Nhờ có những bài giảng cùng sự tâm huyết của thầy trên lớp giúp em nắm được cơ sở lí thuyết một cách khoa học, cụ thể nhất để giải quyết đồ trên theo đúng thời hạn đã giao.. Bên cạnh đó,
Tính chọn động cơ điện
Hiệu suất hệ thống
Hiệu suất bộ truyền đai thang η d = 0,95
Hiệu suất của 1 cặp bánh răng η br = 0,97
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn trên hộp giảm tốc η ol = 0,99
Hiệu suất của khớp nối η kn = 1
→ Hiệu suất chung của hệ thống là η = η d η br 2 η ol 4 η kn = 0,95.0,97 2 0,99 4 1 ≈ 0,859
Tính toán công suất cần thiết
Ta có công suất trên thùng trộn 6,5 kW.
Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng của bộ truyền tương đương:
P td ≈ 5,05 Kw Công suất cần thiết của động cơ:
Xác số vòng quay sơ bộ
- Tỉ số truyền bộ truyền đai thang, ta chọn u d = 3
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng hai cấp, ta chọn u h = 8
- Tỉ số truyền nối trục, ta có u t = 1
- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n.u ht= 56.24 = 1344 vòng/phút.
Chọn động cơ điện
Từ điều kiện { P n đc đc ≈ n ≥ P sb ct nghĩa là: { P n đc đc ≈ ≥ 1344 5,879
Tra bảng P1.3 trong cuốn Thiết kế dẫn động cơ khí -Trịnh Chất ta chọn động cơ: 4A132S4Y3
Kiểu động cơ Công suất
Bảng 1 Bảng thông số kĩ thuật động cơ 4A132S4Y3.
Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền thực sự của hệ thống truyền động sau khi đã xác định được động cơ: u ht = u d u h = n đc n → u ht = 1455
56 = 25,982 chọn ubr = 8 Từ đó tính lại tỉ số truyền của bộ truyền đai:
Từ công thức [4] (sách thiết kế dẫn động cơ khí tập 1) ta có u 2 cho các cấp: u 1 = u 2 =√ u h = √ 8 = 2,83
- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: u ht = u d u 1 u 2 = 3,25.2,83.2,83= 26,03 Δ u ht = 26 , 03−25 , 98
25 ,98 100 % = 0,2 %→thỏa điều kiện sai số cho phép
Bảng đặc tính
Số vòng quay trên các trục
nđc = 1455 vòng/phút nI = n u đc d = 1455 3 , 25 = 448 vòng/phút nII = n u I
Tính công suất trên trục
PIII = η P lv kn η ol = 1.0 6 ,5 ,99 = 6,57 kW
PII = η P III ol η br = 0 , 99.0 6 , 57 , 97 =6,84 kW
PI = η P II br η ol = 0 , 97.0 6 , 84 , 99 = 7,12 Kw
Nhận thấy công suất động cơ được tính toán Pdc = 7,49 ≤ Pdclc = 7,5 kW, suy ra lựa chọn động cơ và tính toán ban đầu hợp lý.
Mômen xoắn trên các trục
Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động
Động cơ I II III Làm việc
Bảng 2 Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động.
Thiết kế bộ truyền đai
Chọn dạng đai và vật liệu đai
Ta có P1 = 7,49 kW và n1 = 1455 vòng/phút → chọn đai loại B với bp = 14 mm, bo = 17 mm, h = 10,5 mm, yo = 4 mm, A = 138 mm 2 , d1 = 140 ÷ 280 mm
Tính đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai nhỏ d1 ≈ 1,2.d1min = 1,2.140 = 168 mm
→ theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 180 mm
Chọn hệ số trượt và tính đường kính bánh đai lớn
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối là ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1 – ξ) = 3,25.180(1 – 0,01) = 579,15 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 560 mm.
Tính lại tỉ số truyền: 𝑢 = d d 2
1 ( 1−ξ ) = 180 ( 1−0 560 ,01 ) = 3,14 Sai lệch so với giá trị chọn trước 3,4 %
→ Đường kính bánh đai bị dẫn d2 = 560 mm
Tính khoảng cách trục và chiều dài dây đai
Khoảng cách trục nhỏ nhất được xác định theo công thức:
Ta có thể chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 560 mm khi u = 3
Chiều dài tính toán của dây đai:
Từ bảng 4.13 Thiết kế dẫn động cơ khí -Trịnh Chất (trang 59) ta chọn chiều dài dây đai là 2500 mm = 2,5 m
Tính toán lại khoảng cách trục a
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
→ Khoảng cách trục a = 640,6 mm và chiều dài dây đai L = 2,5 m.
Số vòng đai trong một giây
i = v L = 13 2 ,5 , 3 = 5,32 s -1 , [i] = 10 s -1 , do đó điều kiện được thỏa.
Góc ôm đai bánh đai nhỏ
các hệ số sử dụng
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến vận tốc:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u: u = 3,25 > 2,5 → 𝐶𝑢 = 1,14
- Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
Tải va đập nhẹ, làm việc một ca → 𝐶𝑟 = 0,7
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
Với đai loại B, d1 = 180 mm, v1 = 13,3 m/s, ta chọn [𝑃 o ] = 3,8 𝑘𝑊
Số dây đai được xác định theo công thức:
Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài bánh đai
- Chiều rộng bánh đai: B1 = B2 = 2f + (z – 1)e = 2.12,5 + 2.19 = 63 mm
- Đường kính ngoài bánh đai dẫn: dn1 = d1 + 2b = 180 + 2.4,2 = 188,4 mm
- Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: dn2 = d2 + 2b = 560 + 2.4,2 = 568,4 mm
→ Chiều rộng 2 bánh đai là 56 mm, đường kính ngoài bánh đai dẫn 188,4 mm, đường kính ngoài bánh đai bị dẫn 568,4 mm.
Lực tác dụng lên đai và trục
chọn ứng suất ban đầu cho phép [𝜎 o ] = 1,5 MPa
- Lực căng đai ban đầu: F o = Aσ o = zA 1 σ o = 3.138.1,5 = 621 N
- Lực tác dụng lên trục:
Ứng suất trong đai
1 E = 180 2.4 100 = 4,4 MPa Ứng suất lớn nhất trong đai:
→ Ứng suất lớn nhất trong đai là 6,645 MPa.
