Môn học Đồ án thiết kế máy là một môn học giúp cho sinh viên chuyên ngành Cơ Khí cónhững kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí, để từ đó có cách nhìn về hệ th
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn hiệu suất của hệ thống:
Hiệu suất truyền động của hệ thống: η = ηkn × η 2 × ηx × η 5 (1.1) br ol
Theo bảng 2.3 trong tài liệu số (II), hiệu suất khớp nối đạt ηkn = 0,98, hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ là ηbr = 0,96, hiệu suất bộ truyền xích là ηx = 0,96, và hiệu suất của ổ lăn là ηol = 0,99.
Ta được: η = ηkn × η 2 × ηx × η 5 = 0,98 × 0,97 2 × 0,96 × 0,99 5 = 0,8418 br ol
Tính công suất cần thiết:
Công suất làm việc trên trục xích tải:
Công suất tương đương (công suất tính toán): n T i 2
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Xác định số vòng quay sơ bộ và chọn động cơ điện:
Số vòng quay trục bộ phận công tác:
Tỷ số truyền của hệ thống: uht = uhgt × ux (1.6)
Chọn tỉ số truyền theo tiêu chuẩn trong bảng 2.4 tài liệu số (II), với tỉ số truyền bộ truyền xích ux = 2 và tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ uhgt = 10 Từ đó, ta có tỉ số truyền tổng hợp uht = ux × uhgt = 2 × 10 = 20.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: vòng nsb = nlv × uht = 136,8889 × 20 = 2737,778 ( phút) Động cơ điện phải có thông số thoã mãn:
Pđc ≥ 8,9806 kW vòng n đc ≈ n sb nđc ≈ 2737,778 ( phút)Tra bảng P1.3 tài liệu [II] ta chọn: Động cơ 4A160S2Y3
Các thông số động cơ điện:
Tên động cơ Công suất
Vận tốc quay (vg/ph)
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
Tỉ số truyền của hệ thống: n đ u ht = u x × u hgt =c lv
Với TST của hộp uhgt = 10 thì HGT phân đôi có: Tra bảng 3.1 tài liệu số [II].
Tỉ số truyền cấp nhanh: u1 = 3,58
Tỉ số truyền cấp chậm: u2 = 2,79
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền hệ thống: uht∗ = ux × uhgt = 𝑢𝑥 × u1 × u2 = 2,14 × 3,58 × 2,79 = 21,37
Công suất trên các trục:
Tại trục động cơ có Pđc = 14,0525 𝑘𝑊 < 15kW (hợp lí)
Số vòng quay trên các trục: nI = 𝑛đ𝑐 = 2930 vòng(phút) u
Tính moment xoắn trên các trục:
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Số vòng quay: nIII = 293,3462(vòng/ phút)
Chọn loại xích: Bộ truyền xích ống con lăn.
Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Theo bảng 5.4, với ux = 2,79, số răng đĩa nhỏ z1 = 29 − ux × 2 = 23,42 (2.1)
Do đó số răng của z2 = ux × z1 = 23 × 2,79 = 64.17 < zmax = 120
Tỉ số truyền thực tế:
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền: z ut =2 1 e= 2,83 23
Sai số có thể chấp nhận được.
Theo công thức (5.3), công suất tính toán:
%= 1,0870 – Hệ số số răng.(2.4) 23 200 kn n
= = 0,6818– Hệ số số vòng quay(2.5) 293,3462 k = k0 × ka × kđc × kbt × kđ × kc (2.6) z
Tra bảng 5.6 và bảng 5.7 tài liệu số [II] k0 = 1 − Đường nối 2 tâm đĩa xích so với đường nằm ngang
Để tối ưu hóa hiệu suất làm việc, cần điều chỉnh khoảng cách trục a = 40p và vị trí trục bằng đĩa xích Phương pháp bôi trơn phải đáp ứng yêu cầu trong môi trường có bụi, với tải trọng va đập nhẹ Cuối cùng, quy trình làm việc chỉ cần thực hiện trong 1 ca.
Như vậy: k = k0 × ka × kđc × kbt × kđ × kc = 1 × 1 × 1 × 1,3 × 1,5 × 1 1,95
Pt = PIII × k × kz × kn = 12,3148 × 1,95 × 1,0870 × 0,6818 17,7971 kW Theo bảng 5.5 tài liệu số [II] với n01 = 200 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt < [P] = 19,3 kW Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu số [II], p < pmax
Khoảng cách trục a = 40p = 40 × 31,75 1270 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích:
4 × π 2 × 1270= 125,11 Chọn số mắt xích chẵn x = 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a ∗ = 0,25 × p × {xc − 0,5 × (z2
− 23)] 2 − 2 × [ 65 − 23 2 π ] } as = 1470,7 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng
Số lần va đập của xích (5.14) i = z 1 × n III
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: s = Q kđFt + F0 +
Theo bảng 5.2 tài liệu số [II], tải trọng phá hỏng Q = 88,5 kN, khối lượng 1 mét xích q = 3,8 kg kđ = 1,2 − Hệ số tải trọng động
Chọn chế độ làm việc trung bình, tải trọng mở máy bằng 150% so với tải trọng danh nghĩa
Lực căng F0 do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, với hệ số kf phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền Cụ thể, kf = 6 cho bộ truyền nằm ngang, trong khi các giá trị kf khác là 4, 2 và 1 tương ứng với bộ truyền nghiêng dưới 40 độ, nghiêng trên 40 độ và bộ truyền thẳng đứng Độ võng f thường được sử dụng trong khoảng (0,01 0,02)a, với a là khoảng cách trục tính bằng mét.
Fv − lực căng do lực li tâm sinh ra, N
Fv = q × v 2 = 3,8 × 3,08 2 = 36,0483 N (2.13) Suy ra: s = Q kđ × Ft + F0 +
Theo bảng 5.10 tài liệu [II] với n = 200 vòng/phút thì hệ số an toàn [s] 8,5 Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Tính các đường kính đĩa xích: Đường kính vòng chia của đĩa xích: d1 = p 31,75 π =sin ( ) π = 233,1702 mm (2.14) sin (z 1 ) p 23
= π = 657,1679 mm sin (65) Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích: π π da1 = p × [0,5 + cotg ( z
)] = 246,8734 mm (2.15a) da2 = p × [0,5 + π cotg ( )] = 31,75 × [0,5 + cotg ( π)] = 672,2754 mm(2.15b) z2 65 Đường kính vòng đáy của đĩa xích: df1 = d1 − 2 × r = 233,1702 − 2 × 9,6226 = 213,925 mm
Tra d1 = 19,05 mm tại bảng 5.2 tài liệu số [II]
Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc:
(2.17) kr − hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z
Với z = 23 ta dùng phép nội suy tính ra:
Ft = 3800 N − lực vòng kđ = 1,2 − Hệ số tải trọng động kd − hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 ( xích 1 dãy)
(𝑡𝑟83 𝑇𝐿𝐼𝐼) Fvđ − lực va đập trên m của dãy xích (m = 1), N
A − diện tích chiếu của bản lề, mm 2 , tra bảng 5.12, A
= 262 mm 2 E − modun đàn hồi, MPa
Với E1 và E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa, chúng tôi chọn thép làm vật liệu cho cả hai thành phần này, do đó E1 = E2 = 2,1 × 10^5 MPa.
