do an chi tiet may mot cap banh rang con rang thang

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Công suất cần thiết trên trục của động cơ

𝜂 (CT2.8)_ (TTTKHDĐCK_Q1) -Trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, (kW)

Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW

 𝑏𝑟𝑐 = 0,97 – hiệu suất một cặp bánh răng côn

 đ =0,95 – hiệu xuất bộ truyền đai để hở

- Công suất làm việc của băng tải:

1000 =5,40 (Kw) (CT2.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) + Do tải trọng thay đổi nên: Pt = Ptđ

(công suất tương đương) (CT2.12)_ (TTTKHDĐCK_Q1)

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

-Trong đó: nlv là số vòng quay trên trục làm việc nc là tỷ số truyền chung của hệ

Trong đó: un = 3 là tỷ số truyền bộ truyền ngoài (đai thang) ut = 4 là tỷ số truyền bộ truyền trong ( bánh răng)

𝜋×𝐷 (với hệ dẫn động bằng băng tải) (CT2.16) (TTTKHDĐCK_Q1)

Ta chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1000 (v/p)

chọn động cơ

Tra bảng ở phụ lục tài liệu (P1.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1),chọn động cơ thỏa mãn với

Trong đó: 𝑝 đ𝑐 là công suất động cơ

𝑛 đ𝑏 là số vòng quay đồng bộ

Với nsb00 (v/p) và pct=4,84 (kw)

Ta sử dụng loại đông cơ 4A

Theo bảng (P1.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) – Phụ lục, chọn động cơ 4A132M6Y3 với các thông số kĩ thuật như sau:

𝑇 𝑑𝑛 vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc

Phân phối tỷ số truyền

Tính lại tỉ số truyền chung: uc= nđc/ nlv = 968/78,13= 12,39

Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền trong:

Đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa nhằm đảm bảo rằng tỷ số truyền không sai lệch quá mức cho phép, với giá trị tối thiểu là 4.

%) ta nên chọn tỷ số truyền theo tiêu chuẩn uđ =un = 3

Theo dãy số ở (T49)_ (TTTKHDĐCK_Q1) và dựa vào tỉ số bộ truyền ngoài đai thang un=3 ở (B 2.4) _ (TTTKHDĐCK_Q1): chọn uđ = un =3

Tỉ số truyền bộ truyền trong ubr: ubr = uc / uđ = 12,39 / 3 = 4,13

Tính các thông số trên các trục

Công suất trục công tác là:

Công suất trục II là:

PII = Pctac / η 2ctac = Pctac / (η k× η ổ ) = 5,40 / (0,99×0,99) = 5,51 kW

PI = PII / η 12 = PII / (η br ×ηổ) = 5,51 / (0,99×0,97) = 5.74 kW

Công suất trục động cơ là:

Số vòng quay trục động cơ là: nđc = 968 v/ph

Số vòng quay trục I là: nI = nđc / uđ = 968 / 3= 322,67v/ph

Số vòng quay trục II là: nII = nI / ubr = 322,67 / 4,13 = 78,13v/ph

Số vòng quay trục công tác là: nctac = nII = 78,13 v/p

Momen xoắn trục động cơ là:

Momen xoắn trục trục I là:

Momen xoắn trục trục II là:

Momen xoắn trục công tác là:

Bảng kết quả tính toán

Trục Thông số Động cơ I II Công tác

Tỷ số truyền u uđ =3 ubr=4,13 uk=0,99

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Công suất trên trục chủ động: P1 = Pđc =6,10 kw

Mô men xoắn trên trục chủ động: T1 = Tđc = 60180,79 Nmm

Số vòng quay trên trục chủ động: n1 = nđc = 968 v/ph

Tỉ số truyền bộ truyền đai: u = uđ = 3

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 𝛽 = 50 o

Chọn loại đai và tiết diện đai

Căn cứ công suất động cơ Pđc = 6,10 ( kW) , tỉ số truyền uđ = 3 và điều kiện làm việc va đập vừa ta chọn loại đai là : đai thang thường

