công suất trên trục thứ i được tính như sau:
3.2 Tính toán tốc độ quay của các trục
Theo công thức trang 49 tài liệu [1] tốc độ quay trên trục thứ i được tính như sau ndc= 2880 (v/p)
3.3 Tính Mômen xoắn trên các trục
Theo công thức trang 49 tài liệu [1], Mômen xoắn trên trục thứ i được tính như sau:
Bảng 1.2.Bảng thông số trên các trục
Thông số ĐC I II Trục làm việc
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG
Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Bảng 2.1 Dữ liệu thiết kế
Chọn loại đai vải cao su, làm việc thích hợp chỗ ẩm ướt
Hình 2.1 Hình minh hoạ bộ truyền đai dẹt
1.2 Đường kính bánh đai nhỏ
Theo công thức 5-6 trang 84 tài liệu [2], đường kính bánh đai nhỏ được tính như sau:
- Tra bảng 5-1 trang 85 tài liệu [2], ta chọn: D15mm
Tỷ số truyền của bộ truyền đai uđ
Công suất trên trục chủ động Pđc(kW)
Số vòng quay trục chủ động nđc(v/p)
Mômen xoắn trên trục dẫn Tđc(N.mm)
- Kiểm nghiệm vận tốc của đai
Theo công thức 5-7 trang 84 tài liệu [2], vận tốc của đai được tính như sau:
=> Không cần giảm đường kính bánh đai.
- Tra bảng 5-1 trang 85 tài liệu [2], ta chọn: D2= 400 mm
Số vòng quay trong vòng 1 phút của bánh bị dẫn sau khi làm tròn D2:
Theo công thức 5-8 trang 85 tài liệu [2], số vòng quay được tính như sau:
Sai số so với yêu cầu:
1.4 Chiều dài tối thiểu của đai
Theo công thức 5-9 trang 85 tài liệu [2], chiều dài tối thiểu của đai được tính như sau:
Lấy L= 4710 mm, Tính A theo L công thức 5-2 trang 83 tài liệu [1], A được tính như sau:
A Để góc ôm α đủ lớn, khoảng cách trục A của bộ truyền cần thoả mãn điều kiện
5 -10 trang 86 tài liệu [2], điều kiện là:
1938> 2(400+125) = 1050 thoả mãn điều kiện không cần tính lại L
Theo công thức 5-3 trang 83 tài liệu [2], gốc ôm được tính như sau:
Chiều dài đai δ được chọn theo tỉ số
Tra bảng 5- 2 trang 86 tài liệu [2], chọn theo đai vải cao su
Theo bảng 5-3 trang 87 tài liệu [2], ta chọn đai vải cao su loại A có chiều dày δ =3 mm
Lấy ứng suất căng ban đầu σ0 =1,8 N/mm 2
Tra bảng 5-5 trang 89 tài liệu[2], ta chọn:
1.7 Xác định chiều rộng đai
Ct= 0,8 - hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng
(Tra bảng 5-6 trang 89 tài liệu [2])
Cα= 0,97 - hệ số xét đến ảnh hưởng của gốc ôm
(Tra bảng 5-7 trang 90 tài liệu [2])
Cv= 0,95 - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
(Tra bảng 5-8 trang 90 tài liệu [2])
Cb= 1,0 - hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền
(Tra bảng 5-9 trang 91 tài liệu [2])
Theo công thức 5- 13 trang 86 tài liệu [2], chiều rộng đai được tính như sau:
Chiều rộng đai b được lấy theo tiêu chuẩn (bảng 5-4 trang 88 tài liệu [2]): b = 25 mm
1.8 Định chiều rộng B của bánh đai
Theo bảng 5 - 10 trang 91 tài liệu [2]), chiều rộng của bánh đai được tính như sau:
1.9 Lực căng ban đâu và lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5-16 trang 91 tài liệu [2], lực căng ban đầu được tính nhưc sau:
Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5-17 trang 91 tài liệu [2], lực tác dụng lên trục được tính như sau:
Bảng 2.2.Thông số của bộ truyền đai dẹt
Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai d (mm) 125 400
Công suất truyền Pđc(KW) 3,31
Số vòng quay trên trục chủ động nđc(vòng/phút) 2880
Mô men xoắn trên trục dẫn Tđc(Nmm) 10976
Góc ôm bánh đai nhỏ α1(độ) 171,91
Chiều rộng bánh đai B (mm) 40
Lực tác dụng lên trục R (N) 404
Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Bảng 2.3.Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Công suất P(kW) Tỷ số truyềni Số vòng quay n(v/p) Moment xoắn
- Thời gian phục vụ: Lh= 24000 (giờ)
Theo bảng 3 - 6 trang 39 tài liệu [2], ta chọn:
Bánh nhỏ dùng thép 45 tra bảng 3 – 8 trang 40 tài liệu [2], ta có: σb= 600N/mm 2 ; σch= 300N/mm 2 ; HB 0
Bánh lớn dùng thép 35 tra bảng 3 – 8 trang 40 tài liệu [2], ta có: σb= 500N/mm 2 ; σch= 270N/mm 2 ; HB 0
2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 3 - 3 trang 42 tài liệu [2], số chu kỳ làm việc được tính như sau:
- Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
Do đó cả 2 bánh có K’N=1 Ứng suất tiếp xúc cho phép bảng 3 – 9 trang 43 tài liệu [2], ta có:
Bánh nhỏ [σ]tx1= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 N/mm 2
Bánh lớn [σ]tx2= 2,6.HB = 2,6.170 = 442 N/mm 2
Lấy trị số nhỏ [σ]tx2= 2,6.HB = 2,6.170 = 442 N/mm 2 để tính toán b) Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 3 - 3 trang 42 tài liệu [2], số chu kỳ làm việc được tính như sau:
- Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
Do đó cả 2 bánh có K’’N=1
Lấy hệ số an toàn n =1,5; Hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ= 1,8.
Giới hạn mỏi của thép 45 1 0,43. b 0,43.600 258 / N mm 2
Giới hạn mỏi của thép 35 1 0,43. b 0,43.500 215 / N mm 2
Vì bánh răng làm việc 1 mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ta dùng công thức 3 -5 trang 42 tài liệu [2] để tính ứng suất uốn, ứng suất uốn được tính như sau:
2.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng
Theo trang 44 tài liệu [2], hệ số tải trọng được chọn như sau:
2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Theo trang 44 tài liệu [2], hệ số chiều rộng bánh răng được chọn như sau:
Theo công thức 3 – 10 trang 45 tài liệu [2] Lấyθ= 1,15, khoảng cách trục được tính như sau:
2.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo công thức 3 – 17 trang 46 tài liệu [2], vận tốc vòng được tính như sau:
Tra bảng 3 – 11 trang 46 tài liệu [2], chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9
2.7 Định các hệ số tải trọng K và khoảng cách trục
Chiều rộng bánh răng A b 0,375 b A A 0,375.123 46 mm
Lấy b = 46 mm Đường kính bánh răng nhỏ
Tính hệ số tập trung tải trọng
Do tải trọng không đổi => Ktt=1
Theo bảng 3 -14 trang 48 tài liệu [2], tìm được hệ số tải trọng động Kđ= 1,2
Hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ =1.1,2= 1,2 sai lệch ít so với K = 1,4 đã chọn nên không cần tính lại A
2.8 Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng
Theo công thức 3 -22 trang 49 tài liệu [2], mô đun pháp được tính như sau: m = (0,01 ÷ 0,02).A = (0,01 ÷ 0,02).123 = 1,23 ÷ 2,46
Theo tiêu chuẩn bảng 3-1 trang 34 tài liệu [2], lấy mn= 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghêng β 0
Tổng số răng của 2 bánh
Lấy Z1= 25 răng, giá trị Z1lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3 -15 trang 50 tài liệu[2]
Số răng lớn Z2= i.Z1= 3,83.25 = 95,70, chọn Z2= 96 răng
Tính chính xác góc nghiêng theo công thức 3 -28 trang 50 tài liệu [2], góc nghiêng được tính như sau:
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 46mm > 2,5 m n sin β 2,5.2 sin 10,35 0 = 27,83mm
2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức 3-37 trang 52 tài liệu [2], số răng tương đương được tính như sau:
Tra bảng 3 -18 trang 52 tài liệu [2], ta có hệ số dạng răng y1= 0,476; y2= 0,517
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ
Theo công thức 3 – 34 trang 51 tài liệu [2], sứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ được tính như sau:
=> Kết luận: bánh răng nhỏ đủ bền. Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
Theo công thức 3 – 40 trang 52 tài liệu [2], ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn được tính như sau:
=> Kết luận: bánh răng lớn đủ bền.