Tuổi thọ đai
Tuổi thọ đai được xác định theo công thức:
→ Tuổi thọ đai là 2956,215 giờ ≈ 369,527 ngày làm việc.
Trong suốt 6 năm phục vụ, dây đai cần được thay thế từ 6 đến 7 lần Nguyên nhân chính làm giảm tuổi thọ của dây đai là do vận tốc vòng lớn, đạt 1455 vòng/phút, cùng với công suất cao 7,49 kW Vì vậy, việc thay thế dây đai định kỳ mỗi 370 ngày làm việc là cần thiết để đảm bảo an toàn cho cả con người và thiết bị.
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp đồng trong hộp giảm tốc
Thông số cơ bản
Nếu bộ truyền kín (hộp giảm tốc) bánh răng được bôi trơn đầy đủ, hư hỏng chính sẽ là tróc rỗ bề mặt răng Do đó, việc tính toán thiết kế cần được thực hiện dựa trên ứng suất tiếp xúc.
Moment xoắn trên trục bánh dẫn TI = 151,78 Nm = 151780 Nmm,
Tỉ số truyền u1 = u2 = 2,83 Số vòng quay nI = 448 vòng/phút nII = 158,4 vòng/phút
Chọn Vật Liệu
Chọn vật liệu cho bánh dẫn thép C45 được tôi cải thiện, theo bảng 6.13 trang
Để đảm bảo bộ truyền hoạt động hiệu quả và chống mòn tốt, chúng ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250 Theo quy tắc, độ rắn của bánh bị dẫn HB2 cần thỏa mãn điều kiện H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15)HB Dựa trên mối quan hệ này, ta xác định độ rắn trung bình phù hợp.
Hộp giảm tốc răng trụ răng nghiêng hai cấp đồng trục được thiết kế với các thông số hình học tương đồng, ngoại trừ bề rộng răng Trong thiết kế này, cấp chậm chịu tải trọng lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, do đó, việc tính toán cho cấp chậm là ưu tiên hàng đầu.
A Bộ truyền bánh răng phân cấp chậm
Tính Toán Chu Kỳ Làm Việc Và Hệ Số Tuổi Thọ
3.3.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở
3.3.2 Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
- Số chu kỳ làm việc tương được được thông qua:
- c = 1: số lần ăn khớp răng trong mỗi vòng quay bánh răng
- mH = 6 :bậc của đường cong mỏi
- n = 158,4 vòng/phút : số vòng quay
- T i , T max :, moment xoắn trong chế độ làm việc thứ i và moment xoắn lớn nhất.
- ti: thời gian làm việc với t 1 = 16
Thay vào công thức trên ta có:
Với NHE2 với số vòng quay nIII = 56 vòng/phút, u2 = 2,83
- Dễ thấy NHE1 > NHO1 ,NFE1> NFO1, NHE2 > NHO2
Cho nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KFL1 = KFL2 = 1
Tính Toán Ứng Suất Tiếp Xúc Và Ứng Suất mỏi
3.4.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn
Theo bảng 6.13 trang 249, các giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn được tính như sau: Giới hạn mỏi tiếp xúc σ0Hlim = 2HB + 70, với σ0Hlim1 = 2.250 + 70 = 570 Mpa và σ0Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 Mpa Giới hạn mỏi uốn σ0Flim = 1,8HB, trong đó σ0Flim1 = 1,8.250 = 450 Mpa và σ0Flim2 = 1,8.230 = 414 Mpa.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức sau:
Khi tôi cải thiện nên hệ số an toàn sH = 1,1 do đó:
2 = 466,3636 + 2 433 ,6363 = 450 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:[σH]min = [σH2] = 433,6363MPa Ứng suất uốn cho phép: σ 0 Flim K FC s F KFL
Do tôi cải thiện sF = 1,75 , hệ số ảnh hưởng khi quay đến độ bền mỏi KFC = 1:
Để đảm bảo bộ truyền kín (hộp giảm tốc) hoạt động hiệu quả, việc bôi trơn tốt là rất quan trọng Thiết kế cần phải tính toán ứng suất tiếp xúc nhằm ngăn ngừa hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng Việc lựa chọn ứng suất tiếp xúc cho phép nên được thực hiện theo công thức cụ thể.
Xác Định Các Thông Số Hoạt Động Của Bộ Truyền
3.5.1 Hệ số tải trọng tĩnh
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên Ψba = 0,25 ÷ 0,4 chọn Ψba = 0,25 theo tiêu chuẩn khi đó: Ψbd = Ψ ba ( u + 1 )
3.5.2 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng:
Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức aw = 43(u+1)√ 3 [ σ H T ] 2 sb 2 K u Ψ Hβ ba = 43(2,83+1) √ 3 450 412380.1 2 2 ,83 0 , 025 , 25 = 236,2 mm theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 mm
3.5.3 Chọn số răng và module sơ bộ
Module m được tính theo công thức:
= 2,5 ÷ 5 → theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10 °
Số răng bánh dẫn z1 = 2 a w cos ( β ) m( u +1 ) = 2.250 4 cos ( 10 )
3.5.4 Tính toán lại tỷ số truyền
Xác định góc nghiêng của răng: cos( β ) = m( 2 z 1 a + z 2 ) w
3.5.5 Các thông số hình học cốt yếu của bánh răng trụ Đường kính vòng chia: d1 = cos m z 1
( β ) = cos 4.91 ( 10 , 3 ) = 370 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 130 + 2.4 = 138 mm da2 = d2 + 2m = 370 + 2.4 = 378 mm Đường kính vòng chân: df1 = d1 – 2,5m = 130 - 2,5.4 = 120 mm df2 = d2 – 2,5m = 370 - 2,5.4 = 360 mm
Tính lại khoảng cách trục: aw = m ( z 1 + z 2 )
2 cos ( β ) = 2 cos 4 ( 32+91) ( 10 , 3 ) = 250.03 mm ≈ 250 mm Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = Ψba a= 0,25.250 = 62,5 mm
Vận tốc bánh răng: v = π n 60000 II d 1 = π 158 60000 , 4.130 = 1,079 m/s
Theo bảng 6.3 , ta chọn cấp chính xác là 9 với vgh = 6m/s
Kiểm Tra Bền
3.6.1 Hệ số tải trọng động:
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 , ta chọn:
3.6.2 Kiểm tra ứng suất tiếp: σ H = Z M Z H Z ε d w1 √ 2T 2 K Hβ b K w u HV ( u+1) = 275.1 130 ,76.0 ,1 ,73 √ 2 4123 80 1 , 025 1 , 06 ( 2 ,83 +1 )
ZM = √ π [ E 2 ( 1− 2 μ E 1 2 ) 1 + E E 2 1 ( 1− μ 2 2 ) ] do cặp vật liệu bằng thộp nờn ZM = 275 Mpa ẵ
Nếu cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều x 1 + x 2 = 0, ta có: a w = a = 20 °, khi đó Z H = 1,76
Ta có σ H < σ [ H] , nằm trong khoảng cho phép
3.6.3 Hệ số dạng răng γ F Đối với bánh răng dẫn: γ F1 = 3,47 + 13 z ,2
1 = 3,47 + 13 32 , 2 = 3,88 Đối với bánh răng bị dẫn: γ F2 = 3,47 + 13 z ,2
2 = 3,47 + 13 91 ,2 = 3,62 Đặc tính so sánh độ bền các răng (độ bền uốn):
Ta kiểm nghiệm tiến hành theo bánh răng có độ bền ít hơn.
