Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng, trục vít - bánh vít.. Tính toán các chi tiết hệ thống truyền động.. 2-4 Tính toán thiết kế các chi tiết máy: các bộ truyền, trục bố
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Thông số đầu vào
Lực vòng của băng tải: F v = 4740 N
Vận tốc băng tải, v (m/s): v = 0.66 m/s. Đường kính tang trống, D (mm): D = 320 mm.
Thời gian phục vụ, L (năm): L = 5 năm.
Quay 1 chiều, làm việc 2 ca (làm việc 300h/ năm, 8h/ca).
Tính toán chọn động cơ điện
1.2.1 Hiệu suất chung của hệ thống
Hiệu suất chung của hệ thống: η ch =η ht =η ng ×η hgt × η ol x × η ot y × η kn
Hình 1.1: Hiệu suất của bộ truyền chủ yếu η ng =η đ =0.95: Hiệu suất bộ truyền đai. x=3: Số cặp ổ lăn. η kn = η nt = 0.98: Hiệu suất nối trục.
η ch =η ht =η ng ×η hgt × η ol x × η ot y × η kn =0.95 × 0.97 × 0.995 3 × 0.98 ≈ 0.8896
1.2.2 Tính toán công suất tương đương
Công suất làm việc trên trục công tác: Ρ công tác = F t × v
Công suất cần thiết: Ρ cần thiết = Ρ công tác η ch = 3.1284
1.2.3 Xác định số vòng quay sơ bộ
Số vòng quay trên tang trống băng tải: n côngtác `000× v π × D `000×0.66 π ×320 ≈39.3908( v ph)
Tỷ số truyền của hệ thống: u ht =u hgt ×u đ
Hình 1.2: Tỷ số truyền nên sử dụng trong hệ thống u hgt =6 tỷ số truyền của hộp giảm tốc. u đ =3: tỷ số truyền của đai thang.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: u ht = n đc n công tác → n đc =u ht × n công tác × 39.3908 ≈ 709.0344 ( v ph ) Chọn động cơ:
Hình 1.3: Động cơ điện dạng 4A và Đ theo tiêu chuẩn GOST Động cơ Công suất P, kW N, vg/ph T max
Bảng 1.4: Chọn động cơ điện 1.2.4 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của động cơ: u = n đc
Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang: u ht = u hgt ×u đ →u đ = u ht u hgt = 18.2784
Sai số cho phép của bộ truyền đai: ∆ u= 3.0464− 3.0464 3 ×100 %=1.52 % 1 ε α = [ 1.88 −3.2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ= [ 1.88−3.2 ( 2 5 1 + 1 50 1 ) ] × 0.972=1.6822
Hệ số tải trọng tính: K H = K Hβ K Hv K Hα
K Hβ =1.07: Hệ số tập trung tải trọng
K Hv =1.02: Hệ số tải trọng động
K Hα =1.13: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng.
K H = K Hβ K Hv K Hα =1.07 × 1.02 ×1.13 =1.2333 Ứng suất tiếp xúc tính toán: σ H = Z H Z M Z ε √ 2 T b 1 w K u d H (u+1) w 1 2 = 1.7 × 274 × 0.8 √ 2× 134.99× 90 × 6 × 10 62.3 3 ×( 2 6+1) = 341.52 ( MPa )
Hệ số tuổi thọ: K HL = 1
Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám bề mặt: Z R = 0.95 khi R a =2.5 →1.25 μm
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng Khi HB≤ 350 : Z V = 0.85 v 2 = 0.85 ×0.7708 2 = 0.505 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
σ 0H < [ σ 0H ] nên điều kiệnbền tiếp xúc thỏa
3.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Hệ số xét đến ảnh hưởng cuả độ nhám mặt lượn chân răng: Y R = 1
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
Hệ số xét đến kích thước bánh răng đến độ bền uốn Khi d a ≤ 400 → K xF =1
Hệ số tải trọng tính: K F = K Fβ K Fv K Fα
K Fβ = 1.13: Hệ số tập trung tải trọng
K Fv = 1.04: Hệ số tải trọng động
K Fα = 1.37: Hệ số xét đến phân bố tải trọng không đều giữa các răng
Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương z v : z v 1 = z 1 cosβ 3 = 25
Hệ số đến sự trùng khớp của răng: Y ε = √ ε 1 α = √ 1.6822 1 = 0.771
Hệ số xét đến độ nghiêng của răng: Y β =1− β
140 =0.903 Ứng suất uốn cho phép:
{ [ σ [σ F2 F1 ]= ]= σ σ 0 Flim 0 Flim1 2 × × 0 0 , 9 , 9 s × K F s × K F 2 1 FL2 FL1 = E0 410 , 4 × × 0 1 0 , 9 1 , , 75 9 × , 75 × 1 1 #1 = 211, , 43 06 (MPa ( MPa ) ) Ứng suất uốn tính toán: σ F1 = 2 T 1 K F Y F 1 Y β Y ε d w 1 b w m = 2× 134.99 ×10 3 × 1.61 × 3.80 ×0.771 ×0.903
Điều kiện về độ bền uốn được thỏa mãn.