2.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 3- 43 trang 53 tài liệu [2], ứng suất tiếp cho phép được tính như sau:
Bánh nhỏ [σ]txpt1= 2,5.[σ]tx1= 2,5.520 = 1300 N/mm 2
Bánh lớn [σ]txpt2= 2,5.[σ]tx2= 2,5.442 05N/mm 2
- Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 3- 46 trang 53 tài liệu [2], ứng suất uốn cho phép được tính như sau:
Bánh nhỏ [σ]upt1= 0,8.σch1= 0,8.300= 240 N/mm 2
Bánh lớn [σ]upt2= 0,8.σch2= 0,8.270 = 216N/mm 2
- Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh răng lớn có [σ]txpt2 nhỏ hơn
Theo công thức 3 – 15 trang 45 và 3 – 41 trang 53 tài liệu [2]
- Trong dó hệ số quá tải Kqt =1,8 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ
Kiểm nghiệm sức bền uốn
Theo công thức 3 -38 và 3 -42 trang 53 tài liệu [2], sức bền uốn được tính như sau:
Bánh nhỏ: σupt1 = Kqt.σu1= 1,8 24,81= 44,6 N/mm 2 < [σ]upt1 = 240 N/mm 2
=> Kết luận: bánh răng nhỏ đủ bền.
Bánh lớn: σupt2 = Kqt.σu2= 1,8 21,11= 38 N/mm 2 < [σ]upt2= 216N/mm 2
=> Kết luận: bánh răng lớn đủ bền.
2.11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền
Theo công thức bảng 3.2 trang 36 tài liệu [2], đường kính vòng được tính như sau: Đường kính vòng chia bánh nhỏ:
Đường kính vòng chia bánh lớn
Đường kính vòng đáy bánh nhỏ df1= d1- 2,5mnQ- 2,5.2 = 46 mm Đường kính vòng đáy bánh lớn df2= d2- 2mn= 195 - 2.2 = 191 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ da1= d1+ 2mn= 51 + 2.2 = 55 mm Đường kính vòng đỉnh bánh lớn da2= d2+ 2mn= 195+ 2.2 = 199 mm
Lực tác dụng gồm Lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục
Bảng 2.4.Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Giá trị Bánh răng nhỏ
Số răng 25 96 Đường kính vòng chia dc, mm 51 195 Đường kính vòng đỉnh da, mm 55 199 Đường kính vòng đáy df, mm 46 190
Chiều rộng bánh răng b, mm 51 46
Số vòng quay trục chủ động n1, vg/ph 914,29
Cấp chính xác chế tạo 9
Kiểm tra sai số vận tốc
3.1 Kiểm tra sai số vận tốc lv th % 5% lv n n n n
3.2 Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, bảo đảm thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han rỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Vì vận tốc vòng của bánh răng v = 2,44 m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu
Dùng dầu công nghiệp ROCT 1707 - 51
Dầu có đồ nhớt là 120 cSt
+ Môi trường hoạt động: Dầu ROCT 1707 - 51 được sử dụng trong các hệ thống thủy lực hoạt động trong dải nhiệt độ từ -20 đến +100 độ C.