Thép 45 được tôi luyện để đạt độ rắn HB210 sẽ cho phép ứng suất tiếp xúc [σH] đạt 600MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự, ứng suất tiếp xúc σH 2 cũng phải nhỏ hơn hoặc bằng [σH] với cùng loại vật liệu và quy trình nhiệt luyện.
Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo 5.20, lực tác dụng lên trục:
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH.
Số vòng quay trục dẫn: nI = 2930 vòng/phút
Số vòng quay trục bị dẫn: nII = 818,4358 vòng/phút
Moment xoắn: TI = 44437,4864 (Nmm); TII = 151195,8849 (Nmm)
Thời gian làm việc Lh = 5 × 281 × 8 × 1 = 11240 giờ
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Chọn vật liệu cho hộp giảm tốc là rất quan trọng; việc sử dụng bộ truyền kín được bôi trơn tốt giúp giảm thiểu hư hỏng, chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng Do đó, thiết kế cần được thực hiện dựa trên ứng suất tiếp xúc để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Khi chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn, thép 45 tôi được lựa chọn để cải thiện độ rắn đạt HB241 Thép này có σch = 580 MPa và σb = 850 MPa Dựa vào bảng 6.1, ta xác định độ rắn trung bình cho từng bánh dẫn phù hợp.
Bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình H1 = 250 HB
Dựa vào quan hệ H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15)HB
Ta chọn độ rắn trung bình cho bánh bị dẫn H2 = 235 HB
Tính toán số chu kỳ cơ sở, số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NF0 − Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NF0 = 4 × 10 6 đối với tất cả các loại thép.
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng của bánh chủ động
T max Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh ở đây có 1 lần ăn khớp.
T max Với mF = 6 là số bậc của đường cong mỏi khi độ cứng nhỏ hơn 350HB
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng của bánh bị động.
Do N FE1 > N FO1 và N FE2 > N FO2 , N HE1 > N HO1 và N HE2 > N HO2
Nên K FL1 = K FL2 = K HL1 = K HL2 = 1
KFL, KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Tính các giá trị ứng suất:
Theo bảng 6.13 giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau: σ0Hlim = 2HB + 70 (3 1.3) σ0Hlim1 = 2HB + 70 = 2 × 250 + 70 = 570MPa σ0Hlim2 = 2HB + 70 = 2 × 235 + 70 = 540MPa σ0Flim = 1,8HB (3
1.4) σ0Flim1 = 1,8HB = 1,8 × 250 450 MPa σ0Flim2 = 1,8HB = 1,8 ×
235 = 423 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Khi tôi cải thiện thì SH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh chủ động.
= × 1 = 466,3636 MPa 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh bị động.
= × 1 = 441,8182 MPa 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
Xác định điều kiện giá trị
[σH]min ≤ [σH] ≤ 1,25 × [σH]min 441,8182 ≤ 454,2567 ≤ 552,2728 Trong đó [σH]min là giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị [σH1], [σH2].
[σH]min = [σH2] = 441,8182 MPa Thỏa mãn điều kiện. Ứng suất uốn cho phép:
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng với các ổ trục nên 𝚿 ba = 0,3 ÷ 0,5 Chọn 𝚿 ba
Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
3 TI × KHβ aω = Ka × (uI + 1) × √ ba× [σH
Theo bảng 6.4 tài liệu [II] ta chọn KHβ = 1,04 và KFβ = 1,08
Chọn Ka = 43 (2 bánh răng đều làm bằng thép)
Ta chọn khoảng cách trục aω = 160 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3 mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 35° trong đó 40° ≥ β ≥ 30°.
Ta chọn số răng z1 = 19 răng
Số răng z2 = uI × z1 = 3,58 × 19 = 68,02 Lấy z2 = 69 răng
Tính lại góc nghiêng răng: β = arcosm × (z2 + z1) 2 × aω arcos
30° Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: u ∗ = z 2
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Sai số có thể chấp nhận được
Tính lại khoảng cách trục:
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng bao gồm đường kính vòng chia và đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng chia được tính như sau: mz1 = 3 × 19 d1 cosβ cos34,41° = 69,1 mm và mz2 = 3 × 69 d2 cosβ cos34,41° = 250,9 mm Đường kính vòng đỉnh được xác định bằng công thức: da1 = d1 + 2m = 69,1 + 3 × 2 = 75,1 mm và da2 = d2 + 2m = 250,9 + 3 × 2.
= 256,9 mm Đường kính vòng đáy: df1 = d1 − 2,5 × m = 69,1 − 2,5 × 3 = 61,6 mm df2 = d2 − 2,5 × m = 250,9 − 2,5 × 3 = 243,4 mm
Chiều rộng vành răng: b2 = bω = 𝚿 ba × aω = 0,4 × 160 64 mm b1 = b2 − 5 = 64 − 5 = 59 mm
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Trên bánh chủ động: σ = ZM × Z H × Z 𝝴 × √2 × T I × K H ×
ZM − hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng.
Do cặp bánh răng đều bằng thép nên ZM = 274 (MPa) 1/3
ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
Trong đó: sin (2 × αtw) sin (2 × 23,8°) αt = αtw arctg ( tg(α
Theo công thức arctg, tg(20°) cho kết quả 23,8° Dựa theo TCVN 1065 - 71, góc α được xác định là 20°, và tgβb tính theo công thức tgβb = cosαt × tgβ = cos23,8° × tg34,41° cho giá trị 0,63, từ đó suy ra βb là 32,1° Hệ số Z 𝝴 được xác định để xem xét ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng.
Hệ số trùng khớp dọc: sinβ εβ = bω × m × π 64 ×
Ta tính gần đúng ε 𝝰 theo công thưc sau:
+1,37 69)] × cos34,41° dω1 − đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh chủ động
Chọn Kd = 67,5 MPa 1/3 − hệ số trùng khớp và vật liệu chế tạo bánh răng KH − hệ số tải trọng tính.
