Môn học Đồ án thiết kế máy là một môn học giúp cho sinh viên chuyên ngành Cơ Khí có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí, để từ đó có cách nhìn về hệ t
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Số vòng quay: nIII= 293 3462, (vòng/ phút)
Ch ọ n lo i xích: ạ Bộ truyền xích ống con lăn.
Xác đị nh các thông s ố c ủ a xích và b ộ truy ề n:
Theo bảng 5.4, với u = 2,x 79, số răng đĩa nhỏ z1= 29 − ux× 2 = 23 42, (2.1) Chọn số răng z1= 23 (răng)
Do đó số răng của z = u × z2 x 1#× 2, = < z79 64 17 max0 (2.2)
Tỉ số truyền thực tế: ut=z2 z1e
23 = 2,83 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Sai số có thể chấp nhận được
Theo công thức (5.3), công suất tính toán:
23 = 1,0870 – số số răng (2.4)Hệ kn=n01 nIII= 200
293 3462, = 0,6818– số số vòng quay (2.5) Hệ
Lại có công thức k = k × k × k × k × k × k0, với k0 = 1 là đường nối giữa hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang (0°) Ka = 1 khi chọn khoảng cách trục a = 40p Kđc = 1 được xác định khi chọn vị trí trục điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Kbt = 1,3 khi áp dụng phương pháp bôi trơn đạt yêu cầu trong môi trường làm việc có bụi Kd = 1,5 cho tải trọng va đập nhẹ, và kc = 1 khi làm việc theo ca.
Pt= PIII× k × kz× kn 3148, × 1, × 1,95 0870× 0,6818 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, mmthỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt< [P] = 19 kW,3 Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu số [II], p < pmax
Theo công thức 5.12 số mắt xích: x =2 × a p + 0,5 × (z 1 + z2) +(z 2 − z1) 2 × p
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 × {x − 0,5 × z + zc (2 1) + √[xc− 0,5 × z(2− z )]1 2 − 2 × [z2− z1 π ]
2} 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 =z1× nIII
Tính ki m nghi m xích v ể ệ ề độ ề n: b s = Q kđFt+ F + F0 v (2.11) 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 trọng độngtải
Chọn chế độ làm việc trung bình, tải trọng mở máy bằng 150% so với tải trọng danh nghĩa
Ft= 3800 N − lực vòng ( Cần tính lại F t = 1000P III
Lực căng F0 do trọng lượng nhánh xích bị động tạo 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, và các giá trị kf = 4, 2, 1 ứng với bộ truyền nghiêng dưới 40 độ, trên 40 độ và khi bộ truyền thẳng đứng Độ võng f thường được sử dụng trong khoảng (0,01 0,02)a, trong đó a là khoảng cách trục tính bằng mét.
Fv− lực căng do lực li tâm sinh ra, N
1,2 × 3800 54 5750 36 0483+ , + , = 19 0297, 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 sin (πz1)= 31,75 sin ( π23)= 233 1702, mm (2.14) d2= p sin (πz2)= 31,75 sin ( π65)= 657 1679, mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích: d = p × [0,5 + cotga1 (π z1)] 1 75, × [0,5 + cotg (π
65)] = 672 2754, mm (2.15b) Đường kính vòng đáy của đĩa xích: d = d − 2 × r =f1 1 233 1702, − 2 × 9,6226 213 925= , mm (2.16a) d = d − 2 × r =f2 2 672 2754, − 2 × 9,6226 653 0302= , mm (2.16b)
Tra d1= 19 05, mmtại bảng 5.2 tài liệu số [II]
Ki ể m nghi m xích v ệ ề độ ề b n ti p xúc: ế σ = 0,H 47 × √kr× (F × k + Ft đ vđ) × E
A × kd (2.17) Trong đó: kr− hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z
Với z = 23ta dùng phép nội suy tính ra:
Ft= 3800 N − lực vòng kđ= 1,2 − Hệ số trọng độngtải kd− hệ số phân bố không đều trọng cho các dãy, k = 1 xích 1 dãy (tải d ( ) 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
Tổng hợp giá trị của hai modun đàn hồi E và E1 cho con lăn và răng đĩa là 2,1 × 10^5 MPa Trong trường hợp này, vật liệu được chọn cho con lăn và răng đĩa là thép, do đó E = E1 = 2,1 × 10^5 MPa.
Suy ra: σ = 0,H 47 × √kr× (F × k + Ft đ vđ) × E
Sử dụng thép 45 tôi đạt độ rắn HB210 trong bảng 5.11 tài liệu [II] sẽ giúp đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ] = 600MPaH, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Đồng thời, điều kiện σ ≤ [σ H2 H] cũng được đảm bảo với cùng loại vật liệu và quy trình nhiệt luyện.
Xác đị nh l ự c tác d ụ ng lên tr ụ c:
Theo 5.20, lực tác dụng lên trục:
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
TÍNH THI T K B TRUYẾ Ế Ộ ỀN BÁNH RĂNG Ấ C P 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 T); II = 151195,8849 (Nmm)
Thời gian làm việc Lh= 5 ×281× 8 × 1 240 giờ
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ
Trong bài viết này, chúng ta sẽ thảo luận về việc sử dụng hộp giảm tốc (bộ truyền kín) được bôi trơn tốt, với dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng Thiết kế sẽ được thực hiện dựa trên ứng suất tiếp xúc để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB241…285.Có σch= 580 MPa và σb= 850 MPa Theo bảng 6.1 ta chọn độ rắn trung bình cho từng bánh dẫn như sau:
Bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình H1= 250 HB
Dựa vào quan hệ H ≥ H1 2+(10 15)HB ÷
Ta chọn độ rắn trung bình cho bánh bị dẫn H2= 235 HB
Tính toán s chu k ố ỳ cơ sở ố , s chu kì thay đổ i ứ ng su ất tương đương
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NF0− Số chu thay đổi ứng suất sở khi thử uốnkì cơ về
NF0= 4 × 10 6 đối với các loại thép.tất cả
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng của bánh chủ động
Tmax) 3 ni it (3.1.1) Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh ở đây có 1 lần ăn khớp
Trong đó t1= 122 32 tck, t2= 122 40 tck, t3= 50 122 tck
Tmax) m F ni it (3.1.2) Với m = 6F 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.
