Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích...9 II.. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục...12 a... Tính toán truyền động trục vít về độ bền...15 a.. Tính toá
Chọn công suất động cơ điện
a Công suất cần thiết của động cơ.
Trong đó: P là lực kéo băng tải. v là vân tốc băng tải. η là hiệu suất hệ dẫn động.
+ Ta có: η=¿ ( η ot ) n ( η ol ) m ( η tv ) k ( η x ) j ( η k ) h
- số bộ truyền trục vít bánh vít k = 1
- hiệu suất trục vít bánh vít η tv = 0,4
- hiệu suất bộ truyền xích η x = 0,97
=> P ct = 1000.0,368 4500.0 , 4 =4 , 89( kW ) b Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
Ta có: n lv = 60000 v π D = 60000.0 , 4 π 320 # , 87 ( vg / ph )
Hệ số sơ bộ của động cơ:
- tỷ số truyền trục vít bánh vít: u tv 0
Dựa vào bảng 2.1 [1] ta chọn: n sb 000 vg / ph c Chọn động cơ.
Căn cứ vào giá trị của Nđc đã tính ở trên, có thể xét điều kiện: P dc ¿ P ct
Tra bảng phụ lục P1.2 [1] ta chọn được động cơ điện:
+ công suất động cơ: P dc =7 kW
+ vận tốc quay: n dc )00 vg / ph
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số chuyền chung của hệ: u t = n đc n lv = 2900
Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:
+ Tỷ số truyền của trục vít bánh vít: u tv = 30,37
Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động
D a Công suất trên từng trục.
+ Công suất trên trục động cơ:
+ Công suất trên trục II:
0 , 99.0 , 4 =4 , 77( kW ) b Số vòng quay trên trục.
+ Số vòng quay trên trục I: n 1 =n đc )00( vg / ph )
+ Số vòng quay trên trục II: n 2 = n 1 u tv = 2930
30 , 37 = 95,4 ( vg / ph ) c Momen xoắn trên các trục.
+ Momen xoắn trên trục II:
+ Momen xoắn trên trục động cơ:
2900 #051 ( N mm ) d Bảng kết quả tính toán.
Từ các kết quả trên ta có bảng hệ thống các kết quả tính toán:
Trục động cơ Trục I Trục II
Số vòng quay n, vg/ph 2900 2900 95.4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thiết kế bộ truyền xích
a Chọn loại xích: xích con lăn
Xích con lăn, cấu tạo tương tự xích ống nhưng có thêm con lăn, thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn, tăng độ bền mòn Quá trình chế tạo đơn giản hơn xích răng, nên được ứng dụng rộng rãi Việc xác định thông số xích và bộ truyền xích là rất quan trọng.
+ Chọn số răng đĩa xích:
Công thức tính số răng đĩa lớn (z₂) dựa trên số răng đĩa nhỏ (z₁) và tỉ số truyền (u) là: z₂ = u z₁ ≤ zmax Giá trị zmax được xác định dựa trên điều kiện hạn chế độ mòn bản lề, nhằm tránh tăng bước xích quá mức sau thời gian sử dụng.
Theo bảng 5.4 [1]: Với u = 4 chọn z 1 # thay vào công thức (2.1) ta được: z 2 = 4 23 = 92 < 120
Theo công thức (5.3) [1], điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Công suất tính toán của bộ truyền (Pt) được xác định bởi công thức Pt = P k kz kn ≤ [P], trong đó P là công suất cần truyền, [P] là công suất cho phép (kW), kz là hệ số răng, kn là hệ số vòng quay, và k là hệ số tổng hợp bao gồm các hệ số thành phần k0 (vị trí), ka (khoảng cách trục và chiều dài xích), kđc (điều chỉnh lực căng), kbt (bôi trơn), kđ (tải trọng động), và kc (chế độ làm việc) (xem bảng 5.6 [1]).
Trong công thức (2.2) với z 1 # thì suy ra k z = 25 z
23 =1 , 09; với n 01 0vòng/phút thì suy ra k n = n o 1 n 2 = 200
Công thức (2.3) áp dụng với các hệ số: k₀ = 1 (góc nghiêng tâm đĩa xích ≈ 40°), kₐ = 1 (a ≈ 40p), kđc = 1 (điều chỉnh bằng đĩa xích), kđ = 1 (tải trọng làm việc êm), kc = 1,45 (3 ca làm việc), và kbt = 1,3 (môi trường bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7 [1]).
Thay số vào công thức (2.3) ta được: k¿ 1.1.1.1.1 ,35.1 ,3=1,885
Theo bảng 5.5 [1] với n 01 = 200 vòng/phút, có bước xích p = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện mòn:
P t [s]: bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
a Xác định các thông số của đĩa xích
+ Đường kính của xích Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức: d 1 = p
( sin π z 2 ) (2.7) Thay p = 25,4; z 1 = 23 ; z 2 = 92 lần lượt vào các công thức (2.6) và (2.7) ta được: d 1 = 25 , 4 ( sin π
92 ) t3 ,97 mm b Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:
F r = k x F t = 6.10 7 k x P zpn (2.8) Trong đó: k x là hệ số kể đến trọng lượng xích, k x =1 , 05 (bộ truyền nghiêng một góc trên 40 o so với phương nằm ngang).
Thay k x = 1 , 05, F t = 2032vào công thức (2.8) ta được:
THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG TRỤC VÍT
Tính sơ bộ vận tốc trượt
Lựa chọn vật liệu bánh vít trong thiết kế có thể dựa trên vận tốc trượt gần đúng: vs = 4,5.10-5.n1√(3T2), với n1 là số vòng quay trục vít (vg/ph).
T 2 – momen xoắn trên trục bánh vít (Nmm) v s = 4 ,5.1 0 −5 2900√ 3 189198=7 ,49 m / s
Chọn vật liệu
Bánh vít thường được chế tạo từ các loại vật liệu có tính chống dính tốt và khả năng giảm ma sát:
Tra tài liệu [1] trang 146, 147 với v s = 7 , 49 m/s > 5 m/s nên chọn vật liệu là đồng thanh thiếc БpOH𝚽 và phương pháp đúc li tâm để chế tạo vành bánh vít.
Tra bảng 7.1 [1] ta được: σ b %0 MPa , σ ch 0 Mpa. b Trục vít.
+ Làm bằng thép cacbon trung bình C45
+ Tôi bề mặt đạt độ cứng HRC = 50 (tra tài liệu [1] trang146)
Xác định ứng suất cho phép
a Ứng suất cho phép của bánh vít:
Tra tài liệu [1] trang 148 ta có bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc, [ σ H ] xác định theo công thức: [ σ H ] = [ σ HO ¿ K HL
Trong đó: v s là vận tốc trượt, xác định sơ bộ theo công thức (7.1) trong tài liệu [1]
[ σ HO ] là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kì
[ σ HO ] = (0,75 – 0,9) σ b (2.10) Trục vít được tôi bề mặt lên HRC = 50 nên
K HL = √ 8 10 7 / N HE là hệ số tuổi thọ (2.11)
Với N HE là hệ số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Công thức (6.6) [1] tính toán thời gian làm việc của bánh vít dựa trên số vòng quay (n2i), momen xoắn (T2i) ở mỗi chế độ i và thời gian hoạt động ti ở chế độ đó Vì tải trọng không đổi, momen xoắn T2i giữ nguyên và bằng T2max (momen xoắn lớn nhất).
→ N HE ` cn t Σ = N FE 252881 chu kì Thay N HE = 190895400 chu kì vào (2.11) ta được:
Vậy ta được ứng suất cho phép là:
[ σ H ] = [ σ OH ] K HL = 225 0,72 = 168,75 Mpa b Ứng suất uốn cho phép của bánh vít:
Tra tài liệu [1] trang 148 ta có được ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức: [ σ F ] = [ σ FO ] K FL (2.12)
[ σ FO ] là ứng suất uốn cho phép ứng 10 6 chu kì, do bộ truyền quay một chiều nên:
K FL = √ 9 N 10 FE 6 = √ 9 96252881 10 6 = 0 ,6 là hệ số tuổi thọ
n 2 i t i do tải trọng êm nên: N FE 252881 chu kì
Thay [ σ FO ] = 70,5 MPa, K FL = 0 ,6 vào (2.12) ta được ứng suất uốn cho phép:
[ σ F ] = [ σ FO ] K FL = 86 0,6 = 52,8 MPa c Ứng suất cho phép khi quá tải:
Tra tài liệu [1] trang 149 ta có được với bánh vít bằng đồng thanh thiếc: ¿
Tính toán truyền động trục vít về độ bền
a Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
Khoảng cách trục bộ truyền trục vít thép/bánh vít đồng tính theo công thức: aw = (z2 + q) √3(z2 / 170.[σH])2 T2 KqH (7.16), với z2 là số răng bánh vít và q là hệ số đường kính trục vít.
T 2 là momen xoắn trên bánh vít
K H là hệ số tải trọng, chọn sơ bộ K H = 1,1
Với u tv = 30 ,37, chọn z 1 = 2, do đó z 2 = 30 , 37.2 = 630 , 74 lấy z 2 = 61 thì suy ra q = 0,3.61 18,3 tra bảng 7.3 [1] ta lấy q = 20
Thay số vào (7.16) ta được: a w =( 61 + 20 ) √ 3 ( 61.168 170 , 75 ) 2 189198.1 10 , 1 = 144 mm
Tra mục 6.3.2 [1] trang 99 lấy khoảng cách trục sơ bộ a w 0 mm
- Modun dọc của trục vít:
Modun dọc của trục vít được xác định từ a w sơ bộ: m = 2 a w
Tra bảng 7.3 [1] lấy theo tiêu chuẩn m = 4
Khoảng cách trục chính xác: a w = m
Để đảm bảo khoảng cách trục aw (tận cùng bằng 0, 5 hoặc theo tiêu chuẩn), cần dịch chỉnh khi cắt bánh vít Hệ số dịch chỉnh x được tính theo công thức (7.18) trong tài liệu [1]: x = aw/m - 0,5(q + z2) = 170/4 - 0,5(20 + 61) = 0,5.
Với hệ số định chỉnh x = 0,5, nằm trong khoảng -0,7 < x < 0,7 (đảm bảo tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít), bánh răng trục vít được kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Theo công thức (7.19) [1] ta có được ứng suất xuất hiện trên mặt bánh vít của bộ truyển thiết kế thỏa mãn điều kiện sau: σ H = ( 170 z 2 ) √ [ ( z 2 a + w q ) ] 3 T 2 K q H ≤ [ σ H ] σ H =( 170
=>Vật liệu đã chọn thỏa mãn điều kiện
Theo công thức (7.20) ta có được công thức tính vận tốc trượt: v s = π d w n 1
Vận tốc trượt thực tế: vs = 60000.cos(π.84.2900/5.4°) ≈ 81 m/s Đường kính vòng chia: d1 = 80 mm, d2 = 244 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = 88 mm, da2 = 256 mm Đường kính vòng đáy: df1 = 70 mm, df2 = 238 mm Đường kính ngoài bánh vít: daM2 ≤ 266 mm.
Chiều dài phần cắt ren trục vít: b 1 ≥ ( 11 + 0 , 06 z 2 ) m =( 11 + 0 , 06.61 ) 4 = 58 , 64 mm
Chiều rộng bánh vít: b 2 ≤ 0 , 75 d a 1 = 0 , 75 88 = 66 mm
Góc ôm: δ =arc sin [ ( d a1 − b 0 2 ,5 m ) ]=arc sin [
Hiệu suất của bộ truyền trục vít: η= 0 tg , 95 ( γ tg ( γ w ) w + φ ) =¿ 0 , 95.tg ( 5 ,4 ) tg ( 5 , 4 + 0 , 8 ) =0 , 83 với φ=0 , 8 tra bảng (7.4) [1] c Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn răng bánh vít, ứng suất uốn (σF) tại chân răng không được vượt quá giới hạn cho phép, theo công thức σF = 1,4.T2.YF.KF (7.26) [1].
( b 2 d 2 m n ) ≤ [ σ F ] (2.16) Trong đó: m n =m cos γ =4 cos (5 , 4 )=4 là môđun pháp của bánh răng,
K F = K Fβ K Fv là hệ số tải trọng, với K Fβ = K Hβ = 1 (tải trọng êm ), K Fv =1 , 1
Suy ra K F =1.1 ,1=1 ,1 b 2 chiều rộng vành răng bánh vít
Y F hệ số dạng răng, tra bảng 7.8 [1] theo số răng tương đương Zv = Z 2 / cos γ 3
Thay số vào (2.16) ta được: σ F = 1 , 4.189198 1 , 4.1 ,1
=> Điều kiện bền uốn thỏa mãn. d Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Số ren trục vít và số ren bánh vít z1 = 2, z2 = 61
Hệ số dịch chuyển bánh vít x = 0,5
Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 = 60 mm
Bánh vít có thông số: chiều rộng b2 = 66 mm; đường kính ngoài daM = 22 mm; đường kính vòng chia d1 = 80 mm, d2 = 4 mm; đường kính đỉnh da = 26 mm, da1 = 1 mm; đường kính vòng lăn dw1, dw2 = 6 mm; đường kính đáy df1, df2 = 8 mm.
Tính nhiệt truyền động trục vít
Từ (7.32) [1] ta có diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với
Trong đó: β = 1 hiệu số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
Với hệ số dẫn nhiệt Kt = 16 (m².°C), hệ số truyền nhiệt Ktq phụ thuộc tốc độ quay quạt nq (vòng/phút), đạt 40 khi nq = 100 vòng/phút Hệ số thoát nhiệt qua đáy ψ = 0,25 Giả thiết nhiệt độ trục vít td = 90°C, nhiệt độ môi trường to = 20°C Hiệu suất bộ truyền là η và công suất trên trục vít là P1.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Tính toán sơ bộ
Dùng thép C45 có tôi cải thiện có: Ứng suất bền: σ b = 600 ( MPa ) Ứng suất uốn cho phép: [ τ ¿ … 30 MPa
Xác định sơ bộ đường kính trục
Tính sơ bộ đường kính trục:
Theo (10.9) [1] đường kính trục thứ k với k = 1, 2 ta có: d I ≥ √ 3 ( 0 , T 2 1 [ τ ] ) mm d II ≥ √ 3 ( 0 , T 2 2 [ τ ] ) mm
[ τ ¿ là ứng suất cho phép Chọn [ τ ¿ = 16 MPa
T 1 là momen xoắn trên trục vít T I = T 1 = 15708 (Nmm)
T 2 là momen xoắn trên trục bánh vít T II =T 2 9198(Nmm) Vậy: d I ≥ √ 3 (0 15708 ,2.16 ) = 20 mm d II ≥ √ 3 ( 189198 0 , 2.16 ) @ mm
Chọn sơ bộ đường kính của trục là: { d d II I @ mm mm }
Lực tác dụng lên trục
Lực do bộ truyền trục vít tác dụng lên:
F a1 ; F a2 lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít
F t 1 ; F t2 lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít
F r 1 ; F r 2 lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít d 2 là đường kính vòng chia trục vít: d 2 $4 mm
T 2 là momen xoắn trên trục bánh vít: T 2 = 189198 (Nmm) α là góc profin trong mặt cắt dọc của trục vít, α = 20 o γ là góc vít, γ =5 , 4 o
Thay số vào công thức (3.1) ta được:
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và trục
Sơ đồ xác định khoảng cách:
Hình 3.1: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc trục vít
Theo bảng (10.2) trang 189 [1] ta tra được chiều rộng ổ lăn b o là: d I = 20 mm =¿ b oI = 15 mm d II @ mm=¿ b oII # mm
Chiều dài mayơ đĩa xích: l m12 =( 1 ,2 …1 , 5 ) d I = 1 ,2.20 = 24mm Chiều dài mayơ bánh vít: l m22 =(1 , 2 … 1 ,8 ) d II =1 ,2 40H mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi: l m23 =( 1 ,2 … 2 ,5 ) d II =1 , 2 40= 48 mm
Theo bảng (10.3) trang 189 [1] ta có:
Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: k 1
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k 2 = 15
Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến lắp ổ: k 3
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n
Xét trục I (trục vít): l 12 =− l c12 =− [ 0 ,5 ( l m12 + b oI ) + k 3 + h n ] =¿ -[0,5(28 + 17)+ 20+20]= -59,5 mm
Ta có d aM 2 ≤ 262 (Theo bảng (7.9) trang 155 [1]) ta chọn d aM 2 &0 mm
Theo bảng (10.4) [1] ta có: l 11 =(0 ,9 … 1) d aM 2 =1.260&0mm l 13 = l 11
Ta có công thức: F kn = ( 0 ,2 … 0 ,3 ) 2 T 1
D o trong đó D o là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi Tra bảng (16.10) [2] ta được D o = 90
Vậy ta tính được F kn = 0 , 25.2.15708
Xét trục II (bánh vít):
Theo bảng (10.4) ta có được: l 22 =0 ,5( l m22 + b oII ) + k 1 + k 2 = 0 ,5 ( 48 + 23 )+ 15 + 15 = 65.5 mm l 21 = 2 l 22 = 2.65 , 5 = 131 mm l c 23 =0 , 5( l m23 + b oII ) + k 3 +h n =0 , 5 ( 48+ 23 )+20+ 20u , 5 mm l 23 =l 22 +l c 23 e ,5+ 75 , 51 mm
Bảng tóm tắt lực tác dụng lên trục và kích thước các đoạn
Thông số Trục I Trục II
Chiều dài mayơ lm12 = 24 mm lm22 = 48 mm l m23 = 48 mm
Chiều dài đoạn trục l12 = -59,5 mm l21 = 131 mm l13 = 130 mm l23 = 141 mm l11 = 260 mm l22 = 65,5 mm
Tính chọn các đường kính trục
Phương trình cân bằng lực
∑Fx=-Fkn-Fxo+Ft1-Fx1=0 (1)
Biểu đồ nội lực trục I:
2 Tính momen và đường kính trục I:
Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [1] ta có được:
Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục:
M tđj = √ M 2 j + 0 , 75 T 2 j Nmm (3.3)Trong đó: M yj , M xj là momen uốn trong mắt phẳng yoz và xoz tại các tiết diện j
Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j: d j = √ 3 ( 0 M , 1 tđj [ σ ] ) (3.4) Trong đó: [ σ ¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục
Theo bảng 10.5 [1] với d I % mm , σ b `0 MPa vậy ta lấy [ σ ¿d MPa
Vậy momen uốn tổng và momen tương đương tại các vị trí lần lượt là:
M tđ 13 =√ 0 +0 +0 = 0 Đường kính các đoạn trục lần lượt là:
Thay số vào (3.4) ta được:
Vậy do yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn được đường kính các đoạn trục: d 10 = 25, d 11 = 30 mm , d 12 = 35 mm , d 13 = 30 mm
Xét phản lực liên kết trên trục II:
Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:
Phương trình cân bằng lực:
∑Fy=-Fyo+Fr2-Fy1+Fr=0 (6)
∑My(o)e,5.Fr2-Fa2.122-Fy1.131+Fr.141=0 (8) (8)=>Fy135
Biểu đồ nội lực trục II:
4 Tính momen và đường kính trục II:
Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [1] ta có được:
Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục:
Công thức tính mô men uốn tương đương tại tiết diện j là: Mtđj = √(Myj² + 0,75Mxj²) Nmm Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức: dj = √[32(0,1Mtđj/[σ])] Trong đó, Myj và Mxj là mô men uốn trong mặt phẳng yoz và xoz, [σ] là ứng suất cho phép của thép.
Theo bảng 10.5 [1] với d 2 E mm σ b `0 vậy ta lấy [ σ ¿= 62
Vậy momen tương đương tại các vị trí trên trục II là:
M tđ 22 = √ 21340 2 + 0 +( 189198 ) 2 0 , 75 = 165234 Nmm Tại vị trí 23:
Tại vị trí 20: M tđ 20 =0 Đường kính các đoạn trục lần lượt là:
Vậy do yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn được đường kính các đoạn trục: d 20 @ mm , d 21 P mm , d 22 P mm , d 23 = 45 mm
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
1 Điều kiện thỏa mãn của trục.
Các tiết diện nguy hiểu của trục phải thỏa mãn điều kiện (10.19) [1]: s j = s σj s τj
Hệ số an toàn (s) thường được lấy trong khoảng 1,5 đến 2,5 Các hệ số sσj và sτj lần lượt là hệ số an toàn cho ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.
Theo công thức (10.20), (10.21) [1] lần lượt ta có được: s σj = σ −1
Công thức (3.7) tính toán độ bền mỏi dựa trên giới hạn mỏi uốn (σ⁻¹) và xoắn (τ⁻¹), có thể lấy gần đúng σ⁻¹ = 0,436σb và τ⁻¹ = 0,58σ⁻¹ Công thức này sử dụng biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp (σaj, σmj) và ứng suất tiếp (τaj, τmj) tại tiết diện j Hệ số ψσ và ψτ trong công thức phản ánh ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi (xem bảng 10.7 [1]).
K σdj và K τdj là hệ số xác định theo công thức (10.25), (10.26) [1]:
K x là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt, cho trong bảng (10.8) [1]
K y là hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu.
Ta có các tiết diện nguy hiểm của trục là các tiết diện sau:
Trục II: Các tiết diện 21, 22, 23
Xét tiết diện trên trục I
Theo bảng (10.7) [1] với σ b = 600 MPa ta tra được: ψ σ = 0 , 05 , ψ τ = 0
Với thép 45 có σ b = 600 MPa , σ −1 = 0,436.600 = 261 , 6 MPa , τ −1 =0 ,58 σ −1 =0 ,58.261 ,61 ,7 MPa
Với d 12 = 35 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 10 , t 1 = 5
Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 1 rãnh then lần lượt là:
Theo công thức (10.15) [1] ta tính được:
Theo công thức (10.22), (10.23) [1] ta có được: σ mj =0 ,=¿ σ m12 =0 σ aj = M j
Tại tiết diện 12 với đường kính trục d 12 = 35 mm ta tra bảng (9.1) [1] ta được kích thước then lần lượt là: b = 10, h=8, t 1 = 5 ,t 2 = 3 , 3
Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y =1 Theo bảng (10.12)
[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σ = 1 , 76 , K τ = 1 ,54
Theo bảng (10.10) [1] với d 12 5 mm ta tra được: ε σ =0 , 87 , ε τ =0 , 80
Vậy ta tính được tỉ số K ε σ σ
Tra bảng (10.11) [1] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên: K ε σ σ
Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x = 1 , 06
Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:
Vậy ta xác định được hệ số an toàn
Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được: s σ 12 = 261 , 6
Thay số vào (3.5) ta có được: s 12 = 6 , 4.77 , 4
Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6
Với d 11 0 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 8 , t 1 = 4
Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 1 rãnh then lần lượt là:
Theo công thức (10.15) [1] ta tính được:
Theo công thức (10.22), (10.23) [1] ta có được: σ mj = 0 , =¿ σ m11 = 0 σ aj = M j
Tại tiết diện 11 với đường kính trục d 12 0 mm ta tra bảng (9.1) [1] ta được kích thước then lần lượt là: b = 8, h=7, t 1 = 4 ,t 2 =2 , 8
Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y = 1 Theo bảng (10.12)
[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σ =1 , 76 , K τ =1 , 54
Theo bảng (10.10) [1] với d 11 0 ta tra được: ε σ =0 , 88 ε τ =0 , 81
Vậy ta tính được tỉ số K ε σ σ
Tra bảng (10.11) [1] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên: K ε σ σ
Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x =1 , 06
Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:
Vậy ta xác định được hệ số an toàn
Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được: s σ 11 = 261 ,6
Thay số vào (3.5) ta có được: s 11 = 4.36
Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6
Xét tiết diện trên trục II:
Theo bảng (10.7) [1] với σ b = 600 MPa ta tra được: ψ σ = 0 , 05 , ψ τ = 0
Với thép 45 có σ b `0 MPa , σ −1 =0,436.600&1 , 6 MPa , τ −1 = 0 ,58 σ −1 = 0 ,58.261 ,6 = 151 ,7 MPa
Với d 23 = 45 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 14 , t 1 =5 , 5
Do M 23 = 0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chit tính riêng ứng suất tiếp
Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:
Theo công thức (10.23) [1] ta có được: τ mj = τ aj = T j
Tại tiết diện 23 với đường kính trục d 23 = 4 5 mm ta tra bảng (9.1) [1] ta được kích thước then lần lượt là: b = 14, h = 9, t 1 =5 ,5 t 2 =3 , 8
Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y =1 Theo bảng (10.12)
[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σ = 1 , 76 , K τ = 1 ,54
Theo bảng (10.10) [1] với d 23 = 45 ta tra được: ε σ =0 ,84 ε τ =0 , 75
Vậy ta tính được tỉ số K ε σ σ
Tra bảng (10.11) [1] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên: K ε σ σ
Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x =1 , 06
Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.9) ta có được:
Vậy ta xác định được hệ số an toàn
Thay số vào (3.7) ta có được: s τ 23 = 151 ,7
Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6
Theo bảng (10.7) [1] với σ b `0 MPa ta tra được: ψ σ =0 , 05 , ψ τ =0
Với thép 45 có σ b `0 MPa , σ −1 =0,436.600&1 , 6 MPa , τ −1 = 0 ,58 σ −1 = 0 ,58.261 ,6 = 151 ,7 MPa
Với d 22 = 40 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 14 t 1 =5 , 5
Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:
Theo công thức (10.15) [1] ta tính được:
Theo công thức (10.22), (10.23) [1] ta có được: σ mj =0 ,=¿ σ m22 =0 σ aj = M j
Tại tiết diện 22 với đường kính trục d 22 = 5 0 mm ta tra bảng (9.1) [1] ta được kích thước then lần lượt là: b = 14, h=9 t 1 =5 ,5 t 2 =3 , 8
Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y = 1 Theo bảng (10.12)
[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σ = 1 , 76 , K τ = 1 ,54
Theo bảng (10.10) [1] với d 22 P mm ta tra được: ε σ =0 , 81 ; ε τ =0 ,76
Vậy ta tính được tỉ số K ε σ σ
Tra bảng (10.11) [1] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên: K ε σ σ
Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x =1 , 06
Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:
Vậy ta xác định được hệ số an toàn Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được: s σ 12 = 261 , 6
Thay số vào (3.5) ta có được: s 12 = 20.16 5
Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6
Theo bảng (10.7) [1] với σ b `0 MPa ta tra được: ψ σ =0 , 05 , ψ τ =0
Với thép 45 có σ b `0 MPa , σ −1 =0,436.600&1 , 6 MPa , τ −1 = 0 , 58 σ −1 = 0 , 58.261 , 6 = 151 , 7 MPa
Với d 22 =5 0 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 14 t 1 = 5 , 5
Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:
Theo công thức (10.15) [1] ta tính được:
Theo công thức (10.22), (10.23) [1] ta có được: σ mj =0 ,=¿ σ m22 =0 σ aj = M j
Tại tiết diện 21 với đường kính trục d 22 P mm ta tra bảng (9.1) [1] ta được kích thước then lần lượt là: b = 14, h=9 t 1 = 5 ,5 t 2 = 3 , 8
Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y =1 Theo bảng (10.12)
[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được: K σ =1 , 76 , K τ =1 ,54
Theo bảng (10.10) [1] với d 22 = 50 mm ta tra được: ε σ = 0 , 81 ; ε τ = 0 ,76
Vậy ta tính được tỉ số K ε σ σ
Tra bảng (10.11) [1] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên: K ε σ σ
Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x = 1 , 06
Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:
Vậy ta xác định được hệ số an toàn Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được: s σ 12 = 261 , 6
Thay số vào (3.5) ta có được: s 12 = 16 ,5.20
Vậy ta chọn được kiểu lắp là k 6
2 Kiểm nghiệm độ bền của then.
Theo công thức (9.1), (9.2) [1] ta có điều kiện dập và điệu kiện bền cắt có dạng: σ d = 2T
[ d l t ( h − t 1 ) ] ≤ [ σ d ] (3.10) τ c = 2 T / d l t b ≤ [ τ c ] (3.11) Trong đó: σ d và τ c là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d là đường kính trục mm, xác định được khi tính trục
T momen xoắn trên trục, Nmm l t , b, h, t là kích thước, l t = 1 , 35 d mm, tra bảng 9.1 [1] hoặc bảng 9.2 [1] [ σ d ¿ ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5 [1]
[ τ c ¿ ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh
Tiết diện 12: σ d = 2.15708 [ 35.1 , 35.35 ( 8 − 5 )] =3 , 2 MPa ≤ [ σ d ] 0 MPa τ c = 2.15708 35.35.1, 35.10 =1 ,9 MPa ≤ [ τ c ] ` MPa Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [ σ ¿¿ d ]= 150 MPa ¿, [ τ ¿¿ c ]= 60 MPa ¿
Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 11: σ d = 2.15708 [ 30.1 , 35.30 ( 7 − 4 )] =8 ,6 MPa ≤ [ σ d ] 0 MPa τ c = 2.1570830.30.1 ,35 8 =3 ,2 MPa ≤ [ τ c ] ` MPa
Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ ¿¿ d ]0 MPa ¿, [ τ ¿¿ c ]` MPa ¿
Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Trục II:
Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được: σ d = 2.189198 [50.1 , 35.50 ( 9−5 , 5 )] = 32 MPa ≤ [ σ d ] = 150 MPa τ c = 2.189198 50.50.1 ,35.14 = 8 MPa ≤ [ τ c ] = 60 MPa Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ ¿¿ d ]0 MPa ¿, [ τ ¿¿ c ]` MPa ¿
Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 22:
Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được: σ d = 2.189198 [50.1 , 35.50 ( 9−5 , 5 )] 2 MPa ≤ [ σ d ] 0 MPa τ c = 2.189198 50.50.1 ,35.14 = 8 MPa ≤ [ τ c ] = 60 MPa Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ ¿¿ d ]0 MPa ¿, [ τ ¿¿ c ]` MPa ¿
Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 23:
Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được: σ d = 2.189198 [ 45.1 , 35.45 ( 9 − 5 , 5 )] 9 MPa ≤ [ σ d ] 0 MPa τ c = 2.189198
45 45.1 , 35.14 MPa ≤ [ τ c ] ` MPa Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [ σ ¿¿ d ]= 150 MPa ¿, [ τ ¿¿ c ]= 60 MPa ¿
Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt
Chọn loại ổ lăn và kiểm nghiệm ổ
Các số liệu đã có như sau:
+ Tốc độ quay : n = 2900 (vg/ph)
+ Thời gian sử dụng : 16800 (giờ)
Phản lực tải các ổ là:
Lực dọc trục là: 1550 N Đường kính là: Φ 30 mm
Ta có hình vẽ như trên
564 =2 ,7 >0 ,3 nên ta dùng ổ đũa côn ( theo ý b trang 212 [1] ) Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ (Theo bảng P2.11 trang 261 [1] ta có được)
Khả năng tải tĩnh: C 0 =¿ 22,30 kN
Khả năng tải động: C = 29,80 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ trên trục I
Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại D vì ổ này chịu tải trọng lớn hơn
0 = 22 1550 ,3.1000 = 0 ,07 ( hệ số thực nghiệm ) theo bảng (11.4) [1] Theo công thức (11.3) trang 214 [1] ta có tải trọng động Q được tính theo công thức đối với ổ đũa côn là:
F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
Hệ số V thể hiện vòng quay, với vòng trong V=1 Hệ số nhiệt độ kt = 1 và hệ số tải trọng kđ = 1 (tải trọng êm, theo bảng 10.3 trang 215 [1]).
Vì vòng trong quay V = 1 do đó V F F a r
Vậy ta tính được tải trọng quy ước
Thay số vào (3.12) ta có được:
Theo bảng 6.4 [1], ta có K HE = 1 do đó theo công thức (11.14) [1] ta có:
Với L HΣ là tổng số giờ làm việc của ổ; K HE là hệ số chế độ tải trọng
Và theo công thức (10.13) [1] ta có được công thức tính thời hạn là:
Với L E là thời hạn, giờ, khi chịu tải trọng Q,
Ta theo công thức (11.1) [1] ta có công thức tính khả năng tải động là:
Q là tải trọng động quy ước, kN
L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10/3 đối với ổ đũa
Thay số vào (3.13) ta có được: C d =2,508 10 3 √ 2923 = 27,5 Ổ được chọn phải thỏa mãn điều kiện (11.16) [1] là: C > C d $ ,8 d =d ngõng trục
Vậy điều kiện đã được thỏa mãn điều kiện làm việc: C > C d = 24 , 8
Các số liệu đã có như sau:
+) Tốc độ quay : n = 95,4 (vg/ph
+) Thời gian sử dụng : 16800 (giờ)
Phản lực tải các ổ là:
Lực dọc trục là: 146 N Đường kính là: Φ 40 mm
Ta có hình vẽ như trên
564 = 0 ,29 < 0 ,3 nên ta dùng ổ đỡ ( theo ý b trang 212 [1] )
Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ (Theo bảng P2.11 trang 261 [1] ta có được)
Khả năng tải tĩnh: C 0 =¿ 32,7 kN
Khả năng tải động: C = 42,4 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ trên trục I
Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại D vì ổ này chịu tải trọng lớn hơn
0 = 8720 146 =0 ,01 ( hệ số thực nghiệm ) theo bảng (11.4) [1]
Vì vòng trong quay V = 1 do đó VF F a r
Vậy ta tính được tải trọng quy ước
Thay số vào (3.12) ta có được:
Theo bảng 6.4 [1], ta có K HE =1 do đó theo công thức (11.14) [1] ta có:
Với L HΣ là tổng số giở làm việc của ổ; K HE là hệ số chế độ tải trọng
Và theo công thức (10.13) [1] ta có được công thức tính thời hạn là:
Với L E là thời hạn, giờ, khi chịu tải trọng Q,
Thay số vào (3.13) ta có được: C d =0,6804 10 3 √ 96 = 2,67 Ổ được chọn phải thỏa mãn điều kiện (11.16) [1] là: C > C d d =d ngõng trục
Vậy điều kiện đã được thỏa mãn điều kiện làm việc: C > C d =2 , 6
THIẾT KẾ VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT CỦA HỘP GIẢM TỐC
Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận và các chi tiết
1 Kết cấu hộp giảm tốc
Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng: định vị các chi tiết máy, chịu tải trọng, chứa dầu bôi trơn, và bảo vệ khỏi bụi bẩn.
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15 – 32
Lắp ghép hộp vỏ hiệu quả hơn nhờ bề mặt ghép đi qua đường tâm các trục, giúp thân và nắp dễ dàng kết nối.
- Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp:
Chiều dày (a: là khoảng cách trục với a = 170 mm):
+ Nắp hộp: δ 1 =0 , 9 δ =0 , 9.10= 9 mm Chọn δ 1 mm
+ Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1) δ = (8 ÷ 10 )mm Chọn e = 9 mm
+ Bu lông ghép bích nắp và thân: d 3 =( 0 , 8 ÷ 0 , 9 ) d 2 =( 0 ,8 ÷ 0 , 9 ) 14 =( 11 ,2 ÷ 12 ,6 ) mm
+ Vít ghép nắp của thăm: d 5 =( 0 , 5 ÷ 0 ,6 ) d 2 =( 0 , 5 ÷ 0 ,6 ) 14=( 7 ÷ 8 , 4 ) mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
+ Mặt dày bích thân hộp:
+ Chiều dày bích nắp hộp:
+ Bề rộng bích nắp và thân: K 3 = K 2 −( 3 ÷ 5 ) mm
+ Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:
Tại gối ổ đũa côn (D = 62 mm)
D 3 ≈ D + 4 , 4 d 4 b+ 4 , 4 91 , 6 mm Theo bảng (18-2) [2] ta tra và chọn được D 3 mm
D 2 ≈ D +( 1 ,6 ÷ 2 ) d 4 = 62 + 2.9 = 80 mm Theo bảng (18-2) [2] ta tra và chọn được
Tại gối ổ đũa côn (D = 80 mm)
D 3 ≈ D + 4 , 4 d 4 + 4 , 4 99 , 6 mm Theo bảng (18-2) [2] ta tra và chọn được D 3 5 mm
D 2 ≈ D +( 1 , 6 ÷ 2 ) d 4 = 80 + 2.9 = 98 mm Theo bảng (18-2) [2] ta tra và chọn được
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:
Bề bích và thân: K 3 = K 2 −4= 44−4= 40 mm
Chiều dày: S =( 1 ,3 ÷ 1 ,5 ) d 1 =( 1 ,3 ÷ 1 ,5 ) 18 =( 23 , 4 ÷ 27 ) mm Lấy S = 27 mm
+ Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa các bánh răng với thành trong hộp:
Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:
Giữa các bánh răng với nhau:
+ Số lượng bu lông nền:
Z = ( 200 L + + B 300 ) trong đó L, B lần lượt là chiều dài và chiều rộng của hộp
2 Kết cấu các bộ phận, chi tiết khác a Vòng móc
Vòng móc trên nắp hộp có kích thước như sau:
+ Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3 ) δ =( 2 ÷ 3 ) 10 =( 20 ÷ 30 ) mm [2] [2]Chọn S 30 mm
Hộp giảm tốc được thiết kế với đường kính d = 40mm để thuận tiện vận chuyển Vòng móc ren M10 và chốt định vị được sử dụng.
Chốt định vị hình côn
Sử dụng hai chốt định vị hình côn để đảm bảo vị trí tương đối chính xác giữa nắp và thân, trước, trong và sau khi gia công cũng như lắp ghép.
Tra bảng 18-4b trang 91 [2], ta tìm được các thông số: l = 6mm, d = 6mm, c = 6mm Hộp số được thiết kế cửa thăm để kiểm tra, quan sát chi tiết máy và đổ dầu, đóng kín bằng nắp và có thể lắp thêm nút thông hơi.
Hình 4.2 Hình dạng nắp quan sát
Theo bảng (18-5) trang 92 [2] ta có kích thước nắp quan sát:
Nút thông hơi trên hộp giảm tốc giúp điều hòa nhiệt độ, giảm áp suất bên trong hộp khi hoạt động, cân bằng áp suất trong và ngoài hộp.
Hình 4.3 Hình dạng nút thông hơi
Tra bảng (18-6) trang 93 [2] ta chọn được kích thước của nút thông hơi là
Dầu hộp số cần thay định kỳ do bị bẩn hoặc biến chất sau thời gian sử dụng Nút tháo dầu ở đáy hộp số giúp dễ dàng thay thế dầu cũ.
Hình 4.4 Hình dạng nút tháo dầu
Tra bảng (18-7) trang 93 [2] ta chọn nút tháo dầu trụ:
Dùng que thăm dầu tiêu chuẩn:
Hộp giảm tốc trục vít thường được trang bị quạt gió để tăng khả năng tản nhiệt Đường kính quạt gió được tính theo công thức: Dq = (0,6 ÷ 0,8)d2, với d2 là đường kính vòng chia của bánh vít.
Hình 4.6 Hình dạng quạt gió
Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
Bôi trơn liên tục hộp giảm tốc giúp giảm hao phí năng lượng do ma sát, mài mòn, đảm bảo tản nhiệt hiệu quả và ngăn ngừa rỉ sét các chi tiết máy.
Bánh răng được ngâm trong dầu, với mức dầu tối thiểu ngập đỉnh và tối đa ngập hết chiều rộng bánh răng Ổ lăn trên trục bánh răng cần bôi trơn bằng mỡ định kỳ, lượng mỡ khoảng 2/3 dung tích khoang chứa.
Chọn loại dầu bôi trơn
Tra bảng (18-12) trang 100, (18-13) trang 101 [2] chọn loại dầu bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK -15, lượng dầu cần bôi trơn từ 1,8 lít đến 3,5 lít.
AK – 15 độ nhớt: (50 ° C ) ≥ 135 centistoc; (100 ° C ) ≥ 15 centistoc
2 Điều chỉnh ăn khớp Để điều chỉnh ăn khớp có thể dịch chuyển trục cùng với các bánh răng đã cố định trên nó nhờ bộ đệm điều chỉnh lắp giữa nắp ổ và vỏ hộp