KH𝝰 = 1,09 ( bảng 6.14 tài liệu [II]) ε z
Trong đó tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [II] ta có:
I δH − hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp δH = 0,002 go − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 go = 47 π × dω1 × nI v = 60000 π × 69,87 ×
Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:
Theo bảng 6.13 tài liệu [II] ta thấy vận tốc v = 10,72 nhỏ hơn 15 m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác cần thiết là 7
Kiểm nghiệm lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
𝑍𝑅 là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Chọn 𝑍𝑅 = 1
𝑍𝑉 là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
𝐾𝑙 là hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn Chọn 𝐾𝑙 1 KHL − hệ số tuổi thọ Tính bên trên ta có 𝐾𝐻𝐿 = 1
𝐾𝑥𝐻 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Dể dàng thấy được 𝜎 𝐻 ≤ [𝜎𝐻] thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn:
Trên bánh chủ động: σ = 2 × TI × K F1 × Y 𝝴 × Yβ × YF1
Y 𝝴 𝝰 =răng.= 0,73 − hệ số kể đến sự trùng khớp của (3.1.32) 1,37 β°
= 0,75 − hệ số kể đến độ nghiêng của răng (3.1.33) 140 ε
Hệ số dạng răng YF1 và YF2 của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Cụ thể, với công thức zi zvi cos 3 β, số răng của bánh 1 là z1 = 19 và số răng của bánh 2 là z2 = 69, tương ứng với các giá trị z v1 và z v2 được tính toán theo cos 3 β với góc 34,41°.
Hệ số dịch chỉnh ta chọn bằng 0.
Tra bảng 6.18 tài liệu [II] suy ra YF1 = 3,8 và YF2 = 3,6
KF − hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ × KF𝝰 × KFv
KFβ − hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn KFβ = 1,08
KF𝝰 −hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
KFv −hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. v𝐹 × bω × dω1 20,21 × 64 × 69,87
Hệ số δF được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, với giá trị δF = 0,006 Hệ số go, đại diện cho sai lệch các bước răng của bánh 1 và 2, có giá trị là 47.
Ta tính ứng suất uốn trên bánh chủ động:
64 × 69,87 × 3 = 32,53 MPa ≤ [σ F1 ] = 257,1429 MPa Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động: σ = σ F 1 × Y F2
Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để ngăn ngừa biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax cần phải được kiểm soát không vượt quá giá trị cho phép Công thức tính ứng suất này là σ Hmax = σH × √K qt, với σH = 261,55 MPa và K qt = 1, dẫn đến σ Hmax = 261,55 MPa, đảm bảo rằng σ Hmax ≤ [σH]max.
Giá trị ứng suất tối đa tại mặt lượn chân răng được tính bằng công thức [σH]max = 2,8 × σch = 2,8 × 580 = 1624 MPa Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép, được xác định bằng σ Fmax = σF × √K qt = 32,53 × √1 = 32,53 MPa, đảm bảo rằng σ Fmax ≤ [σF]max.
[σF]max = 0,8 × σch = 0,8 × 580 = 464 MPa (3.1.43)Thỏa mãn điều kiện kiểm nghiệm răng về quá tải
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
Số vòng quay trục dẫn: nII = 818,4358 vòng/phút
Số vòng quay trục bị dẫn: nIII = 293,3462 vòng/phút
Moment xoắn: TII = 151195,8849 (Nmm); TIII = 400913,19 (Nmm)
Thời gian làm việc Lh = 5 × 281 × 8 × 1 = 11240 giờ
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Chọn vật liệu cho hộp giảm tốc là rất quan trọng, đặc biệt khi sử dụng bộ truyền kín với hệ thống bôi trơn tốt Hư hỏng chủ yếu xảy ra ở dạng tróc rỗ bề mặt răng, do đó cần tiến hành thiết kế dựa trên ứng suất tiếp xúc để đảm bảo hiệu suất và độ bền của thiết bị.
Khi chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn, thép 45 tôi được lựa chọn để cải thiện độ rắn đạt HB241 Thép này có σch = 580 MPa và σb = 850 MPa Dựa vào bảng 6.1, chúng ta xác định độ rắn trung bình cho từng bánh dẫn.
Bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình H5 = 250 HB
Dựa vào quan hệ H5 ≥ H6 + (10 ÷ 15)HB
Ta chọn độ rắn trung bình cho bánh bị dẫn H4 = 235 HB
Tính toán số chu kỳ làm việc cơ sở, số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NF0 − Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NF0 = 4 × 10 6 đối với tất cả các loại thép.
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng của bánh chủ động Theo công thức 6.7
Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh ở đây có 1 lần ăn khớp.
Với mF = 6 là số bậc của đường cong mỏi khi độ cứng nhỏ hơn 350HB
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng của bánh bị động.
Do N FE5 > N FO5 và N FE6 > N FO6 , N HE5 > N HO5 và N HE6 > N HO6
Nên K FL5 = K FL6 = K HL5 = K HL6 = 1
KFL, KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Tính các giá trị ứng suất:
Theo bảng 6.13 giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau: σ0Hlim = 2HB + 70 (3.2.3) σ0Hlim5 = 2HB + 70 = 2 × 250 + 70 = 570MPa σ0Hlim6 = 2HB + 70 = 2 × 235 + 70 540MPa σ0Flim = 1,8HB
(3.2.4) σ0Flim5 = 1,8HB = 1,8 × 250 450 MPa σ0Flim6 = 1,8HB = 1,8 ×
235 = 423 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Khi tôi cải thiện thì SH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh chủ động.
= × 1 = 466,3636 MPa 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh bị động.