3.3 Thông số hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng
Trong bài viết này, các thông số kỹ thuật được trình bày như sau: Ứng suất tiếp xúc là 430.36 với giá trị tính toán 407.28, được đánh giá là thỏa mãn Ứng suất uốn bánh dẫn là 231.43, trong khi giá trị tính toán là 91.7051, cũng đạt yêu cầu Cuối cùng, ứng suất uốn bánh bị dẫn có giá trị 211.06 và giá trị tính toán là 88.0369, cũng thỏa mãn tiêu chuẩn.
STT Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Thông số đầu vào
Công suất trên trục I: P I =3.3409(kW)
Công suất trên trục II: P II =3.2083(kW)
Số vòng quay: n II 9.3908(v/ph)
Phân tích lực trên các trục
Lực tác dụng lên trục: F a 1 =F a2 10.5873 (N)
Lực tác dụng lên trục do lực căng đai theo phương nghiêng 45 so với phương ngang tạo thành F r = 792.22 × s in45V0.184(N)
Lực tác dụng lên trục do nối trục xích Lực tác dụng của nối trục xích là lực hướng tâm.
Tính toán thiết kế trục I
4.3.1 Chọn vật liệu chế tạo
Chọn vật liệu chế tạo cấu trúc là thép 45 tôi cải thiện với σ b 0(MPa) và σ ch X0(MPa) Ứng suất xoắn cho phép được xác định là [τ] → 25 MPa cho trục vào của hộp giảm tốc, trong khi đó trị số cho trục ra là lớn hơn Đối với trục trung gian, giá trị ứng suất xoắn cho phép được lấy là [τ] → 15 MPa.
4.3.2 Xác định đường kính trục sơ bộ Đường kính trục được xác định bằng moment xoắn theo công thức: d 1 ≥ √ 3 16 π × ×T [ τ ] I = √ 3 16 × 134.9907 π × 20 ×10 3 = 32.5148 ( mm )
4.3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ d 1sb 5 mm , chiều rộng ổ lăn b 0 !(mm)
Chiều dài mayo bánh đai trên trục I: l m12=(1.2→1.5)d 1sb =(1.2→1.5)×35mm
Chiều dài bánh răng trụ l m13 = b w1 = 95 mm b w 1 : chiều rộng vành răng bánh răng dẫn
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay: k 1= 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k 2= 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3= 10 mm
Chiều cao nắp của ổ và đầu bu-lông h n = 18 mm Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, ta có công thức: l 12 =−l c12=−[0.5×(l m12+b 0)+k 3 +h n ]=−¿(50+21)+10+18]= -63.5 (mm) l 13 =0.5(l m13+b 0)+k 1 +k 2=0.5(95+21)+10+15(mm) l 11 =2l 13 =2×836(mm)
4.3.4 Vẽ biểu đồ moment xoắn, uốn và xác định đường kính các đoạn trục
Phân tích lực trên trục I:
Xét mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng moment:
Xét mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng lực:
↔− F A1 y +1674.6262−1672.2263 +560.184 =0↔ F A1 y U2.5839 ( N ) Xét mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng lực:
4.3.5 Tính toán moment uốn tổng và moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục
Moment tương đương tại các tiết diện: M tđ = √ M x 2 + M y 2 + 0.75 T 2
Tại điểm B là điểm nguy hiểm nhất Đường kính trục được xác định bởi công thức: d ≥ 10 √ 3 0.1[ M tđ σ ] d A1 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđA [σ 1 ] = 10 √ 3 0.1× 0 55 = 0 ( mm ) → d A1 = 40 ( mm ) d B1 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđB [σ 1 ] = 10 √ 3 214.8182 0.1 × 55 = 33.9289 ( mm ) →d B1 = 50 ( mm ) d C 1 ≥10 √ 3 0.1 M tđC1 [σ ] = 10 √ 3 122.1964 0.1 × 55 = 28.1124 ( mm ) → d C 1 = 40 ( mm ) d D1 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđD1 [σ ] = 10 √ 3 116.9048 0.1 × 55 = 27.7 ( mm ) → d D1 = 32 ( mm )
4.3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
Hệ số an toàn của trục truyền được xác định: s = s σ s τ
Giá trị s σ , s τ được xác định: s σ = σ −1
Giới hạn mỏi uốn và xoắn của vật liệu: σ −1 =0.436σ b =0.436×85070.6(MPa) τ −1 =0.58σ −1 =0.58×370.615.01(MPa)
Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
- Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: σ a =σ max =M ×10 3
- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều: τ a = τ m = τ max
Moment cản xoắn W và moment cản uốn W 0 của tiết diện trục I:
Trong đó: t: chiều sâu rãnh then trên trục; b,h: Kích thước tiết diện then.Kích thước then, giá trị moment cản uốn và moment cản xoắn
Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W W0
Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất
Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất
Tiết diện σa.MPa σm.MPa τa=τm.MPa
Các hệ số K σd , K τd được xác định:
Hệ số kích thước để đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi: ε σ , ε τ
Trị số của hệ số kích thước εσ.ετ
Dạng chịu tải Vật liệu
B - bánh răng C - ổ lăn D - bánh đai
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu: ψ σ =0.1 , ψ τ = 0.05
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt ứng với phương pháp gia công tiện và R a = 0.6 →2.5 mm : K x = 1
Không sử dụng phương pháp tăng bền: K y =1
Kết quả kiểm nghiệm của tiết diện trục I
Kết quả kiểm nghiệm các tiết diện trục I
Tiết d Tỉ số Kσ/εσ Tỉ số Kτ/ετ Kσd Kτd sσ sτ s then k6 then
Các giá trị trên đều nằm trong hệ số an toàn cho phép [s] = 2.5 - 3, như vật không cân kiểm nghiệm về độ cứng của trục
4.3.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh ta kiểm nghiệm theo thuyết đọ bền 4: σ tđ =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ qt ]
Vậy điều kiển về độ bền tĩnh được đảm bảo.