3.6.4 Ứng suất uốn tính toán: σ F 2 = 2 γ F d 2 T 2 K Fβ K FV w 1 b w m = 2.3 , 62.412380 1 , 05.1 , 11
→ thỏa điều kiện bền tiếp xúc
Fr3 = Fr4 = F’.tan α = F t 1 tan ( α ) cos ( β ) = 6339 cos , 4 tan ( 10 ,3 ( 20) ) = 2345,1 N
F n 3 = F n 4 = cosα F ' = F t 1 cos ( α )cos ( β ) = cos ( 20 6339 ) cos , 4 ( 10 ,3 ) = 6856,7N
B Bộ truyền bánh răng phân cấp nhanh
Tính Toán Chu Kỳ Làm Việc Và Hệ Số Tuổi Thọ
3.7.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở
3.7.2 Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
- Số chu kỳ làm việc tương được được thông qua:
- c = 1: số lần ăn khớp răng trong mỗi vòng quay bánh răng
- mH = 6 :bậc của đường cong mỏi
- n = 448 vòng/phút : số vòng quay
- T i , T max :, moment xoắn trong chế độ làm việc thứ i và moment xoắn lớn nhất.
- ti: thời gian làm việc với t 1 = 16
Thay vào công thức trên ta có:
Với NHE2 với số vòng quay nII = 158,4 vòng/phút, u1 = 2,83
- Dễ thấy NHE1 > NHO1 ,NFE1> NFO1, NHE2 > NHO2, NFE2 > NHO2 ,
Cho nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KFL1 = KHL2 =KFL2 = 1
Tính Toán Ứng Suất Tiếp Xúc Và Ứng Suất mỏi
3.8.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn
Theo bảng 6.13 trang 249, các giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn được tính như sau: Giới hạn mỏi tiếp xúc σ0Hlim được xác định là 2HB + 70, với σ0Hlim1 = 570 Mpa (tính từ 2.250 + 70) và σ0Hlim2 = 530 Mpa (tính từ 2.230 + 70) Đối với giới hạn mỏi uốn, σ0Flim được tính là 1,8HB, với σ0Flim1 = 450 Mpa (tính từ 1,8.250) và σ0Flim2 = 414 Mpa (tính từ 1,8.230).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức sau:
Khi tôi cải thiện nên hệ số an toàn sH = 1,1 do đó:
[σH]sb = [ σ H 1 ] +[ 2 σ H 2] = 466,3636+ 2 433 ,6363 = 450 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:[σH]min = [σH2] = 433,6363MPa Ứng suất uốn cho phép: σ 0 Flim K
Do tôi cải thiện sF = 1,75 , hệ số ảnh hưởng khi quay đến độ bền mỏi KFC = 1:
Để đảm bảo hiệu suất tối ưu cho bộ truyền kín (hộp giảm tốc), việc bôi trơn tốt là rất quan trọng, và thiết kế cần được tính toán dựa trên ứng suất tiếp xúc nhằm ngăn ngừa hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng Ứng suất tiếp xúc cho phép có thể được xác định theo công thức cụ thể.
Xác Định Các Thông Số Hoạt Động Của Bộ Truyền
3.9.1 Hệ số tải trọng tĩnh
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên Ψba = 0,25 ÷ 0,4 chọn Ψba = 0,25 theo tiêu chuẩn khi đó: Ψbd = Ψ ba ( u+ 1)
3.9.2 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng:
Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức aw = 43(u+1)√ 3 [ σ H T ] 2 sb 2 K u Ψ Hβ ba = 43(2,83+1) √ 3 450 412380.1 2 2 ,83 0 , 025 , 25 = 236,2 mm theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 mm
3.9.3 Chọn số răng và module sơ bộ
Module m được tính theo công thức:
= 2,5 ÷ 5 → theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10 °
Số răng bánh dẫn z1 = 2 a w cos ( β ) m( u +1 ) = 2.250 4.( 2 ,83 cos +1 ( 10 ) ) ≈ 32,14 răng
3.9.4 Tính toán lại tỷ số truyền
Xác định góc nghiêng của răng: cos( β ) = m( 2 z 1 a + z 2 ) w = 4 ( 2.250 32 + 91 ) = 0,984 → β = 10,3 °
3.9.5 Các thông số hình học cốt yếu của bánh răng trụ Đường kính vòng chia: d1 = m z 1 cos ( β ) = cos 4.32 ( 10 , 3 ) = 130 mm d2 = m z 2 cos ( β ) = cos 4.91 ( 10 , 3 ) = 370 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 130 + 2.4 = 138 mm da2 = d2 + 2m = 370 + 2.4 = 378 mm Đường kính vòng chân: df1 = d1 – 2,5m = 130 - 2,5.4 = 120 mm df2 = d2 – 2,5m = 370 - 2,5.4 = 360 mm
Tính lại khoảng cách trục: aw = m ( z 1 + z 2 )
( 10 , 3 ) = 250.03 mm ≈ 250 mmChiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = Ψba a= 0,25.250 = 62,5 mm
Theo bảng 6.3 , ta chọn cấp chính xác là 9 với vgh = 6m/s
Kiểm Tra Bền
3.10.1 Hệ số tải trọng động:
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 , ta chọn:
3.10.2 Kiểm tra ứng suất tiếp: σ H = Z M Z H Z ε d w1 √ 2T 1 K Hβ b K w u HV ( u+1 ) = 275.1 130 ,76.0 ,1 ,73 √ 2.151780.1 62 , 025 ,3.2 1 ,83 , 06 ( 2 ,83 + 1 ) =
ZM = √ π [ E 2 ( 1 − 2 μ E 1 2 ) 1 + E E 2 1 ( 1 − μ 2 2 ) ] do cặp vật liệu bằng thộp nờn ZM = 275 Mpa ẵ
Nếu cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều x 1 + x 2 = 0, ta có: a w = a = 20 ° , khi đó Z H = 1,76
Ta có σ H < σ [ H] , nằm trong khoảng cho phép
3.10.3 Hệ số dạng răng γ F Đối với bánh răng dẫn: γ F1 = 3,47 + 13 z ,2
1 = 3,47 + 13 32 ,2 = 3,88 Đối với bánh răng bị dẫn: γ F2 = 3,47 + 13 z ,2
2 = 3,47 + 13 91 , 2 = 3,62 Đặc tính so sánh độ bền các răng (độ bền uốn):
Ta kiểm nghiệm tiến hành theo bánh răng có độ bền ít hơn.
