TÍNH CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI VÀ THEN CHO CÁC TRỤC

Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động cơ đều có ưu nhược điểm riêng. Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại động cơ tối ưu và phù hợp nhất.  Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó kiếm.  Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha và động cơ xoay chiều ba pha . Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thường dùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong công nghiệp. Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ.  Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được, nó có ưu điểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có nhược điểm là thiết bị phức tạp và khá đắt tiền  Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.Giá thành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ. Từ các ưu và nhược điểm trên thì ta nên chọn động cơ ba pha không đồng bộ để sử dụng cho hộp giảm tốc cần tính.

 Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm vàđảo chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khókiếm.

 Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha vàđộng cơ xoay chiều ba pha

Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thườngdùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong côngnghiệp

Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng

bộ và động cơ ba pha không đồng bộ

 Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụthuộc vào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được,

nó có ưu điểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại cónhược điểm là thiết bị phức tạp và khá đắt tiền

 Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảoquản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện côngnghiệp.Giá thành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ

Từ các ưu và nhược điểm trên thì ta nên chọn động cơ ba pha không đồng

bộ để sử dụng cho hộp giảm tốc cần tính

Công suất làm việc trên trục công tác

br

 : Là hiệu suất từ trục II đến trục III

Công suất làm việc trên trục động cơ:

6

6,410,9362

ct

đc lv lv

P



1.1.3 Chọn số vòng quay của động cơ

Số vòng quay của trục công tác:

60.10 6.10 1,2

51 3,14.350

V Vận tốc vòng của băng tải

Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb=1450 (v/p).Khi đó tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống Usb được xác định:

1450

28,4351

đb sb ct

n U

TMax/Tdn TK/Tdn GD2

1.1.4 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn

để hệ thống có thể làm việc được Kiểm tra diều kiện mở máy cho động

cơ theo công thức

P : Công suất mở máy của động cơ

đc bđ

P : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ.

Vậy ta có: đc đc

mm bđ

P P thỏa mãn được điều kiện mở máy và làm việc

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống U được xác định theo công thức:

đc

ct

n U n

 Trong đó:

đc

n : Số vòng quay của động cơ.

ct

n : Số vòng quay của trục công tác.

Vì các hệ dẫn động nối tiếp với nhau nên ta có:

h n

U U U

Trong đó:

h

U : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

n

U : Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài.

Do hệ dẫn động không có bộ truyền ngoài nên U  n 1

1

U : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.

2

U : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.

Tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang củahộp nhỏ nhất Khi này tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm sẽ được tínhtheo công thức:

3 2

1

.1,2776 c ba

h ba

K

Trong đó:

2 1,2776 1,2.1,3.28,2 4,5

1 2

28,2

6,34,5

h U U U

1.3 Xác định các thông số trên trục

Ký hiệu các trục I, II, III là thứ tự các trục trong hộp giảm tốc

 Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

6

6,410,9362

đc I

I II

II III

I I

II II

III III

Phần II

Thiết Kế Các Bộ Truyền

Hộp giảm tốc đang thiết kế là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm vìvậy để tránh hiện tượng lực dọc trục trên các trục của hộp giảm tốc ta sẽchọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng, cấpchậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (đối xứng)

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.1.1 Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình

Ta chọn vật liệu có HB350 Mpa Vậy ta chọn thép 45 thường hóa có: HB 170 217 ;  b 600 Mpa ;  ch 340 Mpa



Trong đó:

K Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước răng.

Do thiết kế sơ bộ nên: Z Z K R .V XH 1

9 2

60.1.1440.8.365.8.0,9 1,81.1060.1.229.8.365.8.0,9 0,3.10

HE

HE

N N

430

390,91,1

H H

H

Mpa S



0 lim 2 2

410

372,721,1

H H

H

Mpa S

F

F FL R S FE XF

F

K Y Y K K S



Trong đó:

0 lim:

 

0 lim 2 1,8 2 1,8.170 306

324

185,141,75

F F

F

Mpa S



0 lim 2 2

300

171,421,75

F F

F

Mpa S



c Ứng suất quá tải cho phép

Bánh răng thường hóa nên:

H a

H

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng Tra 6.7[ ]I  K H 1,05

Thay số vào biểu thức trên ta có :

6,3.0,4 372,72 .