= × 1 = 441,8182 MPa 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻6] = 441,8182 MPa Ứng suất uốn cho phép:
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng với các ổ trục nên 𝚿 ba = 0,3 ÷ 0,5 Chọn 𝚿 ba
Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng:
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
Chọn Ka = 49,5 (2 bánh răng đều làm bằng thép) tra bảng 6.5 tài liệu [II]
Ta chọn lại khoảng cách trục aω2 = 200 mm
Modun răng: m2 = ( 0,01 ÷ 0,02) × aω2 = ( 0,01 ÷ 0,02) × 200 = 2 ÷ 4 (mm) (3.2.9) Theo tiêu chuẩn ta chọn m2 = 3 mm
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
Số bánh răng dẫn: z5 + z6 134 z5 II
Số bánh răng bị dẫn: z6 = 167 − z5 = 134 − 36 = 98 răng (3.2.12)
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: u ∗ = z 6
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Sai số có thể chấp nhận được Đường kính vòng chia:
𝑑6 = 𝑚2 × 𝑧6 = 3 × 98 = 294 𝑚𝑚 (3.2.15b) Đường kính vòng đỉnh: da5 = d5 + 2 × m2 = 108 + 3 × 2 = 114 mm
Chiều rộng vành răng: b5 = bω2 = 𝚿 ba × aω2 = 0,4 × 200 = 80 mm
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Trên bánh chủ động: σ = ZM × Z H × Z 𝝴 × √2 × T II × K H ×
ZM − hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng Do cặp bánh răng đều bằng thép nên ZM = 274
MPa 1/3 ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
H Trong đó: sin (2 × αtw) tg(α) sin (2 ×
20°) tg(20°) αt = αtw arctg ( arctg ( cos(β) cos() 0)
) = 20° (3.2.20) α − góc profin gốc Theo TCVN 1065 − 71, α = 20° tgβb = cosαt × tgβ = cos20° × tg0° = 0 ⟹ βb = 0°
(3.2.21) Z 𝝴 là hệ số xét đến ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: sinβ sin0° εβ = bω2 ×
Ta tính gần đúng ε 𝝰 theo công thưc sau:
36 98 dω5 − đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh chủ động
Chọn Kd = 77 MPa 1/3 − hệ số trùng khớp và vật liệu chế tạo bánh răng.
Theo bảng 6.4 tài liệu [I] ta chọn KHβ = 1,03 và KFβ 1,05 KH − hệ số tải trọng tính.
KH𝝰 = 1,09 tra bảng 6.14 tài liệu [I] v 𝐻 × b ω2 × d ω5 12,86 × 80 × 105,54
Theo bảng 6.15 và 6.16 trong tài liệu [II], hệ số δH phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, với giá trị δH = 0,006 Hệ số này cũng tính đến sai lệch giữa các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Công thức tính go là 56 π × dω5 × nII, trong đó v được xác định là 60000 π × 105,54 × 818,4358.
Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:
Theo bảng 6.13 ta thấy vận tốc v = 4,52 nhỏ hơn 6 m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác cần thiết là
Kiểm nghiệm lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
𝑍𝑅 là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Chọn 𝑍𝑅 = 1
𝑍𝑉 là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
𝐾𝑙 là hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn Chọn 𝐾𝑙 = 1
𝐾𝐻𝐿 − ℎệ 𝑠ố 𝑡𝑢ổ𝑖 𝑡ℎọ Tính bên trên ta có 𝐾𝐻𝐿 = 1
𝐾𝑥𝐻 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Dể dàng thấy được 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn:
2 × TII × K𝐹 × Y 𝝴 × Yβ × YF5 σ F5 Trên bánh bị động: b ω
Y 𝝴 𝝰 =răng.= 0,56 − hệ số kể đến sự trùng khớp của (3.2.34) 1,78 β° 0
140 = 1 − hệ số kể đến độ nghiêng của răng.(3.2.35) ε
Hệ số dạng răng YF5 và YF6 của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Cụ thể, với z5 là 36 răng và z6 là 98 răng, ta có các công thức: z5 = 36 zv5 cos³(β) cos³(0) và z6 = 98 zv6 cos³(β) cos³(0).
Hệ số dịch chỉnh ta chọn bằng 0.
Tra bảng 6.18 suy ra YF5 = 3,7 và YF6 = 3,6
KF − hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ × KF𝝰 × KFv
KFβ − hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn KFβ = 1,05 − bảng 6.4
KF𝝰 −hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
KFv −hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. v F × b ω2 × d ω5 34,29 × 80 × 105,54
Trong bảng 6.16 tài liệu [II], hệ số δF được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, với giá trị δF = 0,016 Hệ số này phản ánh sự ảnh hưởng của sai lệch giữa các bước răng bánh 1 và 2, trong đó go = 56.
Ta tính ứng suất uốn trên bánh chủ động:
80 × 105,54 × 3 = 56,65 MPa ≤ [σ F5 ] = 257,1429 MPa Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động:
Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để ngăn chặn hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, cần đảm bảo rằng ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không vượt quá giá trị cho phép Cụ thể, ứng suất này được tính theo công thức σ Hmax = σ𝐻 × √Kqt, với σ𝐻 = 344,86 MPa và Kqt = 1, dẫn đến σ Hmax = 344,86 MPa, phải nhỏ hơn hoặc bằng [σH]max.
Giá trị ứng suất tối đa cho phép tại mặt lượn chân răng được tính toán là [σH]max = 2,8 × σch = 2,8 × 580 = 1624 MPa Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng cần đảm bảo không vượt quá giá trị cho phép, cụ thể là σ Fmax = σ𝐹 × √K qt = 56,65 × √1 = 56,65 MPa ≤ [σF]max.
[σF]max = 0,8 × σch = 0,8 × 580 = 464 MPa (3.2.45) Thỏa mãn điều kiện kiểm nghiệm răng về quá tải Điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp:
Mức dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 = 2.25) của bánh răng 2
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC TRỤC:
Chọn vật liệu cho các trục là thép 45 tôi cải thiện với độ bền kéo σb đạt 850 MPa và độ bền nén 𝜎𝑐ℎ là 580 MPa Ứng suất xoắn cho phép dao động từ 15 đến 30 MPa, trong đó cần lấy trị số nhỏ cho trục vào của hộp giảm tốc và trị số lớn cho trục ra.
Chọn sơ bộ đường kính trục
Momen xoắn trên trục I: 𝑇𝐼 = 44437,4864 Nmm
Momen xoắn trên trục II: 𝑇𝐼𝐼 = 151195,8849
Nmm Momen xoắn trên trục III: 𝑇 𝐼𝐼𝐼 400913,119 Nmm
30 = 40,58 (mm) (4.3) Chọn d 3sb = 60 mm ⟹ [σ] = 50 Đường kính trục động cơ điện: dđc = (0,3 .0,35) × a = (0,3 .0,35) × 160 = 48 … 56 mm (4.4) Chọn dđc = 52 mm Đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc: dv = (0,8 .1,2) × dđc = (0,8 .1,2) × 52 = 41,6 … 62,4 mm (4.5)
Xác định chiều dài các trục
Theo bảng 10.3 tài liệu [II] ta chọn được khoảng cách:
Chọn 𝑘1 = 15: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
Chọn 𝑘2 = 10: Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc).