Kiểm nghiệm độ bền dập được xác định: σ d = 2 T ×10 3 d l 1 t 2 ≤ [ σ d ]
Kiểm nghiệm độ bền cắt được xác định: τ c = 2 T ×10 3 bd l 1 ≤ [ τ c ] Ứng suất dập cho phép với tải trọng tĩnh[ σ d ]0( MPa) Ứng suất cắt cho phép tải trọng tĩnh [τ c ](MPa)
Kết quả kiểm nghiệm then trục I:
Kết quả kiểm nghiệm then trục I d Loại then t2 l T σd τc
Tất cả giá trị ứng suất trên then đạt yêu cầu
Tính toán thiết kế trục II
4.4.1 Chọn vật liệu chế tạo
Khi chọn vật liệu cho cấu trúc, thép 45 tôi cải thiện được sử dụng với σ b 0 (MPa) và σ ch X0 (MPa) để xác định ứng suất xoắn cho phép Cụ thể, giá trị ứng suất xoắn cho trục vào của hộp giảm tốc là từ 20 đến 25 MPa, trong khi trục ra có trị số lớn hơn Đối với trục trung gian, giá trị ứng suất xoắn cho phép được quy định là 15 MPa.
4.4.2 Xác định đường kính trục sơ bộ Đường kính trục được xác định bằng moment xoắn theo công thức: d 2 ≥10 √ 3 0.2× T II [τ ] √ 3 777.8037 0.2 × 25 S.78(mm) d U mm
4.4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ d 1sb = 55 mm , chiều rộng ổ lăn b 0)(mm)
Chiều dài mayo bánh đai trên trục I: l m12=(1.2→1.5)d 1 sb =(1.2→1.5)×55mm
Chiều dài bánh răng trụ l m23 =b w 2 mm b w 2 : chiều rộng vành răng bánh răng bị dẫn
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay: k 1= 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k 2= 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3= 10 mm
Chiều cao nắp của ổ và đầu bu-lông h n = 18 mm Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, ta có công thức: l 22 =−l c22 =−[0.5 × (l m22 +b 0 )+ k 3 +h n ]=−¿(80+29)+10+18]= 82.5 (mm) l 23 =0.5( l m23 +b 0 )+ k 1 + k 2 =0.5 (90+29)+10+ 15.5 (mm) l 21 =2 l 23 =2× 84.59 (mm)
4.4.4 Vẽ biểu đồ moment xoắn, uốn và xác định đường kính các đoạn trục
Bước xích: p = 50.8 (mm); số răng Z = 12. Đường kính chia đĩa xích: D 0 = p sin ( 180 z )
Lực tác dụng lên nối trục xích là lực hướng tâm:
F nt = 3566.4527 ( N ) k là hệ số làm việc
Phân tích lực trên trục II:
Xét mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng moment:
Xét mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng lực:
Xét mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng moment:
Xét mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng lực:
∑ F x =0 ↔+ F A2 x + F t2 + F C 2x − F nt =0 ↔ F A 2 x + 4199.710+7407.3279 −3566.4527=0 ↔ F A2 x =−8040.5852( N ) Moment xoắn trên trục II: T II w7.8037(N m) d 385.7143
4.4.5 Tính toán moment uốn tổng và moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục
Moment tương đương tại các tiết diện: M tđ = √ M x 2 + M y 2 + 0.75 T 2
Tại điểm B là điểm nguy hiểm nhất Đường kính trục được xác định bởi công thức: d ≥ 10 √ 3 0.1[ M tđ σ ] d D2 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđD2 [ σ ] √ 3 0.1 0 ×50 =0 (mm)→ d A1 e (mm) d B2 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđB [σ 2 ] = 10 √ 3 970.395 0.1× 50 = 57.89 ( mm ) → d B1 = 75 ( mm ) d C 2 ≥10 √ 3 0.1 M tđC2 [σ ] = 10 √ 3 742.251 0.1 ×50 = 52.95 ( mm ) → d C 1 = 65 ( mm ) d D2 ≥ 10 √ 3 0.1 M tđD2 [ σ ] = 10 √ 3 673.5978 0.1 × 50 = 51.26 ( mm ) → d D1 = 55 ( mm )
4.4.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
Hệ số an toàn của trục truyền được xác định: s= s σ s τ
Giá trị s σ , s τ được xác định: s σ = σ −1
Giới hạn mỏi uốn và xoắn của vật liệu: σ −1 =0.436σ b =0.436×85070.6(MPa) τ −1 =0.58σ −1 =0.58×370.615.01(MPa)
Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
- Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: σ a =σ max =M ×10 3
- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều: τ a = τ m = τ max
Moment cản xoắn W và moment cản uốn W 0 của tiết diện trục I:
Trong đó: t: chiều sâu rãnh then trên trục; b,h: Kích thước tiết diện then.