+ Yêu cầu kỹ thuật của thiết bị: Dầu ROCT 1707 - 51 có độ nhớt động học 120 cSt, phù hợp với các hệ thống thủy lực có áp suất và tốc độ làm việc trung bình. + Tính kinh tế: Dầu ROCT 1707 - 51 có giá thành tương đối hợp lý, phù hợp với nhu cầu sử dụng của nhiều doanh nghiệp.
- Điều kiện ngâm dầu Đối với HGT bánh răng trụ 1 cấp thì mức dầu tối thiểu phải cao bằng 2h = 4,5 mô đun và không thấp hơn 10mm Mức dầu tối đa cao hơn mức dầu tối thiểu 10…15mm
Ta có 2h = 4,5mô đun = 4,5.2 = 9mm < 10mm
Nên ta chọn mức dầu thấp nhất 10 mm, mức dầu cao nhất 20mm
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
Tính toán, thiết kế trục
1.1 Chọn vật liệu, tính sơ bộ trục; lập sơ đồ chung, sơ đồ lực a Chọn vật liệu
Dùng thép C45 thường hoá tra bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1]
Tra bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1], ta có ứng suất pháp:
[σ] H÷63 (MPa) Ứng suất tiếp: [τ] = 15÷30 (MPa) (trang 188 tài liệu [1]) b Tính sơ bộ trục
Theo công thức 10.9 trang 188 tài liệu [1], sơ bộ trục được tính như sau: Đường kính sơ bộ trục 1: 1 3 0,2 1 3 0,2.132798 23,9( )
Đường kính sơ bộ trục 2: 2 3 0,2 2 3 1207490,2.2 31,1( )
Chọn: d1= 24(mm) d2= 32(mm), tra bảng 10.2 trang 189 tài liệu[1], b0= 19(mm) c Lập sơ đồ chung
-Xác định chiều dài may – ơl mcủa các chi tiết truyền động lắp trên các trục May - ơ của bánh đai: l mđ= 1,35d1= 1,35.24 = 32,4 mm < b = 40 mm, nên lấyl mđ= 40 mm
May - ơ bánh răng chủ động: l m1= 1,35d1 = 1,35.24 = 32,4 mm < b = 51 mm, nên ta chọnl m1Q mm.
May - ơ bánh răng bị động:l m2= 1,35d2 = 1,35.32 = 43.2 mm < b = 51 mm, nên ta chọnl m2Q mm.
May - ơ khớp nối:l mkn= 1,95.d2= 1,95.32 = 62,5 mm
- Chọn khớp nối và tính lực trên khớp nối
Mô men tính khớp nối của băng tải được tính
-Dùng khớp nối trục vòng đàn hồi: tra bảng 9.11 trang 234 tài liệu [2]
Căn cứ vào moomen xoắn T2 và đường kính trục sơ bộ Ta có đường kính vòng tròn lắp bu lông của 2 nửa khớp nối, Do= D – d0– (10 ÷20) = 120-28-(10 ÷20)
- Tính lực vòng trên khớp nối
- Lực hướng tâm trên khớp nối
- Xác định các điểm đặt lực
Tra bảng 10.3 trang 189 tài liệu [1] ta có
+ Khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc, chọn
+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc, chọn K2= 10mm + Khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ, chọn K3mm
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông, chọn hn mm
Khoảng cách trục công – xon trên trục 1,2
Khoảng cách từ ổ lăn đến tâm bánh răng trục 1
Khoảng cách từ ổ lăn đến tâm bánh răng trục 2
Hình 3.1.Sơ đồ chiều dài các đoạn trục của hộp giảm tốc d Lập sơ đồ lực
Hình 3.2.Sơ đồ phân tích lực của hộp giảm tốc
Lực tác dụng gồm Lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục
Mô men uốn do Fa1gây ra
Lực bộ truyền đai tác dụng lên trục:
- Lập sơ đồ tính toán
Hình 3.3.Sơ đồ tính toán
Hình 3.4.Biểu đồ nội lực Mx
Hình 3.5.Biểu đồ nội lực My
- Vẽ biểu đồ nội lực Mz
Hình 3.6.Biểu đồ nội lực Mz
Các mặt cắt nguy hiểm tại: A, B, n-n, m-m
- Mômen uốn tương đương: M td j M M M y 2 + x 2 + z 2
+Tại m-m: M m m 32798 2 32798(Nmm) Ứng suất cho phép của vật liệu: C45 có σb= 600 (MPa).