Trong đó t1= 122 32 tck, t2= 122 40 tck, t3= 50 122 tck
Do NFE1> NFO1 Nvà FE2> NFO2 , NHE1> NHO1 Nvà HE2> NHO2
Nên KFL1= KFL2= KHL1= KHL2= 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 tr ng su ị ứ ấ t:
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng được xác định bằng công thức σ0Hlim = 2HB + 70 Cụ thể, với HB = 250, ta có σ0Hlim1 = 570 MPa; với HB = 235, ta có σ0Hlim2 = 540 MPa Đối với ứng suất tiếp xúc cho phép, công thức là σ0Flim = 1,8HB Tính toán cho HB = 250 cho ra σ0Flim1 = 450 MPa, trong khi với HB = 235, σ0Flim2 = 423 MPa.
Khi tôi cải thiện thì SH= 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh chủ động
1,1 × 1 = 466 3636, MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh bị động
1,1 × 1 = 441 8182, MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
Xác định điều kiện giá trị [ ]σH
441 8182, ≤454 2567, ≤552 2728, Trong đó [ ]σH minlà giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị [σH1],[σH2]
[ ]σH min= σ[ H2] = 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 Ψba= 0,3 ÷ 0,5 Chọn Ψ ba 0,4theo tiêu chuẩn. Ψbd=Ψba× (u1+ 1)
2 = 0,916 ≈ 1 (3.1.8) Tính toán các thông s c a b truy ố ủ ộ ền bánh răng
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức: aω= Ka× (u + 1I ) × √ TI× KHβ Ψba× [σH] 2 × uI
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) aω= Ka× (u + 1I ) × √ TI× KHβ Ψba× [σH] 2 × uI
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°
Suy ra s ố răng z1: z1=2 × aω× cosβ° m × (uI+ 1) =2 ×160× cos35°
Ta chọn số răng z1= 19 răng
Tính lại góc nghiêng răng: β = arcosm × (z2+ z1)
T s truy n sau khi ch n s ỷ ố ề ọ ố răng: uI ∗=z2 z1i
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Sai số có thể chấp nhận được
Tính lại khoảng cách trục: aω=m × (z1+ z2)
Đường kính vòng chia của bánh răng được tính như sau: d1 = mz1 cosβ = 3 × 19 cos34,41° = 69,1 mm và d2 = mz2 cosβ = 3 × 69 cos34,41° = 250,9 mm Đường kính vòng đỉnh là: d1 = da1 + 2m = 69,1 + 3 × 2 = 75 mm và d2 = da2 + 2m = 250,9 + 3 × 2 = 256,9 mm Đường kính vòng đáy được xác định bằng df1 = d1 − 2,5 × m = 69,1 − 2,5 × 3 = 61,6 mm và df2 = d2 − 2,5 × m = 250,9 − 2,5 × 3 = 243,4 mm.
Chiều rộng vành răng: b2= b = Ψω ba× aω= 0,4 × 160 64= mm b = b − 5 =1 2 64− 5 Y mm
Tính toán ki m nghi m giá tr ng su t ti p xúc: ể ệ ị ứ ấ ế
Trên bánh chủ động: σH 1=ZM× ZH× Zε dω1 × √2 × TI× KH× (u + 1)I bω× uI (3.1.14)
ZM− hệ số đến kể cơ tính của vật liệu bánh răng.
Do cặp bánh răng đều bằng thép nên ZM= 274 (MPa) 1/3
ZHlà hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
ZH= √ 2 × cosβb sin (2 × αtw) = √2 × cos32,1° sin (2 × 23 8°, ) = 1,52 (3.1.15)Trong đó: α = α = arctgt tw (tg(α) cos (β)) = arctg ( tg(20°) cos (34 41°, )) = 23 8°, (3.1.16) α − góc profin gốc Theo TCVN 1065 − 71, α = 20° tgβb= cosαt× β = cos23,8° × 34 41°tg tg , = 0, ⟹ β63 b= , (3.1 )32 1° 17
Zεlà hệ số xét đến ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: ε = bβ ω× sinβ m × π = 64 ×sin34 41, °
Ta tính gần đúng εαtheo công thưc sau: ε = [1, − 3,2 ×α 88 (1 z1+1 z2)] ×cosβ (3.1.20) ε = [1, − 3,2 ×α 88 (1
69)] × cos34 41, ° = 1,37 dω1− đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh chủ động dω1=2 × 𝑎𝜔
Chọn Kd= 67,5 MPa 1/3 − hệ số trùng khớp vật liệu chế bánh răng.và tạo
KH− hệ số trọng tải tính.
KHα= 1,09( bảng 6.14 tài liệu [II])
Theo bảng 6.15 và 6.16 trong tài liệu [II], hệ số δH− phản ánh ảnh hưởng của các sai số khớp, trong khi hệ số δăn H= 0,002 cho thấy sự ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Giá trị go được xác định là 47, với v = π × dω1 × nI.
60000 = 10 72, (m s ) ( 3.1.25) Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:
Theo bảng 6.13 tài liệu [II] ta thấy vận tốc v = 10 72, nhỏ hơn 1 m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác 5 cần thiết là 7
Suy ra: σH=ZM× ZH× Zε dω1 × √2 × TI× KH× (u + 1)I bω× uI (3.1.26) σH'4 × 1,52 × 0,85
64 × 3,58 = 261 55, MPa Ki ể m nghi m l i ệ ạ ứ ng su ấ ế p xúc cho phép: t ti
[σH] =σ0Hlim× ZR× ZV× Kl× KxH× KHL
𝑍𝑅 là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Chọn 𝑍𝑅= 1
𝑍𝑉là 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
𝐾𝑥𝐻là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Dể dàng thấy được 𝜎𝐻≤ [𝜎𝐻] thỏa điều kiện bền tiếp xúc
Tính toán ki m nghi m giá tr ng su t u ể ệ ị ứ ấ ố n:
Trên bánh chủ động: σF 1=2 × TI× KF 1× Yε× Yβ× YF1 bω× dω1× m ≤ [σF 1] (3.1.30) Trên bánh bị động: σF 2=σ × YF 1 F2
1,37 = 0,73− hệ số đến sự trùng khớp của răng (3.1.kể 32)
140 = 0,75− hệ số đến nghiêng của răng (3.1.kể độ 33)
Hệ số dạng răng của bánh 1 (YF1) và bánh 2 (YF2) phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Công thức tính số răng tương đương được thể hiện qua các phương trình: zv1 = z1 cos 3 β và zv2 = z2 cos 3 β Cụ thể, với β = 34°41', số răng tương đương của bánh 1 là 34 răng và của bánh 2 là 122 răng.