Kích thước then, giá trị moment cản uốn và moment cản xoắn
Kích thước then giá trị moment cản uốn và moment cản xoắn
Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W W0
Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất
Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất
Tiết diện σa.MPa σm.MPa τa=τm.MPa
Các hệ số K σd , K τd được xác định:
Hệ số kích thước để đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi: ε σ , ε τ
Trị số của hệ số kích thước εσ.ετ
Dạng chịu tải Vật liệu
B - bánh răng C - ổ lăn D - bánh đai
Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then:
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt ứng với phương pháp gia công tiện và R a =0.6 →2.5 mm : K x =1
Không sử dụng phương pháp tăng bền: K y =1
Kết quả kiểm nghiệm của tiết diện trục II
Kết quả kiểm nghiệm các tiết diện trục II
Các giá trị trên đều nằm trong hệ số an toàn cho phép [s] = 2.5 - 3, như vật không cân kiểm nghiệm về độ cứng của trục
4.4.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh ta kiểm nghiệm theo thuyết đọ bền 4: σ tđ =√ σ 2 + 3 τ 2 ≤ [ σ qt ]
Vậy điều kiện về độ bền tĩnh được đảm bảo.
Kiểm nghiệm độ bền dập được xác định: σ d = 2 T ×10 3 d l 1 t 2 ≤[ σ d ]
Kiểm nghiệm độ bền cắt được xác định: τ c = 2 T ×10 3 bd l 1 ≤ [τ c ] Ứng suất dập cho phép với tải trọng tĩnh[ σ d ]0( MPa) Ứng suất cắt cho phép tải trọng tĩnh [ τ c ] (MPa)
Kết quả kiểm nghiệm then trục II:
Kết quả kiểm nghiệm then trục II d Loại then t2 l T σd τc
Tất cả giá trị ứng suất trên then đạt yêu cầu
TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Thông số đầu vào
Tính toán chọn ổ lăn trên trục I
Do không có lực dọc trục, chọn ổ bi đỡ 1 dãy với đường kính vòng trong d = 40mm cho trục.
Vì F A1 < F C 1 nên ta lựa chọn tính toán tại ổ C
5.2.2 Chọn sơ đồ kích thước ổ
Ta chọn ổ bi đỡ 1dãy cỡ trung.
5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Vì ổ lăn không chịu lực dọc trục: X=1 và Y=0
Tuổi thọ thực sự của ổ được tính theo công thức:
78.2432(triệu vòng) Thời gian làm việc được tính bằng giờ thực sự của ổ:
5.2.4 Kiểm nghiệm số vòng quay tới hạn của ổ
Số vòng quay tới hạn của ổ: n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m d m =d+D
2 e(mm): Đường kính tâm con lăn k 1 = 1 vìd m < 100 mm k 2 = 1 với ổ cỡ nhẹ k 3 =1 với L ' < 50000 giờ
Do đó n = 236.3445 vg/ph < n th thỏa
Tính toán chọn ổ lăn trên trục II
Do không có lực dọc trục, chọn ổ bi đỡ 1 dãy với đường kính vòng trong d = 65mm cho trục.
Vì F A1 > F C 1 nên ta lựa chọn tính toán tại ổ A
5.3.2 Chọn sơ đồ kích thước ổ
5.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Vì ổ lăn không chịu lực dọc trục: X=1 và Y=0
Tuổi thọ thực sự của ổ được tính theo công thức:
V.7227(triệu vòng) Thời gian làm việc được tính bằng giờ thực sự của ổ:
5.3.4 Kiểm nghiệm số vòng quay tới hạn của ổ
Số vòng quay tới hạn của ổ: n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m d m =d+D
2 5(mm): Đường kính tâm con lăn k 1 = 1 vìd m < 100 mm k 2 = 1 với ổ cỡ nhẹ k 3 =1 với L ' < 50000 giờ
Do đó n = 39.3908 vg/ph < n th thỏa
Tính toán nối trục xích
5.4.1 Chọn loại nối trục xích
Ta chọn nối trục xích ống con lăn 1 dãy để nối trục hộp giảm tốc với trục băng tải.
Chọn nối trục xích theo điều kiện: T t = kT ≤ [ T ]
T = 777.8037 Nm : Moment xoắn danh nghĩa k = 2
Chọn nối trục xích truyền moment xoắn [T] = 2000 (Nm) có thông số:
5.4.2 Kiểm tra hệ số an toàn
Kiểm nghiệm hệ số an toàn: S= ( 1.2 1.5 Q ) F t
Lực vòng tác dụng lên đĩa xích:
Hệ số an toàn của đĩa xích Với bước xích p= 50.8 mm và n < 50, chọn [S] = 7
CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CÁC CHI TIẾT LIÊNQUAN
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
6.1.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc
Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …
Chọn vật liệu là gang xám GX15-32 (vì hộp không chịu tải lớn và không bị va đập).