Tra bảng 7-2 trang 119 tài liệu [2], ta có: [σ] = 63(MPa) Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện:
Chọn: dA= 25 mm, dB%mm, dn-n(mm, dm-m mm ỉ20 ỉ25 ỉ28 ỉ25
Lực tác dụng gồm Lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục
Mô men uốn do Fa2gây ra
- Tính lực vòng trên khớp nối t 4075
- Lực hướng tâm trên khớp nối r 1019
- Lập sơ đồ tính toán
Hình 3.8.Sơ đồ tính toán
Hình 3.9.Biểu đồ nội lực Mx
Hình 3.10.Biểu đồ nội lực My
- Vẽ biểu đồ nội lực Mz
Hình 3.11.Biểu đồ nội lực Mz
Các mặt cắt nguy hiểm tại: C, D, e-e, f-f
- Mômen uốn tương đương: M td j M M M y 2 + x 2 + z 2
+Tại f-f: M f f 62699 187416 120749 2 2 2 23159 (5 Nmm) Ứng suất cho phép của vật liệu: C45 có σb= 600 (Mpa).
Tra bảng 7-2 tài liệu [2] ta có: [σ] = 63(Mpa) Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện: d 3 0,1 M td
Chọn: dC@ mm, dD@ mm, de-e = 30 mm, df-f= 42 mm ỉ 40 ỉ 42 ỉ 35 ỉ 40
- Kiểm nghiệm độ bền mỏi (tại tiết diện C )
nσ– Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
nτ– Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Theo đề bài trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng
� ; �� = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động m max
Tra bảng 7.3b trang 122 tài liệu [2], ta có: W= 6450 mm 3 , W0= 13720 mm 3
Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình Ψ ≈ 0,1; Ψ ≈ 0,05
Tra bảng 7 – 4 trang 123 và 7 – 8 trang 127 tài liệu [2]
Tra bảng 7-10 trang 128 tài liệu [2], ta có:
n – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
nτ– Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
=> Cần giảm đường kính trục hoặc chọn vật liệu có sức bền thấp hơn
- Kiểm nghiệm độ cứng uốn
Khi độ võng y quá lớn sẽ làm cho bánh răng lớn ăn khớp bị nghiêng, tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc quay φ quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong ổ.
Do vậy điều kiện để bảo đảm độ cứng uốn là:
[θ]: góc xoay cho phép; [θ] = 0,01rad
Hình 3.13.Sơ đồ lực tác dụng lên trục 1 Tính lực tác dụng P
=> Đảm bảo độ cứng uốn
- Kiểm nghiệm độ cứng xoắn tại vị trí lắp bánh răng
Theo công thức 7.10 trang 132 tài liệu [2], độ cứng xoắn được tính như sau:
G = 8.10 4 MPa - mô đun đàn hồi trượt, N/mm 2
L - chiều dài đoạn trục đang xét
J0- Mô men quán tính độc cực
=> Đảm bảo độ cứng xoắn
Tính chọn ổ lăn
Do trên các trục đều có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn cho cả hai trục và trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn.