Hệ số dịch chỉnh ta chọn bằng 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [II] suy ra YF1= 3,8 và Y F2 = 3,6
KF− hệ số trọng khi tải tính về uốn KF= K × K × KFβ Fα Fv
KFβ− hệ số kể đến sự phân bố không đều trọng trên chiều rộng vành răng khi tải tính về uốn.
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
Hệ số δF phản ánh ảnh hưởng của các sai số khớp, trong khi δăn F = 0,006 thể hiện tác động của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, với go = 47.
Ta tính ứng suất uốn trên bánh chủ động: σF 1=2 × TI× KF× Yε× Yβ× YF1 bω× dω1× m ≤ [σF 1] (3.1.37) σF 1=2 × 44437,4864× 2, × 0, × 0, × 3,836 73 75
64 69 87× , × 3 = 32 53, MPa ≤ [σF 1] %7 1429, MPa Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động: σF 2=σF 1× YF2
3,8 = 30 82, 𝑀𝑃𝑎 ≤ [σF 2] $1 7143, MPa (3.1 )38 Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ki ể m nghi ệm răng về quá t ả i
T = 1 (3.1.39) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σH maxkhông được vượt quá giá trị cho phép: σH max= σH× √Kqt= 261 55, × √1 &1 55, MPa ≤ [σH]max (3.1.40)
Để đảm bảo an toàn cho mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σF max không được vượt quá giá trị cho phép, được tính theo công thức σF max = σF × √Kqt Cụ thể, σH max được xác định là 2,8 × σch = 2,8 × 580 = 1624 MPa Đồng thời, cần kiểm tra điều kiện σF max ≤ [σF]max để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng.
Thỏa mãn điều kiện kiểm nghiệm răng về quá tải
TÍNH THI T K B TRUYẾ Ế Ộ ỀN BÁNH RĂNG CẤP CH M Ậ
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 ; T) III= 400913,19 (Nmm)
Thời gian làm việc Lh= 5 ×281× 8 × 1 240 giờ
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ
Trong thiết kế hộp giảm tốc (bộ truyền kín) với việc bôi trơn tốt, dạng hỏng chủ yếu gặp phải là 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 hệ thống.
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB241…285.Có σch= 580 MPa và σ b = 850 MPa Theo bảng 6.1 ta chọn độ rắng trung bình cho từng bánh dẫn như sau:
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 s chu k làm vi ố ỳ ệc cơ sở ố , s chu k ỳ thay đổ i ứ ng su ất tương đương
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NF0− Số chu thay đổi ứng suất sở khi thử uốnkì cơ về
NF0= 4 × 10 6 đối với các loại thép.tất cả
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
Trong đó t1= 122 32 tck , t2= 122 40 tck, t3= 50 122 tck
Với m = 6F 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
Trong đó t1= 122 32 tck, t2= 122 40 tck, t3= 50 122 tck
Do NFE5> NFO5 Nvà FE6> NFO6 , NHE5> NHO5 Nvà HE6> NHO6
Nên KFL5= KFL6= KHL5= KHL6= 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 tr ng su ị ứ ấ t:
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng được xác định như sau: σ0Hlim = 2HB + 70, trong đó σ0Hlim5 = 570 MPa và σ0Hlim6 = 540 MPa Đối với σ0Flim, công thức là σ0Flim = 1,8HB, với σ0Flim5 = 450 MPa và σ0Flim6 = 423 MPa Các giá trị này xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng.
Khi tôi cải thiện thì SH= 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh chủ động
1,1 × 1 = 466 3636, MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh bị động
1,1 × 1 = 441 8182, MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻6] = 441 8182, MPa Ứng suất uốn cho phép:
1,75 × 1 = 241 7143, MPa Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng với các ổ trục nên Ψba= 0,3 ÷ 0,5 Chọn Ψ ba 0,4theo tiêu chuẩn. Ψbd=Ψba× (uII+ 1)
2 = 0,758 ≈ 0,8 (3.2.7) Tính toán các thông s c a b truy ố ủ ộ ền bánh răng:
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức: aω2= Ka× (uII+ 1) × √ TII× KHβ Ψba× [σH] 2 × uII
3 (3.2.8) Chọn Ka= 49,5(2 bánh răng đều làm bằng thép) tra bảng 6.5 tài liệu [II] aω2= Ka× (uII+ 1) × √ TII× KHβ Ψba× [σH] 2 × uII 3 aω2= 49,5 × 2,( 79 + 1) × √ 151195,8849 × 1,03
Ta chọn lại khoảng cách trục aω2= 200 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m2= 3 mm
Các thông s hình h c ch y u c a b truy ố ọ ủ ế ủ ộ ền bánh răng:
Số bánh răng dẫn: z5=z5+ z6 u + 1II = 134
Số bánh răng bị dẫn: z6= 167− z5= 134 36 98− = răng (3.2.12)
Tính lại khoảng cách trục: a′ω2=(z5+ z6) × m
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: uII ∗ =z6 z5
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Sai số có thể chấp nhận được Đường kính vòng chia:
𝑑 = 𝑚 × 𝑧 = 3 ×6 2 6 98 294= 𝑚𝑚 (3.2.15b) Đường kính vòng đỉnh: d = d + 2 × ma5 5 2= 108+ 3 × 2 4 mm (3.2.16a) d = d + 2 × ma6 6 2= 294+ 3 × 2 00 mm (3.2.16b)
Chiều rộng vành răng: b5= bω2= Ψba× aω2= 0,4 × 200 80= mm (3.2.17a) b6= b + 5 =5 80 − 5 = 75 mm (3.2.17b)
Tính toán ki ể m nghi m giá tr ng su t ti p xúc: ệ ị ứ ấ ế
Trên bánh chủ động: σH 5=ZM× ZH× Zε dω5 × √2 × TII× KH× (u + 1)II bω2× uII (3.2.18)
ZM− hệ số đến kể cơ tính của vật liệu bánh răng.
