Tính toán và thiêt skees các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

Kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng nghiêng trên trục 2 vị trí số 2:...48... Thông số cơ bản bộ truyền Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm không đối xứng ở trục nên chọn ψba =0,

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC (CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN)

Chọn động cơ

Bảng 1.1 Thông số đầu vào

Thông số Kí hiệu Đơn vị Giá trị

Vận tốc băng tải v m/s 0,52 Đường kính tang D mm 140

Thời gian phục vụ Lh giờ 12000

Số ca làm việc ca ca 3

Góc nghiêng đường tâm bộ truyền ngoài α 45 Độ Đặc tính làm việc Êm

1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động: η = η br η ol 3 η đ η k

 Trong đó,tra bảng 2.3[1] tr19 ta chọn được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng :ηBR = 0,97

 Hiệu suất bộ truyền đai:ηx = 0,95

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác: n ct = 60000 π D v = 60000.0 π 140 ,52 = 70,94 (vg/ph)

1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ u sb = u đ u br

Theo bảng 2.4Tr21 [1] ta chọn được:

Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = 2,8

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : ubr = 3,5

Tỉ số truyền sơ bộ

1.1.6 Số vòng quay trên trục động cơ: nsb = nct usb = 70,94.9,8 = 695,212 (vg/phut)

1.1.7 Chọn động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn: nđc ≈ nsb = 695,212 (vg/ph)

Pđc ≥ Pyc = 5,4 (KW) Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 750 (vg/ph)

Chọn động cơ điện thỏa mãn điều kiện:

Số vòng quay, n db ≈ n sb

Theo bảng động cơ của Điện cơ Hà Nội:

Pđc = 7,5 KW nđc = 730 (vg/ph) cosφ = 0,75 ddcH η = 86% Tk⁄Tdn = 1,4 Tmax⁄Tdn = 2,2 mđc = 135 kg

Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Tỉ số truyền của hệ: u c = n n đc ct = 70 730 , 94 = 10,30 nđc: là số vòng quay của động cơ điện chọn nđc = 730 (v/ph) nct: là số vòng quay của trục máy công tác nct = 10,30 (v/ph)

1.2.2 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc: uh = ubr = 3,5

1.2.3 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: u đ = u u c br = 10 3 , , 30 5 = 2,94

Tính toán công suất, số vòng quay và momen xoắn trên các trục

• Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 730 (vg/ph)

• Số vòng quay trên trục 1: n 1 = n đc u đ = n đc

• Số vòng quay trên trục 2: n 2 = n 1 u 1 →2 = n 1 u br = 248 , 30

• Số vòng quay trên trục công tác: n ct = n u 2 k = 70 1 , 94 = 70,94 ( vg ph )

1.3.2 Công suất trên các trục:

• Công suất trên trục công tác : 𝑝𝑐𝑡= 𝑃𝑙𝑣= 5,64 (kW)

• Công suất trên trục của động cơ:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục

 Mô men xoắn trên trục động cơ:

 Mô men xoắn trên trục 1:

 Mô men xoắn trên trục II:

 Mô men xoắn trên trục công tác:

Lập bảng tổng hợp kết quả tính toán động học

Bảng 1.3 Bảng tổng hợp kết quả tính toán động học

Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác u đ = 2,94 u br = 3,5 u k = 1

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang

Công suất bộ truyền: P 1 = 5,94 kW

Số vòng quay trục dẫn n 1 = 730 (vòng/phút)

I Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Theo hình ta chọn loại đai Б

Theo bảng 4.13 chọn đường kính đai nhỏ theo tiêu chuẩn d 1 = 180 mm b p (mm); b o (mm); h,5(mm); y o =4,0(mm); A8 (mm 2 )

6 10 4 =6 , 88 (m/s) Đường kính bánh đai lớn

Chọn ξ = 0.02 d 2 =u 1 × d 1 ( 1− ξ ) =2 , 94 × 180 ( 1−0.02 ) Q8 , 62 mm Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn, chọn d 2 = 500 mm

Tỷ số truyền thực tế u tt = d 2 d 1 (1−ξ) = 50

180(1−0.02) = 2 , 83 Sai lệch so với giá trị ban đầu

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a =0,95d 2 = 475 mm

Chiều dài đai theo khoảng cách trục a

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L = 2000 mm

Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây i = v

2, 5 = 2, 75 s −1 < 10, thỏa Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L = 2000 a = 2 L− π ( d 1 + d 2 )+ √ [ 2 L− π ( d 2 + d 1 ) ] 2 −8 (d 2 −d 1 ) 2

Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ α 1 0 0 −57 0 d 2 − d 1 a 0 0 −57 0 500−180

Các hệ số sử dụng

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai

C α = 1 , 24( 1 − e −α 1 /110 )= 1 , 24 ( 1 − e −138,22 /110 )= 0 , 9 Theo bảng 4.17 hệ số xét tới ảnh hưởng của tỷ số truyền

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng C r = 0,7

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai C L = 1 theo bảng 4.16

Theo bảng 4.19 ta chọn [P o ] = 3,38 kW khi d 1 = 180 mm và v=6,88 m/s và đai loại Б

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C z =0,95 theo bảng 4.18

Hệ số tải trọng động K đ = 1,3 theo bảng 4.7

Số đai được xác định theo công thức: z = P 1 K đ

Chọn số đai z = 2  C z = 0.95 Định các kích thước chủ yếu của đai

B = ( z − 1 ) t + 2 e = ( 2 − 1 ) ×19 + 2 ×12 , 5 = 44 mm Đường kính ngoài d n1 = d 1 + 2 h 0 0+ 2 × 4 ,2 8 , 4 mm d n2 = d 2 + 2 h 0 P0+ 2 ×4 , 2P8 , 4 mm

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đối với mỗi đai

Lực tác dụng lên trục

2 = ¿ 1850 , 32 N ¿Bảng thông số bộ truyền đai

Loại đai Б Đường kính bánh đai nhỏ d 1 180 mm Đường kính bánh đai lớn d 2 500 mm

Chiều rộng bánh đai b 44 mm

Khoảng cách trục a 436 , 6 mm Góc ôm bánh đai nhỏ

Lực tác dụng lên trục

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T 1 "8461 , 54 Nmm.

