Số vòng quay trên trục công tác Với hệ dẫn động băng tải: SVTH: Vũ Trường Giang... - Xác định tỉ số truyền toàn bộ uc của hệ dẫn động :... Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền C-u 1,135Hệ số
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ điện
1.1.1 Xác định công suất của động cơ điện
- Công suất trục công tác:
- Trong đó : F là lực kéo băng tải v là vận tốc băng tải
1.1.2 Xác định hiệu suất hệ dẫn động η=η k η ol 2 η br η đ
Tra bảng 2.3, tr19.TTTKHDĐCK-T1,ta có:
Hiệu suất bộ truyền khớp nối trục: η k = 0 , 99
Hiệu suất cặp ổ lăn: η ol =0 ,99
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: η br = 0 , 97
Hiệu suất bộ truyền đai: η đ =0 , 95
1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác
Với hệ dẫn động băng tải: n ct = 60000 v π D = 60000.1 ,42 π 370 s ,3 ( vg / ph )
1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ: u hsb : Tỉ số truyền động sơ bộ bánh răng hộp giảm tốc Chọn u hsb =4 u đsb : Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai, chọn u đsb =3
1.1.6 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : n sb =n ct u sb ¿> u sb =3 4
=> n sb = n ct u sb = 73 , 3 12 = 879 , 6 ( vg / ph )
- Dựa vào bảng phụ lục p 1.1, p 1.2, p 1.3 (Sách TTTKHDĐCK-Tập 1) và danh mục bảng động cơ không đồng bộ 3 pha:
- Động cơ được chọn phải thỏa mãn :
Pyc với Pyc = 0,874 (kW) nđc ¿nsb với nsb = 879,6 (vg/ph) Vậy ta chọn động cơ 3K112S6với các thông số như sau:
Công suất động cơ: P đc = 1 ,1 ( kW )
Số vòng quay thực tế: n đc 0( vg / ph )
Khối lượng: m0( kg ) Đường kính trục: d đc (( mm)
Phân phối tỉ số truyền
- Xác định tỉ số truyền toàn bộ (uc) của hệ dẫn động : u c = n dc n ct = 920
- Phân phối tỉ số truyền (uc )của hệ dẫn động : uđ: tỉ số truyền của bộ truyền đai (tra bảng 2.4) chọn u đ = 2 , 8 ¿> u br = u c u đ = 12 ,55
Xác định các thông số trên các trục
1.3.1 Số vòng quay trên các trục:
Vận tốc trên trục động cơ: nđc = 920 (vg/ph)
Vận tốc trên trục 1: n 1 = n đc u đ = 920
Vận tốc trên trục 2 : n 2 = n 1 u br = 328 ,57
Vận tốc trên trục công tác : n ct = n 2 u k = 73 , 38
- Dựa vào công suất công tác: Pct = 0,781 (kW);
- Công suất trên trục II: P 2 = P ct η k = 0,781
- Công suất trên trục I : P 1 = P 2 η 0 l ∙ η br = 0,789
- Công suất trên trục động cơ : P đc = P 1 η 0 l η đ = 0,822
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục II:
Momen xoắn trên trục công tác:
Bảng 1: Thông số động học
T.số Động cơ I (trục vào) II (trục ra) Trục công tác
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Các dữ kiện ban đầu
- Số ca làm việc: soca =1 (ca).
- Động cơ 3K112S6 ( động cơ nhóm II).
Tính toán thiết kế
- Ta có Pđc=0.874(kw), nđc0 (v/p)
Chọn tiết diện đai loại A theo hình 4.1 TTTK
Xác định đường kính bánh đai :
- Đường kính bánh đai nhỏ d1 : Theo bảng 4.13 TTTK chọn d15(mm).
Vận tốc của đai : v = πd 60000 1 n 1 = π 125 920 60000 = 6,02(m/s) < vmax = 25 (m/s)
- Đường kính bánh đai lớn d2=d1u/(1- ε )53,5(mm) với ε =0.01 là hệ số trượt. chọn d255(mm) theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21.