Thông số đâu vào n = 914,29 vg/ph; đường kính ngõng trục d = 25mm; Thời gian phục vụ h$000h; Phản lực gối đỡ YA 52N , XA = 931 N, YB= 180 N , XB = 171 N; Lực dọc trục Fa1= 235 N a Chọn loại ổ lăn
Dự kiến chọn loại ổ bi đỡ chặn, ký hiệu 36000 góc β = 16 0 bố trí như sơ đồ sau: b Chọn cấp chính xác: cấp 6 c Sơ đồ tính toán
Hình 3.14.Sơ đồ ổ bi trục 1
Hệ số khả năng làm việc
Theo công thức 8-1 trang 158 tài liệu [2], hệ số khả năng làm việc được tính như sau:
� � ả �� : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
Với số vòng quay của trục �� 4,29v/p ; h $000 giờ.
Theo công thức 8-6 trang 158 tài liệu [2], tải trọng tương đương được tính như sau:
Trong đó: m= 0,7 tra bảng 8-2 trang 161 tài liệu [2]
Kt = 1,9 tải trọng tĩnh Bảng 8-3 trang 162 tài liệu [2] (va đập mạnh, quá tải ngắn hạn 180%)
Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100°� Bảng 8-4 trang 162 tài liệu [2]
KV = 1 khi vòng trong của ổ quay Bảng 8-5 trang 162 tài liệu [2] (ổ bi quay vòng trong)
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:
Vì vậy lực Athướng về gối trục phía bên phải Chỉ có ổ B chịu lực dọc trục Theo công thức 8-6 trang 158 tài liệu [2], ta có tải trọng tương đương:
Vì QA > QB nên ta chọn ổ cho gối đỡ A còn ổ của gối đỡ B lấy cùng kích thước với với ổ A của gối đỡ để tiện cho việc chế tạo và lắp ghép.
Tra bảng 17P trang 346 tài liệu [2] ứng với d = 25mm, chọn ổ đỡ chặn cỡ trung, kí hiệu 36305với � � ả �� = 31000, đường kính trong d = 25mm, đường kính ngoài
Thông số đâu vào n = 114,65 vg/ph; đường kính ngõng trục d = 40mm; Thời gian phục vụ h$000h; Phản lực gối đỡ YC= 1241N , XC = 6077 N, YD= 698 N , XD = 3288 N; Lực dọc trục Fa2= 235 N a Chọn loại ổ lăn
Dự kiến chọn loại ổ bi đỡ chặn, ký hiệu 36000 góc β = 16 0 bố trí như sơ đồ sau:
Chọn cấp chính xác: cấp 6 b Sơ đồ tính toán
Hình 3.15.Sơ đồ tính ổ bi trục 2
Hệ số khả năng làm việc
Theo công thức 8-1 trang 158 tài liệu [2], hệ số khả nắng làm việc được tính như sau:
� � ả �� : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
Với số vòng quay của trục nII = 238,85v/p ; h = 24000 giờ.
Theo công thức 8-6 trang 158 tài liệu [2], tải trọng tương đương được tính như sau:
Trong đó: m= 0,7 tra bảng 8-2 trang 161 tài liệu [2]
Kt = 1,9 tải trọng tĩnh Bảng 8-3 trang 162 tài liệu [2] (va đập mạnh, quá tải ngắn hạn 180%)
Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100°� Bảng 8-4 trang 162 tài liệu [2]
KV = 1 khi vòng trong của ổ quay Bảng 8-5 trang 162 tài liệu [2] (ổ bi quay vòng trong)
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:
Vì vậy lực Athướng về gối trục phía bên phải Chỉ có ổ D chịu lực dọc trục Theo công thức 8-6 trang 158 tài liệu [2], ta có tải trọng tương đương:
Vì QC < QD nên ta chọn ổ cho gối đỡ D còn ổ của gối đỡ C lấy cùng kích thước với với ổ D của gối đỡ để tiện cho việc chế tạo và lắp ghép.
Tra bảng 17P trang 348 tài liệu [2] ứng với d = 40mm, chọn ổ đỡ chặn cỡ trung, kí hiệu 46308với � � ả �� = 57000, đường kính trong d@mm, đường kính ngoài
Tính chọn then
Chọn vật liệu chế tạo then là thép 45 : Tra bảng 7 -20 và bảng 7 -21 trang 142 tài liệu [2] ta có [σd] PN/mm 2 [τc] T N/mm 2
Vị trí lắp bánh đai có đường kính trục Ф20 tra bảng 7 – 23 trang 143 tài liệu [2] chọn then có kích thước
Bảng 3.1.Bảng thông số then tại tiết diện m-m trục 1 b h t t1 k Lt= 0,8lm
Kiểm nghiệm về sức bền va đập
Theo công thức 7-11 trang 139 tài liệu [2], điều về kiện dập được tính như sau: Then bằng:
��� ≤ [��] Trong đó: Mx = 32798 N.mm d = 20 mm t = 3,5 mm
20.3,5.40= 23,43 ≤ [� � ]N/mm 2 Kiểm nghiệm về sức bền cắt
Theo công thức 7 -12 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về cắt được tính như sau:
Vị trí lắp bánh răng dẫn có đường kính trục Ф28 tra bảng 7 – 23 trang 143 tài liệu [2] chọn then có kích thước
Bảng 3.2 Bảng thông số then tại tiết diện n-n trục 1 b h t t1 k Lt = 0,8lm
Kiểm nghiệm về sức bền va đập
Theo công thức 7-11 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về dập được tính như sau:
Trong đó: Mx= 32798N.mm d = 28mm k = 3,5 mm
� � = 2� ��� � = 28.3,5.45 2.32798 = 14,87 ≤ [� � ]N/mm 2 Kiểm nghiệm về sức bền cắt
Theo công thức 7 -12 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về cắt được tính như sau:
Vị trí lắp khớp nối có đường kính trục Ф35 tra bảng 7 – 23 trang 143 tài liệu [2], chọn then
Bảng 3.3.Bảng thông số then tại tiết diện e-e trục 2
Kiểm nghiệm về sức bền va đập
Theo công thức 7-11 trang 139 [2], điều kiện về dập được tính như sau:
Trong đó: Mx= 120749 N.mm d = 30 mm k = 4,2 mm
Kiểm nghiệm về sức bền cắt
Theo công thức 7 -12 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về cắt được tính như sau:
Vị trí lắp bánh răng bị dẫn có đường kính trục Ф42 tra bảng 7 – 23 trang 143 tài liệu [2] chọn then
Bảng 3.4.Bảng thông số then tại tiết diện f-f trục 2 b h t t1 k Lt = 0,8lm
Kiểm nghiệm về sức bền va đập
Theo công thức 7-11 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về dập được tính như sau:
Trong đó: Mx= 120749N.mm d = 45 mm k = 4,4 mm
Kiểm nghiệm về sức bền cắt
Theo công thức 7 -12 trang 139 tài liệu [2], điều kiện về cắt được tính như sau:
=> Đảm bảo điều kiện bền
Kiểm nghiệm khớp nối
Ta sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi Căn cứ vào mô men xoắn trên trục và đường kính trục sơ bộ, ta chọn kích thước khớp nối
Tra bảng 9-11 trang 234 tài liệu [2]
Bảng 3.5 Bảng thông số khớp nối
Chốt Vòng đàn hồi nmax
(vg/ph) dc lc Ren Số
Trị số [d] = (2÷3)N/mm 2 , [u] = 60÷80 N/mm 2 trang 234 tài liệu [2] Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:
Điều kiện bền uốn của chốt:
=> Như vậy khớp nối bảo đảm bền
Hình 3.16.Nối trục vòng đàn hồi
THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ, CHỌN DUNG
Thiết kế kết cấu vỏ hộp giảm tốc
Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc bằng vật liệu bằng gang xám có kí hiệu GX 15-32, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâm làm các trục để lắp ghép được dễ dàng theo bảng 10-9 trang 268 tài liệu [2] Cho phép ta xác định được kích thước và các phần tử của vỏ hộp
- Chiều dày thành nắp hộp
- Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp b = 1,5 = 1,5.8 = 12 mm
- Chiều dày mặt bích dưới của nắp hộp b1= 1,5 = 1,5.8 = 12 mm
- Chiều dày đế hộp không có phần lồi
- Chiều dày gân ở thân hộp. m = 0,9 = 0,9.8 = 7,2 mm, chọn m =8mm
- Chiều dày gân ở nắp hộp. m1= 0,9 = 0,9.8 = 7,2 mm, chọn m1=8mm
Ta có A = 123 mm dưới 200 mm
Ta có thể chọn dn= 16 mm; số lượng bu lông là 4
- Đường kính bu lông khác Ở cạnh ổ: d1= 0,7.dn= 0,7.16 = 11,2 chọn d1= 12 mm
Ghép các mặt bích và nắp thân: d2= 0,6 dn= 0,6.16 = 9,6 chọn d2 = 10 mm
Ghép nắp cửa thăm: d4= 0,4 dn= 0,4.16 = 6,4 chọn d4 = 8 mm
Số lượng bu lông nền: lấy theo bảng 10.13 trang 277 tài liệu [2], ta có: n = 4
Thiết kế các chi tiết phụ
Tra bảng 18.4c trang 91 tài liệu [4] Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp, thân trước và thân sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị 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 một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Sử dụng 2 chốt định vị: Chiều dài: L= 46(mm) ; Đường kính: d=8(mm)
Hình 4.1 Chốt định vị b Vòng móc
Tra bảng 18.3a trang 89 tài liệu [4] Để nâng, vận chuyển hộp giảm tốc, trên nắp và thân thường được lắp thêm bu lông vòng hoặc chế tạo vòng móc Ta chọn cách chế tạo vòng móc
Chiều dày vòng móc d = S= (2÷3) = 16÷24 mm, chọn Smm, chọn d mm
Hình 4.2.Vòng móc c Que thăm dâu
Hộp giảm tốc được bôi trơn bằng cách ngâm dầu và bắn tóe nên lượng dầu trong hộp phải đảm bảo điều kiện bôi trơn Để biết được mức dầu trong hộp ta cần có thiết bị chỉ dầu Ở đây ta sử dụng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu Hình dạng và kích thước cơ bản của que thăm dầu ỉ 6 ỉ 5 ỉ 12 ỉ 18
Hình 4.3.Que thăm dầu d Nút tháo dâu
Tra bảng 18-7 trang 93 tài liệu [4]
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất Do đó ta cần phải thay dầu mới cho hộp giảm tốc Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp ta để lỗ tháo dầu Để tháo dầu được dễ dàng, đáy hộp ta làm dốc về phía có lỗ tháo dầu Tại vị trí tháo dầu, ta phay lõm xuống một chút.
Hình 4.4 Nút tháo dầu e Nút thông hơi
Tra bảng 18-6 trang 93 tài liệu [4]
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa, trao đổi không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên
26 nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của hộp Hình dạng và kích thước cơ bản của nút như sau:
Hình 4.5.Nút thông hơi f Nắp quan sát
Tra Bảng 18-5 trang 92 tài liệu [4] Để kiểm tra, quan sát các chi tiết bên trong hộp giảm tốc khi lắp, để đổ dầu vào hộp dễ dàng, trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp nút thông hơi.Theo bảng 18-5 ta có kích thước nắp quan sát như sau:
Chọn nắp quan sát có kích thước như hình vẽ
Hình 4.6 Nắp quan sát g Vòng phớt
Tra bảng 15-17 trang 50 tài liệu [4] Được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Dùng để chặn không khí từ ngoài vào hộp giảm tốc Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khí bề mặt trục có độ nhám cao. ỉ17 ỉ28
Hình 4.7.Vòng phớt h Vòng chắn dâu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu) Vòng gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác Cần lắp sao cho vòng cách mép trong thành hộp khoảng 1 đến 2mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,4mm.