Dựa vào (H4.1) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn tiết diện đai Ƃ với các thông số theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1)

 Ta có bảng thông số:

Diện tích tiết diện Đường kính bánh

Chiều dài giới hạn l bt b h yo A (mm2) đai nhỏ d1 (mm) Ƃ 14 17 10,5 4,0 138 140- 280 800- 6300

Chọn đường kính bánh đai

Theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140 (mm)

Kiểm tra về vận tốc đai

Trong đó hệ số trượt 𝜀 = 0,01 ÷ 0,02 , ta chọn 𝜀 = 0,01

Theo (B4.26) _ (TTTKHDĐCK_Q1) ta chọn d2 = 400 (mm)

Tỉ số truyền thực tế: 𝑢𝑡 = 𝑑2

140×(1−0,01) = 2,89 Sai lệch tỉ số truyền:

Xác định khoảng cách trục a

Theo (B4.14) _ (TTTKHDĐCK_Q1) ta chọn sơ bộ khoảng cách trục Với u= 2,89 dùng phương pháp nội suy

Kiểm tra điều kiện của a:

Xác định chiều dài đai

Theo (CT4.4) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chiều dài đai:

Theo (B4.13) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn chiều dài đai tiêu chuẩn

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (CT4.15) _ (TTTKHDĐCK_Q1)

Tính chính xác lại khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn 𝑙 = 1700 mm Theo (CT4.6) _ (TTTKHDĐCK_Q1):𝑎 =  + √ 

Xác định vòng góc ôm trên bánh đai nhỏ:

Xác định số đai z

- P1: Công suất trên trục bánh răng chủ động

Tính [P0] theo (B4.19) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với d1 0 mm; v = 7,10 m/s

Nội suy 2 lần ta được kết quả:

- Kđ: hệ số tải trọng động

Theo (B4.7) _ (TTTKHDĐCK_Q1) chọn Kđ ở chế độ làm việc 2 ca:

- 𝐶𝛼: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼1

- 𝐶𝑙 : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

Theo (B4.16) _ (TTTKHDĐCK_Q1) dùng nội suy:

- 𝐶𝑢: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

Theo (B4.17) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với u = 2,89 dùng nội suy:

- 𝐶𝑧: hệ số kế đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều cho các dây đai

Thông số cơ bản của bánh đai

Chiều rộng bánh đai, theo (CT4.17) và (B4.21) _ (TTTKHDĐCK_Q1)

-Đường kính ngoài của bánh đai: (CT18) _ (TTTKHDĐCK_Q1) da1 = d1 +2ho = 140 +2×4,2 = 148,40 mm; da2= d2 + 2ho = 400 + 2×4,2 = 408,40 mm

- Đường kính chân bánh đai: dz1 = da1 – H = 148,40 – 16 = 132,40 mm; dz2 = da2 – H = 408,40  16= 392,40 mm

2.8.Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu, theo (CT4.19) _ (TTTKHDĐCK_Q1)

Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng: Fv = qm ×v 2

Lực tác dụng lên trục:

Bảng thông số

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại đai Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ d1 140 mm Đường kính bánh đai lớn d2 400 mm

Góc ôm bánh đai nhỏ 𝛼1 137,88 o

Lực căng ban đầu Fo 218,39 N

Lực tác dụng lên truc Fr 1630,42 N

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HGT…

Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

- Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động theo (CT 6.52a_ (TTTKHDĐCK_Q1):

KR =0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ0 (MPa) 1/3

→ KR =0,5.100P(MPa) 1/3 u – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u = 4,13

T1 – Momen xoắn trên trục dẫn : T1= 169885,64 mm

Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng ; lấy Kbe =0,25 (vì u = 4,10 >3)

KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành rang côn, với:

2−0,25 = 0,59 Tra (B6.21)_ (TTTKHDĐCK_Q1) theo sơ đồ 1, trục lắp trên ổ đũa, từ tỷ số bằng phương pháp nội suy tính được:

[𝜎 𝐻 ] = 472,73 – ứng suất tiếp xúc cho phép

- Đường kính chia ngoài bánh nhỏ :

√𝑢 2 +1 Công thức liên hệ giữa (CT 6,52a) và

Xác định các thông số ăn khớp

- Số bánh răng nhỏ : theo (B6.22)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta đc : z1p= 17

- khi độ rắn mặt rang H1,H2 < HB 350

Ta có : ta có z1=1,6zp1 = 27,2

- Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :

- Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức

- Theo (B6.8)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 4 mm do đó:

Tính lại mte mtm= mte×(1- 0,5×kbe)

- Góc côn chia : δ1=arctg(z1/z2) =arctg(26/106) = 13,78 o

- Tính lại tỉ số truyền : u1= z2/z1= 4,08

-Theo (B6.20) _ (TTTKHDĐCK_Q1) với z1= 26 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều( nội suy):

Tính lại chiều dài côn ngoài :

- Tính lại đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1=z1.mtm&×3,50 = 91 mm

- Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 218,28 0,25 = 54,57 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Theo (CT 6.58)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :

ZM- theo (B6.5)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có ZM= 274 (MPA) 1/3

ZH – theo (B6.12)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với x1 + x2 =0,β=0: ta có

T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 169885,64 N.mm zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức

Kh – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo

Hệ số tổng hợp kH được tính bằng cách nhân các hệ số kHβ, kHα và kHv Trong đó, kHβ có giá trị là 1,13, kHα là 1, phản ánh sự tập trung phân bố tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, và kHv xét đến ảnh hưởng của tải trọng động theo công thức (CT 6.63).

2 × 𝑇 1 × 𝐾 𝐻𝛽 × 𝐾 𝐻𝛼 Trong đó: với vận tốc vòng v: (CT 6.62) _ (TTTKHDĐCK_Q1)

60000 = 1,54 𝑚/𝑠 Tra (B 6.15)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp: δ H = 0,006

(B6.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) có trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước rang : go = 82 với cấp chính xác là 9

Với các trị số vừa tìm được , ta có :

Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc:

Ra = 2,5…1,25àm=>ZR= 0,95 dae < 700 mm => KxH=1

Như vậy 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc với chênh lệch ≤ 4%

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Theo (CT 6.65)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:

Có mtm=mnm kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo

(CT 6.67)_ (TTTKHDĐCK_Q1): kF=kFβ×kFα×kFv

Hệ số kFβ được xác định để xem xét sự tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo quy định trong tài liệu (B6.21) với giá trị kFβ = 1,25 Hệ số kFα được sử dụng để đánh giá sự tập trung tải trọng không đều giữa các răng, với giá trị kFα = 1 Ngoài ra, hệ số kFv được xác định để xem xét ảnh hưởng của tải trọng động, theo công thức (6.68).

Theo (B6.15) và (B6.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có: δF = 0.016 ; g0 82

1,86 = 0,54 (T108)_ (TTTKHDĐCK_Q1)) Với răng thẳng Yβ = 1 (T108)_ (TTTKHDĐCK_Q1))

Tra (B6.18)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có hệ số dạng răng:

Thay các giá trị vừa tính ta được :

⇒Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo

Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

- Theo (CT 6.48)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :

Theo (CT 6.49)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:

𝜎 𝐹𝑚𝑎𝑥2 = 𝜎 𝐹2 × 𝑘 𝑞𝑡 = 77,32 × 1,8 = 139,18 < [𝜎 𝐹2 ] 𝑚𝑎𝑥 = 360 Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

Các thông số của bộ truyền bánh răng côn

Theo các công thức trong (B6.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có :

- Đường kính chia ngoài : de de1= mte.z1 = 4×26= 104 mm de2= mte.z2 = 4×106= 424 mm