3.10.4 Ứng suất uốn tính toán: σ F 2 = 2 γ F d 2 T 1 K Fβ K FV w 1 b w m = 2.3 ,62.151780 1 , 05.1, 11
→ thỏa điều kiện bền tiếp xúc
Fr1 = Fr2 = F’.tan α = F t 1 tan ( α ) cos ( β ) = 2333 cos ,3 tan ( 20 )
Khoảng cách trục aw = 250 mm
Chiều rộng vành răng bw = 62,3 mm
Tỉ số truyền u1 = u2 = 2,83Góc nghiêng của răng β = 10,3 °
Số răng bánh răng Z1 = 32, Z2 = 91 Đường kính vòng chia d1 = 130 mm d2 = 370 mm Đường kính vòng đỉnh da1 = 138 mm da2 = 378 mm Đường kính vòng chân df1 = 120 mm df2 = 360 mm Lực vòng F t 1= F t 2 = 2333,3 N
Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = 863,2N
3.10.6 Kiểm tra điều kiện bôi trơn
-Do hợp giảm 2 cấp đồng trục và tỉ số truyền bằng nhau nên d a 2 = d a 4 378 mm và cả 2 bánh dẫn đều ngập dầu như nhau:
- Vận tốc vòng v= 3,05 (𝑚/𝑠), v= 1,079 (𝑚/𝑠) nên bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu
- Chiều cao mức ngập dầu thấp nhất: ℎmmin ≥ 10𝑚𝑚
- Chiều cao mức ngập dầu tính toán: (2.25𝑚 ÷ 4𝑚) ≤ hm ≤ d 6 a 2 ↔ (9÷ 14) ≤ hm ≤
Chiều cao mức ngập dầu cho phép: 15 ≥ ℎm≥ 10(𝑚𝑚)
⇒ Chọn mức ngập dầu hm = 14 mm
- Chọn dầu bôi trơn: χ br = 10 −5 H HV σ 2 H
- H HV là độ rắn bề mặt làm việc cặp bánh răng theo Viker Ta chọn độ rắn là 322HB = 332 HV
- 𝜎 H là ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt làm việc
- 𝑣 là vận tốc vòng bánh răng
Theo đồ thị 13.9a [2] ta chọn dầu bôi trơn có 𝑣 50 = 120 × 10 -6 m 2 /s
⇒Độ nhớt ở nhiệt độ 40 ° C là: 𝑣40 = 𝑣 50 ( 40
50 ) 3 61.44 cSt Theo bảng 11.3 ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 68
4 THIẾT KẾ TRỤC HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
Thiết Kế Trục I
Moment xoắn trên trục bánh dẫn TI = 151,78 Nm = 151780 Nmm,
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có:
Giới hạn chảy [σ ch ] = 540MPa
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa
4.1.3 Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
- Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = 863,2 N
Lực tác dụng bộ truyền đai
- Lực tác dụng lên trục Fr = 1188,362 N
4.1.4 Kích thước sơ bộ của trục Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức: d1 = 10√ 3 16 π [ τ T ] = 10 √ 3 16.151 π 15 ,78 = 37,21 mm
→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189
Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k 1 = 14mm
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15mm
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông h n = 20mm
Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau:Chiều dài mayơ bánh đai lm12 = 56 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm13 = 67,5 mm l12 = −¿ lc12 = −¿ [0,5.(lm12 + bo ) + K3 + hn] = 80 mm l13 = [0,5.(lm13 + bo ) + K1 + K2] = 75mm
4.1.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
- Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = 863,2 N
Lực tác dụng bộ truyền đai
- Lực tác dụng lên trục Fr = 1188,362 N
- Moment uốn trục y do trục Fa gây ra:
4.1.6 Tính toán tiết diện trục
Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 60 MPa Theo thuyết bền số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:
Moment quán tính tại tiết diện A:
Moment quán tính tại tiết diện nguy hiểm B:
Moment quán tính tại tiết diện C:
Moment quán tính tại tiết diện D:
MtdD =√ M x 2 /D + M 2 y /D +0.75 T 2 D = √ 0 2 + 0 2 + 0 2 = 0 Nm Đường kính các đoạn trục theo moment tương đương và ứng suất uốn cho phép tại A: dA = √ 3 M 0 tdA ,1 10 [ σ ] 3 = √ 3 131 0 , ,1.60 45.10 3 = 27,98mm
Do có gắn then trên trục A, đường kính d tăng từ 5 đến 10%, dẫn đến đường kính tại B là 30,77 mm Tại tiết diện nguy hiểm B, đường kính được tính là dB = √3 M0 tdB,1 [10 σ]³ = √3 * 166 * 0,1 * 60 * 22 * 10³ = 30,26 mm Tại tiết diện C, đường kính dC được xác định bằng công thức dC = √3 M0 tdC,1 10 [σ]³ = √3 * 145 * 0,57 * 10 * 1,60 * 10³ = 28,95 mm.