6.1.2 Xác định tính toán các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Chiều dày thành thân hộp: δ =0.025 × A +1=0.025 × 225+1=6.625( mm)
Chiều dày nắp hộp: δ 1 =0.02 × A+ 1+ 0.02 × 225 +1=5.5 ( mm)
Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp: b=1.5 δ =1.5 ×10(mm)
Chiều dày mặt đế của hộp không có phần lồi: b 1=1.5δ 1 =1.5×8(mm)
Chiều dày gắn ở thân hộp: m =( 0.85 → 1 ) δ =( 0.85 →1 ) 10 = 10( mm )
Chiều dày gắn ở nắp hộp: m 1 =( 0.85 → 1 ) δ 1 =( 0.85 → 1 )8=8( mm ) Đường kính bulông nền: d n = 0.036 A +12=0.036 × 225 +12 1( mm )
d n = 20( mm ) Đường kính bulông cạnh ổ: d 1=0.7d n =0.7×20(mm)
d 1 ( mm ) Đường kính bulông ghép mặt bích nắp và thân: d 2 =( 0.5→ 0.6 ) d n =(0.5 → 0.6) 20
d 2 ( mm ) Đường kính bulông ghép nắp ổ: d 3 =( 0.4 → 0.5 ) d n =( 0.4 → 0.5 ) 20
d 3 ( mm ) Đường kính bulông ghép ở nắp cửa thăm: d 3 =( 0.3 → 0.4 ) d n =( 0.3 → 0.4 ) 20
d 2 = 8( mm ) Đường kính bulông vòng:
Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp đến tâm bulông nền và khoảng cách C2 từ tâm bulông đến mặt ngoài của đế
Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp giảm tốc đến tâm bulông cạnh ổ và khoảng cách C2 từ tâm bulông cạnh ổ đến mặt ngoài của mặt bích
Khoảng cách C1 được xác định từ mặt ngoài của vỏ hộp giảm tốc đến tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân Trong khi đó, khoảng cách C2 là khoảng cách từ tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân đến mặt ngoài của mặt bích.
Tính toán cơ bản vỏ hộp giảm tốc
Thông số kỹ thuật Giá trị
3 Mặt bích dưới của thân hộp 15
4 Mặt đế của hộp không có phần lồi 12
9 Bulong ghép mặt bích nắp và thân 12
11 Bulông ghép ở nắp cửa thăm 8
Khoảng cách từ vỏ, đế đến bulông
13 Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp giảm tốc đến tâm
14 Khoảng cách C2 từ tâm bulông đến mặt ngoài của đế 26
15 Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp giảm tốc đến tâm bulông cạnh ổ 24
16 Khoảng cách C2 từ tâm bulông cạnh ở đến mặt ngoài của mặt bích 19
17 Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp giảm tốc đến tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân 14
18 Khoảng cách C2 từ tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân đến mặt ngoài của mặt bích 16
Nắp ổ 19 Vật liệu GANG XÁM
Chọn các chi tiết liên quan
6.2.1 Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng
Kích thước bulông vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc, vật liệu bulông là thép 25.
6.2.2 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí của nắp và thân máy trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép người ta thường dùng hai chốt định vị, và thường đặt chéo nhau ở hai bên hộp giảm tốc,
6.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để châm dầu bôi trơn vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi Kích thước của cửa thăm được chọn theo kích thước của nắp hộp
Cửa thăm có thông số:
Khi hoạt động, các bộ truyền trong hộp giảm tốc tạo ra ma sát, dẫn đến tăng nhiệt độ bên trong Để điều hòa áp suất và không khí giữa bên trong và bên ngoài vỏ hộp, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Nút thông hơi có thông số:
Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ bị nhiễm bẩn và biến chất do bụi và nhiệt độ Để duy trì hiệu quả bôi trơn, cần thay dầu cũ bằng dầu mới, yêu cầu phải tháo sạch dầu cũ qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, được bảo vệ bằng nút tháo dầu Có hai loại nút tháo dầu tùy thuộc vào thiết kế và điều kiện gia công: dạng ren trụ và dạng ren côn.
Lớp sơn mỏng giúp đảm bảo độ kín khít giữa nắp và thân hộp giảm tốc, khiến hai chi tiết dính chặt với nhau Để tháo nắp ra khỏi thân hộp, cần sử dụng vít tách nắp được bố trí sẵn.
2 góc đối diện mặt bích.
Khi vận tốc bánh răng dưới 12 m/s hoặc vận tốc trục vít dưới 10 m/s, cần ngâm bánh răng và trục vít trong dầu để bôi trơn Mức dầu trong hộp giảm tốc phải được kiểm soát để đảm bảo điều kiện làm việc tối ưu Để tránh tháo rời hộp giảm tốc khi kiểm tra, chiều cao mức dầu được quan sát qua thiết bị chỉ dầu, và có thể dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu với vị trí lắp đặt nghiêng 45° so với mặt bên.
6.2.8 Vòng phớt Được dùng rộng rãi vì kết cấu đơn giản và dễ thay thế.
Hình dạng và kích thước vòng phớt:
6.2.9 Vòng chắn dầu Được sử dụng trong môi trường làm việc sạch, không ẩm xâm nhập vào ổ.
Thường được chế tạo bằng gang GX15-32
Có hai loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng để trục lắp xuyên qua Kích thước nắp ổ được chọn phụ thuộc vào kết cấu vỏ hộp giảm tốc.
CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Trong hộp giảm tốc, bộ truyền bánh răng có vận tốc dưới 12 m/s, do đó phương pháp bôi trơn ngâm dầu được lựa chọn Lượng dầu bôi trơn cần thiết dao động từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi kW công suất truyền Với vận tốc vòng của bánh răng là 0,86 m/s và vật liệu thép 45X, theo bảng 18-11, ta xác định được độ nhớt là 160(20) 16 (3).