182,53 ( )

H a

24,66 1 2 6,3 1

a Z

157

6,2825

th

Z U

Z

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

2 W1 1 W1

2 1

b Sin m

1

2 2.180

49,316,28 1

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp tra theo vận tốc vòng V1

W1 1 1

.1

2

H HV

H H

V b d K

T K  K 

 

W1 0

1 W1 W1 1

180 0,004.56.3,71 4,44

6,28 4,44.72.49,31

2 2.42975.1,05.1,09 1,05.1,09.1,16 1,32

H H

th

H HV

2

2 1

.2.42975.1,32 6,3 1

Vậy răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

Để đảm bảo độ bền ta tính lại chiều rộng vành răng

1

2

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn

Tra bảng 6.7 I  K F 1,15

:

F

Y Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Với bánh răng thẳng K F 1

.1

2

F FV

F F

V b d K

T K K 

 

Trong đó:

W1 0

W1 W1 1

180 0,001.56.3,71 1,11

6,3 1,11.79.49,31

Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Vậy HMax H M ax 952Mpa

 Ứng suất uốn cực đại

 Răng thỏa mãn độ bền quá tải

2.1.7 Các thông số bộ truyền cấp nhanh

2

.2

1

H a

T K

1

.260682

.1,282

4,5.0,4 372,72

H a

T K

2

2 os 2.200 os35

19,8 1 3 4,5 1

904,520

th

Z U

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

2

2 2

W 2 2 W 3

2

b H

t

C Z

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng Tra 6.7 I  K H 1,28

:

H

K  Hệ số kể đên sự phân bố không đều tải trọng cho các

cặp răng đồng thời ăn khớp

.1

2

H HV

H H

V b d K

0,84.29,088.72,72

2 2.260682.1,28.1,13

H HV

H H

V b d K

W 2 2 W3

2

2

.260682

2 .1,44 4,5 12

Với V2 0,87m s 4m s Chọn cấp chính xác 9 Khi đó cầngia công bánh răng được độ nhám R a 2,5 1,25m do đó Z  R 0,95

 Răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

2.2.4 Kiểm nghệm răng về độ bền uốn

Y





    : Hệ số trùng khớp ngang.:

Y Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng của răng.

    Chọn Z  V3 36(răng)

    Chọn Z  V3 160(răng)

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn

Hệ số bd 0,53.ba.U th2 1 0,53.0,4 4,5 1   1,16

Tra 6.7 I  K F 1,41

F

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

.1

2 .2

F FV

F F

V b d K

F F

V b d K

1

3,6 67,76 62,54

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

K K

 Răng thảo mãn điều kiện quá tải

2.2.6 Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm

Khoảng cách trục aW 2 200 mm

3.3 Kiểm tra chạm trục và bôi trơn

6,48

1440

sb I

6,25

229

sb II

6

51

sb III

Khoảng cách từ bánh răng lớn cấp nhanh đến trục III là

X a       mm

2.3.2 Kiểm tra bôi trơn

Để giảm tổn hao công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, hạn chế han gỉ thì cần phải bôi trơn

Đối với hộp giảm tốc đang tính thì ta sẽ chọn bôi trơn trong dầu, các chi tiết sẽ được ngâm trong dầu bôi trơn

Với bộ truyền cấp nhanh:

Chiều cao răng: h h 1 h2 2,25.m1 2,25.2 4,5 (mm)Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin 0,75 2   h3,4 9 

Chiều cao răng: h h 3 h4 2,25.m2 2,25.3 6,75 (mm)

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin 0,75 2   h5,06 13,5 

(mm)

Vì l Min 10 l Min 13,5

Mức dầu tối thiểu là: W4

Phần III

THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Chọn vật liệu chế tạo

Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình nên ta dung thép 45 thường hóa có b 600 Mpa;ch 340 Mpa;  12 20 Mpa để chế tạo

3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục

3 1

42975

22,070,2 0,2.20

I T

260682

40,20,2 0,2.20

II T

3 3

1,1.10

65,030,2 0,2.20

I T



Chọn d1 25 mm d; 2 40 mm d; 3 65 mm.

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Tra bảng 10.2 I ta chọn chiều rộng ổ lăn    b0

K Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

K Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp, 2:lấy K2 10 mm

K Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành 1:trong của hộp hoặc khoảng cách của các chi tiết quay lấyK  1 15

Tra bảng 10.3 I  h n 15 20; K3 10 20 mm

Trên trục I: L C11 0,5 60 17   10 15 64,5  mm Trên trục III: L C33 0,5 150 33  10 15 119,5  mm

e Khoảng cách từ gối đỡ đến các chi tiết quay

Theo hình vẽ ta có:

L210,5.L m23 b0K1K2 0,5.(80 23) 15 10 78    mm

I t

T F

b Xác định đường kính trục

Đưa bài toán về sơ đồ tính toán của sức bền

Vẽ biểu đồ MX; MY; MZ

C A

42975(N.mm)

TI

174 174

8,510,1 0,1.600

tdA A

8,660,1 0,1.600

tdC C

13,860,1 0,1.600

tdD d

Vậy ta làm bánh răng liền trục

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Bánh răng chế tạo liền trục nên ta kiểm tra tại khớp nối cứng

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng Ta kiểmnghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi

Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện:

Trong đó:

 S 1,2 2,5 là hệ số an toàn cho phép

; :

S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng

xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng

1 01

1

W

bt d t d

1

W

bt d t d

1,6.10

38,03 4207,11

tdC a

M

N mm W



ax 01

X

K Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ

thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt Theo

 

10.8 I  K X 1,06

:

Y

K Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp

tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu Ta không dùng phương pháp tăng bền

K v K  Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn Trị số

của chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất

S K

S K

M T Là mômen uốn quá tải và mômen xoắn quá tải tịa tiết

diện nguy hiểm

Lực vòng: 2  

W2

2 2.260682

1678,3310,65

II t

MY398224,52(N.mm) 425621,82(N.mm)

Tại điểm A và điểm E: M  td 0

Tại điểm B: Có bên trái điểm B và bên phải điểm B

Bên trái điểm B

2 2 0,75 2 1,2.105 3,9.105 4,1.105

Bên phải điểm B

Tại điểm D: Có bên trái điểm D và bên phải điểm D

Bên trái D bằng bên phải B có M tdB 4,1.105 N mm 

Bên phải D bằng bên trái B có M tdB 4,1.105 N mm 

 Xác định đường kính trục tại các điểm

Tại điểm A và điểm E: d A d E 0

Tại điểm B và điểm D có:

Bên trái điểm B bằng bên phải điểm D

5 3

19,090,1 0,1.600

19,040,1 0,1.600

19,430,1 0,1.600

tdD C

 Chọn d A 30 mm d; B 35 mm d; C 45 mm

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng Ta kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi

Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện:

 S 1,2 2,5 là hệ số an toàn cho phép

; :

S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng

xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng

 5

3

1 01

1

W

bt d t d

1

W

bt d t d

bt d t d

mm d

14.5,5 45 5,53,14.45

bt d t d

mm d

4,4.10

57,84 7606,76

tdC a

M

N mm W

K Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc

vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt Theo

 

10.8 I  K X 1,06

:

Y

K Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng

bền bề mặt cơ tính vật liệu Ta không dùng phương pháp tăng bền

à :

K v K  Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn Trị số của

chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất

S K

S K

Ứng suất cho phép

  0,8.ch 0,8.340 272 Mpa

Ứng suất pháp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm (tại D)

M T Là mômen uốn quá tải và mômen xoắn quá tải tịa tiết

diện nguy hiểm

1 W3

2 ' 2.(0,55.10 )