Do trên trục C có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dB 28,95.1,1= 31,845 mm
Chọn lần lượt dA = 35 mm, dB = 40 mm, dC = 45 mm, dD = 40 mm theo tiêu chuẩn
4.1.7 Thiết kế mối ghép then:
Trục có 2 then tại vị trí bánh đai và bánh răng.
Chiều dài mayơ bánh đai là 56 mm
→ Chọn chiều dài then là 45 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dA = 35 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 10 mm
→ Chọn then bằng 10 x 8 x 45, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,3 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ là 67,5 mm
→ Chọn chiều dài then là 50 mm
Ta có dC = 45 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 14 mm
→ Chọn then bằng 14 x 9 x 50, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,8 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục theo công thức: sj = s σj s τj
Trong đó: s σj = K σ −1 σdj σ aj + Ψ σ σ mj s τj = K σ −1 τdj τai +Ψ τ τ mj
Với hệ số an toàn cho phép [s] = 3, chúng ta có thể bỏ qua việc kiểm nghiệm độ cứng trục Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép của trục lần lượt được tính như sau: σ−1 = 0,45σb = 353,25 MPa và τ−1 = 0,23σb = 180,55 MPa.
Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σmj = 0.
Biên độ ứng suất tại tiết diện j: σaj = σmaxj = W M j j
Với Mj là moment tổng tại tiết diện j:
Wj là moment cản xoắn đối với trụcđược tính theo công thức:
Trong trục xoay một chiều, ứng suất ứng xoắn biến đổi theo chu kỳ mạch động Tại tiết diện j, ứng suất tiếp trung bình được xác định là τmj = 0 Biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j là τaj = τmaxj = 2W T j.
Trong đó Tj:moment xoắn tại tiết diện j,Wo là moment cản uốn tại tiết diện j cho trục có 1 rãnh then được tính theo công thức:
• KX = 1, 1: hệ số tập trung do trạng thái bề mặt với trục được gia công bằng tiện với độ nhám
• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon
Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ 1,88 được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.
Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện A với d = 35 mm
= 1,6432 s σA = K σ −1 σdA σ aA + Ψ σ σ mA = null s τA = K τ −1 τdj τai + Ψ τ τ mj = 1,6432.9 180 , 55 , 01 = 12,19 sA = s σA s τA
Tương tự với tiết diện B với d = 40mm:
= 1,5551 s σB = K σ −1 σdB σ aB +Ψ σ σ mB =6,87 s τB = K τ −1 τdB τaB +Ψ τ τ mB = 19,16 sB = s σB s τB
Tương tự với tiết diện C với d = 45 mm:
= 1,6432 s σC = K σ −1 σdC σ aC + Ψ σ σ mC = 9,73 s τC = K τ −1 τdC τaC + Ψ τ τ mC = 7,7 sC = s σC s τC
Tương tự với tiết diện D với d = 40mm:
= 1,6432 s σA = K σ −1 σdA σ aA + Ψ σ σ mA = null s τA = K τ −1 τdj τai + Ψ τ τ mj = 1,6432.14 180 , 55 ,27 = 7,7 sA = s σA s τA
Nhận xét:tất cả các tiết diện trên trục I đều có hệ số an toàn s > [s] = 3,thỏa mãn điều kiện bền mỏi trục
Thiết Kế Trục III
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có:
Giới hạn chảy [σ ch ] = 540MPa
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 25 MPa
4.2.3 Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
- Lực tác dụng lên trục Frn = 0,25𝐹𝑡 4 = 0,25 6339,4= 1584,9 N
4.2.4 Kích thước sơ bộ của trục Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức: dsb2 = 10√ 3 16 π [ τ T ] = 10 √ 3 16.1120 π 15 , 42 = 72,5 mm
→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189
Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k 1 = 14mm
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15mm
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông h n = 20mm
Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau: Chiều dài mayơ bánh răng trụ 4 lm31 = 100 mm
Chiều dài mayơ nửa khớp trục nối lm33 = 105 mm l32 = [0,5.(lm31 + bo ) + K1 + K2] = 106 mm l31 = l32.2 = 212 mm lc33 = 101 mm l33 = l31 + lc33= 313 mm
4.2.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục
Trong mặt phẳng yoz ta có :
4.2.6 Tính toán tiết diện trục
Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 60 MPa Theo thuyết bền số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:
Moment quán tính tại tiết diện E:
Moment quán tính tại tiết diện nguy hiểm F:
MtdF =√ M x/ 2 F + M 2 y /F + 0.75 T 2 F = √ 230 , 861 2 + 416 , 028 2 + 0 , 75.1120 , 42 2 = 1080,69 Nm Moment quán tính tại tiết diện G:
Moment quán tính tại tiết diện H :
MtdH =√ M x 2 /H + M 2 y/ H + 0.75 T 2 H = √ 0 2 + 0 2 + 0 ,75.1120 , 42 2 = 970,31 Nm Đường kính tại tiết diện nguy hiểm F: dF = √ 3 M 0 tdF , 1 10 [ σ ] 3 = √ 3 1080 0 , , 1.60 69 10 3 = 56,47 mm
Trên trục F có gắn then, dẫn đến đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10%, do đó dF đạt 62,17 mm Đường kính tại tiết diện G được tính là dG = √(3 * M0 * t * dG,1[σ * 10^3]) = 54,72 mm Tương tự, đường kính tại tiết diện H là dH = √(3 * M0 * t * dH,1[σ * 10^3]) = 54,48 mm.
Do trên trục H có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dH 54,48.1,1= 59,93 mm
Chọn lần lượt dE = 75 mm, dF = 80 mm, dG = 75 mm, dH = 63 mm theo tiêu chuẩn
4.2.7 Thiết kế mối ghép then:
Trục có 2 then tại vị trí khớp nối và bánh răng.