Số vòng quay n 1 = 248 ,30 vòng/phút.

2 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn

Chọn thép 45 đã được tôi cải thiện cho bánh dẫn, với độ rắn trung bình là HB 1 (5) Đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn trung bình là HB 2 '5 Vật liệu này mang lại khả năng chạy rà tốt.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

N F01 =N F02 = 5.10 6 chu kỳ Theo bảng 6.2, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau σ 0H lim = 2HB+70, suy ra σ H lim1 =2.285+70d0Mpa

Và σ 0H lim 2 =2.250+70b0Mpa σ 0F lim =1,8HB, suy ra σ 0F lim 1 =1,8.285Q3Mpa

Và σ 0F lim 2 = 1,8.275I5Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

K HL ¿ khi tôi cải thiện S H = 1 ,1 do đó:

[ σ H2 ]= 620.1 1 , 1 = 563,64 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:

2([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ]) = 1 2 ( 581 , 82 + 563 , 64 )= 572 , 73 Ứng suất uốn cho phép: [ σ F ]= σ 0 sF Flim K FL Chọn S F = 1 ,75 , ta có:

3 Thông số cơ bản bộ truyền

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm không đối xứng ở trục nên chọn ψ ba =0,3 theo tiêu chuẩn, khi đó: ψ bd = ψ ba ( u + 1 )

Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng : K a C( MPa) 1 /3

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng: a w = K a ( u 1 + 1)√ 3 ψ ba T 2 [ σ K H Hβ ] 2 u 2 C ( 3 , 5 +1 ) √ 3 0 228461 , 3.572 , , 54 1 73 2 3 , 01 , 5 9 , 32 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: a w = 170 mm

Môđun răng m m=(0,01 ÷ 0,02) a w = 1,70 ÷ 3 , 4 mm Theo tiêu chuẩn chon modun pháp m n =2 mm

Ta chọn z 1 = 37 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 u 2 7.3,59,5

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: u 2 = z 2 z 1 = 130

37 =3 , 52 Tính lại khoảng cách trục: a w = m ( z 1 + z 2 ) 2cos β = 2 ( 130 + 37 )

Sử dụng răng không dịch chỉnh x 1 = x 2 = 0

Góc ăn khớp: α tw =α t = tan −1 tan α cos β =tan −1 tan 20 ° cos10 , 8° , 33 ° Đường kính vòng chia: d 1 = m z 1 cos β u , 33 mm d 2 = m z 2 cos β &4 ,70 mm Đường kính vòng đỉnh: d a1 = d 1 +2m = 75,33 + 2.2 = 79,33 mm d a2 = d 2 +2m = 264,70 + 2.2= 268,7 mm

5 Vận tốc vòng bánh răng: v= π d 1 n II

60000 =¿ 1,03 m/s theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9, v gh =4 m/s

6 Hệ số tải trọng động theo P2.3 ta chọn:

7 Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các bánh răng , bảng 6.14:

8 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: σ H = Z H Z M Zε d w 1 √ 2T K b w H u (u+1) = 1 , 69.274 0 75 , 66 , 77 √ 2.228461 , 51.3 54.1 , , 15 52 ( 3 ,52+ 1) = 542

Z H = √ 2cos sin 2 α β t b = 1,69 β b = tan −1 cos α t tan β = tan −1 cos21 ° tan 18 , 6 ° = 17 , 44 °

[ σ H ] = [ σ H ] sb z v z R K xH = 1.1.0 , 95.572 , 73 = 544 , 1 MPa > σ H = 542 MPa z v =1 : Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng z R = 0 , 95 : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt

K xH =1 :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Tính lại chiều rộng vành răng b w = ψ ba a w ( σ H

9 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Hệ số dạng răng Y F : z v1 = z 1 cosβ 3 = 37 cos10 , 8 ° 3 = 39 ; z v2 = z 2 cosβ 3 = 130 cos10 , 8 ° 3 7 Đối với bánh dẫn: Y F1 = 3,7 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,6 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán theo công thức: σ F1 = 2 T K F Y ε Y β Y F 1 d w 1 b w m = 2 228461 ,54.1 , 6.0 ,6.0 , 87.3 , 7

Do đó, độ bền uốn được thỏa.

Thông số Ký hiệu Đơn vị

Chiều rộng vành răng b mm 50

Sai lệch tỉ số truyền Δu % 0,06

Thông số các bánh răng BR1 BR2

Hệ số dịch chỉnh x - 0 0 Đường kính vòng chia d mm 75,33 264,70 Đường kính vòng lăn d w mm 75,66 266,32 Đường kính đỉnh răng da mm 79,33 268,7 Đường kính đáy răng d f mm 70,33 259,70

Lực ăn khớp trên bánh răng

CHƯƠNG 4 LỰC TÁC DỤNG VÀ SƠ ĐỒ TÍNH CHUNG

4.1 Tính toán thiết kế trục

 Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)

 Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp nối theo điều kiện: và

Trong đó: dt : đường kính trục cần nối dt = 48 mm.