Chọn 𝑘3 = 15: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ Chọn ℎ𝑛 = 18 : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Chiều rộng ổ lăn chọn sơ bộ theo đường kính sơ bộ tra bảng 10.2 tài liệu [II].
Xác định chiều dài các mayơ
Chiều dài mayo cho các bánh răng và đĩa xích tải được tính toán dựa trên đường kính của trục Cụ thể, chiều dài mayo cho bánh răng trụ răng nghiêng 1 ở trục I (lm11) là 60 mm, trong khi bánh răng trụ răng nghiêng 1 và 2 ở trục I (lm12 và lm13) đều có chiều dài là 40 mm Tại trục II, chiều dài mayo cho bánh răng trụ răng nghiêng 1 (lm22), bánh răng trụ răng thẳng (lm23) và bánh răng trụ răng nghiêng 2 (lm24) đều được chọn là 72 mm Đối với trục III, chiều dài mayo cho bánh răng trụ răng thẳng (lm32) được chọn là 90 mm, trong khi chiều dài mayo cho đĩa xích tải (lm33) cũng là 90 mm.
Tính toán khoảng cách các trục
Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:
𝑙22 = 0,5 × (𝑙𝑚22 + 𝑏02) + 𝑘1 + 𝑘2 = 0,5 × (72 + 27) + 15 + 10 = 74,5 𝑚𝑚 (4.7) Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng thẳng:
𝑙23 = 0,5 × (𝑙𝑚22 + 𝑙𝑚23) + 𝑘1 + 𝑙22 = 0,5 × (72 + 72) + 15 + 74,5 = 161,5 𝑚𝑚 (4.8) Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai:
𝑙24 = 2 × 𝑙23 − 𝑙22 = 2 × 161,5 − 74,5 = 248,5 𝑚𝑚 (4.9) Khoảng cách trục tính từ gối đỡ 0 đến gối đỡ thứ 1.
Khoảng cách từ ổ 0 đến bánh răng trụ răng thẳng:
Khoảng cách trục từ ổ 0 đến gối đỡ thứ 1:
𝑙31 = 𝑙21 = 323 𝑚𝑚 (4.12) Khoảng cách từ ổ 1 đến xích tải:
Khoảng cách trục từ ổ 0 đến gối đỡ thứ 1:
𝑙11 = 𝑙21 = 323 𝑚𝑚 (4.14) Khoảng cách từ khớp nối đến ổ 0:
(4.15) Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:
𝑙12 = 𝑙22 = 74,5 𝑚𝑚 (4.16) Khoảng cách trục tính từ ổ 0 tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai:
Xác định trị số lực tác dụng lên bánh răng:
Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng:
Lực tác dụng lên bánh răng thẳng:
|𝐹 𝑟5 | = |𝐹 𝑟6 | = 𝐹 𝑡5 × cos (𝜎) = 2799,92 × cos (0) = 1019,09 𝑁 (4.22) Lực tác dụng do bộ truyền xích gây nên:
Moment do từng bánh răng tác dụng lên trục:
Lực tác dụng của nối trục:
Dựa vào bảng 16-10a tài liệu [III] ta chọn được 𝐷0 = 71 𝑚𝑚 = 𝐷𝑡
Tính toán các phản lực có trên trục:
Tính toán đường kính tại các vị trí của trục I
Moment tương đương tại các tiết diện:
Do tại E là vị trí lắp nối trục nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 18,795 mm Chọn đường kính trục tại E theo tiêu chuẩn là: 19 mm
𝑀𝑡𝑑𝐴 = √0 2 + 27187,5 2 + 0,75 × 44437,4864 2 = 47118,76 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục tại A và B Do tại A có moment tương đương lớn hơn tại B nên ta chọn ổ lăn theo A.
Ta chọn đường kính trục tại A và B theo tiêu chuẩn là: 25 mm
Tại C là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 20,99 mm
Ta chọn đường kính trục tại C theo tiêu chuẩn là: 26 mm
Tại D (vị trí tiết diện nguy hiểm)
Tại D là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 22,1 mm
Ta chọn đường kính trục tại D theo tiêu chuẩn là: 26 mm
Biểu đồ moment trục II:
Tính toán đường kính tại các vị trí của trục II
Tại C là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 35,46 mm
Ta chọn đường kính trục tại C theo tiêu chuẩn là: 40 mm
Tại F: Vị trí tiết diện nguy hiểm
Tại F là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 40,84 mm
Ta chọn đường kính trục tại F theo tiêu chuẩn là: 45 mm
Tại D là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 35,46 mm
Ta chọn đường kính trục tại D theo tiêu chuẩn là: 40 mm
Ta chọn đường kính của ổ lắn tại A và B là 𝑑𝐴 = 𝑑𝐵 = 35 𝑚𝑚
Biểu đồ moment trục III:
Tính toán đường kính tại các vị trí của trục III
Tại F là vị trí lắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 48,86 mm
Ta chọn đường kính trục tại F theo tiêu chuẩn là: 52 mm
Tại B vị trí tiết diện nguy hiểm
𝑀𝑡𝑑𝐵 = √408595 2 + 0 2 + 0,75 × 400913,119 2 = 536188,7455 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục tại A và B Do tại B có moment tương đương lớn hơn tại A nên ta chọn ổ lăn theo B.
Ta chọn đường kính trục tại A và B theo tiêu chuẩn là: 50 mm
Tại H là vị trí lắp xích tải nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 43,155 mm
Do tất cả các trục đều nằm trong hộp giảm tốc, việc chọn then bằng là cần thiết Để đảm bảo tính đồng bộ trong công nghệ, cần lựa chọn then giống nhau cho các trục cùng một hộp Kiểu lắp k6 được khuyến nghị cho sự ổn định và hiệu suất tối ưu.
𝑊𝑗 moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then
𝑊 𝑜𝑗 là moment cản xoắn được tính cho trục có 1 rãnh then
Do đặc tính tải trọng nhẹ và lắp cố định, vật liệu mayơ được làm bằng thép với ứng suất dập cho phép [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎 và ứng suất cắt cho phép [𝜎𝑐] = 40 … 60 𝑀𝑃𝑎 Khớp nối trên trục I là một phần quan trọng trong hệ thống này.