Do cặp bánh răng đều bằng thép nên ZM= 274 MPa 1/3
ZHlà hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
ZH= √ 2 × cosβb sin (2 × αtw) = √ 2 × cos0° sin (2 × 20°) = 1,76 (3.2.19) Trong đó: α = α = arctg (t tw tg(α) cos(β)) = arctg (tg(20°) cos(0) ) ° (3.2.20) α − góc profin gốc Theo TCVN 1065 71− , α = 20° tgβb= cosαt× β = cos20° × tg0° = 0 ⟹ βtg b= 0° (3.2.21)
Zεlà hệ số xét đến ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: ε = bβ ω2× sinβ m × π2 = 80 ×sin0°
Ta tính gần đúng εαtheo công thưc sau: ε = [1, − 3,2 ×α 88 (1 z5+1 z6)] ×cosβ (3.2.23) ε = [1, − 3,2 ×α 88 (1
98)] × cos0° = 1,76 dω5− đường kính vòng lăn bánh nhỏ, bánh chủ động dω5=2 × 𝑎𝜔2
Chọn Kd= 77 MPa 1/3 − hệ số trùng khớp vật liệu chế bánh răng.và tạo
Theo bảng 6.4 tài liệu [I] ta chọn KHβ= 1,03 và KFβ= 1,05
KH− hệ số trọng tải tính.
KHα= 1,09tra bảng 6.14 tài liệu [I]
Trong bài viết này, chúng ta xem xét các hệ số ảnh hưởng đến sai số khớp, cụ thể là δH− và δăn H, với giá trị lần lượt là 2,79 và 0,006 Bảng 6.15 và 6.16 trong tài liệu [II] cung cấp thông tin chi tiết về các hệ số này Hệ số go được xác định là 56, trong khi công thức tính v được đưa ra là v = π × dω5 × nII Các hệ số này đóng vai trò quan trọng trong việc phân tích và đánh giá sai lệch của các bước răng bánh 1 và 2.
60000 = 4,52 (m s ) (3.2.27) Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:
Theo bảng 6.13 ta thấy vận tốc v = 4,52nhỏ hơn m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác cần thiết là 6 8 Suy ra:
Bánh chủ động: σH 5=ZM× ZH× Zε dω5 × √2 × TII× KH× (u + 1)II bω2× uII (3.2.28) σH 5 '4 × 1,76 × 0,86
80 × 2,79 = 344 86, MPa Kiểm nghiệm lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH] =σ0Hlim× ZR× ZV× Kl× KxH× KHL
𝑍𝑅 là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Chọn 𝑍𝑅= 1
𝑍𝑉là 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 ổ𝑖 𝑡𝑡𝑢 ℎọ Tính bên trên ta có 𝐾𝐻𝐿= 1
𝐾𝑥𝐻là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
Dể dàng thấy được 𝜎𝐻≤ [𝜎𝐻]thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
Tính toán ki m nghi m giá tr ng su t u ể ệ ị ứ ấ ố n:
Trên bánh chủ động: σF 5=2 × TII× K𝐹× Yε× Yβ× YF5 bω2× dω5× m2 ≤ [σF 3] (3.2.32) Trên bánh bị động: σF 6=σ × YF 5 𝐹6
1,78 = 0,56− hệ số đến sự trùng khớp của răng (3.2.kể 34)
140 = 1 − hệ số kể đến nghiêng của răng (3.2.độ 35)
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, số răng của bánh 1 được tính bằng công thức zv5 = z5 cos 3 β = 36 cos 3 0 = 36 răng, trong khi số răng của bánh 2 là zv6 = z6 cos 3 β = 98 cos 3 0 = 98 răng.
Hệ số dịch chỉnh ta chọn bằng 0
Tra bảng 6.18 suy ra YF5= 3,7 và Y F6 = 3,6
KF− hệ số trọng khi tải tính về uốn KF= K × K × KFβ Fα Fv
KFβ− hệ số kể đến sự phân bố không đều trọng trên chiều rộng vành răng khi tải tính về uốn.
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
Theo bảng 6.16 trong tài liệu [II], hệ số δF phản ánh ảnh hưởng của các sai số khớp, trong khi hệ số δăn F= 0,016 thể hiện tác động của sai lệch các bước răng của bánh 1 và 2, với giá trị go= 56.
Ta tính ứng suất uốn trên bánh chủ động: σF 5=2 × TII× K𝐹× Yε× Yβ× YF5 bω2× dω5× m2 ≤ [σF 5] (3.2.40) σF 5=2 × 151195,8849× 2, × 0, × 1 × 3,729 56
80 105 54× , × 3 = 56 65, MPa ≤ [σF 5] %7 1429, MPa Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động: σF 6=σF 5× YF6
3,7 = 55 12, ≤ [σ ] =F 6 241 7143, MPa Thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
Ki ể m nghi ệm răng về quá t ả i
T = 1 (3.2.41) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σH maxkhông được vượt quá giá trị cho phép: σH max= σ𝐻× √Kqt= 344 86, × √1 44 86, MPa ≤ [σH]max (3.2.42)
Để đảm bảo an toàn cho mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σF max tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép Cụ thể, σH max được tính bằng 2,8 × σch, với σch là 580 MPa, dẫn đến σH max = 2,8 × 580 = 1624 MPa Đồng thời, ứng suất uốn cực đại σF max được xác định bằng công thức σF max = σF × √Kqt, trong đó Kqt có giá trị 1,65 Do đó, cần đảm bảo rằng σF max ≤ [σF]max để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng.