Tt : mô men xoắn kính toán :

Trong đó, k: hệ số làm việc, phụ thuộc vào máy Tra bảng 16.1 trang 58 [2] ta chọn k = 1,2 T: mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = 767338,596 N.mm

Tra bảng 16.10a trang 68 [2] với điều kiện và :

Tra bảng 16.10b trang 69 [2] ta có

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

= > thoả mãn điều kiện bền dập với

Mà = > thoả mãn điều kiện sức bền của chốt.

4.1.3 Lực khớp nối tác dụng lên trục

 Dt : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt:

 Ft : lực vòng trên khớp nối:

4.1.4 các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 1000 Nm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 50 mm

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D0 160 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 36 mm

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 48 mm Đường kính của chốt đàn hồi dc 18 mm

Hình 4.1 Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi

4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Vật liệu làm trục chọn là thép 45

4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn

Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có:

Chọn: d 1 = dsb1 = 35 (mm) d2 = dsb2 = 55 (mm)

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với : { d d sb1 sb2 5( U( mm) mm) Suy ra: { b b 01 02 !( ) (mm) mm)

4.2.3 Sơ đồ phân phối lực chung

Hình 4.2 Sơ đồ phân phối lực chung

4.3 Xác định các lực tác dụng lên trục

4.3.1 Lực tác dụng lên trục 1

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

 Lực tác dụng lên trục 1 từ bộ truyền đai: Fđ = 1850 , 32 (N)

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

 Lực tác dụng lên khớp nối:

4.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Chọn chiều dài may ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, kn

Chiều dài may ơ bánh răng côn:

Theo công thức 10.12 trang 189 [1] có:

=> chọn Theo chiều dài may ơ nửa khớp nối:

Theo công thức 10.12 trang 189[1] có:

Chọn Chiều dài may ơ của đai:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp được chọn là k1 = 10 (trong khoảng 8 ÷ 15) Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp được chọn là k2 = 15 (trong khoảng 5 ÷ 15) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ được chọn là k3 = 15 (trong khoảng 10 ÷ 20) Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông được chọn là hn = 20 (trong khoảng 15 ÷ 20) Các giá trị k1, k2, k3, và hn được chọn theo bảng B10.3Tr189.

4.5 Khoảng các các điểm đặt lực trên các trục

 Khoảng công xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

 Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k:

 Khoảng các đặt lực trên trục I:

- Khoảng cách đặt lực trên trục II:

CHƯƠNG 5- THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN CHO CỤM TRỤC 1

Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dựng lên trục 1

5.1.2 Lực tác dụng lên trục I

5.1.3 Xác định đường kính trục theo độ bền tĩnh

A Tính phản lực trên các gối đỡ trục

- Biểu đồ Mx (trong mặt phẳng thẳng đứng Oyz)

- Biểu đồ My (trong mặt phẳng nằm ngang Oxz)

Biểu đồ mô men tác dụng lên trục I

Mmomen uốn tổng M 1 và momen tương đương M tđ tại các tiết diện:

Theo công thức 10.15, 10.16, 10.17 trang 194 [1], ta có:

C Ta chọn lại đường kính các đoạn trục: d0 = 35mm, d1 = 40mm ,d2 = 45mm, d3= 40mm

5.1.4 Tính toán lựa chọn then

Khi chọn loại then cho các trục trong hộp giảm tốc, cần ưu tiên loại then bằng để đảm bảo tính công nghệ Theo TCVN 2261-77, nên sử dụng các loại then giống nhau trên cùng một trục Thông số của các loại then được sử dụng bao gồm vị trí và đường kính trục mặt cắt của then.

Rãnh then chiều sâu của rãnh then bán kính góc lượn r hoặp mép vát Sx45 độ trên trục trên lỗ b h t1 t2 max min

- Kiểm nghiệm độ bền then

Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp răng và bộ truyền ngoài.

Tại tiết diện 2 (tiết diện lắp bộ truyền bánh răng)

Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then

Chọn lt=(0,8…0,9).lm13=(0,8…0,9).50 = 40…45 mm = >chọn lt = 44mm

Với then làm bằng thép, tải va đập vừa ta chọn được:

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2)

Tại tiết diện 0 (tại vị trí bộ truyền đai)

Chọn lt=(0,8…0,9)lm12=(0,8…0,9).50 = 40…45 mm => Chọn lt = 44 mm

Với then làm bằng thép, tải va đập vừa ta chọn được

- Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2)

5.1.5 Kiểm nghiệm độ bền cho trục 1 theo hệ số an toàn S

Kiểm nghiện trục về độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục theo công thức (5 -1), cần lưu ý rằng chưa xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, sau khi tính toán đường kính trục, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi là cần thiết, bao gồm các yếu tố đã nêu để đảm bảo tính chính xác và độ tin cậy của trục.

Kết cấu trục được thiết kế nhằm đảm bảo độ bền mỏi, với điều kiện hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn các tiêu chuẩn cụ thể.