Bánh răng nghiêng trên trục I:
Bánh răng nghiêng trên trục II:
Bánh răng thẳng trên trục II:
Bánh răng thẳng trên trục III:
Xích tải trên trục III
Kiểm nghiệm độ bền dập theo
𝑑𝑙 (ℎ − 𝑡 ) ≤ [𝜎𝑑] (4.57) Kiểm nghiệm độ bền cắt theo 𝑡
Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục:
Tiết diện Đường kính , mm
Loại then, b × h × l T, Nmm t1, mm σd, MPa τc, MPa
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Kết cấu trục được thiết kế nhằm đảm bảo độ bền mỏi theo yêu cầu, với điều kiện hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm phải thỏa mãn các tiêu chuẩn nhất định.
Trong đó [𝑠]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 nhưng ta tăng độ cứng [𝑠] = 2,5 … 3 vì vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục.
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:
𝜎−1 = 0,58𝜎−1 = 0,58.370,6 = 214,95 𝑀𝑃𝑎.(4.63) Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
𝑊𝑗 moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then
Wj: mômen cản uốn được tính cho trục tiết diện tròn:
𝜎𝑎𝑗, 𝜎𝑚𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :
𝜎𝑎𝑗, 𝜎𝑚𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j.
𝑊0𝑗 là momen cản xoắn tính cho trục có 1 rãnh then
𝑊0𝑗 là momen cản xoắn tính cho trục tiết diện tròn
Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi
𝐾𝑥 = 1,10: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt được tiện với độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 ÷ 0,63 ứng giới hạn bền
𝐾𝑦 = 1,9 : hệ số tăng bền dùng phương pháp phun bi tăng bền bề mặt
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn cho trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón được xác định lần lượt là 𝐾𝜎 = 2,01 và 𝐾𝜎 = 1,88, theo bảng 10.12 trong tài liệu [1] trang 199 Ngoài ra, hệ số kích thước εσ và ετ cũng cần được xem xét để đánh giá ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, như được trình bày trong bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198.
Dựa vào kết cấu trục ta phải kiểm tra các tiết diện nguy hiểm về độ bền tại những tiết diện sau:
Trục I: lắp khớp nối trục (tiết diện 11), lắp bánh răng (12,13) và tiết diện lắp ổ lăn
(10) Trục II: tiết diện lắp bánh răng (22,23), tiết diện lắp ổ lắn (21)
Trục III: tiết diện lắp bánh răng (32), lắp ổ lăn (34) và tiết điện lắp xích tải
(33) Thay số liệu vào ta có bảng sau:
Dùng công thức nội suy tính 𝜎𝜎, 𝜎𝜎
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục:
Tỉ số 𝐾𝜎/𝜎𝜎 Tỉ số 𝐾 𝜏 /𝜎𝜎 𝐾 𝜎𝑑 𝐾 𝜎𝑑 𝑆𝜎 𝑆𝜎 S Rãnh then
Vậy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền mỏi.
Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh
𝑀𝑚𝑎𝑥, 𝑇𝑚𝑎𝑥 : momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.
5 400913,119 42,89 16,04 51,10Vậy các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh.
THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ CHỌN KHỚP NỐI
Thông số tại các ổ lăn tại A và B trên trục I:
Tổng lực dọc trục tác dụng 𝐹 𝑎𝑡 = 𝐹 𝑎2 − 𝐹 𝑎1 = 440,50 − 440,50 = 0 𝑁
Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ: Ổ tại A:
Ta chọn sử dụng ổ bi đỡ một dãy để sử dụng làm ổ lắn trong hộp giảm tốc Ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 305 với 𝐶 = 17,6 𝑘𝑁 và 𝐶0 = 11,6 𝑘𝑁
Chọn cấp chính xác cho ổ lăn là 0 Có độ đảo hướng tâm 20 𝜇𝑚 Giá thành tương đối là 1.
Tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
Khả năng tải động tính toán:
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
Lh: Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì Lh = (10 … 25) × 10 3 giờ Chọn các hệ số:
Tra bảng 11.2 tài liệu số [I]
𝐾đ = 1,1 : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng.
𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ.
𝑉 = 1: Hệ số tính đến vòng nào quay (Vòng trong quay)
Do không có lực dọc trục nên X = 1, Y = 0.
Tải trọng quy ước trên ổ:
Khả năng tải động tính toán:
3√1975,992 = 15937,88 (𝑁) ≈ 16 𝑘𝑁 (5.7) Với 𝑚 = 3: bậc của đường cong mõi khi thử về ổ bi đỡ
Theo bảng P2.7 tài liệu số [II] ta có thể chọn được ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 305 với 𝐶 = 17,6 𝑘𝑁 và 𝐶0 = 11,6 𝑘𝑁
Do 𝐶𝑡1 < 𝐶 (15937,88 < 17600) nên ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 305 thỏa mãn.
Kí hiệu d mm D mm B mm 𝑟 mm Đường kính bi, mm C kN 𝐶0 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh:
Khả năng tải tĩnh của ổ: 𝑄𝑡 ≤ 𝐶0
Qt : tải trọng quy ước, được xác định như sau : Đối với ổ bi đỡ 1 dãy, Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị Q0 được tính như sau :
Trong đó: X0, Y0 : hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 tài liệu [I] trang 221, chọn 𝑋0 = 0,6; 𝑌0 = 0,5 ứng với ổ bi đỡ 1 dãy.
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Thiết kế ổ trên trục II
Thông số phản lực tại các ổ lăn A và B
Tổng lực dọc trục tác dụng 𝐹 𝑎𝑡 = 𝐹 𝑎3 − 𝐹 𝑎4 = 440,50 − 440,50 = 0 𝑁
Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ: Ổ tại A:
Do 𝐹𝑟𝐵 = 𝐹𝑟𝐴 nên ⇒ 𝐹𝑟 = 𝐹𝑟𝐵 = 𝐹𝑟𝐴 = 2049,76 (𝑁) ta chỉ cần chọn một trong hai ổ để tính toán.
Việc lựa chọn loại ổ liên quan mật thiết đến việc cố định các vòng ổ theo phương dọc trục, do các gối đỡ trục thường chịu va chạm dọc trục ngẫu nhiên và tải trọng dọc trục F Trục cần di chuyển dọc trục để bù đắp sai số do góc nghiêng của răng trong hộp giảm tốc hoặc do giãn nở nhiệt Ổ lăn được chia thành hai loại: ổ cố định và ổ tùy động Ổ tùy động cho phép trục di chuyển hai phía, trong khi ổ cố định hạn chế di chuyển và chỉ tiếp nhận tải trọng dọc trục Tất cả các loại ổ lăn có thể được sử dụng làm ổ cố định, nhưng chỉ một số loại phù hợp làm ổ tùy động Khi thiết kế hộp giảm tốc bánh răng phân đôi, các trục quay nhanh hơn thường được lắp trên ổ tùy động, như ổ đũa trụ ngắn có ngấn chặn trên vòng trong, giúp trục di chuyển dọc trục để đảm bảo hai cặp bánh răng vào khớp.