Chiều dài mayơ bánh răng là 100 mm
→ Chọn chiều dài then là 75 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dF = 80 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 22 mm
→ Chọn then bằng 22 x 14 x 75, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 9 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 5,4 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc trong điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Chiều dài mayơ khớp nối là 105 mm
→ Chọn chiều dài then là 95 mm
Ta có dH = 63 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 20 mm
→ Chọn then bằng 20 x 12 x 95, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7,5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 4,9 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với tốc độ thấp → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục theo công thức: sj = s σj s τj
Trong đó: s σj = K σ −1 σdj σ aj + Ψ σ σ mj s τj = K σ −1 τdj τai + Ψ τ τ mj
Để xác định giới hạn mỏi cho trục, ta sử dụng hệ số an toàn cho phép [s] = 3, từ đó có thể bỏ qua việc kiểm nghiệm độ cứng trục Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép được tính như sau: giới hạn mỏi uốn σ−1 = 0,45σb = 353,25 MPa và giới hạn mỏi xoắn τ−1 = 0,23σb = 180,55 MPa.
Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σmj = 0.
Biên độ ứng suất tại tiết diện j: σaj = σmaxj = W M j j
Với Mj là moment tổng tại tiết diện j:
Wj là moment cản xoắn đối với trụcđược tính theo công thức:
Trong trục xoay một chiều, ứng suất ứng xoắn biến đổi theo chu kỳ mạch động, trong đó ứng suất tiếp trung bình tại tiết diện j là τmj = 0 Biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định là τaj = τmaxj = 2W T j.
Trong đó Tj:moment xoắn tại tiết diện j,Wo là moment cản uốn tại tiết diện j cho trục có 1 rãnh then được tính theo công thức:
• KX = 1, 1: hệ số tập trung do trạng thái bề mặt với trục được gia công bằng tiện với độ nhám
• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon
Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ 1,88 được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.
Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện E với d = 75 mm
= 1,6432 s σQ = K σ −1 σdA σ aA + Ψ σ σ mA = null s τQ = K τ −1 τdj τai + Ψ τ τ mj = 1,6432.14 180 ,55 ,27 = 7,7 sQ = s σA s τA
Tương tự với tiết diện F với d = 80mm:
= 1,5551 s σF = K σ −1 σdF σ aF +Ψ σ σ mF = 18,34 s τF = K τ −1 τdF τaF +Ψ τ τ mF = 8,05 sF = s σF s τF
Tương tự với tiết diện G với d = 75 mm:
= 1,6432 s σE = K σ −1 σdE σ aE + Ψ σ σ mE = 9,83 s τE = K τ −1 τdE τaE + Ψ τ τ mE = 10,41 sE = s σE s τE
Tương tự với tiết diện H với d = 63 mm:
= 1,6432 s σK = K σ −1 σdK σ aK + Ψ σ σ mK = null s τK = K τ −1 τdK τaK + Ψ τ τ mK = 1,6432.20 180 ,55 ,57 = 5,34 sA = s σA s τA
Nhận xét:tất cả các tiết diện trên trục II đều có hệ số an toàn s > [s] = 3,thỏa mãn điều kiện bền mỏi trục
Thiết Kế Trục II
Moment xoắn trên trục bánh dẫn TII = 412,38 Nm = 412380 Nmm,
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có:
Giới hạn chảy [σ ch ] = 540MPa
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa
4.3.3 Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
4.3.4 Kích thước sơ bộ của trục Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức: d2 = 10√ 3 16 π [ τ T ] = 10 √ 3 16.412 π 15 , 38 = 51,93 mm
→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189
Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k 1 = 14 mm
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15mm
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông h n = 20mm
Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau: Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2: lm22 = 67.5 mm
Chiều rộng vành bánh răng 3 trên trục 2: 67,5 mm chọn b23= 100 mm l23 = l11+l32 +k1+bo = 300 mm l22 = 0,5(lm22+b0)+l4+k2 = 75 mm l21 = l23+l32 = 300 + 106 = 406 mm
4.3.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
4.3.6 Tính toán tiết diện trục
Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 60 MPa Theo thuyết bền số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:
Moment quán tính tại tiết diện I:
Moment quán tính tại tiết diện J:
MtdJ =√ M x 2 /J + M 2 y/J + 0.75T J 2 = √ 148,805 2 + 18 , 540 2 +0 ,75 412 , 38 2 = 387,3 Nm Moment quán tính tại tiết diện K :
MtdK =√ M x 2 /K + M 2 y /K +0.75 T 2 K = √ 240 ,624 2 + 450 , 832 2 + 0 ,75 412 ,38 2 = 623,5 Nm Moment quán tính tại tiết diện L:
MtdL =√ M 2 x/ L + M 2 y/ L + 0.75T L 2 = 0 Đường kính tại tiết diện J: dJ = √ 3 M 0 tdJ , 1 [ 10 σ ] 3 = √ 3 387 0 ,1.60 ,3 10 3 = 40,1 mm
Do trên trục J có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dJ 40,1.1,1= 44,1 mm Đường kính tại tiết diện tại K: dK = √ 3 M 0 tdK ,1 [ 10 σ ] 3 = √ 3 623 0 , , 1.60 5 10 3 = 47,01 mm
Do trên trục J có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dJ 47,1.1,1= 51,8 mm
Chọn lần lượt dI = 55 mm, dJ = 60 mm, dK = 60 mm, dL = 55 mm theo tiêu chuẩn
4.3.7 Thiết kế mối ghép then:
Trục có 2 then tại vị trí khớp nối và bánh răng.
Chiều dài mayơ bánh răng 2 là 67,5 mm
→ Chọn chiều dài then là 63 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dJ = 60 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 18 mm
→ Chọn then bằng 18 x 11 x 63, chiều sâu rãnh then trên trục t1 =7 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 4,4 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc trong điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Chiều rộng vành bánh răng 3 trên trục II = 100 mm
→ Chọn chiều dài then là 63 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dK= 60 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 18 mm
→ Chọn then bằng 18 x 11 x 63, chiều sâu rãnh then trên trục t1 =7 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 4,4 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc trong điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [ 𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎
Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.
→ Điều kiện bền dập của then được thoả.