- Đường kính trung bình của bánh :

- Chiều cao răng ngoài : he = 2×hte×mte + c = 2×1×4 + 0,8= 8,8 mm

- Với hte= cos β m = 1 mm ; c = 0,2×mte = 0,2×4 = 0,8 mm

- Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1×cosβ)×mte = (1+0,37×1)×4= 5,48 mm hae2= 2×hte×mte – hae1= 2×1×4 – 5,48 = 2,52 mm

- Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he - hae1= 8,8– 5,48= 3,32 mm hfe2= he- hae2 = 8,8 – 2,52 = 6,28 mm

- Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2×hae1×cosδ1= 104 + 2×5,48×cos( 13,78) = 114,64 mm dae2 = de2 + 2×hae2×cosδ2= 424 + 2×2,52×cos( 76,22 ) = 425,20 Mm

bảng kết quả tính

TT Tên thông số, kích thước Giá trị

1 Chiều dài côn ngoài (mm) Re = 218,28 (mm)

2 Mô đun vòng ngoài mte = 4 (mm)

3 Chiều rộng vành răng b = 54,57 (mm)

6 Đường kính chia ngoài de1 = 104 (mm) de2 = 424 (mm)

8 Chiều cao răng ngoài he = 8,8 (mm)

9 Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 5,48 (mm) hae2 = 2,52(mm)

10 Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 3,32 (mm) hfe2 =6,28 (mm)

11 Đường kính đỉnh răng ngoài dae14,64(mm) dae2B5,20(mm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

Tính toán thiết kế trục

4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Theo (CT10.9)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , đường kính trục thứ k với k= 1…3 là:

Với : 𝑇 𝑘 - là mô men xoắn ở trục thứ k

[𝜏] - ứng suất cho phép đối với vật liệu thép CT45

Khi đó: 𝑑 1 = √𝑇 3 1 /0,2[𝜏] = 3 √169885,64/(0,2 × 12) = 41,37 mm , chọn 𝑑 1 = 40 mm theo tiêu chuẩn (B10.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1)

𝑑 2 = √𝑇 3 2 /0,2[𝜏] = 3 √673499,30/(0,2 × 12) = 65,47 mm , chọn 𝑑 2 = 65 mm theo tiêu chuẩn (B10.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1)

Dựa vào đường kính vừa chọn , ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo (B10 2 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có:

4.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách trục

4.2.2.1 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo (CT 10.12)_

Trong bài viết này, 𝑑 đại diện cho đường kính của trục bánh răng côn, k là số thứ tự trong hộp giảm tốc, và i là số thứ tự của tiết diện trục nơi lắp đặt các chi tiết tham gia vào việc truyền tải trọng.

- Chiều dài maoy ơ bánh răng côn nhỏ:

- Chiều dài maoy ơ bánh đai lớn:

- Chiều dài maoy ơ bánh răng côn lớn:

- Chiều dài maoy ơ nửa khớp nối:

-chọn trong (B10 3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có:

+ 𝑘 1 : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

+ 𝑘 2 : Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp

+ 𝑘 3 : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ

+ ℎ 𝑛 : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

4.2.2.3 Xác định chiều dài của các đoạn trục:

- Theo (B10 4 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) , xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H.10.10 - tr 193)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có các kết quả như sau:

- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: lc12 = 0,5×(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5×(50 + 23) + 10 +20 = 66,5 (mm) lc22 = 0,5×(lm22 + bo2) + k3 + hn = 0,5×(135 + 31) + 10 +20 = 113 (mm)

𝑙 12 = −𝑙 𝑐12 = −66,5 mm l11 = (2,5…3)×d1 = (2,5…3)× 40 = (100 …120) mm; lấy l11 = 110 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5×(b01 – b13× cosδ1)

4.2.3 xác định tải trọng tác dụng lên trục:

4.2.3.1 xác định lực tác dụng lên trục I a) Dựa vào (H10.1c-T183)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo công thức 10.3 :