Thỏa mãn điều kiện kiểm nghiệm răng về quá tải Điề u ki ện bôi trơn hộ p gi ả m t ốc bánh răng trụ hai c ấ p:
Mức d u th p nh t ng p ầ ấ ấ ậ (0.75 ÷ 2) chiều cao răng h2(h = 2 )2 25 của bánh răng 2 (nhưng ít nh t 10 mm) ấ
Khoảng cách giữa 2 mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất là hmax - hmin = 10-15 mm Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (d/6) Đối với hệ thống giám sát mà chúng ta đang khảo sát, ta có h = 2, m = 2, và tính toán cho thấy 2 × 2 = 4,5 < 2,25 n 25 10 mm.
T ng hổ ợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải th a mãn bỏ ất đẳng thức sau:
Do đó kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bằng bất đẳng thức thứ 2:
3 × 300 100Bất đẳng thức thỏa mãn, do đó hộp giảm tốc đang khảo sát thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
Thông số hình học Cấp nhanh Cấp chậm
Số vòng quay, vg/ph 2930 818,4358
Góc nghiêng răng, độ 34 41, ° 0 Đường kính vòng chia, mm
Bánh bị dẫn: d1= 69,1 d2= 250,9 d5= 108 d6= 294 Đường kính vòng đỉnh, 𝑑𝑎
Bánh bị dẫn: d a1 = 75,1 d a2 = 256,9 d a5 = 114 d a6 = 300 Chiều rộng vành răng, b
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC TRỤC:
Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 tôi với σb = 850 MPa và 𝜎𝑐ℎ = 580 MPa Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] được xác định trong khoảng 15-30 MPa, trong đó nên lấy trị số nhỏ cho trục vào của hộp giảm tốc và trị số lớn cho trục ra.
Ch ọn sơ bộ đườ ng kính tr ụ c
Momen xoắn trên trục I: 𝑇𝐼= 44437 4864, Nmm
Momen xoắn trên trục II: 𝑇𝐼𝐼= 151195 8849, Nmm
Momen xoắn trên trục III: 𝑇𝐼𝐼𝐼= 400913 119, Nmm d1≥ √5TI
3 = 36 94, (mm) (4.2) Chọn d2sb= 50 mm⟹ [ ] = 55 σ d3≥ √5TIII
3 = 40 58, (mm) (4.3) Chọn d3sb= 60 mm⟹ [ ] = 50 σ 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 × d) đc= (0,8 1,2) × 52 41= ,6 …62,4 mm (4.5)
Xác đị nh chi ề u dài các tr ụ c
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 đị nh chi ều dài các mayơ
Chiều dài mayo cho các bánh răng và đĩa xích tải được xác định như sau: Chiều dài mayo nữa khớp nối trên trục I (lm11) được chọn là 60 mm, với công thức tính là (1,4 … 2,5 × d) và 1sb = (1,4 … 2,5) × 30 42 75 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 1 ở trục I (lm12) là 40 mm, theo công thức (1,2 … 1,5 × d) và 1sb = (1,2 … 1,5) × 30 36 45 Đối với chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng ở trục I 2 (lm13), cũng được chọn là 40 mm Tại trục II, chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 1 (lm22) được chọn là 72 mm, trong khi chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng (lm23) cũng là 72 mm Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng ở trục II 2 (lm24) được xác định là 72 mm Cuối cùng, chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng ở trục III (lm32) là 90 mm, và chiều dài mayo đĩa xích tải ở trục III (lm33) cũng được chọn là 90 mm.
Tính toán kho ng cách các tr c ả ụ
Khoảng cách trục tính từ ổ tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:0
Khoảng cách trục tính từ ổ tới bánh răng trụ răng thẳng:0
𝑙23= 0,5 × (𝑙𝑚22+ 𝑙𝑚23)+ 𝑘 + 𝑙1 22= 0,5 × (72 72+ ) +15 74+ ,5 = 161,5 𝑚𝑚 (4.8) Khoảng cách trục tính từ ổ tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai:0
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:
𝑙 = 𝑙11 21= 323 𝑚𝑚 (4.14) Khoảng cách từ khớp nối đến ổ 0:
𝑙𝑐12= ℎ + 𝑘 + (𝑙𝑛 3 𝑚11+ 𝑏01) × 0,5 = 18 15+ + ( + ) × 0,5 = 72,5 𝑚𝑚 (4.15)60 19 Khoảng cách trục tính từ ổ tới bánh răng trụ răng nghiêng đầu tiên:0
𝑙 = 𝑙12 22= 74,5 𝑚𝑚 (4.16) Khoảng cách trục tính từ ổ tới bánh răng trụ răng nghiêng thứ hai0 :
Xác đị nh tr ị s ố l ự c tác d ụng lên bánh răng:
Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng:
|𝐹𝑟 1| = |𝐹𝑟 2| = |𝐹𝑟 3| = |𝐹𝑟 4| = 𝐹𝑡 1× 𝑡𝑔(𝛼𝑡𝑤) cos (34 41, °) = 643 09, × 𝑡𝑔(23 8°, ) cos (34 41, °) = 343 80, 𝑁 (4.19) Lực dọc trục:
|𝐹𝑎 1| = |𝐹𝑎 2| = |𝐹𝑎 3| = |𝐹𝑎 4| = 𝐹𝑡 1× 𝑡𝑔(𝛽) = 643 09, × (34 41𝑡𝑔 , °) D0 50, 𝑁 (4 )20 Lực tác dụng lên bánh răng thẳng:
|𝐹𝑟 5| = |𝐹𝑟 6| = 𝐹𝑡 5×𝑡𝑔(𝛼𝑡𝑤) cos (𝛽) = 2799 92, ×𝑡𝑔(20) 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:
2 = 55260,73 𝑁𝑚𝑚 (4.25) Lực tác dụng của nối trục:
Dựa vào bảng 16 10a tài liệu [III] ta chọn được - 𝐷0= 71 𝑚𝑚 = 𝐷𝑡
Tính toán các ph ả n l ự c có trên tr ụ c:
⇔ 𝑅𝑋 1= 1661 18, − 𝑅𝑋 2= 1661 18 558 92, − , = 1102, ⟹ 𝑅26 𝑋 1= 1102 26, (𝑁)Bi ểu đồ moment tr ụ c I:
Tính toán đườ ng kính t ạ i các v ị trí c ủ a tr ụ c I
Moment tương đương tại các tiết diện:
Do t i E là v trí l p n i trạ ị ắ ố ục 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 tr c t i A và B Do tụ ạ ại A có moment tương đương lớn hơn tại B nên ta chọ ổn lăn theo
Ta chọn đường kính tr c t i A và B theo tiêu chu n là: 25 ụ ạ ẩ mm
Tại C là v trí lị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 20,99 mm
Ta ch n ọ đường kính tr c t i C theo tiêu chu n là: 26 mm ụ ạ ẩ