Theo bảng 18-13[1] ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 160 Centistoc ở 50℃.
Dung sai lắp ghép
7.2.1 Dung sai lắp ghép bánh răng
Bánh răng trên trục chịu tải vừa, không có va đập, tải trọng không đổi, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.
Chi tiết Kích thước,mm
Mối ghép ES( μm ) EI( μm ) es( μm ) ei( μm )
7.2.2 Dung sai lắp ghép then
Theo chiều rộng b – h9, ta chọn kiểu lắp trên trục là N9 và kiểu lắp trên bạc là Js9.
Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then bxh t 1 Sai lệch giới hạn t 2 Sai lệch giới hạn
7.2.3 Dung sai lắp ghép ổ lăn
Trong ứng dụng này, vòng trong của ổ bi được lắp theo kiểu k6 để phù hợp với điều kiện tuần hoàn và chế độ làm việc nhẹ Đối với vòng ngoài, do chịu tải cục bộ và cũng làm việc trong chế độ nhẹ, chúng tôi đã chọn kiểu lắp H7 với vỏ tháo được cho ổ bi.
Chi tiết Kích thước,mm
Mối ghép ES( μm ) EI( μm ) es( μm ) ei( μm )
7.2.4 Dung sai lắp ghép khác
7.2.4.1 Dung sai lắp ghép nắp ổ với vỏ hộp
Dung sai lắp ghép nắp ổ với vỏ hộp: Vì cần di chuyển dọc trục, không quay khi làm việc nhưng dễ dàng dịch chuyển nên ta chọn kiểu lắp H7/h6.
Chi tiết Kích thước,mm
Mối ghép ES( μm ) EI( μm ) es( μm ) ei( μm )
7.2.4.2 Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu
Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu và bạc lót: Ta chọn kiểu lắp H7/js6.
Chi tiết Kích thước,mm
Mối ghép ES( μm ) EI( μm ) es( μm ) ei( μm )
7.2.4.3 Dung sai lắp ghép chốt định vị
Dung sai lắp ghép chốt định vị: Để đảm bảo đồng tâm và chắc chắn, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.
Chi tiết Kích thước,mm
Mối ghép ES( μm ) EI( μm ) es( μm ) ei( μm )
THIẾT KẾ BỘ PHẬN CÔNG TÁC
Tính toán băng tải với loại băng tải cao su
Băng tải được sử dụng để vận chuyển 1800 bao gạo mỗi giờ từ kho ra xe tải, với kích thước bao gạo là 400 × 700 × 200mm và trọng lượng 50kg Hệ số nạp liệu không đều là 1,0133, trong khi băng tải có chiều dài 50m và việc dỡ tải được thực hiện bằng thanh gạt.
Thông số cơ bản
Ta lựa chọn băng phẳng, con lăn thẳng tựa trên ổ bi, ở khoảng giữa các con lăn là các tấm thép đỡ Bộ phận kéo căng bằng vít
Chiều rộng nhỏ nhất của băng:
B = b + (2 × 100) = 400 + (2 × 100) = 600 mm Dựa theo tiêu chuẩn, lấy chiều rộng băng là 650 mm
Với năng suất tính toán của băng tải z = 1800 × 1,0133 = 1824 bao/giờ thì thời gian chuyển một bao: t = 3600 1824 = 1,97 giây Lấy v = 0,76 m/s, ta có khoảng cách giữa các bao gạo: a = v × t × i = 0,66 × 1,97 × 1 1,3 m
Năng suất khối lượng tính toán lớn nhất:
Khoảng cách giữa các con lăn lấy cho nhánh tải: L = 0,5 m; cho nhánh không tải L
Xác động tải trọng trên mét dài
Trọng lượng vật liệu có ích tính theo mét dài của băng: q vl =G a= 50
Lựa chọn sơ bộ lớp băng theo Bảng 3.4 với i = 3 lớp, chiều dày lớp cao su được xác định theo Bảng 3.5: lớp bề mặt làm việc có độ dày δ1 = 1,5 mm và lớp bề mặt không làm việc có độ dày δ2 = 1 mm.
Khi đó trọng lượng một mét dài băng ược tính theo công thức: qb ≈ 1,1B(1,25i + δ1 + δ2) = 1,1 × 0,65 × (1,25 × 3 + 1,5 + 1) = 4,47 kg/m
Từ chiều rộng của băng là 650 mm, ta lấy đường kính con lăn là 108 mm Trọng lượng các phần quay của con lăn thẳng dựa theo Bảng 4.3[2]:
G cl = 7B + 4 = 7 × 0.65 + 4 = 8,55 kg Trọng lượng con lăn trên một mét dài ở nhánh có tải xác định theo công thức: q cl c = G cl l ct = 8 , 55
0 , 5 = 17 , 1 kg / m Còn ở nhánh không tải: q cl o = G cl l kt = 8 , 55
Xác định lực cản chuyển động cà kéo căng bằng
Tuyến băng được chia thành bốn đoạn riêng biệt từ điểm 1 đến điểm 4, với mỗi đoạn có các dạng lực cản khác nhau Lực cản ở tang đổi hướng tại đoạn a và b được bỏ qua.