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho, [s] = 2 4 chọn [s]=2

- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

Với , : giới hạn mỏi và xoắn với chu kì đối xứng, với thép 45 có

- hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10 7 - tr 197 Tài liệu [1], với b = 600 MPa, ta có: = 0,05 và

Đối với trục quay, ứng suất uốn biến đổi theo chu kỳ đối xứng, với biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt được xem xét Khi trục quay theo một chiều, ứng suất xoắn cũng thay đổi theo chu kỳ mạch động.

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục 1 vị trí số 3:

Hệ số Kσd2 và Kσd2 được xác định theo các công thức sau:

Kx là hệ số tập trung ứng suất, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8 trong tài liệu [1], thông tin chi tiết về hệ số này được trình bày rõ ràng.

Kx = 1,20, với σb = 600 MPa, tiện đạt Rz 80…20

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt.

Hệ số ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục đối với trục thép carbon có đường kính 30 mm được trình bày trong bảng 10.10 - trang 198 của tài liệu [1].

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục được xác định cho trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón, theo bảng 10.12 trang 199 trong tài liệu [1].

= 1,76 ; = 1,54Thay các giá trị trên vào (5-8) và (5-9) , ta được

Thay các kết quả trên vào công thức (5-4) và (5-5), ta tính được :

Kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục 1 vị trí số 2:

Hệ số và được xác định theo các công thức sau:

Kx là hệ số tập trung ứng suất, chịu ảnh hưởng bởi phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8 trong tài liệu [1], thông tin chi tiết về hệ số này được trình bày rõ ràng.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được chỉ định trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Tuy nhiên, trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky được xác định là 1.

Hệ số ảnh hưởng đến kích thước mặt cắt trục cho trục làm bằng vật liệu thép carbon có đường kính 30 mm được xác định theo bảng 10.10 trang 198 trong tài liệu [1], với giá trị = 0,865 và = 0,7950.

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đặc biệt là đối với trục có rãnh then và được gia công bằng dao phay ngón, được xác định theo bảng 10.12 trong tài liệu [1], với giá trị là 1,76 và 1,54.

Thay các giá trị trên vào (5-8) và (5-9) , ta được:

= > vậy trục thoả mãn độ bền mỏi.

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh là cần thiết để ngăn ngừa biến dạng dẻo quá mức hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột khi khởi động máy.

Theo công thức 10.27[1] -200 ta có :

Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh.

5.2 Tính toán lựa chọn ổ lăn

5.2.1 Chọn loại ổ lăn Đường kính đoạn trục lắp ổ d = d2 = d0 = 25 mm

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):

= > chọn loại ổ đũa là ổ đũa côn

Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ nhẹ tra bảng P2.11[1]-261 ta có:

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Sơ đồ lực tác dụng của các ổ lăn trục 1

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 11.1[1]-213

Trong đó: m: bậc của đường cong mỏi ( đối với ổ đũa côn)

Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3[1]-214

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số ban đầu

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T 1 "8461 , 54 Nmm.

Số vòng quay n 1 = 248 ,30 vòng/phút.

Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn

Khi chọn thép 45 được tôi cải thiện cho bánh dẫn, cần lưu ý độ rắn trung bình Theo bảng 6.1, độ rắn trung bình cho bánh dẫn là HB 1 (5), trong khi đó bánh bị dẫn nên có độ rắn trung bình là HB 2 '5 Vật liệu này đảm bảo khả năng chạy rà tốt, phù hợp với yêu cầu kỹ thuật.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

N F01 =N F02 = 5.10 6 chu kỳ Theo bảng 6.2, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau σ 0H lim = 2HB+70, suy ra σ H lim1 =2.285+70d0Mpa

Và σ 0H lim 2 =2.250+70b0Mpa σ 0F lim =1,8HB, suy ra σ 0F lim 1 =1,8.285Q3Mpa

Và σ 0F lim 2 = 1,8.275I5Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

K HL ¿ khi tôi cải thiện S H = 1 ,1 do đó:

[ σ H2 ]= 620.1 1 , 1 = 563,64 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:

2([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ]) = 1 2 ( 581 , 82 + 563 , 64 )= 572 , 73 Ứng suất uốn cho phép: [ σ F ]= σ 0 sF Flim K FL Chọn S F = 1 ,75 , ta có:

Thông số cơ bản bộ truyền

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm không đối xứng ở trục nên chọn ψ ba =0,3 theo tiêu chuẩn, khi đó: ψ bd = ψ ba ( u + 1 )

Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng : K a C( MPa) 1 /3

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng: a w = K a ( u 1 + 1)√ 3 ψ ba T 2 [ σ K H Hβ ] 2 u 2 C ( 3 , 5 +1 ) √ 3 0 228461 , 3.572 , , 54 1 73 2 3 , 01 , 5 9 , 32 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: a w = 170 mm

Môđun răng m m=(0,01 ÷ 0,02) a w = 1,70 ÷ 3 , 4 mmTheo tiêu chuẩn chon modun pháp m n =2 mm

Thông số ăn khớp

Ta chọn z 1 = 37 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 u 2 7.3,59,5

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: u 2 = z 2 z 1 = 130

37 =3 , 52 Tính lại khoảng cách trục: a w = m ( z 1 + z 2 ) 2cos β = 2 ( 130 + 37 )

Sử dụng răng không dịch chỉnh x 1 = x 2 = 0

Góc ăn khớp: α tw =α t = tan −1 tan α cos β =tan −1 tan 20 ° cos10 , 8° , 33 ° Đường kính vòng chia: d 1 = m z 1 cos β u , 33 mm d 2 = m z 2 cos β &4 ,70 mm Đường kính vòng đỉnh: d a1 = d 1 +2m = 75,33 + 2.2 = 79,33 mm d a2 = d 2 +2m = 264,70 + 2.2= 268,7 mm

Vận tốc vòng bánh răng

60000 =¿ 1,03 m/s theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9, v gh =4 m/s

Hệ số tải trọng động theo P2.3 ta chọn

Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các bánh răng , bảng 6.14

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Z H = √ 2cos sin 2 α β t b = 1,69 β b = tan −1 cos α t tan β = tan −1 cos21 ° tan 18 , 6 ° = 17 , 44 °

[ σ H ] = [ σ H ] sb z v z R K xH = 1.1.0 , 95.572 , 73 = 544 , 1 MPa > σ H = 542 MPa z v =1 : Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng z R = 0 , 95 : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt

K xH =1 :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Tính lại chiều rộng vành răng b w = ψ ba a w ( σ H

Kiểm nghiệm độ bền uốn

Hệ số dạng răng Y F : z v1 = z 1 cosβ 3 = 37 cos10 , 8 ° 3 = 39 ; z v2 = z 2 cosβ 3 = 130 cos10 , 8 ° 3 7 Đối với bánh dẫn: Y F1 = 3,7 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,6 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán theo công thức: σ F1 = 2 T K F Y ε Y β Y F 1 d w 1 b w m = 2 228461 ,54.1 , 6.0 ,6.0 , 87.3 , 7

Do đó, độ bền uốn được thỏa.

Thông số Ký hiệu Đơn vị

Chiều rộng vành răng b mm 50

Sai lệch tỉ số truyền Δu % 0,06

Thông số các bánh răng BR1 BR2

Hệ số dịch chỉnh x - 0 0 Đường kính vòng chia d mm 75,33 264,70 Đường kính vòng lăn d w mm 75,66 266,32 Đường kính đỉnh răng da mm 79,33 268,7 Đường kính đáy răng d f mm 70,33 259,70

Lực ăn khớp trên bánh răng

LỰC TÁC DỤNG VÀ SƠ ĐỒ TÍNH CHUNG

Tính toán thiết kế trục

 Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)

 Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp nối theo điều kiện: và

Trong đó: dt : đường kính trục cần nối dt = 48 mm.

Tt : mô men xoắn kính toán :

Trong đó, k: hệ số làm việc, phụ thuộc vào máy Tra bảng 16.1 trang 58 [2] ta chọn k = 1,2 T: mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = 767338,596 N.mm

Tra bảng 16.10a trang 68 [2] với điều kiện và :

Tra bảng 16.10b trang 69 [2] ta có

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

= > thoả mãn điều kiện bền dập với

Mà = > thoả mãn điều kiện sức bền của chốt.

4.1.3 Lực khớp nối tác dụng lên trục

 Dt : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt:

 Ft : lực vòng trên khớp nối:

4.1.4 các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 1000 Nm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 50 mm

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D0 160 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 36 mm

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 48 mm Đường kính của chốt đàn hồi dc 18 mm

Hình 4.1 Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi

Tính trục 1

4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Vật liệu làm trục chọn là thép 45

4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn

Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có:

Chọn: d 1 = dsb1 = 35 (mm) d2 = dsb2 = 55 (mm)

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với : { d d sb1 sb2 5( U( mm) mm) Suy ra: { b b 01 02 !( ) (mm) mm)

4.2.3 Sơ đồ phân phối lực chung

Hình 4.2 Sơ đồ phân phối lực chung

Xác định các lực tác dụng lên trục

 Lực tác dụng lên khớp nối:

Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Chọn chiều dài may ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, kn

Chiều dài may ơ bánh răng côn:

=> chọn Theo chiều dài may ơ nửa khớp nối:

Theo công thức 10.12 trang 189[1] có:

Chọn Chiều dài may ơ của đai:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp được chọn là k1 = 10, trong khi khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp là k2 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ được xác định là k3 = 15 Cuối cùng, chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông được chọn là hn = 20 Các giá trị k1, k2, k3 và hn được lựa chọn dựa theo bảng B10.3Tr189.

Khoảng các các điểm đặt lực trên các trục

 Khoảng công xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

 Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k:

 Khoảng các đặt lực trên trục I:

- Khoảng cách đặt lực trên trục II:

THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN CHO CỤM TRỤC 1

Thiết kế trục

Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dựng lên trục 1

5.1.2 Lực tác dụng lên trục I

5.1.3 Xác định đường kính trục theo độ bền tĩnh

A Tính phản lực trên các gối đỡ trục

- Biểu đồ Mx (trong mặt phẳng thẳng đứng Oyz)

- Biểu đồ My (trong mặt phẳng nằm ngang Oxz)

Biểu đồ mô men tác dụng lên trục I

Mmomen uốn tổng M 1 và momen tương đương M tđ tại các tiết diện:

C Ta chọn lại đường kính các đoạn trục: d0 = 35mm, d1 = 40mm ,d2 = 45mm, d3= 40mm

5.1.4 Tính toán lựa chọn then

Khi chọn loại then cho các trục trong hộp giảm tốc, cần ưu tiên loại then bằng để đảm bảo tính công nghệ Theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77, việc sử dụng các loại then giống nhau trên cùng một trục là rất quan trọng Các thông số của các loại then được xác định dựa trên vị trí và đường kính trục mặt cắt của then.

Rãnh then chiều sâu của rãnh then bán kính góc lượn r hoặp mép vát Sx45 độ trên trục trên lỗ b h t1 t2 max min

- Kiểm nghiệm độ bền then

Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp răng và bộ truyền ngoài.

Tại tiết diện 2 (tiết diện lắp bộ truyền bánh răng)

Chọn lt=(0,8…0,9).lm13=(0,8…0,9).50 = 40…45 mm = >chọn lt = 44mm

Tại tiết diện 0 (tại vị trí bộ truyền đai)

Chọn lt=(0,8…0,9)lm12=(0,8…0,9).50 = 40…45 mm => Chọn lt = 44 mm

Với then làm bằng thép, tải va đập vừa ta chọn được

- Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2)

Khi xác định đường kính trục theo công thức (5 -1), cần lưu ý rằng chưa xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, sau khi xác định đường kính, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục với các yếu tố này là rất quan trọng.

Kết cấu trục được thiết kế nhằm đảm bảo độ bền mỏi, với hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn các điều kiện cụ thể.

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho, [s] = 2 4 chọn [s]=2

- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

Với , : giới hạn mỏi và xoắn với chu kì đối xứng, với thép 45 có

- hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10 7 - tr 197 Tài liệu [1], với b = 600 MPa, ta có: = 0,05 và

Đối với trục quay, ứng suất uốn có sự thay đổi theo chu kỳ đối xứng, với biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt được xem xét Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn cũng thay đổi theo chu kỳ mạch động.

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục 1 vị trí số 3:

Hệ số Kσd2 và Kσd2 được xác định theo các công thức sau:

Kx là hệ số tập trung ứng suất, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8 trong tài liệu [1], thông tin chi tiết về hệ số này được trình bày rõ ràng.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Tuy nhiên, trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt.

Hệ số ảnh hưởng đến kích thước mặt cắt trục được xác định cho trục làm bằng vật liệu thép carbon với đường kính d = 30 mm, dựa trên thông tin từ bảng 10.10 trong tài liệu [1].

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đặc biệt là đối với trục có rãnh then và được gia công bằng dao phay ngón, được nêu rõ trong bảng 10.12, trang 199 của tài liệu [1].

= 1,76 ; = 1,54Thay các giá trị trên vào (5-8) và (5-9) , ta được

Kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục 1 vị trí số 2:

Hệ số và được xác định theo các công thức sau:

Kx là hệ số tập trung ứng suất phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, được ảnh hưởng bởi phương pháp gia công và độ nhẵn bóng của bề mặt Theo bảng 10.8 trong tài liệu [1], thông tin chi tiết về hệ số này được trình bày rõ ràng.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được cung cấp trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Trong trường hợp này, vì không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, ta có Ky = 1.

Hệ số ảnh hưởng đến kích thước mặt cắt trục được xác định cho trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính 30 mm Theo bảng 10.10 trong tài liệu [1], hệ số này có giá trị là 0,865 và 0,7950.

Hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đặc biệt là đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón, được xác định theo bảng 10.12 trong tài liệu [1] Giá trị của hệ số này là 1,76 và 1,54.

= > vậy trục thoả mãn độ bền mỏi.

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh là cần thiết để ngăn ngừa biến dạng dẻo quá lớn hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột, đặc biệt khi khởi động máy.

Theo công thức 10.27[1] -200 ta có :

Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh.

Tính toán lựa chọn ổ lăn

Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):

= > chọn loại ổ đũa là ổ đũa côn

Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ nhẹ tra bảng P2.11[1]-261 ta có:

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Sơ đồ lực tác dụng của các ổ lăn trục 1

Trong đó: m: bậc của đường cong mỏi ( đối với ổ đũa côn)

V – Hệ số này phản ánh vòng quay, trong đó vòng trong quay được tính bằng công thức V = 1 kt Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ được ký hiệu là kt = 1, trong khi hệ số liên quan đến đặc tính tải trọng và tải trọng tĩnh cho hộp giảm tốc công suất nhỏ được xác định là kd = 1.

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 3 là:

Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 2 là:

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

Ta thấy Q2 2 ổ lăn thoả mãn khả năng tải động.

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6 -221 cho ổ đũa côn 1 dãy ta được :

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt =max(Qt2, Qt3)= max(667,45; 1273,43) = 1273,43 N < C0 = 17,9kN

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN CHO CỤM TRỤC 2

Thiết kế trục

Chọn vật liệu là thép CT5 có 𝜎𝑏 = 500(𝑀𝑃𝑎) và ứng suất xoắn cho phép [𝑟]

6.1.2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục (vẽ)

Hình 6.1 Sơ đồ lực tác dụng lên trục II

Lực tác dụng lên trục 2

 Lực tác dụng lên bộ truyền xích:

+ Biểu đồ momen M x (trong mặt phẳng thẳng đứng Oyz)+ Biểu đồ momen M y (trong mặt phẳng thẳng đứng Oxz)+ Biểu đồ momen xoắn T

Hình 6.2 Sơ đồ tổng kết trục II

6.1.3 Momen uốn tổng M1 và momen tương đương Mtđ tại các tiết diện

Tại tiết diện 1: Tiết diện ổ lăn

Tại tiết diện 2: Tiết diện bánh răng trụ răng nghiêng

Tại tiết diện 3: tiết diện ổ lăn

Tiết diện tại 4: Tiết diện bánh răng trụ răng thẳng

Chọn lại đường kính các đoạn trục

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đàm bảo điều kiện lắp ghép:

Ta chọn được: d1 = 30 (mm) d2 = 35 (mm) d3 = 30 (mm) d4 = 25 (mm)

Tính toán lựa chọn then

Do các trục trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đàm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.