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục theo công thức: sj = s σj s τj
Trong đó: s σj = K σ −1 σdj σ aj +Ψ σ σ mj s τj = K σ −1 τdj τai +Ψ τ τ mj
Hệ số an toàn cho phép được xác định là [s] = 3, cho phép bỏ qua kiểm nghiệm độ cứng trục Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép của trục lần lượt được tính như sau: σ−1 = 0, 45σb = 353,25 MPa và τ−1 = 0, 23σb = 180,55 MPa.
Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σmj = 0.
Biên độ ứng suất tại tiết diện j: σaj = σmaxj = W M j j
Với Mj là moment tổng tại tiết diện j:
Wj là moment cản xoắn đối với trụcđược tính theo công thức:
Trong hệ thống trục xoay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, với ứng suất tiếp trung bình tại tiết diện j là τmj = 0 Biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định là τaj = τmaxj = 2W T j.
Trong đó Tj:moment xoắn tại tiết diện j,Wo là moment cản uốn tại tiết diện j cho trục có 1 rãnh then được tính theo công thức:
• KX = 1, 1: hệ số tập trung do trạng thái bề mặt với trục được gia công bằng tiện với độ nhám
• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon
Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ 1,88 được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.
Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện I với d = 55 mm
= 1,6432 s σQ = K σ −1 σdA σ aA + Ψ σ σ mA = null s τQ = K τ −1 τdj τai + Ψ τ τ mj = 1,6432.14 180 ,55 ,27 = 7,7 sQ = s σA s τA
Tương tự với tiết diện J với d = 60 mm:
= 1,5551 s σF = K σ −1 σdF σ aF +Ψ σ σ mF = 18,34 s τF = K τ −1 τdF τaF + Ψ τ τ mF = 8,05 sF = s σF s τF
Tương tự với tiết diện K với d = 55mm:
= 1,6432 s σE = K σ −1 σdE σ aE +Ψ σ σ mE = 9,83 s τE = K τ −1 τdE τaE + Ψ τ τ mE = 10,41 sE = s σE s τE
Tương tự với tiết diện L với d = 60 mm:
= 1,6432 s σK = K σ −1 σdK σ aK + Ψ σ σ mK = null s τK = K τ −1 τdK τaK + Ψ τ τ mK = 1,6432.20 180 ,55 ,57 = 5,34 sA = s σA s τA
Nhận xét:tất cả các tiết diện trên trục II đều có hệ số an toàn s > [s] = 3,thỏa mãn điều kiện bền mỏi trục
5 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Ổ lăn trục I
5.1.1 Thông số đầu vào đường kính trong d1 = 40mm.
Tốc độ quay n1 = 484 vg/ph.
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Do ổ lăn nằm trên trục đầu vào, tốc độ quay cao và chịu tải từ bánh răng côn nên ta ưu tiên chọn ổ lăn dạng ổ đũa côn.
Ta có lực hướng tâm trên ổ đũa côn được tính như sau:
Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng 2.11
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) α C (kN) Co(kN)
Bảng 3 Thông số sơ bộ ổ lăn trục I
5.1.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ
Ta có e = 1,5 tan(α) = 1,5 tan(10,5) = 0,278 , từ đó ta tính được lực dọc trục phụ tại các ổ:
Tổng lực dọc trục tại B và D được xác định như sau:
Tiến hành xét tỷ số với V = 1 do xoay 1 vòng:
Ta được các hệ số X = 0,4 − Y = 0,4 cotα = 0,4 cot10,5=2,16 Tương tự ta xét tỷ số đối với ổ B:
Tải trọng quy ước trên các ổ:
• Kσ = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ
• KT = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ.
Vì QD > QB nên ta tiến hành tính toán theo tải trọng lớn hơn tại D.
5.1.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn
Tuổi thọ của ổ đũa côn theo đơn vị triệu vòng quay tính theo công thức,với Lh 7000h:
Khả năng tải động được xác định qua:
L = Q m √ L với m = 10 3 là bậc đường cong mỏi đối với ổ đũa côn, thay các thông số cần thiết vào
Như vậy khả năng tải động của ổ được thỏa.
5.1.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta có X0 = 0,5 và Y0 = 0,22 cot α = 0,22 cot 10,5 = 1,187 Tải tĩnh tại ổ lăn D theo công thức:
Như vậy độ bền tĩnh của ổ lăn được thỏa.
Ổ lăn trục II
5.2.1 Thông số đầu vào Đường kính trong d1 = 55mm.
Tốc độ quay nII = 158,4 vg/ph.
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng nên ta ưu tiên chọn ổ lăn dạng ổ đũa côn.
Ta có lực hướng tâm trên ổ đũa côn được tính như sau:
Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng 2.11
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) α C (kN) Co(kN)
Bảng 4 Thông số sơ bộ ổ lăn trục II
5.2.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ
Ta có e = 1,5 tan(α) = 1,5 tan(12,5) = 0,333 , từ đó ta tính được lực dọc trục phụ tại các ổ:
Tổng lực dọc trục tại I và L được xác định như sau:
Tiến hành xét tỷ số với V = 1 do xoay 1 vòng:
Ta được các hệ số X = 0,4 − Y = 0,4 cotα = 0,4 cot12,5=1,804 Tương tự ta xét tỷ số đối với ổ I:
Tải trọng quy ước trên các ổ:
• Kσ = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ
• KT = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ.
Vì QL > QI nên ta tiến hành tính toán theo tải trọng lớn hơn tại L.
5.2.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn
Tuổi thọ của ổ đũa côn theo đơn vị triệu vòng quay tính theo công thức,với Lh 7000h:
Khả năng tải động được xác định qua:
L = Q m √ L với m = 10 3 là bậc đường cong mỏi đối với ổ đũa côn, thay các thông số cần thiết vào
Như vậy khả năng tải động của ổ được thỏa.
5.2.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta có X0 = 0,5 và Y0 = 0,22 cot α = 0,22 cot 12,5 = 0,992 Tải tĩnh tại ổ lăn L theo công thức:
Như vậy độ bền tĩnh của ổ lăn được thỏa.
Ổ lăn trục III
5.3.1 Thông số đầu vào Đường kính trong d3 = 75mm.
Tốc độ quay nIII = 56 vg/ph.
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng nên ta ưu tiên chọn ổ lăn dạng ổ đũa côn.