Ta bắt đầu tính từ điểm 1, tại đó có lực căng S1 sẽ nhỏ nhất, tại điểm 1 có lực căng của nhánh ra tang dẫn động:
Trên đoạn 1-2 ở nhánh không tải, lực cản chuyển động được tính theo công thức:
Lực kéo căng tại điểm 2 tính theo công thức:
S2 = S1 + W1−2 = S1 + 8,7 kg Lực cản ở đoạn 2-3 xác định theo công thức:
W2−3 = 0,07S2 = 0,07S1 + 0,6 kg Lực kéo căng tại điểm 3:
Lực cản trên đoạn 3-4’ đến điểm gạt liệu ở nhánh có tải bao gồm lực cản từ con lăn đỡ và lực cản do các tấm thép đỡ băng Giả sử rằng 50% trọng lượng băng và vật liệu tác động lên con lăn, trong khi 50% còn lại tác động lên tấm thép đỡ Với hệ số ma sát giữa băng và thép tấm là f = 0,4, lực cản trên đoạn 3-4’ có thể được tính toán theo công thức cụ thể.
Kiểm tra độ bền băng
Số lớp vải của băng loại Ƃ-820 được xác định theo công thức: i ≥ S B K max K đ
Lực cản của thanh gạt tháo liệu:
Tổng lực cản chuyển ộng trên nhánh có tải:
Tổng lực căng tại điểm 4:
Theo tiêu chuẩn của Liên Xô cũ ΓOCT 20-54, khi chiều rộng băng B = 650 mm thì số lớp vải ít nhất là 3, vì vậy ta sẽ chọn băng có ba lớp.
Kiểm tra độ võng
Việc kiểm tra được thực hiện ở nhánh không tải, cũng như ở nhánh có tải và ở giữa các con lăn có các tấm thép đỡ
Xác định lực kéo
Lực cản ở tang dẫn động không tính đến cản trong ổ trục xác định theo công thức
Lực kéo tính theo công thức:
Tính toán bộ phận dẫn động
Đường kính tang dẫn tính theo công thức:
Theo tiêu chuẩn Liên Xô cũ ΓOCT 1596-53, ta lấy D = 320 mm
Số vòng quay của tang trong một phút tính theo công thức: n = 60 πD v = 60 π 0 0 , , 32 66 9,3908 vg / ph
Công suất cần thiết cho trục tang:
Ta chọn tang dẫn động và tang bị dẫn theo hãng kran-dt của Nga có thông số và kết cấu như sau:
Hình 8.1 Kết cấu tang dẫn động
Bảng 8.1 Các thông số chính của tang dẫn động, mm
Với: A – Khoảng cách giữa 2 gối ỡ
L3 – Khoảng cách từ giữa gối đỡ đến oạn trục có rãnh then
L4 – Chiều dài đoạn trục có rãnh then
Hình 8.2 Kết cấu tang bị dẫn Bảng 8.2 Các thông số chính của tang bị dẫn
Tính toán trạm kéo căng
Lực kéo ở trạm kéo căng được xác định theo công thức:
S kéo = k ( S vào + S ra + T ) = k ( S 2 + S 3 + T ) = 1 ( 153 , 6 + 164 , 4 + 15 ) = 333 kg Trong đó sơ bộ lấy tổn thất do truyền động của con trượt là trong vít kéo căng là 15kg.
Lực kéo trong vít được xác định theo công thức:
2 1,8≈300kgChọn sơ đồ trạm kéo căng vít chịu kéo Với tải trọng lên vít là
F, ta có thể lấy ren vít theo hệ mét là M24 có đường kính trong d 1 , 1 mm Ứng suất kéo tại mặt cắt vít: σ k = F π
Số vòng ren của đai ốc tính theo công thức: z = F π
= 5 , 5 Chiều cao cần thiết của đai ốc:
Chiều cao của đai ốc tiêu chuẩn cho ren M24 là 20mm, với bước ren s = 5,5 mm Để kiểm tra khả năng chịu nén của vít, ta sử dụng công thức d1 ≥ 0,662 √(4FL²) Với F = 333 và L = 50, ta tính được d1 ≥ 1,94 cm, tương đương 19,4mm Do đó, loại vít M24 phù hợp có đường kính d1 = 20,1mm.
Ren của bulong kẹp bộ phận tự phanh sẽ không được kiểm tra.
Thiết kế trục tang dẫn động
8.11.1 Chọn vật liệu chế tạo
Ta chọn thép 45 tôi cải thiện có các ứng suất theo bảng 6.1[1]: σb = 850 (MPa), σch 580 (MPa)
Ta chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [σ] = 50 MPa từ bảng 10.5[1]
8.11.2 Xác định đường kính trục sơ bộ
Theo catalogue hãng kran-dt của Nga, ứng với ổ 3610 ta có đường kính ngõng trục d3 = 50 mm
8.11.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Khoảng cách giữa hai gối đỡ A = 1000 mm.