Trong đó góc ăn khớp 𝛼 = 20 𝑜

 Tính phản lực liên kết:

Giả sử chiều như hình vẽ:

- Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai:

Tính phản lực của các gối đỡ B và C:

 Vẽ biểu đồ momen: b) Tính lại đường kính của trục I

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 40 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa

- theo (B10.5)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 50 Mpa

- Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2

(CT10.15 và CT10.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) momen tương đương được tính theo công thức :

Xét các mặt cắt trên trục I:

 Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men xoắn TI = 169885,64 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

- Kích thước của trục tại mặt cắt A:

- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

 Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mômen tương đương trên mặt cắt B:

- Kích thước của trục tại mặt cắt B:

 Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mômen tương đương trên mặt cắt C:

- Kích thước của trục tại mặt cắt C:

 Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:

- Mômen tương đương trên mặt cắt D :

- Kích thước của trục tại mặt cắt D:

Tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, kích thước của trục cần tăng thêm 4% để đảm bảo có rãnh then Do đó, kích thước của trục tại mặt cắt D được điều chỉnh tương ứng.

Dựa trên yêu cầu về độ bền, khả năng lắp ghép dễ dàng và công nghệ, chúng tôi đã lựa chọn đường kính cho các đoạn trục như sau:

4.2.3.2 xác định lực tác dụng lên trục I I

- Ta có lực vòng tác dụng tại khớp nối:

 Dựa vào (H10.1c)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo (CT10.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :

 Tính phản lực liên kết:

Giả sử chiều của các lực như hình vẽ:

 Xét trong mặt phẳng oxz:

 Xét trong mặt phẳng oyz :

 Tính lại đường kính của trục I I:

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d2 = 60 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa

Theo (B10.5)_ (TTTKHDĐCK_Q1), trị số ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là 48 MPa Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức.

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 (CT10.15 và CT10.16)_ (TTTKHDĐCK_Q1) momen tương đương được tính theo công thức :

Với 𝑀 𝑍 = 𝑇 2  Xét các mặt cắt trên trục II:

 Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

- Mô men tương đương trên mặt cắt E:𝑀 𝑡đ 𝐸 = 0

- Kích thước của trục tại mặt cắt E : 𝑑 2 𝐸 = √ 3 0,1×48 0 = 0 mm

 Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền:

Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần bên trái của F:

- Mômen tương đương trên mặt cắt F:

- Kích thước của trục tại mặt cắt F:𝑑 2 𝐹 = √684358,93

Do mặt cắt tại Fcó rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt F là:

 Xét mặt cắt trục tại điểm G- điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mo men tương đương trên mặt cắt G:

- Kích thước của trục tại mặt cắt G:

Để nâng cao khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục và đồng bộ khi lựa chọn ổ lăn, cần đảm bảo kích thước của ngõng trục tại các điểm E và G là giống nhau.

Dựa trên yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng các chi tiết trên trục, chúng tôi đã lựa chọn đường kính cho các đoạn trục phù hợp với công nghệ.

4.2.3.3 Tính toán mối ghép then

 Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục I :

Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với đường kính trục chỗ lắp then là d = 35 mm Ta chọn loại then là then bằng có :

Tiết diện Đường kính trục

Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là :

Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh đai lớn là :

- Kiểm nghiệm độ bền của then :

Theo (CT9.1 và CT9.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có: độ bền dập : 𝜎 𝑑 = 2×𝑇

Then lắp trên bánh răng côn nhỏ :

Then trên bánh đai lớn :

Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I

 Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục II :

Theo (B9.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với đường kính trục chỗ lắp then là d e mm Ta chọn loại then là then bằng có :

Tiết diện Đường kính trục

Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng lớn là :

- Kiểm nghiệm độ bền của then : độ bền dập : 𝜎 𝑑 = 2×𝑇 

Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục II

4.2.4 Kiểm nghiệm độ bền mỏi các trục :

Sau khi xác định đường kính trục, cần xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục, bao gồm đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt.

Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên

-Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện :

 Kiểm nghiệm bền mỏi tại C

𝜀 𝜏 tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1)đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với 𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎

=> Kσ/εσ=2,06 , Kτ/ετ= 1,64 vậy công thức dùng giá trị 𝐾 𝜎

KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_

(TTTKHDĐCK_Q1) ta có :Kx = 1,06 ( tiện Ra 2,5 0,63)

KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9)_

(TTTKHDĐCK_Q1) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6

- các hệ số 𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 𝜏𝑑𝑗 được xác định:

Tại trục có đường kính 𝑑 1 𝑐 = 40 𝑚𝑚

Ta có momen uốn tổng:

- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại gối đỡ C có dc@ mm

Theo (B9.1a)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có các kích thước của then: b m , t1=5 m

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:

Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:

Hệ số án toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:

Hệ số an toàn s được xác định theo C(T10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :

𝜀 𝜏 tra theo (B10.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lắp K6 với 𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎

Mà tại D có rãnh then nên ta có:

So sánh các giá trị 𝐾 𝜎

𝐾 𝜏 với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính

KX – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra (B10.8)_

Tại trục có đường kính 𝑑 𝐷 = 35 𝑚𝑚

- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng D có dD5 mm

Hệ số an toàn s được xác định theo (CT10.19)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :

→ Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền

Tại trục có đường kính 𝑑 𝐺 = 60 𝑚𝑚

- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại gối đỡ G có dG` mm

KY – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong (B10.9) )_

Tại trục có đường kính 𝑑 𝐹 = 65 𝑚𝑚

- với tiết diện trục có 1 rãnh then và đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng F có dFe mm

→ Vậy trục I I đảm bảo điều kiện bền

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC

Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc

- Các số liệu đã có như sau : Phản lực tại các ổ đã tính :

- ta có: Fat1 = Fa1 = 319,04 N : là tổng lực dọc trục ngoài từ các chi tiết quay tác dụng lên trục và từ trục truyền đến ổ

Lực hướng tâm trên các ổ trục C và B:

Với tải trọng nhỏ, có sự hiện diện của lực hướng tâm và lực dọc trục tại các ổ, việc lựa chọn ổ đũa côn là cần thiết để đáp ứng yêu cầu về độ cứng của ổ đỡ trục bánh răng côn.

- Chọn sơ bộ ổ cỡ trung theo (B _P2.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ

- Theo (B11.4)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với ổ đũa đỡ chặn:

- Theo (CT11.7)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

- Xác định tổng lực dọc trục theo (CT11.10)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y

Xác định tải trọng động qui ước , theo (CT11.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :

Q : Tải trọng động qui ước

Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

Hệ số V = 1 được sử dụng để tính toán ảnh hưởng của vòng trong quay Hệ số kt phản ánh tác động của nhiệt độ, trong đó kt = 1 Hệ số kđ thể hiện đặc tính tải trọng, với tải trọng va đập vừa, cho giá trị kđ = 1,3 (theo B11.3, TTTKHDĐCK_Q1).

Vậy ta có tải trọng qui ước tại B và C là :

Như vậy chỉ cần tính cho ổ C (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo

(CT11.13)_ (TTTKHDĐCK_Q1) tải trọng động tương đương :

Qi là tải trọng động qui ước

Li thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m 10/3

Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn)

= 5838,37 Theo (CT11.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , khả năng tải động của ổ :

Cđ :khả năng tải động của ổ

L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

Từ (CT11.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) suy ra :

Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng động yêu cầu

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Theo (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với ổ đũa côn :

Theo (CT11.19) và (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có khả năng tải tĩnh :

= 0,5 × 2204,22 + 1,19 × 1564,31 = 2,963 𝑘𝑁 < 𝐶 0 = 46 kN Vậy ổ lăn thỏa mãn điều kiện tải tĩnh

Chọn ổ lăn cho trục trung gian II của hộp giảm tốc

- Phản lực tại các ổ đã tính được :

- Lực dọc trục: Fat2 = Fa2 = 1300,85 N

Để đảm bảo độ cứng cho ổ đỡ trục bánh răng côn trong trường hợp tải trọng nhỏ, cần xem xét cả lực hướng tâm và lực dọc trục tại các ổ Do đó, việc lựa chọn ổ đũa côn là hợp lý.

- Chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ theo (B_P2.11)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có:

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ

- Theo (B11.4)_ (TTTKHDĐCK_Q1) với ổ đũa đỡ chặn:

- Theo (CT11.7)_ (TTTKHDĐCK_Q1) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

- Xác định tổng lực dọc trục theo (CT11.10)_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y

Xác định tải trọng động qui ước , theo (CT11.3)_ (TTTKHDĐCK_Q1) :

Q : Tải trọng động qui ước

Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

Hệ số V = 1 được xác định dựa trên các yếu tố quan trọng như hệ số quay trong (kt) và hệ số tải trọng (kđ) Hệ số kt phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ với giá trị kt = 1, trong khi hệ số kđ được tính toán dựa trên đặc tính tải trọng và tải trọng va đập vừa, cho giá trị kđ = 1,3.

Vậy ta có tải trọng qui ước tại E và G là :

Như vậy chỉ cần tính cho ổ E (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo

(CT11.13)_ (TTTKHDĐCK_Q1) tải trọng động tương đương :

Qi :là tải trọng động qui ước

Li: thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m :là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m/3

Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn)

Theo (CT11.1)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , khả năng tải động của ổ :

Cđ :khả năng tải động của ổ

L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Từ (CT11.2)_ (TTTKHDĐCK_Q1) suy ra :

Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng động yêu cầu

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Theo (B11.6)_ (TTTKHDĐCK_Q1) , với ổ đũa côn :

Theo (CT11.19) và (B11.6 )_ (TTTKHDĐCK_Q1) ta có khả năng tải tĩnh : Xét tại 1 ta có:

= 0,5 × 2443,69 + 0,94 × 709,89 = 1,889 𝑘𝑁 < 𝐶 0 0,04×Re + 10 = 0,04× 218,28 + 10 18,73 (mm) Chọn d1 = 20 (mm)

Chọn bu lông M20 ( Theo TCVN) d2 = (0,7÷0,8)×d1 = 14÷16 mm chọn d2 16(mm)

Chọn bu lông M16 ( Theo TCVN) d3 = (0,8÷0,9)×d2 = 12,8÷14,4 mm chọn d3 = 12 (mm)

Chọn bu lông M12 ( Theo TCVN) d4 = (0,6÷0,7)×d2 = 9,6÷11,20 chọn d4 = 10 (mm)

Chọn bu lông M10 ( Theo TCVN) d5 = (0,5÷0,6)×d2 = 8÷9,6 chọn d2 = 8 (mm) Chọn bu lông M8 ( Theo TCVN)

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Chiều rộng bích nắp và thân, K3

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

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ,

Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Trục I: D2 = 130 (mm), D3 = 160(mm) Trục II: D2 = 140(mm), D3 = 170 (mm)

R2 = 1,3×d2 =1,3×12 ,8 (mm) chọn R2 20 (mm) Chọn h = 45 (mm)

Chiều dày: khi không có phần lồi

S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

K1 = 3×d1 = 3×16H (mm), q ≥ K1 + 2×δ H+2×8= 64 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1÷1,2)×δ = (11,2)×8=(8÷9,6) chọn Δ = 9 (mm)

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên của các bánh răng với

Số lượng bu long nền Z= 4

6.1.3 Các chi tiết khác a Bu lông vòng

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, cần lắp thêm bulông vòng trên nắp và thân Kích thước bulông vòng được xác định dựa trên khối lượng của hộp giảm tốc Theo bảng tra Re = 218,28 (B18-3b) và TTTKHDĐCK_Q2, ta có giá trị Q = 132,90.

Theo quy định tại (B18-3a) trong tài liệu TTTKHDĐCK_Q2, chúng ta sử dụng bulông vòng M10 cho các ứng dụng liên quan Để thuận tiện cho việc kiểm tra và quan sát các bộ phận bên trong hộp, cũng như để đổ dầu, trên đỉnh hộp đã được lắp đặt cửa thăm, theo hướng dẫn tại (18-5).

(TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ:

Ta có bảng kích thước:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục

Lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân Để đảm bảo chính xác khi lắp ghép, chúng ta sử dụng 2 chốt định vị, giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông.

Ta chọn chốt định vị hình côn , với kích thước: d c l

8 mm 1,2 mm 25÷140 mm d Nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất tăng và cần điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để giải quyết vấn đề này, người ta sử dụng nút thông hơi, được lắp đặt trên nắp cửa thăm Theo quy định B18-6 (TTTKHDĐCK_Q2), cần chọn kích thước phù hợp cho nút thông hơi để đảm bảo hiệu quả hoạt động.

Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu

Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào (B18-8)_

(TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ

Ta có bảng thông số nút tháo dầu trụ : d b m f L c q D S D0

M16×1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 f Thiết bị kiểm tra tháo dầu : Que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d

Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh ………………………………………… 77 Tài liệu tham khảo

6.2.1 Bôi trơn hộp giảm tốc

Theo cách dẫn dầu bôi trơn, có hai phương pháp chính là bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do vận tốc của các bánh răng trong hộp giảm tốc là v=1,54 (m/s), thấp hơn 12 (m/s), nên phương pháp bôi trơn phù hợp cho bánh răng trong hộp là ngâm dầu.

Với vận tốc vòng của bánh răng côn v=1,54 (m⁄s) tra (B18.11)_

(TTTKHDĐCK_Q2) ta được độ nhớt để bôi trơn là:

Theo (B18.13)_ (TTTKHDĐCK_Q2) ta chọn được loại dầu AK-20

Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ

Khi ổ lăn được bôi trơn đúng cách, ma sát sẽ giảm thiểu, giúp ngăn chặn sự mài mòn và bảo vệ bề mặt kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp Điều này không chỉ bảo vệ các chi tiết mà còn giảm thiểu tiếng ồn trong quá trình hoạt động.

Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại chất bôi trơn trong ổ tốt hơn Mỡ cũng bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm, đồng thời ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ khi sử dụng lâu dài Theo tài liệu B15.15a (TTTKHDĐCK_Q2), loại mỡ được khuyên dùng là LGMT2 và cần chiếm 1/2 khoảng trống trong ổ.

6.2.2 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

Kiểu lắp ghép H7/k6 được lựa chọn cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên và có thể gây hư hại cho các chi tiết khi tháo Kiểu lắp này đảm bảo khả năng định tâm cao hơn khi chiều dài mayơ l ≥ (1,2 1,5)d (với d là đường kính trục) Các ứng dụng điển hình bao gồm lắp bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, lắp cốc lót và tang quay, đặc biệt là với các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt Đối với một số kiểu lắp khác, kiểu lắp lỏng D8/k6 được sử dụng, chẳng hạn như bạc lót với trục.

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

Trục II: t = 7 mm ⇒ N max = +0,2 mm

Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục

3 Vòng trong ổ lăn với trục 1

4 Vòng ngoài ổ lăn với trục 1

2 then giống nhau es = 0 m ei = -22 m

6 Trục 1 và vòng trong bạc chặn

Nằm giữa bánh răng và ổ lăn es = +18 m ei = +2 m

7 Vòng trong ổ lăn với trục 2

8 Vòng ngoài ổ lăn lắp với vỏ hộp trục 2

Dùng khống chế bánh răng es = +21 m ei = +2 m

Định dạng
Số trang	81
Dung lượng	1,31 MB