Ta có lực hướng tâm trên ổ đũa côn được tính như sau:
Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng 2.11
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) α C (kN) Co(kN)
Bảng 5 Thông số sơ bộ ổ lăn trục III
5.3.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ
Ta có e = 1,5 tan(α) = 1,5 tan(12,33) = 0,328 , từ đó ta tính được lực dọc trục phụ tại các ổ:
Tổng lực dọc trục tại E và G được xác định như sau:
∑ F a/G = max(S G ; |−F E – S E |) = max(640,8; |−3928,4 –1069,5 |) = 4997,9 N Tiến hành xét tỷ số với V = 1 do xoay 1 vòng:
Ta được các hệ số X = 0,4 − Y = 0,4 cotα = 0,4 cot12,33=1,83 Tương tự ta xét tỷ số đối với ổ E:
Tải trọng quy ước trên các ổ:
• Kσ = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ
• KT = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ.
Vì QG > QE nên ta tiến hành tính toán theo tải trọng lớn hơn tại G.
5.3.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn
Tuổi thọ của ổ đũa côn theo đơn vị triệu vòng quay tính theo công thức,với Lh 7000h:
Khả năng tải động được xác định qua:
L = Q m √ L với m = 10 3 là bậc đường cong mỏi đối với ổ đũa côn, thay các thông số cần thiết vào
Như vậy khả năng tải động của ổ được thỏa.
5.3.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta có X0 = 0,5 và Y0 = 0,22 cot α = 0,22 cot 12,33 = 1,006 Tải tĩnh tại ổ lăn G theo công thức:
Như vậy độ bền tĩnh của ổ lăn được thỏa.
Tính Chọn Nối Trục
- Lực tác dụng khớp nối lên trục Frn = 0,25𝐹𝑡 4 = 0,25 6339,4= 1584,9 N
Trong đó: với 𝑑 = 63𝑚𝑚 ta được 𝐷 0 = 170𝑚𝑚, 𝑑 m = 120𝑚𝑚, 𝑙 1 = 25𝑚𝑚, 𝑙 2 = 45𝑚𝑚,
Kiểm tra độ bền uốn của chốt: σ F =¿ 32 K 10 3 T l c π d c 3 D O Z = 32.1 ,3.10
→ Điều kiện bền uốn và bền dập của nối trục vừa chọn được thoả. Trong đó:
+ z là số chốt + 𝐷 0 là đường kính vòng tròn tâm đi qua các chốt + 𝑑 c là đường kính chốt
+ 𝑙 c là chiều dài chốt + 𝐾 = 1.3 là hệ số chế độ làm việc Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su: σ d =¿ 2 KT 10 3
6 CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
Chọn thân máy
Thân hộp Chiều dày:δ = 12 mm
Nắp hộp Chiều dày: δ 1 = 10 mm
Gân tăng cứng Chiều dày: e = 10mm
Chiều cao: h = 50mm Độ dốc = 2 °
Bu lông nền Đường kính d 1 = 20 mm
Bu lông cạnh ổ Đường kính d 2 = 16 mm
Bề rộng mặt ghép: K 2 = 50(mm) Tâm lỗ: E 2 %(mm) (không tính chiều dày thành hộp)
Bu lông ghép bích nắp và thân Đường kính d 3 : 14(mm)
Vít ghép nắp ổ Đường kính d 4 : 8(mm)
Vít ghép nắp cửa thăm Đường kính d5: 8(mm)
Bích than hộp Chiều dày: S 3 = 22(mm)
Bề rộng: K 3 = 42(mm) Bích nắp hộp Chiều dày: S 4 = 20(mm)
Mặt đế hộp Chiều dày: S1 = 28(mm)
Bề rộng của chi tiết được xác định là K1 = 60mm và q = 84mm Khe hở giữa các chi tiết bánh răng và vòng trong của hộp là ∆ = 12mm, trong khi đỉnh bánh răng lớn và vòng trong hộp có khe hở là ∆1 = 36mm Khe hở giữa mặt bên các bánh răng cũng cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.
Số lượng Bu lông nền z=6
Các chi tiết liên quan đến kết cấu của vỏ hộp
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp được thiết kế nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép, cần sử dụng 2 chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một trong những nguyên nhân chính dẫn đến hỏng hóc của ổ.
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: D = 10mm, C=1,6mm, l = 60mm
Cửa thăm là một bộ phận quan trọng giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp lắp ghép Nó cũng cho phép đổ dầu vào trong hộp một cách dễ dàng Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp và được đậy kín bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi để đảm bảo thông khí.
Chọn kích thước cửa thăm như sau:
Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp sẽ tăng cao Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp cửa thăm của hộp.
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, dùng que thăm dầu:
Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, giúp bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, ngăn ngừa mài mòn và hoen gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn có chức năng ngăn dầu chảy ra ngoài, góp phần quan trọng vào tuổi thọ của ổ lăn Với cấu trúc đơn giản và dễ thay thế, vòng phớt được sử dụng rộng rãi, tuy nhiên, nó cũng có nhược điểm là dễ mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao.
- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mở trong bộ phận ổ với dầu trong hộp
7 CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP
Dung sai lắp ghép bánh răng lên trục
Do bánh răng trục hộp giảm tốc nên ta chọn mối ghép H7/f7
Chi tiết Kích thước (mm)
Mối ghép ES ( 𝜇𝑚 ) EI ( 𝜇𝑚 ) es ( 𝜇𝑚 ) ei ( 𝜇𝑚 )
Dung sai lắp ghép ổ lăn
- Ta chọn tải trọng ổ lăn là tải trọng chu kì, do vòng trong của ổ lăn lắp theo hệ thống lỗ, ta chọn kiểu lắp 𝑘6
Chi tiết Kích thước (mm)
Mối ghép ES ( 𝜇𝑚 ) EI ( 𝜇𝑚 ) es ( 𝜇𝑚 ) ei ( 𝜇𝑚 ) Ổ lăn trục
Dung sai lắp ghép then
- Trên trục do ghép có độ dôi nên ta chọn mối ghép P9/h9 và trên bạc lắp trung gian ta chọn mối ghép Js9/h9
Chi tiết Kích thước (mm)
Mối ghép ES ( 𝜇𝑚 ) EI ( 𝜇𝑚 ) es ( 𝜇𝑚 ) ei ( 𝜇𝑚 )