- Từ d1 và d2 tính lại tỉ số truyền thực tế ut= d d 2
Sai lệch tỷ số truyền : ∆ u = | u t − u u | × 100 % = 2,45% < 4%
Tính khoảng cách trục sơ bộ:
- Dựa vào bảng 4.14 TTTK chọn sơ bộ asb = 1.08.355= 383,4(mm).
1600(mm) theo dãy tiêu chuẩn
- Kiểm nghiệm tuổi thọ đai: i= v l = 6 1 ,02 ,6 =3,76< i max = 10
- Tính chính xác khoảng cách trục: a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2
số vòng chạy của đai trong 1 giây: v L =3,76(v/s)
Tính góc ôm bánh đai chủ động :
Tính số đai cần thiết:
- Công suất cho phép của 1 sợi đai: Với v=6.02(m/s), đai A và d15(mm) từ bảng 4.19 TTTK nội suy ra [Po]=1.34(kw)
- Hệ số ảnh hưởng bởi góc ôm Cα : Với α7,77 ° nội suy bậc 3 từ bảng 4.15 TTTK ta được Cα=0.92
- Hệ số ảnh hưởng bởi chiều dài đai CL : Với L00(mm), L01700(mm), L/L000/1700, nội suy từ bảng 4.16 TTTK ta được CL=1
- Hệ số ảnh hưởng bởi tỉ số truyền Cu : Với tỉ số chuyền thực tế ut=2.86 nội suy từ bảng 4.17 TTTK ta được Cu=1.135
- Hệ số ảnh hưởng bởi tải trọng không đều trên các đai:cóz= [ P P 1 o ]
=0,874/1,34 chọn được Cz=1 theo bảng 4.18 TTTK.
- Hệ số tải trọng động: chọn Kđ=1.25 theo bảng 4.7 TTTK
Lực căng đai ban đầu :
- Fo = 780 v ×C × P 1 × K đ α × Z + Fv với Fv = qmv 2 Với 𝑞𝑚 là khối lượng 1 mét chiều dài đai , 𝑞 m = 0.105 đối với đai loại A
Lực tác dụng lên trục bánh đai : 𝐹 r = 2FoZsin(𝛼 1 /2 ) = 302.94(N)
Bảng 3: Các thông số của bộ truyền đai
Tiết diện đai A Đơn vị
Khoảng cách trục 406,8 mm Đường kính bánh đai nhỏ / chủ động 125,00 mm Đường kính bánh đai lớn / bị động 355,00 mm
Góc ôm của đai trên bánh chủ động 147,77 độ
Hệ số tải trọng động Kđ 1,1
Hệ số ảnh hưởng của góc ôm C-alpha 0,92
Hệ số ảnh hưởng của chiều dai đai C-l 1
Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền C-u 1,135
Hệ số ảnh hưởng của tải trọng không đều trên các đai C-z 1
Công suất cho phép của 1 sợi đai 1,34 kW
Số vòng chạy của đai trong 1 giây 3,76 vòng
Lực căng đai ban đầu (N) 139,3 N
Lực tác dụng lên trục (N) 267,46 N
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1Tr92 [1], ta chọn:
Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa (giả thiết phôi từ 300 ÷ 500mm) Độ rắn: HB0 ÷ 220 Ta chọn HB20 phôi rèn
Giới hạn chảy: σ ch 2 (0 (MPa)
Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa (giả thiết phôi dưới 100mm) Độ rắn: HB0 ÷ 220 Ta chọn HB10 phôi rèn
Giới hạn chảy: σ ch 1 00 (MPa)
Xác định ứng suất cho phép
a Ứng xuất tiếp xúc và uốn cho phép ¿Trong đó:
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 về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Bánh răng bị động : S H 2 =1 , 1 S F 2 =1 , 75 σ H lim ¿ 0 , σ
Flim ¿ 0 ¿ ¿- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở : ¿ ⇒
{ σ 0 H σ lim 1 0 Flim 1 = =1 2 HB , 8 1 HB + 70 1 = =1 2.190 ,8.19042 + 70 = 450 ( MPa) ( MPa )
{ σ H 0 σ lim 2 0 F lim 2 = 2 = HB 1 ,8 2 HB + 70 2 = = 2.180 1 , 8.180 + 70 = = 324 430 ( MPa ( MPa ) )
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :
Trong đó : m H , m F – bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc Do bánh răng có HB< 350 ⇒ m H =6 v à m F =6
N H 0 , N F 0Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn :
{ N N H F 0 0 0 =4.10 H 2 HB 6 ,4 do đối với tất cả loại thép thì N F 0 = 4.10 6 , do vậy :
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương : Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