Ta chọn sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ để sử dụng làm ổ lắn trong hộp giảm tốc Ta chọn sơ bộ ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 với 𝐶 = 26,5 𝑘𝑁 và 𝐶0 = 17,5 𝑘𝑁
Chọn cấp chính xác cho ổ lăn là 0 Có độ đảo hướng tâm 20 𝜎𝑚 Giá thành tương đối là 1.
Tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
Khả năng tải động tính toán:
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
Lh: Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì Lh = (10 … 25) ×
Tra bảng 11.2 tài liệu số [I]
𝐾đ = 1,1 : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng.
𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ.
𝑉 = 1: Hệ số tính đến vòng nào quay (Vòng trong quay)
Khả năng tải động tính toán:
Với m = 10/ 3: bậc của đường cong mõi khi thử về ổ đũa
Theo bảng P2.11 tài liệu số [II] ta có thể chọn được ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 với 𝐶 = 26,5 𝑘𝑁 và 𝐶0 = 17,5 𝑘𝑁
Do 𝐶𝑡2 < 𝐶 (14985.3327 < 26500 ) nên ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 2207 thỏa mãn
B mm r1 mm r2 mm Đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ 𝑏𝑖, 𝑚𝑚 C kN
Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh:
Khả năng tải tĩnh của ổ: 𝑄𝑡 ≤ 𝐶0
Qt : tải trọng quy ước, được xác định như sau : Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ, Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị Q0 được tính như sau :
(5.17) Trong đó: X0, Y0 : hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 tài liệu [I] trang 221, chọn 𝑋0 = 0,5; 𝑌0 = 0,22𝐶𝑜𝑡𝑔 𝛼ứng với ổ đũa.
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Thiết kế ổ trên trục III
Thông số phản lực tại các ổ lăn A và B
Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ: Ổ tại A:
Do 𝐹𝑟𝐵 > 𝐹𝑟𝐴 nên ⇒ 𝐹𝑟 = 𝐹𝑟𝐵 = 5339,26 (𝑁) ta chọn ổ B để tính toán.
Ta chọn sử dụng ổ bi đỡ để sử dụng làm ổ lắn trong hộp giảm tốc Ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung
Chọn cấp chính xác cho ổ lăn là 0 Có độ đảo hướng tâm 20 𝜎𝑚 Giá thành tương đối là 1.
Tính chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
Khả năng tải động tính toán:
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
L h : Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì L h = (10 … 25) ×
Do không có lực dọc trục nên ta có: X = 1, Y = 0.
Tra bảng 11.2 tài liệu số [I]
𝐾đ = 1,1 : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng.
𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ.
𝑉 = 1: Hệ số tính đến vòng nào quay (Vòng trong quay)
Khả năng tải động tính toán:
Với m = 3: bậc của đường cong mõi khi thử về ổ bi
Theo bảng P2.11 tài liệu số [II] ta có thể chọn được ổ bi đỡ cỡ trung 310 với 𝐶 = 48,5 𝑘𝑁 và
Do 𝐶𝑡2 < 𝐶 (34,2kN < 48,5 𝑘𝑁 ) nên ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 309 thỏa mãn
Kí hiệu d mm D mm B mm r mm Đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ ổ 𝑏𝑖, 𝑚𝑚 C kN C0 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh:
Khả năng tải tĩnh của ổ: 𝑄𝑡 ≤ 𝐶0
Qt : tải trọng quy ước, được xác định như sau : Đối với ổ bi đỡ 1 dãy, Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị Q0 được tính như sau :
Trong đó: X0, Y0 : hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 tài liệu [I] trang 221, chọn 𝑋0 = 0,6; 𝑌0 = 0,5 ứng với ổ bi đỡ một dãy
Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Nối trục đàn hồi là một hệ thống kết nối hai nửa trục thông qua bộ phận đàn hồi, có thể được làm từ kim loại hoặc cao su Bộ phận này giúp giảm thiểu va đập và chấn động, ngăn chặn cộng hưởng do dao động xoắn, đồng thời bù đắp cho độ lệch trục, hoạt động như một nối trục bù hiệu quả.
Momen xoắn trên trục I: TI = 44437,4864 Nmm = 44,4Nm
Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi,mm theo bảng 16-10a tài liệu [III] trang 68.
Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi,mm theo bảng 16-10b tài liệu [III] trang 69.
63,0 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :
Với [𝜎𝑑] = 2 ÷ 4 𝑀𝑃𝑎 ứng suất dập cho phép của cao su, k =1,5 hệ số chế độ làm việc lấy cho hệ thống dẫn động xích tải theo bảng 16-1 tài liệu [III] trang 58.
Vậy nối trục thỏa điều kiện bền dập. Điều kiện sức bền của chốt:
[𝜎𝑢] = 60 ÷ 80𝑀𝑃𝑎 ứng suất cho phép của chốt.
Vậy chốt thỏa điều kiện bền.
THIẾT KẾ VÕ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều dạng khác nhau nhưng đều có chức năng quan trọng như đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.
Chỉ tiêu cơ bản của vỗ 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
Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 (chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập).
Kết cấu của bánh răng được xác định chủ yếu theo yếu tố công nghệ gia công và phương pháp chế tạo phôi bánh răng vật liệu là thép C45.
Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp δ, mm δ= 0,03 aw + 3 = 0,03 200 + 3 = 9> 6 ⇨ δ = 9
Nắp hộp δ1, mm δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 mm ⇨ δ1 = 8 mm.
Chiều cao gân, h h < 58 mm Chọn h = 52 mm Độ dốc Khoảng 2 0 Đường kính : Bulông nền, d1 d1 > 0,04a + 10 = 0,04 200+ 10 = 18 mm Chọn d1 mm, chọn bulông M18.
Chọn d2 = 14 mm, chọn bulông M14 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 d3 = (0,8÷0,9)d2 = (0,8÷0,9).14 = 11,2 ÷12,6 mm Chọn d3 = 12 mm, chọn bulông M12
Chọn d4 = 9 mm và chọn vít M9 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d5 = (0,5÷0,6)d2 = (0,5÷0,6).14 = 7÷ 8,4 mm Chọn d5 = 8 mm và chọn vít M8
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2
Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm
R2 ≈ 1,3.d2 = 1,3.14 = 18,2 mm ⇨ R2 = 18 mm k ≥ 1,2 d2 = 1,2.14 = 16,8 mm ⇨ k = 30 mm bulông đến mép lổ).