Khi đó, theo TCVN 2261-77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:

Tiết diện Đường kính trục

Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2

6.1.4 Kiểm nghiệm độ bền then a) Tại tiết diện 2 (tiết diện bánh răng trụ răng nghiêng)

Chọn lt=(0,8…0,9).lm23 = (0,8…0,9).402 …36mm = >chọn lt = 34 mm

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện cắt và dập a) Tại tiết diện 4 (tiết diện bộ truyền xích)

Chọn lt=(0,8…0,9).lm23=(0,8…0,9).402 …36mm = >chọn lt = 34 mm

Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện cắt và dập

Khi xác định đường kính trục theo công thức (5 -1), cần lưu ý rằng chưa xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục, bao gồm đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất.

Để đảm bảo độ bền mỏi của trục, cần xem xét các yếu tố như ứng suất tập trung, kích thước và chất lượng bề mặt Sau khi xác định đường kính trục, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi phải tính đến những yếu tố này Kết cấu thiết kế của trục sẽ đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đáp ứng các điều kiện cần thiết.

Hệ số an toàn [s] được xác định trong khoảng từ 2 đến 4, trong đó chọn [s]=2 Các hệ số an toàn sσj và sτj lần lượt chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

Với , : giới hạn mỏi và xoắn với chu kì đối xứng, với thép CT5 có

Hệ số ψσ và ψτ phản ánh ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng 10.7 - tr 197 Tài liệu [1] Với σb = 500 MPa, ta có ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, trong đó σa, τa, σm lần lượt là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt đang xét Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn cũng thay đổi theo chu kỳ mạch động.

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét.

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục 2 vị trí số 3:47 C Kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng nghiêng trên trục 2 vị trí số 2

Hệ số Kd2 và Kd2 được xác định theo các công thức sau:

Hệ số tập trung ứng suất Kx phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8 trong tài liệu [1], thông tin chi tiết về Kx được trình bày rõ ràng.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Trong trường hợp không sử dụng các phương pháp này, Ky được xác định là 1, phản ánh ảnh hưởng của kích thước mặt cắt trục Đối với trục làm bằng vật liệu thép carbon có đường kính 30 mm, theo bảng 10.10, giá trị Ky lần lượt là 0,83 và 0,77.

Trị số hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón được xác định theo bảng 10.12 trong tài liệu [1], với giá trị = 1,51 và = 1,2.

Thay các giá trị trên vào (5-8) và (5-9) , ta được

C Kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng nghiêng trên trục 2 vị trí số 2:

Hệ số Kd3 và Kd3 được xác định theo các công thức sau:

Kx là hệ số tập trung ứng suất, chịu ảnh hưởng bởi phương pháp gia công và độ nhẵn bóng của bề mặt Theo tài liệu [1], cụ thể là bảng 10.8 trang 197, thông tin này được trình bày rõ ràng.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Tuy nhiên, trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, vì vậy giá trị của Ky được xác định là 1.

Hệ số ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục đối với trục thép carbon có đường kính 35 mm được xác định theo bảng 10.10 trong tài liệu [1], với giá trị là 0,83 cho một loại hệ số và 0,77 cho loại còn lại.

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón được xác định theo bảng 10.12, trang 199, tài liệu [1], với kết quả là = 1,76 và = 1,54.

Trục thỏa mãn độ bền mỏi

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để ngăn ngừa nguy cơ biến dạng dẻo lớn hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột khi khởi động máy, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là rất cần thiết.

Theo công thức 10.27[1]-200 ta có:

Trục thỏa mãn độ bền tĩnh

6.2 Tính toán lựa chọn ổ lăn

Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn): d

Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng tra bảng P2.11[1]-261 ta có: Với Tra bảng P2.11[1]-263 với d = 30 mm ta được: ổ đũa côn :

6.2.2 kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 10/3 (đố𝑖 𝑣ớ𝑖 ổ đũ𝑎 𝑐ô𝑛)

Hệ số V được xác định dựa trên vòng quay, cụ thể là vòng trong quay, với công thức V = 1 kt Hệ số kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó kt = 1 Bên cạnh đó, hệ số kd thể hiện đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, và đối với hộp giảm tốc công suất nhỏ, kd được quy định là 1.

Fa1 = Max (∑ Fa1; Fs1) = Max(1062,89; 457,53) = 1062,89 N

X – hệ số tải trọng hướng tâm Y – hệ số tải trọng dọc trục

Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

Ta thấy Q3 > Q1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 2

Khả năng tải động của ổ lăn

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

6.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6[1]-221 cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max(Qt1, Qt3) = max(1711,73; 2050,09) = 1711,73 N < C0 = 27,50 KN

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

LỰA CHỌN KẾT CẤU

Vỏ hộp

7.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Hộp giảm tốc được thiết kế với chỉ tiêu độ cứng cao và khối lượng nhỏ Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, vật liệu được lựa chọn để đúc hộp giảm tốc là gang xám, ký hiệu GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Nắp hộp, δ1 δ =0,03a + 3 = 0,03.97+ 3 = 5,91(mm) Chọn δ = 6 (mm) δ1 = 0,9.δ = 0,9 6 = 5,4(mm) chọn δ1 = 6 (mm)