3392327,24

F D

Mômen uốn do lực T gây ra là 4

 Mômen tương đương tại các vị trí trên trục là:

Tại điểm B: Có giá trị bên trái và bên phải

Bên trái điểm B

Tại điểm C: Có giá trị bên trái và bên phải

Bên trái điểm C

tdE E

tdA A

tdB B

tdB B

tdC C

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí điểm B lắp bánh răng nhưhình vẽ trên Ta sẽ kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảmbảo độ bền mỏi

Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện:

 S 1,2 2,5 là hệ số an toàn cho phép

; :

S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng

xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng

.W

bt d t d

4

W

b t d t d

d

Trong đó:

b: Kích thước tiết diện then

t Chiều sâu rãnh then1:

Tra bảng 9.1 I  b18;t17

2 3

3 4

18.7 65 73,14.65

3 04

18.7 65 73,14.65

a

M

N mm W

K Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ

thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt

Theo 10.8 I  K X 1,06:

Y

K Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuocj vào phương pháp

tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu

Ta không dùng phương pháp tăng bền  K Y 1

K v K  Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn Trị số

của chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất

S K

M T Là mômen uốn quá tải và momen xoắn quá tải tại

tiết diện nguy hiểm

1143,21174.2

Với tải trọng nhỏ chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A và B.

Với đường kính ngõng trục d 25, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Theo công thức 11.3 , với lực dọc trục  F  , tải trọng quy ước a 0

.r d t

Q X V F K KTrong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X 1;V 1(vòng trong quay); K  (nhiệt độ t 1 t1000C); K  (tải trọng tĩnh) d 1

Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động.

4.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Theo 11.19 với lực dọc trục  F  , a 0 Q0 X F0 rTra bảng 11.6 I ta có   X 0 0,6

Dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A và B.

Với đường kính ngõng trục d 30, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng

4.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Theo công thức 11.3 , với lực dọc trục  F  , tải trọng quy ước a 0

.r d t

Q X V F K KTrong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X 1;V 1(vòng trong quay); K  (nhiệt độ t 1 t1000C); K  (tải trọng tĩnh) d 1

Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động

4.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Vậy ổ lăn tại A chịu lực lớn hơn.

Vì trên trục III có lắp cặp bánh răng nghiêng nên để bộ truyền bánhrăng nghiêng ăn khớp đúng với nhau ta sẽ dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ cho cácgối đỡ A và D

3

102313 65 140 33

Đườngkính

Chiều

dài 3,5 105 80,4

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Theo công thức 11.6 tải trọng quy ước là:

.r d t

Q V F K KTrong đó : với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X 1;

V: là hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 ;

Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động.

4.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Từ bảng 9.1a I ta có các thông số của then là: 

 Trục I làm bánh răng liền trục nên không cần phải thiết kế then.Tại vị trí lắp khớp nối d=20

Kích thước tiết diện then: b6;h6

Chiều sâu rãnh then: t1 3,5;t2 2,8Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất r 0,16; lớn nhất0,25

Đường kính đĩa thép: D 100

Đường kính vòng tròn đi qua tâm các bulong: D 0 75

Chiều dài khớp nối: L 100

Đường kính trong của bulong: d 4 9

Số bulong: Z 4

Kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt cho bulong:

Dùng bulong lắp không khe hở :

0

2

I

k T V

Z F D



Trong đó:

K: Là hệ số chế độ làm việc Chọn k=1,2

Tại chỗ lắp bánh răng lớn (bánh răng thẳng) có: d 45thì:

Kích thước tiết diện then: b14;h9

Chiều sâu rãnh then: t1 5,5;t2 3,8Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất r 0,25; lớn nhất0,4

Kích thước tiết diện then: b10;h8

Chiều sâu rãnh then: t1 5;t2 3,3Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất r 0,25; lớn nhất0,4

Kích thước tiết diện then: b18;h11

Chiều sâu rãnh then: t1 7;t2 4,4Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất r 0,25; lớn nhất0,4