T i D ạ (vị trí ti t di n nguy hi m) ế ệ ể
Tại D là v trí lị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 22,1 mm
Ta chọn đường kính tr c t i D theo tiêu chu n là: 26 ụ ạ ẩ mm
Bi ểu đồ moment tr ụ c II:
Tính toán đườ ng kính t ạ i các v ị trí c ủ a tr ụ c II
T i C là v trí lạ ị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 35,46 mm
Ta chọn đường kính tr c t i C theo tiêu chu n là: 40 ụ ạ ẩ mm
T i F:ạ Vị trí ti t di n nguy hi m ế ệ ể
T i F là v trí lạ ị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 40,84 mm
Ta chọn đường kính tr c t i F theo tiêu chu n là: 45 mm ụ ạ ẩ
T D là v trí lại ị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 35,46 mm
Ta chọn đường kính tr c t D theo tiêu chu n là: 40 ụ ại ẩ mm
Ta chọn đường kính c a l n t i A và B là ủ ổ ắ ạ 𝑑𝐴= 𝑑𝐵= 35 𝑚𝑚
⇔ 𝑅𝑋 5= 2799, − 𝑅92 𝑋 6'99 92 1399 96, − , 99 96, ⟹ 𝑅𝑋 5= 1399 96, (𝑁) Bi ểu đồ moment tr ụ c III:
Tính toán đườ ng kính t ạ i các v ị trí c ủ a tr ụ c III
T i F là v trí lạ ị ắp bánh răng nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 48,86 mm
Ta chọn đường kính tr c t i F theo tiêu chu n là: 52 ụ ạ ẩ mm
Tại B v trí ti t di n nguy hi m ị ế ệ ể
𝑀𝑡𝑑𝐵= √408595 + 0 + 0, × 400913, 2 2 75 119 2 S6188 7455, 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i A và B Do t i ụ ạ ạ B có moment tương đương lớn hơn tại A nên ta ch n lăn theo ọ ổ
Ta chọn đường kính tr c t i A và B theo tiêu chu n là: 50 ụ ạ ẩ mm
T H là v trí l p xích t i ại ị ắ ả nên có then Ta tăng đường kính lên thêm 5% là 43,155 mm
Ta chọn đường kính tr c t H theo tiêu chu n là: 45 ụ ại ẩ mm
Do các trục được đặt trong hộp giảm tốc, nên việc chọn then bằng là cần thiết Để đảm bảo tính đồng bộ công nghệ, cần chọn then giống nhau cho tất cả các trục Kiểu lắp k6 là lựa chọn phù hợp trong trường hợp này.
𝑊𝑗moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then
𝑊𝑜 𝑗 là moment cản xoắn được tính cho trục có 1 rãnh then
Vật liệu mayơ được chế tạo từ thép với đặc tính tải trọng là va đập nhẹ và dạng lắp cố định Ứng suất dập thép cho phép đạt 100 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép dao động từ 40 đến 60 MPa.
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 − 𝑡𝑡 1) ≤ [𝜎 𝑑 ] (4.57) Kiểm nghiệm độ bền cắt theo
𝜏𝑐= 2𝑇 𝑏𝑑𝑙𝑡≤ [𝜏𝑐] (4.58) 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 σ , MPad τc, MPa
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
Kết cấu trục được thiết kế với độ bền mỏi đạt yêu cầu, đảm bảo an toàn cho các chi tiết nguy hiểm khi hệ số an toàn thỏa mãn các điều kiện cần thiết.
Trong đó [𝑠]:hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 nhưng ta tăng độ cứng [𝑠] = 2,5… 3vì 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
𝐾𝜏𝑑𝑗× 𝜏𝑎𝑗+ 𝜓𝜏× 𝜏𝑚𝑗 (4.61) Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:
𝜏−1= 0,58𝜎−1= 0,58 370 ,6 !4 95, 𝑀𝑃𝑎 (4 )63 Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
𝑊𝑗moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then
Wj: mômen cản uốn được tính cho trục tiết diện tròn:
𝜎𝑎𝑗, 𝜎𝑚𝑗là 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 :
𝜏𝑎𝑗, 𝜏𝑚𝑗là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j.
𝑊0𝑗là momen cản xoắn tính cho trục có 1 rãnh then
𝑊0𝑗là 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 𝑅 𝑎 = 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 là Kσ = 2 và K01τ = 1,88, được tra cứu từ bảng 10.12 trong tài liệu [1] trang 199 Hệ số kích thước εσ và ε phản ánh ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, với τ được tham khảo từ bảng 10.10 trong 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 (3 ) và tiết điện lắp xích tải (33).4
Thay số liệu vào ta có bảng sau:
Dùng công thức nội suy tính 𝜀 , 𝜀𝜎 𝜏
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/𝜀𝜎 Tỉ số 𝐾𝜏/𝜀𝜏 𝐾𝜎𝑑 𝐾𝜏𝑑 𝑆𝜎 𝑆𝜏 S Rãnh then
Vậy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền mỏi
Ki ể m nghi m v ệ ề độ b ền tĩnh
𝑀𝑚𝑎𝑥, 𝑇𝑚𝑎𝑥 : momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
V y các ti t di n nguy hiậ ế ệ ểm đều thỏa mãn điều ki n v ệ ề độ ền tĩnh b
PHẦN 5 THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ CHỌN KHỚP NỐI
Thông s t i các ố ạ ổ lăn tạ i A và B trên tr c I: ụ
Tổng lực dọc trục tác dụng 𝐹𝑎 𝑡= 𝐹𝑎 2− 𝐹𝑎 1= 440 50 440 50, − , = 0 𝑁
Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ: Ổ tại A:
Ta ch n s d ng ọ ử ụ ổ bi đỡ ộ m t dãy s d ng làm l n trong h p gi m t c Ta chđể ử ụ ổ ắ ộ ả ố ọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy c trung 305 vỡ ới 𝐶 ,6 𝑘𝑁 và 𝐶 0 = 11,6 𝑘𝑁
Chọn c p chính xác cho ấ 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:
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
Th ờ i gian làm vi c tính b ng tri u vòng quay: ệ ằ ệ
Lh: Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì L h = (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.
T i tr ả ọng quy ướ c trên : ổ
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
𝐶𝑡1= 𝑄 × √𝐿 𝑚 𝐼= 1270,093 × √ 3 1975,992 = 15937,88 (𝑁) ≈ 𝑘𝑁 (5.7)16 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
Ki ể m nghi m kh ệ ả năng tả ỉ nh: i t
Khả năng tải tĩnh của ổ: 𝑄𝑡 ≤ 𝐶0
Q : t i trt ả ọng quy ước, được xác định như sau : Đối với ổbi đỡ 1 dãy, Q là tr0 ị s lố ớn hơn trong 2 giá trị Q 0được tính như sau :
Trong đó: X0, Y : h0 ệ 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 ổbi đỡ 1 dãy
Vậy ổ chọn đảm bảo khả đã năng tải tĩnh
Thông số phản lực tại các ổ lăn A và B
Tổng lực dọc trục tác dụng 𝐹𝑎 𝑡= 𝐹𝑎 3− 𝐹𝑎 4= 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 có liên quan mật thiết đến việc cố định các vòng ổ theo phương dọc trục, do có sự tồn tại của các va chạm dọc trục ngẫu nhiên và tải trọng dọc trục F Trục cần có khả năng di chuyển dọc trục để bù đắp cho các sai số do góc nghiêng của răng trong hộp giảm tốc hoặc sự giãn nở do nhiệt Ổ lăn được chia thành hai loại: ổ cố định và ổ tùy động Ổ tùy động cho phép trục di chuyển về cả 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 đều có thể được sử dụng làm ổ cố định, nhưng chỉ một số loại được dùng làm ổ tùy động Khi thiết kế hộp giảm tốc bánh răng phân đôi, các trục quay nhanh hơn thường sử dụng ổ tùy động, như ổ đũa trụ ngắn có ngấn chặn trên vòng trong, cho phép trục di chuyển dọc trục để đảm bảo các cặp bánh răng ăn khớp.
Ta ch n s d ng ọ ử ụ ổ đũa trụ ng n ắ đỡ để ử ụ s d ng làm l n trong h p gi m t c Ta chổ ắ ộ ả ố ọn sơ bộ ổ đũa trụ ngắn đỡ ỡ nh c ẹ2207 với 𝐶 &,5 𝑘𝑁 và 𝐶 0 = 17,5 𝑘𝑁
Chọn c p chính xác cho ấ 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:
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
C = Q ×t2 m √LII (5.11) Th ờ i gian làm vi c tính b ng tri u vòng quay: ệ ằ ệ
Lh: Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì L h = (10 25… ) ×10 3 giờ
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)
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
Với m = 10/ 3: bậc của đường cong mõi khi thử về ổ đũa
Theo b ng P2.11 tài li u s [II] ta có th ả ệ ố ểchọn được ổ đũa trụ ngắn đỡ ỡ c nh ẹ2207 với 𝐶 = 26,5 𝑘𝑁 và 𝐶0= 17,5 𝑘𝑁
Do 𝐶𝑡2< 𝐶 (14985 3327 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 c p chính xác cho ấ 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:
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
C = Q ×t3 m √LIII (5.21) Th ờ i gian làm vi c tính b ng tri u vòng quay: ệ ằ ệ
Lh: Tuổi thọ được tính bằng giờ Đối với hộp giảm tốc thì L h = (10 25… ) ×10 3 giờ
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)
Kh ả năng tải độ ng tính toán:
Với m = 3: bậc của đường cong mõi khi thử về ổ bi
Theo b ng P2.11 tài li u s [II] ta có th ả ệ ố ểchọn được ổ bi đỡ ỡ c trung 310 với 𝐶 = 48,5 𝑘𝑁 và
Do 𝐶𝑡2< 𝐶 (34 kN 48,2 < ,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
Ki ể m nghi m kh ệ ả năng tả ỉ nh: i t
Khả năng tải tĩnh của ổ: 𝑄𝑡 ≤ 𝐶0
Q : t i trt ả ọng quy ước, được xác định như sau : Đối với ổbi đỡ 1 dãy, Q là tr0 ị s lố ớn hơn trong 2 giá trị Q 0được tính như sau :
Trong đó: X0, Y : h0 ệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 tài liệu [I] trang 221, ch n ọ 𝑋0 = 0,6; 𝑌0= 0,5 ng vứ ới ổ bi đỡ ộ m t dãy
Vậy ổ chọn đảm bảo khả đã năng tải tĩnh
Trong nối trục đàn hồi, hai nửa của trục được kết nối bằng bộ phận đàn hồi, có thể là kim loại hoặc cao su Bộ phận này giúp giảm va đập và chấn động, ngăn ngừa hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn, đồng thời bù đắp cho độ lệch trục, hoạt động như một nối trục bù.
Momen xoắn trên trục I: TI= 44437 4864, Nmm = ,4Nm44
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 :
𝑍𝐷0𝑑𝑐𝑙3≤ [𝜎𝑑] (5.26) 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
6 × 71 10× × 15 = 2,0 MPa < 86 [𝜎𝑑] Vậy nối trục thỏa điều kiện bền dập Điều kiện sức bền của chốt:
[𝜎𝑢] = 60 80 ÷ 𝑀𝑃𝑎ứng 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 đảm nhiệm vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy Chúng 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
Tên gọi Biểu thức tính toán
Nắp hộp δ1, mm δ1= 0,9.δ = 0,9.9 8,1 = mm ⇨δ 1 8 = mm.
Chiều cao gân, h h 0,04a + 10 = 0,04 200+ 10 = 18 mm 1 Chọn d1 mm chọn bulông M18
Chọn d = 14 mm, 2 chọn bulông M14 Bulông ghép bích nắp và thân, d 3 d = (0,8 0,9)d = (0,8 0,9).14 11,2 12,6 3 ÷ 2 ÷ = ÷ mm Chọn d3 = 12 mm, chọn bulông M12
Chọn d4 9 = mm và chọn vít M9 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d = (0,5 0,6)d = (0,5 0,6).14 = 75 ÷ 2 ÷ ÷ 8,4mm 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.d = 1,3.14 = 18,2 ≈ 2 mm ⇨ R = 18 2 mm k 1,2 d = 1,2.14 = 16,8 ≥ 2 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,
D dxác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế hộp,
K 3.d 3.18 54 1≈ 1≈ = mm q K + 2 = 54+2.9 = 72 ≥ 1 δ 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 = , lấy Δ9 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
N p thông có trắ ục đi qua nắp
V i n p thông có th l i ho c ph ng N p có th l i trong ho c lớ ắ ể ồ ặ ẳ ắ ể ồ ặ ồi ngoài tùy không gian giữa n p và ắ ổ
Các chi ti t thành phế ần:
Bulong vòng là thiết bị quan trọng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công và lắp ghép Khi lắp đặt trên nắp và thân hộp giảm tốc, việc chọn bulong vòng cần dựa vào khối lượng của hộp giảm tốc và khoảng cách trục 𝑎 = 1.
160 𝑚𝑚; 𝑎2 0 𝑚𝑚 Trọng lượng hộp giảm tốc khoảng 300kg Kích thước bu lông vòng như sau:
Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 Trọng lượng nâng được a
Chốt định vị đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo sự chính xác giữa nắp và thân của hộp, giúp chúng nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ với đường kính D được gia công đồng thời trên nắp và thân, tạo điều kiện cho việc lắp ghép chính xác Việc sử dụng hai chốt định vị không chỉ giữ cho nắp và thân ở vị trí tương đối ổn định trước và sau khi gia công, mà còn ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc cho ổ.
Chọn chốt định vị hình côn: d, mm c,mm l,mm
Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp, cũng như để đổ dầu vào bên trong Cửa thăm được đậy bằng nắp có gắn nút thông hơi Kích thước của cửa thăm được xác định theo bảng 18 5.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất bên trong tăng Để điều hòa không khí và giảm áp suất, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc tại 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, bạn có thể sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, 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 D 0
Để đảm bảo việc kiểm tra dầu được thuận lợi, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục trong 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị 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 Đây là loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa sự mài mòn và han gỉ của ổ Bên cạnh đó, vòng phớt còn ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, góp phần quan trọng vào tuổi thọ của ổ lăn.
Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nhược điểm của nó là nhanh chóng mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.
Vòng chặn dầu được thiết kế để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp, thường có từ 2 đến 3 rãnh tiết điện tam giác Khi lắp đặt, cần đảm bảo vòng 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 giữ khoảng 0,4mm.
Bôi trơn trong hộ p gi ả m t ố c
Do tốc độ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc không vượt quá 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 Với tốc độ vòng quay của bánh răng đạt 10,72 m/s và vật liệu thép C45, theo bảng 18-11 trang 100, độ nhớt cần thiết là 57/8 ứng với nhiệt độ 100°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 được trong ổ tốt hơn dầu, giúp bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể sử dụng cho ổ làm việc lâu dài, khoảng một năm, với độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt độ biến động Ngược lại, dầu bôi trơn thích hợp cho những ứng dụng yêu cầu số vòng quay lớn, nhiệt độ cao, cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi trơn bằng dầu Thông tin về số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay dầu có thể tìm thấy trong các catalog của ổ lăn.
Chúng ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ LGMT2, phù hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình Mỡ LGMT2 có khả năng chịu nước tốt và chống gỉ cao, thích hợp ngay cả trong điều kiện làm việc khắc nghiệt.
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 /s) 2 Độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI)
Lượng m tra vào lỡ ổ ần đầu có th ể xác định như sau: 𝐺 = 0,005𝐷𝐵
D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm. Ổ ụ tr c I: 𝐺 = 0,005 62 17 = 5, (𝑔).27 Ổ ụ tr c II: 𝐺 = 0,005 80 21 = 8,4 (𝑔). Ổ ụ tr c III: 𝐺 = 0,005 110 27 75, (𝑔).
PHẦN : DUNG SAI LẮP GHÉP.7
Chọn cấp chính xác cho bánh răng là rất quan trọng, với bộ truyền cấp nhanh là 8 và bộ truyền cấp chậm là 9 Đối với trục, then và các rãnh then, cấp chính xác được chọn là 7 Còn đối với các lỗ, cấp chính xác nên là 6.
Đối với việc lắp đặt then và bánh răng, kiểu lắp H7/k6 được khuyến nghị cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, nhằm tránh hư hại cho các chi tiết Kiểu lắp này đảm bảo khả năng định tâm cao hơn khi chiều dài mayơ l đạt từ (1,2 1,5)d, với d là đường kính trục Cụ thể, kiểu lắp này thường được áp dụng cho bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích, cốc lót và tang quay, trong đó cần chú ý đến các chi tiết có khả năng quay và di trượt Đối với vòng trong, kiểu lắp k6 được chọn, trong khi vòng ngoài nên sử dụng kiểu lắp H7.
Sai l ch gi i h n cệ ớ ạ ủa kích thước then theo chi u r ng b - N9: sai l ch gi i h n c a rãnh then ề ộ ệ ớ ạ ủ trên bạc , ghép có độ ở h D10 Dùng 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 l ch trên ệ 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 ( m)
Sai lệch giới hạn dưới ( m)
Bảng dung sai lắp ghép then:
Kích thước tiết di n then b x h ệ
Sai l ch gi i h n chi u ệ ớ ạ ề r ng rãnh then ộ Chi u sâu rãnh then ề Trên tr c ụ Trên b c ạ
Trên tr c, t ụ 1 Trên b c, t ạ 2 t1 Sai l ch ệ gi i h n ớ ạ t2 Sai l ch ệ gi i h n ớ ạ