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 4,8÷ 6 mm Chọn e = 5 (mm) h < 58 mm = 48 khoảng 2 0 Đường kính:

Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.97 + 10 13,88(mm) Chọn d1 = 14 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 9,8÷11,2mm Chọn d2 = 10 (mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 8,0÷9,0mm Chọn d3 = 8 (mm) d4 = (0,6÷0,7)d2 = 6,0÷7,0 chọn d4 = 6 (mm) d5 = (0,5÷0,6)d2 = 5,0÷6,0 chọn d5 = 6 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Chiều rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2

Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C

(K là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

K > 1,2.d2 = 1,2.10 = 12 Phụ thuộc lỗ bulong Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

K1 = 3d1 = 3.14 = 42 (mm), q ≥ K1 + 2δ = 42 + 2.6 = 54 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1 1,2).6 = (6÷7,2) chọn Δ = 7 (mm)

Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 5).6 = (18÷30) chọn Δ1 = 28 (mm) Δ2 ≥ δ = 6 chọn Δ2 = 9 (mm)

Một số chi tiết khác

7.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h

Tên chi tiết: Bu lông vòng

 Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng

Tra bảng B18.3bTr89 [2] với a mm ta được trọng lượng hộp Q0 Kg

 Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3aTr89[2] ta được:

Tên chi tiết: Chốt định vị

Chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, đảm bảo vị trí chính xác giữa nắp và thân Nhờ đó, loại bỏ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.

 Chọn loại chốt định vị là chốt côn

 Thông số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được: d= 6 mm , c=0 , 6 mm , L ÷ 160 mm

Tên chi tiết: Cửa thăm

Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết khi lắp ghép, cũng như để chứa dầu Hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh, có nắp đậy và nút thông hơi trên nắp.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.5Tr93[2] ta được

Tên chi tiết: Nút thông hơi

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao trong quá trình làm việc, việc sử dụng nút thông hơi trở nên cần thiết Nút thông hơi giúp giảm áp suất bên trong hộp và điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài, đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được

Tên chi tiết: nút tháo dầu

Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp sẽ bị bẩn do bụi hoặc hư hại, hoặc có thể bị biến chất Vì vậy, việc thay dầu mới là cần thiết Để thay dầu cũ, bạn cần tháo lỗ ở đáy hộp, nơi có nút tháo dầu được bịt kín trong quá trình làm việc.

 Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được

Tên chi tiết: que thăm dầu.

Que thăm dầu có chức năng kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để đảm bảo việc kiểm tra dễ dàng và chính xác, đặc biệt trong điều kiện máy làm việc liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được thiết kế với vỏ bọc bên ngoài nhằm hạn chế sóng dầu.

7.2.8 Lót ổ lăn Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vòng phớt.

Chức năng chính của ổ lăn là bảo vệ khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập, những yếu tố này có thể gây mài mòn và han gỉ cho ổ lăn.

 Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được d d 1 d 2 D a b S 0

Chi tiết vòng chắn dầu

 Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.

 Thông số kích thước vòng chắn dầu a = 6 ÷ 9 ( mm ) , t = 2 ÷ 3 ( mm ) , b = 2÷ 5 ( mm )( lấy bằng gờ trục )

Tên chi tiết: Cốc lót

 Chức năng: dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn.

 Vật liệu: gang xám GX15 ÷ 32

Chọn chiều dày cốc lót: δ =6 mm

Chiều dày vai và bích cốc lót: δ 1 = δ 2 = δ = 6 ( mm )

LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI

Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn

 Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản.

Để đảm bảo các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay, đồng thời lắp đặt có độ dôi với các vòng quay.

 Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Lắp bánh răng lên trục

Để truyền momen xoắn giữa trục và bánh răng, việc sử dụng then bằng là lựa chọn phổ biến Tuy nhiên, mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường thiếu chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần tiến hành cạo then theo rãnh then trước khi lắp đặt.

 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:

Bôi trơn hộp giảm tốc

Dựa trên cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, có hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do tốc độ của các bánh răng trong hộp giảm tốc chỉ đạt v = 2,27 (m/s), thấp hơn 12 (m/s), nên phương pháp bôi trơn thích hợp cho bánh răng trong hộp là ngâm dầu.

Với vận tốc vòng của bánh răng v = 2 , 27 ( m / s ) tra bảng 18.11Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là:186 Centistoc ứng với nhiệt độ 50 0 C

Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu: dầu ôtô máy kéo AK-20

Bôi trơn ổ lăn đúng kỹ thuật là yếu tố quan trọng giúp giảm ma sát và mài mòn, bảo vệ bề mặt kim loại khỏi sự tiếp xúc trực tiếp, từ đó hạn chế tiếng ồn Việc sử dụng mỡ để bôi trơn ổ lăn sẽ tăng cường hiệu suất hoạt động và kéo dài tuổi thọ của thiết bị.

Bảng dung sai

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Cốc lót và vành ngoài ổ ϕ 52 H 7 ϕ 52 0

Trục và vòng chắn dầu ϕ 25 D k 6 8 ϕ 25 +0,065 +0,098 ϕ 25 +0,002 +0,015 Đoạn trục lắp khớp nối ϕ 20 k 6 ϕ 20 +0,002 +0,015

Trục và vòng chắn dầu ϕ 25 D k 6 8 ϕ 25 +0 +0,119 , 08 ϕ 25 +0,002 +0,018

Định dạng
Số trang	59
Dung lượng	1,13 MB