N HE = N FE ` c n t Σ trong đó : c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay : c = 1 n – Vận tốc vòng của bánh răng. t Σ Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
⇒ { N HE 1 = N N FE HE 1 ` 2 = N FE c n 2 = 1 L N u h HE `.1 1 = 24 376 4 , 82 , 14 10 11000$ 7 =6 10 7 , 82 10 7
Nếu : N HE 1 > N H 01 ⇒ lấy N HE 1 = N H 01 ⇒ K HL1 = 1
{ [ [ [ [ σ σ σ σ F F H H 1 2 1 2 ] ] ] ] = = = = σ σ σ σ S S F 0 F 0 S S H 0 0 H lim 1 F1 lim 2 F2 H H lim 1 lim 2 1 2 Y Y Z Z R R R R Y Y Z Z S S V V K K K K xF xF xH xH K K K K FL1 FL2 HL1 HL2 = = = = 1 1 342 324 450 1 430 1 ,75 ,75 ,1 , 1 1 .1 .1 1.1@9 1 1 15 = = 390 185 , , , ,14 09( 91 43 ( ( ( MPa MPa MPa MPa ) ) ) )
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
2 @0 ,00 ( MPa ) Ứng suất cho phép khi quá tải:
Tính thiết kế
3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =K a ( u +1 ) √ 3 [ σ H T ] 1 sb 2 K u ψ Hβ ba
Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: Ka = 43 MPa 1/3
T1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: T1 = 23892 (Nmm)
[ σ ¿¿ H ] sb ¿- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σ ¿¿ H ] sb ¿= 369 (MPa) u – Tỉ số truyền : u = 4,48 ψ ba
– Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng ,HB Z V = 1
K xH : hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng d a2 ≈ d w 2 = 180 ( mm )< 700 ( mm ) ⇒ K xH = 1
Y R : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y R =1
Y S : hệ số xét đến độ nhạy vật liệu với sự tập trung ứng suất
K xH : hệ số ản hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn. d a2 ≈ d w 2 = 180 ( mm )< 400 ( mm )⇒ K xF = 1
3.3.3.1 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng : a Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc : σ H = Z M Z H Z ε √ 2T b 1 w K u H ( t d u w 2 t + 1 1 ) ≤ [ σ H ]
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng
Z H – Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc:
Z H = √ sin 2 cos ( 2 α β tw b ) = √ sin 2 cos 17 ( 2.21 ,89 , 06 0 0 ) =1 , 68
Z ε : hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β
−ε α : hệ số trùng khớp ngang ε α = [ 1 , 88 − 3 ,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ = [ 1 , 88 − 3 ,2 ( 19 1 + 85 1 ) ] cos 19 , 09 0 = 1 , 58
−ε β : hệ số trùng khớp dọc ε β = b w sin β m π
V ớ i b w =ψ ba a w =0 , 4 110D ( mm ) lấy bw = 50 (mm) ¿>ε β = b w sin β m π = 50 sin 19 , 09 0
K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
- K H α : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp.
Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,69 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX = 9
- K H β : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, K H β = 1 , 06
- K H v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Tra phụ lục 2.3 [250/TL1] với:
Nội suy tuyến tính được K H v =1 , 01 ¿> K H = K H α K H β K H v =1 , 13 1 , 06 1 , 01=1 , 20
Thay vào ta được: σ H =Z M Z H Z ε √ 2T b 1 w K u H t ( d u w 2 t + 1 1 ) ¿ 274 1 ,68 0 , 8 √ 2.23892 50 1 4 ,20.( , 47 40 4 ,47 2 +1) = 344 ,88 < [ σ H ] = 360 ( MPa )
[ σ H ] − σ H [ σ H ] 100 % = 344 , 360 88−360 100 % = 4 , 2 % b Kiểm nghiệm về độ bền uốn: ¿ [ σ ¿¿ F 1 ] ¿,[ σ ¿¿ F 2 ] ¿ - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn :
- K F α : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp.
Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với v = 0,69 (m/s), CCX = 9 ta được K F α = 1 , 37
- K F β : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, K F β =1 , 11
- K F v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Tra phụ lục 2.3 [250/TL1] với:
Nội suy tuyến tính được K F v =1 , 05
Y ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
Tra bảng 6.18 [109/TL1] Ta được:{ Y Y F F1 2 =3 = 3 ,58 , 66 , hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0
Thay vào ta có : ¿ Thỏa mãn.
3.3.3.2 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng : Đường kính vòng chia :
{ d d 2 = 1 = m Z cosβ m Z cosβ 2 1 = = cos 19 cos 19 2 2 86 19 , , 09 09 0 0 0 = 40 ( ( mm mm ) )
Khoảng cách trục chia : a=0 ,5( d 1 + d 2 ) =0 ,5 ( 40+ 180)0 ( mm ) Đường kính đỉnh răng :
{ d a d 2 a =d 1 =d 2 +2 1 + 2 m0 m= 40+ +2.24 2.2D ( mm ( mm ) ) Đường kính đáy răng:
{ d f d 2 f = 1 = d 2 d − 1 − 2 2 ,5 ,5 m m = = 180 40 − − 2 2 ,5.2 ,5.2 = = 175 35 ( mm ( mm ) ) Đường kính vòng cơ sở :
{ d b d 2 b1 =d =d 2 cosα 1 cosα 0 = 40 cos 20 cos 20 0 0 9 7 ,59 ,14 ( mm ( mm ) )
3.3.4 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ :
3.3.5 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng :
Thông số Ký hiệu Giá trị
Chiều rộng vành răng b w 50 (mm)
Khoảng cách trục chia a 110 (mm)
Bộ truyền động có thông số: Đường kính vòng chia d1 = 40mm, d2 = 180mm; đường kính vòng lăn dw1 = 40mm, dw2 = 180mm; đường kính đỉnh răng da1 = 44mm, da2 = 184mm; đường kính đáy răng df1 = 35mm, df2 = 175mm; đường kính vòng sơ sở db1 = 37,59mm, db2 = 169,14mm.
Hệ số trùng khớp ngang 1,58
Hệ số trùng khớp dọc 2,6
Vật liệu bánh răng nhỏ Thép 45
Vật liệu bánh răng lớn Thép 45
TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
Chọn khớp nối
Mômen cần truyền: T =T II 2684 ( N mm ) Đường kính trục cần nối : d t = √ 3 0 , T 2 II [ τ ] = √ 3 102684 0 , 2.25 ' ,38 (mm ) , chọn d 0 mm
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục
Chọn khớp nối theo điều kiện:{ T d t t ≤ T ≤ d kn cf kn cf
Trong đó d t - Đường kính trục cần nối d t 0 mm
T t –Mômen xoắn tính toán T t =k T k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k = 1,2
T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:
Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện
{ T t 3 d t 0 ,22 mm ≤ d N m ≤ T kn cf kn cf
125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Tra bảng 16.10bTr69 [2] với T kn cf 5 ( N m ) ta được
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2 k T
Z D o d c l 3 ≤ [ σ d ] σ d -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ σ d ] =2 ÷ 4 Mpa
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σ d = 2 kT
→ Thỏa mãn. b) Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 0
[ σ u ]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [ σ u ]=(60 ÷ 80 ) MPa;
Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 0
4.1.2.Lực tác dụng lên trục.
Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 125(N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 32 (mm)
Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt D 0 90 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28(mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi d c 14 (mm)
Lực tác dụng lên trục Fkn 456,37(N)
Tính sơ bộ trục
4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có σb = 750 Mpa, ứng suất xoắn cho phép
4.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có: d 1 ≥ √ 3 0 ,2 T I [ τ ] = √ 3 0 23892 ,2.15 , 97( mm ) d 2 ≥ √ 3 0 , T 2 II [ τ ] = √ 3 102684 0 ,2.15 = 32 ,47 ( mm )
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với { d d 1 2 0 5 ( ( mm mm ) ) ⇒ { b b 01 02 ( !( mm mm ) )
4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục
Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục :
Lực tác dụng lên bánh răng trụ:
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :
4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 8….15, chọn k1 = 10
- Khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp k2 = 5… 15, chọn k2 = 10
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ k3 = 10…20, chọn k3 = 15
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15…20, chọn hn = 20
Chiều dài moay ơ bánh đai: l m12 =( 1 ,2 ÷ 1 , 5 ) d 1 =(1 , 2÷ 1 ,5 ) 306 ÷ 45( mm )
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ nhỏ: l m13 =( 1 ,2 ÷ 1 ,5 ) d 1 =(1 , 2 ÷ 1 ,5 ) 306 ÷ 45( mm )
Chọn lm13 = 45 (mm) l 12 =0 , 5( l m12 + b 01 )+k 3 + h n =0 ,5 (36 +19 )+15+ 20c ( mm ) l 13 =l 23 E ( mm ) l 11 = 2 l 13 = 2.50 = 90 ( mm )
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ lớn: l m23 =( 1 ,2 ÷ 1 ,5 ) d 2 =( 1 ,2 ÷ 1 , 5 ) 35 = 42 ÷ 52 ,5 ( mm ) < bw = 50
Chiều dài moay ơ khớp nối: l m22 =( 1 , 4 ÷ 2 ,5 ) d 2 =( 1 , 4 ÷ 2 ,5 ) 35 = 49 ÷ 87 , 5 ( mm )
Chọn lm22 = 60(mm) l 22 =0 ,5( l m22 + b 02 )+k 3 + h n =0 , 5 (60 +21 )+15+ 20v ( mm ) l 23 = 0 ,5 ( l m23 + b 02 )+ k 1 + k 2 = 0 , 5 ( 50 + 21 )+ 10 + 10 = 56 ( mm ) l 21 = 2 l 23 = 2.56 = 112 ( mm )
Tính, chọn đường kính các đoạn trục
4.3.1.1 Tính phản lực cho trục II :
4.3.1.2 Vẽ biểu đồ mô men
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục II
So sánh biểu đồ momen của trường hợp 1 và trường hợp 2, ta chọn tính toán thiết kế theo trường hợp 1 vì momen trên trục lớn hơn.
4.3.1.3 Tính mô men tương đương
Momen tổng,momen uốn tương đương:
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục II
4.3.1.4 Tính đường kính các đoạn trục
Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : d j = √ 3 0 M , 1 tđj [ σ ]
Trong đó : [ σ ]= 50 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 d 20 = √ 3 99360 0 ,1.50 ,12 ' ,09 ( mm ) d 23 = √ 3 110438 0 , 1.50 ,94 = 28 ,06 ( mm ) d 21 = 0 ( mm ) d 22 = √ 3 93109 0 ,1.50 , 86 & , 51( mm )
4.3.1.5 Chọn đường kính các đoạn trục
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d21 = d20 = 30 mm d23 = 34 mm d22 = 28 mm
4.3.1.6 Chọn và kiểm nghiệm then a Chọn then
Trên trục II then được lắp tại bánh răng và khớp nối
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d 23 = 34 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { b t h = 1 = = 10 8 5 mm mm mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng l t 3 =( 0 ,8 ÷ 0 , 9 ) l m23 =( 0 , 8 ÷ 0 , 9 ) 50 = 40 ÷ 45 mm
Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối: d22 = 28 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { t b h 1 = = = 7 8 4 mm mm mm
Chiều dài then trên đoạn trục lắp khớp nối: l t 2 =(0 ,8 ÷ 0 , 9 ) l m22 =( 0 , 8 ÷ 0 , 9) 60H ÷ 54 mm
⇒ Ta chọn l t 2 = 50 mm b Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt:
Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có:
Với bảng B9.5Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng: Va đập nhẹ
Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng
Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
4.3.1.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj
Điều kiện an toàn cho trục là √(sσj)² + (sτj)² ≥ [s], với [s] là hệ số an toàn (thường 1,5-2,5, tăng lên 2,5-3 nếu cần độ cứng cao hơn, bỏ qua kiểm tra độ cứng) sσj và sτj lần lượt là hệ số an toàn ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, tính theo công thức sσj = σ⁻¹.
Công thức tính giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng là Kτdjτaj + ψττmj, trong đó σ⁻¹ và τ⁻¹ là giới hạn mỏi uốn và xoắn (xấp xỉ σ⁻¹ = 327 MPa và τ⁻¹ = 189,66 MPa) σaj, τaj, σmj, τmj là biên độ và trị trung bình ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện j do quay trục một chiều.
Momen cản uốn và xoắn tại tiết diện j của trục được tính theo công thức: τaj = σtajmj = WMj/W0j Hệ số ѱσ và ѱτ (tra bảng B với σb ≈ 750 MPa) kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.
K σdj , K τdj - hệ số xác định theo công thức sau :
Hệ số tập trung ứng suất Kx, phụ thuộc phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt (xem bảng 10.8, trang 197, sách "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1"), được lấy giá trị 1,24 trong bài toán này.
Hệ số tăng bề mặt trục Ky = 1 do không áp dụng phương pháp tăng bền bề mặt Hệ số kích thước εσ và ετ phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.
K σ , K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:
Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6.
{ s s τj σj = = K K τdj σdj τ σ τ aj σ aj −1 +ѱ −1 + ѱ τ σ τ σ mj mj = = 2 2 , 05 , 58 9 12 , 189 22+ 327 , 46 , 0 66 +0 , 05 , 1.0 9 , 22 = 10 = 9 , 17 , 8 s j = s σj s τj
- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp khớp nối:
Do M22=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng
Rãnh then và độ dôi trong lắp ghép kiểu K6 gây ra ứng suất tập trung tại trục lắp khớp nối Tham khảo bảng B để đánh giá ảnh hưởng của độ dôi đến ứng suất này.
{ K K σ τ / / ε ε σ τ =1 = 2 , , 81 34 ảnh hưởng của rãnh then :
Tra bảng:B với trục σ b =¿ 750 MPa:
-Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng:
Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra bẳng B ta có:
{ K K σ τ / / ε ε σ τ =1 = 2 , , 81 34 ảnh hưởng của rãnh then :
Tra bảng:B với trục σ b =¿ 750 MPa:
{ s τj s = σj = K τdj K τ σdj τ aj −1 σ +ѱ σ aj −1 + τ τ ѱ mj σ σ = mj 2 = , 49 2 , 48 6 , 189 89+ 16 327 ,73 ,66 0 , 05 +0 ,1.0 6 , 89 = = 7 10 ,88 ,84 s j = s σj s τj
Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi
Khi lực hướng tâm Fkn cùng chiều với lực tiếp tuyến Ft2, ổ lăn chịu tải trọng lớn hơn so với trường hợp Fkn ngược chiều Ft2 Do đó, việc tính toán cho ổ lăn nên dựa trên trường hợp Fkn cùng chiều với Ft2 để đảm bảo an toàn.
Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:
Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng):
=> chọn ổ bi đỡ chặn có góc α = 12°
Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp tra bảng P2.12Tr264[1] ta có:
Với d = 30 mm ⇒ chọn ổ lăn có : { Kí hiệu C C 0 Dr d B = = 0 25 18 , : 46306 , 60 17 mm mm mm kN kN
Tra bảng 11.4tr 215[1] => e = 0,34 a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]
m – bậc của đường cong mỏi: m = 3
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t −¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t =1 k d
– Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng B ,ta chọn k d = 1.2
X hệ số tải trọng hướng tâm
Y hệ số tải trọng dọc trục
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn
Khả năng tải động của ổ lăn
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
LỰA CHỌN KẾT CẤU
Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết
Hộp giảm tốc giữ vị trí các chi tiết máy, chịu tải trọng, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ khỏi bụi bẩn.
Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32
Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy
5.1.2 các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chọn =8 (mm) Gân tăng cứng: chiều dày e
:độ dốc chọn e=8 h