Khoảng cách gối đỡ bên phải đến giữa nối trục xích : l = L3 − L4/2 = 175 − 110/2 = 120 mm
8.11.4 Vẽ biểu đồ moment xoắn, uốn và xác định đuognừ kính các đoạn trục Đối với tang dẫn động, lực căng S1 và S4 tác dụng lên trục Ta tiến hành dời 2 lực này lên trục và lực S1 được phân tích thành 2 lực theo phương x và y
Hình 8.3 Các lực căng tác dụng lên trục Góc tạo bởi lực S1 và trục Oy: 210 ° − 180 ° = 30°
Tổng lực tác dụng theo phương y: Sy = S1y = 1254,87 N và theo chiều S1y. Tổng lực tác dụng theo phương x: Sx = S4 − S1x = 5391,5 N và theo chiều S4
Hình 8.4 Tải trọng trục tang dẫn động Trong mặt phẳng Oyz, vì lực Sy nằm ối xứng với hai ổ nên:
2 b7,44 (N) Trong mặt phẳng Oxz, ta có phương trình cân bằng momen:
1000 53,872( N ) Phương trình cân bằng lực theo trục x:
Vẽ biểu d9ồ moment uốn, xoắn cho trục 1, với:
Hình 8.5 Biểu đồ momen trục tang dẫn động
8.11.5 Tính toán moment uốn tổng và moment tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục
Moment tương đương tại các tiết diện được xác định theo công thức:
⟹M tdD3 ¿ 0 Nm Đường kính trục được xác định theo công thức:
Theo tiêu chuẩn kết cấu, chúng tôi đã chọn các tiết diện với các giá trị: dB3 = dD3 = 60 mm, dC3 = 72 mm, và dA3 = 55 mm Việc kiểm tra cho thấy tất cả các đường kính đều nhỏ hơn 100 mm, do đó việc chọn [σ] = 50 MPa là hợp lý.
8.11.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
Hệ số an toàn của trục truyền ược xác ịnh theo công thức: s = s σ s τ
Giới hạn mỏi uốn và xoắn của vật liệu: σ−1 = 0,436σb = 0,436 × 850 = 370,6 (MPa) τ−1 ≈ 0,58σ−1 = 214,95 (MPa) Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
Do trục quay nên ứng suất uốn thay ổi theo chu kỳ đối xứng σ a =σ max = M × 10 3
W ;σ m =0 Với W là momen cản uốn Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều τ a = τ m = τ max
Với Wo là momen cản xoắn.
Dựa vào biểu ồ momen hình 8.5, ta có thể thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra độ bền mỏi: Tiết diện A3 và B3
Chọn kiểu lắp ghép: Ổ lăn lắp lên trục theo k6; đối với nối trục lắp lên trục theo k6 kết hợp với lắp then
Kích thước của then và giá trị của momen cản uốn cùng momen cản xoắn đối với các tiết diện trục được xác định dựa trên thông tin từ bảng 9.1 và bảng 10.6.
Bảng 8.3 Momen cản xoắn W và momen cản uốn Wo của các tiết diện trục
Trục có 1 rãnh then (Tiết diện A 3)
Trục tiết diện tròn (Tiết diện C 3)
Trong đó: t: Chiều sâu rãnh then trên trục b x h: Kích thước tiết diện then
Bảng 8.4 Kích thước then, giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn
Tiết diện Đường kính trục, mm b × h, mm 2 t1, mm W, mm 3 Wo, mm 3
Các hệ số Kσd, Kτd được tính theo công thức:
Trong đó: εσ, ετ: Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, chọn từ bảng 10.10[1]
Bảng 8.6 Trị số của hệ số kích thước εσ, ετ
6 0,76 Ψσ, Ψτ: Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu ở bảng 10.7[1]: Ψσ = 0,1; Ψτ = 0,05
Kσ, Kτ: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then ở bảng 10.12[1]:
Theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt ứng với phương pháp gia công tiện và Ra đạt 0,63 ÷ 2,5 mm: Kx = 1,1
Vì không sử dụng phương pháp tăng bền nên hệ số tăng bền bề mặt Ky = 1
Theo bảng 10.11[1], ứng với kiểu lắp đã chọn và σb = 850 MPa, ta chọn được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm
Bảng 8.7 Kết quả kiểm nghiệm các tiết diện trục
7 Các giá trị trên đều lớn hơn hệ số an toàn cho phép [s] = 2,5 ÷ 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục
8.11.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh ta kiểm nghiệm trục theo thuyết bền 4: σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ ] qt
Trong đó: σ td =0,8σ ch =0,8.540F4Mpa(ứng suất quá tải cho phép) σ = M
Với M td = M tdC3 ;d = d C 3 là momen tương đương và đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm nhất.
0,1 72 3 E, ,723Mpa QB3 nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ D3
Thời gian làm việc tương ương tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán của ổ:
Do Ctt < C = 130 kN → Đảm bảo khả năng tải động của ổ 3612 Tuổi thọ thực sự của ổ được tính theo công thức:
Thời gian làm việc bằng giờ thực sự của ổ:
8.13.1.4 Kiểm nghiệm số vòng quay tới hạn của ổ
Số vòng quay tới hạn của ổ được tính theo công thức: n t h = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m
[ d m n ¿= 4 , 5 10 5 ( Trabảng 11.7[ 1 ] với ổ bi đỡ 1 dãy bôitrơn bằng mỡ ) d m : đường kính tâm con lăn. d m =d+D
2 mm k 1 =1 vìd m 5000 giờ
Do đó n = 39,391 vg/ph < n t h thỏa.