Chiều cao h h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3
⇨ K3 = 41 mm Mặt đế: Chiều dày khi không có phần lồi
Khi có phần lồi Dd,
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế hộp,
K1 ≈ 3.d1 ≈ 3.18 = 54 mm q ≥ K1 + 2.δ = 54+2.9 = 72 mm Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành trong hộp Δ ≥ ( 1 1,2).δ = (1 1,2).9 = 9 10,8 mm Chọn Δ = 10 mm
-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ 1 = (3…5).δ = (3…5).9 = 27…45 mm Chọn Δ 1 = 30 mm
-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ 2 ≥ δ = 9, lấy Δ 2 = 10 mm
Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200 ÷ 300) L,B:chiều dài và rộng của hộp.
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
Nắp thông có trục đi qua nắp.
Với nắp thông có thể lồi hoặc phẳng Nắp có thể lồi trong hoặc lồi ngoài tùy không gian giữa nắp và ổ.
Các chi tiết thành phần:
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công và lắp ghép, thường sử dụng bulong vòng gắn trên nắp và thân Việc chọn bulong vòng cần dựa vào khối lượng hộp giảm tốc và khoảng cách trục 𝑎1 = 160 𝑚𝑚; 𝑎2 = 200 𝑚𝑚, với trọng lượng hộp giảm tốc khoảng 300kg Kích thước bulong vòng cũng cần được xác định phù hợp với yêu cầu sử dụng.
Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 Trọng lượng nâng được a
Chốt định vị là yếu tố quan trọng để đảm bảo mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên nắp và thân hộp, giúp duy trì vị trí tương đối của chúng trước và sau khi gia công và lắp ghép Việc sử dụng 2 chốt định vị không chỉ giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông mà còn loại trừ nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ Để đạt hiệu quả tối ưu, cần chọn chốt định vị hình côn với các thông số d, mm, c, mm, l, mm phù hợp.
Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy kín bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước của cửa thăm được lựa chọn theo bảng 18-5.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, do đó cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để thực hiện điều này, nút thông hơi được sử dụng, thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi và hạt mài, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu khi không sử dụng.
Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S D0
Để đảm bảo việc kiểm tra dầu dễ dàng và hiệu quả, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được thiết kế với vỏ bọc bên ngoài nhằm giảm thiểu ảnh hưởng của sóng dầu.
Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ vào cấu trúc đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Chức năng chính của vòng phớt là bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Bên cạnh đó, vòng phớt cũng ngăn chặn sự rò rỉ dầu ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc nhiều vào hiệu quả của vòng phớt.
Vòng phớt được ưa chuộng nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nhược điểm của nó là dễ bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.
Vòng chắn dầu có chức năng ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp, thường được thiết kế với 2 đến 3 rãnh tiết điện tam giác Để đạt hiệu quả tối ưu, vòng cần được lắp đặt cách mép trong thành hộp khoảng 1 đến 2mm, trong khi khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) và mặt ngoài của vòng ren nên duy trì khoảng 0,4mm.
Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Trong các bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc với vận tốc dưới 12m/s, phương pháp bôi trơn ngâm dầu là lựa chọn phù hợp Lượng dầu bôi trơn cần thiết thường dao động từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi kW công suất truyền Đối với bánh răng có vận tốc vòng 10,72 m/s và được làm từ vật liệu thép C45, theo bảng 18-11 trang 100, độ nhớt tương ứng là 57/8 ở nhiệt độ 100 độ C.
Theo bảng 18-13 [2] trang 101 ta chọn được loại dầu bôi trơn là dầu xi lanh 52.
Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ.
Mỡ bôi trơn giữ trong ổ dễ dàng hơn so với dầu, đồng thời bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ thích hợp cho ổ làm việc lâu dài, khoảng 1 năm, với độ nhớt ổn định khi nhiệt độ thay đổi Ngược lại, dầu bôi trơn được khuyến khích sử dụng cho những ứng dụng có số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy sử dụng dầu Thông tin về số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay dầu có thể tìm thấy trong catalog của ổ lăn.
Chúng tôi chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ LGMT2, phù hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả trong điều kiện làm việc khắc nghiệt Mỡ LGMT2 nổi bật với khả năng chịu nước tốt và chống gỉ cao, đảm bảo hiệu suất ổn định trong suốt quá trình sử dụng.
Chất làm đặc: lithium soap
Dầu cơ sở: dầu mỏ.
Nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +120 0 C. Độ nhớt động của dầu cơ sở (tại 40 0 C): 91 (mm 2 /s). Độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI).
Lượng mỡ tra vào ổ lần đầu có thể xác định như sau: 𝐺 = 0,005𝐷𝐵
D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm. Ổ trục I: 𝐺 = 0,005.62.17 = 5,27 (𝑔). Ổ trục II: 𝐺 = 0,005.80.21 = 8,4 (𝑔). Ổ trục III: 𝐺 = 0,005.110.27 = 14,75 (𝑔).
DUNG SAI LẮP GHÉP
Khi chọn cấp chính xác cho các bộ phận cơ khí, bánh răng cần sử dụng bộ truyền cấp nhanh với cấp 8 và bộ truyền cấp chậm với cấp 9 Đối với trục, then và các rãnh then, cấp chính xác nên chọn là 7, trong khi đó các lỗ cần được xác định với cấp chính xác là 6.
Khi chọn kiểu lắp cho then và bánh răng, nên sử dụng H7/k6 cho mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên và có thể gây hư hại các chi tiết Để đảm bảo khả năng định tâm cao, chiều dài mayơ l cần lớn hơn hoặc bằng (1,2 1,5)d, với d là đường kính trục Ví dụ, kiểu lắp này phù hợp cho bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, cốc lót và tang quay, nơi cần đề phòng quay và di trượt Đối với vòng trong, chọn kiểu lắp k6, trong khi vòng ngoài nên chọn kiểu lắp H7.
Sai lệch giới hạn kích thước then theo chiều rộng b - N9 và sai lệch giới hạn rãnh then trên bạc, ghép có độ hở D10 Sử dụng kiểu lắp lỏng H7/d11 với nắp ổ.
Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then:
Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:
Chi tiết Kích thước Mối lắp Sai lệch trên Sai lệch dưới
Bánh răng nghiêng bị dẫn ∅40 𝐻7
Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:
Mối lắp và dung sai
Sai lệch giới hạn trên
Sai lệch giới hạn dưới
Bảng dung sai lắp ghép then:
Kích thước tiết diện then b x h
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then
Trên trục, t1 Trên bạc, t2 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn