Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray

Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray

PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tính công suất cần thiết

- Công suất trên xích tải: Fv

Pct P ct =¿ P ct =6.14(kW) = Fv

- Tính hiệu suất truyền động:

Theo bảng 3.3 trang 96, các hệ số hiệu suất được chọn như sau: ƞkn = 0,99 cho hiệu suất nối trục đàn hồi, ƞol = 0,99 cho hiệu suất ổ lăn, ƞbr2 = 0,98 cho hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng và ƞbr1 = 0,95 cho hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ Tổng hiệu suất η được tính bằng công thức: η = ƞkn × ƞbr1 × ƞol.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pđc P ct =¿ P ct =6.14(kW) = P lv η = 1,80,894 = 2,01 kW

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Số vòng quay của trục công tác: nct = 60000 v πD = 60000 1 π.200 = 95,5 vg/ph

- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: ubr2 = 3,3

- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng để hở: ubr1 = 3

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = n u u = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/phlv br2 br1

Chọn động cơ

Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với P ≥ Pdc ct P ct =¿ P ct =6.14(kW) và ndc

≥ nsb n đb 00(vòng phút) , ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:

Vận tốc quay nđc(v/ph)

Phân phối tỉ số truyền

- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = n / n = dc lv 950

- Chọn ubr2 = 3,32 , tính: u = u / u = br1 br2 9,95

- Tính công suất trên các trục:

- Tính tốc độ quay các trục: nđc = 950 vg/ph nI = n đ c u kn

3,32 = 286,1 vg/ph nct = n II u br1

- Tính momen xoắn trên các trục:

- Tính tốc độ quay các trục: nI = 950 vg/ph nII = n I u br2

3,32 = 286,4 vg/ph nIII = n II u br1

Thông số Trục Động cơ I II Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ

PII = 1,91 kW nII = 286,1 vg/ph ubr1= 3

Số vòng quay trục dẫn n 1(6,1vg/ph

Số vòng quay trục bị dẫn n 2,4vg ph/

Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh

1 Chọn vật liệu bánh răng

Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn H 1 ≈250HB ; giới hạn bền σ b 0 MPa giới hạn chày σ ch X0MPa

Bánh lớn (bánh bị dẫn) được cải thiện bằng cách chọn thép C45, với độ rắn H2 đạt khoảng 235HB Theo mối quan hệ H1 ≥ H2 + (10÷15)HB, giới hạn bền σbu đạt giá trị tối ưu, trong khi giới hạn chày σch cũng được xác định ở mức E0MPa.

Số chu kỳ làm việc cơ sở

Số chu kỳ làm việc tương đương:

Vì N HE 1>N HO1 ; N HE2 >N HO2 ; N FE1 >N FO1 ; N FE2 >N FO 2 cho nên:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :

 σ oHlim =2HB+70,suy ra σ oHlim1 =2.250+70 570= MPa σ oHlim2 =2.235+70 540= MPa

 σ oFlim =1,8HB σ oFlim1 =1,8.250E0 MPa σ oFlim2 =1,8.235B3MPa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

T0.0,9 1,1 D1,8Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

- Ứng suất uốn cho phép

2 Chọn số răng trên bánh dẫn

Ta chọn số răng bánh dẫn z = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3.20 = 60 răng.2 1

- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + F2

13,2 z 2 = 3,47 + 13,2 60 = 3,69 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

Ta tính toán thiết kế theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

3 Tính lại tỉ số truyền thực tế: u=z 2 z 1

Sai số tỉ số truyền: Δu u=0

4 Xác định thông số bánh răng

Chọn hệ số chiều rộng vành răng ❑ bd =0,8 và hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng

Môđun độ bền uốn: m=1,4 3 √ T z 1 2 1 ψ K bd Fβ Y [ σ F F ] =2,1mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm

- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

 Đường kính vòng chia d1 = z 1 m = 20.3 = 60 mm d2 = z 2 m = 60.3 = 180 mm

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

+ Bánh bị dẫn: b 2=ψ bd d 1=0,8.60Hmm

- Vận tốc vòng bánh răng v = π d n 1 1

Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ thẳng và v =0,9 nên ta chọn cấp chính xác 9 với v gh =3m/s

5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực hướng tâm F = r F t tanα!25,19 tan(20°)w3,51N

Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số K FV =1,1 , K HV =1,06 σ F =2.Y F 1 T 1 K Fβ K FV d w1 b m w

60.53 3 d,34≤257,14MPa Độ bền uốn được thõa

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: σ H =Z M Z H Z ε d w 1

7 Bảng thông số bánh răng:

Thông số bánh răng bánh răng thẳng

18060 Đường kính vòng đỉnh da1 66

(mm 186 Đường kính vòng đáy d f1

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2= 3,32

Số vòng quay trục dẫn n 10vg ph/

Số vòng quay trục bị dẫn n 2(6,1vg/ph

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu

Bánh lớn (bánh bị dẫn) được cải thiện bằng cách chọn thép C45 với độ rắn H2 đạt khoảng 235HB Theo quan hệ H1 ≥ H2 + (10÷15)HB, giới hạn bền σbu và giới hạn chày σch cũng cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất tối ưu của bánh lớn.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép

 σ oFlim =1,8HB σ oFlim1 =1,8.250E0 MPa σ oFlim2=1,8.235B3MPa

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ] ≤ 1,25 [ σ H ] ,min

3 Xác định thông số bộ truyền

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

❑ ba =0,3−0,5 , chọn ❑ ba =0,4 theo tiêu chuẩn khi đó:

Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được :

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng a w C(u+1) √ 3 ψ ba T 1 [ σ K H Hβ ] 2 u

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm

Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng.2 1 2

Tính lại tỉ số truyền thực tế: u

 Đường kính vòng chia d1 = z 1 m cosβ = 24.1,5 cos 12,84° = 36,92 mm d2 = z 2 m cosβ = 80.1,5 cos 12,84° = 123,08 mm

 Đường kính vòng đỉnh d a1 =d 1+2m6,92+2.1,59,92mm d a2 =d 2+2m3,08+2.1,56,08mm

 Đường kính vòng đáy d f1 =d 1−2,5m6,92−2,5.1,53,17mm d f 2=d 2−2,5m6,08−2,5.1,52,33mm

+ Bánh bị dẫn: b 2=ψ ba a=0,4.802mm

- Vận tốc vòng bánh răng

Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9

Fr1 = F = r2 F t1 tanα cosβ = 1072,79 tan(20°) cos(12,84°) = 400,48 N

- Hệ số tải trọng động

Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:

- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: σ H =Z M Z H Z ε d w 1

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ] ≤1,25[ σ H ] ,min

Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa

- Đối với bánh dẫn: Y = 3,47 + F1 13,2 cos(β) 3 z 1

- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + F2 13,2 cos(β) 3 z 2

80 = 3,63 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

Do đó độ bền trục được thõa

Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80

2480 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1

36,92 123,08 Đường kính vòng đỉnh da1

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN

Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ

- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]

- Xác định đường kính trục sơ bộ

Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : σ b = 785 Mpa ; σ ch = 540 Mpa ; τ ch = 324 Mpa; [σ] = 65 Mpa ; Chọn [τ] 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.

Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥ √ 3 5 [ τ T ]

Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn: d 1 = 20 mm => b 01 = 15 mm d 2 = 30 mm => b 02 = 19 mm

Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp: k 1 = 10 mm.

 Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k 2 = 8 mm.

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 12mm.

 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n = 18 mm.

 Chiều dài mayơ khớp nối : l m12 =(1,2 1,5÷ )d 1=(1,2 1,5÷ ).20 => chọn l m12 = 25 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: l m13 =(1,2 1,5÷ )d 1=(1,2 1,5÷ ).20 => Chọn l m13 )mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: l m23 =(1,2 1,5÷ )d 2=(1,2 1,5÷ ).30 => Chọn l m23 mm

 Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng : l mbr =(1,4 2,5÷ )d 2=(1,4 2,5÷ ).30 => l mkn =¿ 61 mm

- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:

- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:01 l 13 =1

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I: l 11=2.l 13=2.40(mm)

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II: l 21=l 11(mm)

- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng:02 l 22=1

Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó

- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy

Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2

T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải

Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0

Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:

Frk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng.t2

Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:

Fr1 = F = r2 F t1 tanα cosβ = 1072,79 tan(20°) cos(12,84 °) = 400,48 N

Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:

Xác định lực tác dụng lên gối đỡ

-Momen do lực dọc trục gây ra:

-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):

+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:

+Momen cân bằng quanh điểm C:

-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):

+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:

+Momen cân bằng quanh điểm D:

Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

- Xác định các tiết diện nguy hiểm

 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C

 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại B

- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm

- Ứng suất cho phép: [ σ ] = 65 MPa

- Mômen tương đương tại tiết diện j:

Với M xj và M yj là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.

- Đường kính trục xác định theo công thức: d j = √ 3 0,1[σ M tdj ] = √ 3 √ M xj 2 + 0,1[σ M yj 2 +0,75 ] T j 2

- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

- d A = √ 3 0,1[σ M tdA ] = 0 ⇒ Chọn d A = d C = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:

- d D = √ 3 0,1[σ M tdD ] =0 = ⇒ Chọn d D = d B = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số K FV =1,1 , K HV =1,06 σ F =2.Y F 1 T 1 K Fβ K FV d w1 b m w

60.53 3 d,34≤257,14MPa Độ bền uốn được thõa

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: σ H =Z M Z H Z ε d w 1

Thông số bánh răng bánh răng thẳng

18060 Đường kính vòng đỉnh da1 66

(mm 186 Đường kính vòng đáy d f1

III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2= 3,32

Số vòng quay trục dẫn n 10vg ph/

Số vòng quay trục bị dẫn n 2(6,1vg/ph

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu

Bánh lớn (bánh bị dẫn) được cải thiện bằng cách chọn thép C45, với độ rắn H2 đạt khoảng 235HB Theo quan hệ H1 ≥ H2 + (10÷15)HB, giới hạn bền σbu đạt mức MPa, cùng với giới hạn chày σch E0 MPa.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép

 σ oFlim =1,8HB σ oFlim1 =1,8.250E0 MPa σ oFlim2=1,8.235B3MPa

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ] ≤ 1,25 [ σ H ] ,min

3 Xác định thông số bộ truyền

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

❑ ba =0,3−0,5 , chọn ❑ ba =0,4 theo tiêu chuẩn khi đó:

Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được :

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng a w C(u+1) √ 3 ψ ba T 1 [ σ K H Hβ ] 2 u

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm

Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng.2 1 2

Tính lại tỉ số truyền thực tế: u

 Đường kính vòng chia d1 = z 1 m cosβ = 24.1,5 cos 12,84° = 36,92 mm d2 = z 2 m cosβ = 80.1,5 cos 12,84° = 123,08 mm

 Đường kính vòng đỉnh d a1 =d 1+2m6,92+2.1,59,92mm d a2 =d 2+2m3,08+2.1,56,08mm

 Đường kính vòng đáy d f1 =d 1−2,5m6,92−2,5.1,53,17mm d f 2=d 2−2,5m6,08−2,5.1,52,33mm

+ Bánh bị dẫn: b 2=ψ ba a=0,4.802mm

- Vận tốc vòng bánh răng

Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9

Fr1 = F = r2 F t1 tanα cosβ = 1072,79 tan(20°) cos(12,84°) = 400,48 N

- Hệ số tải trọng động

Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:

- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: σ H =Z M Z H Z ε d w 1

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ] ≤1,25[ σ H ] ,min

Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa

- Đối với bánh dẫn: Y = 3,47 + F1 13,2 cos(β) 3 z 1

- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + F2 13,2 cos(β) 3 z 2

80 = 3,63 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

Do đó độ bền trục được thõa

Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80

2480 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1

36,92 123,08 Đường kính vòng đỉnh da1

IV Tính toán thiết kế trục – Thiết kế then

1 Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:

- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]

- Xác định đường kính trục sơ bộ

Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : σ b = 785 Mpa ; σ ch = 540 Mpa ; τ ch = 324 Mpa; [σ] = 65 Mpa ; Chọn [τ] 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.

Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥ √ 3 5 [ τ T ]

Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn: d 1 = 20 mm => b 01 = 15 mm d 2 = 30 mm => b 02 = 19 mm

Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp: k 1 = 10 mm.

 Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k 2 = 8 mm.

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 12mm.

 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n = 18 mm.

 Chiều dài mayơ khớp nối : l m12 =(1,2 1,5÷ )d 1=(1,2 1,5÷ ).20 => chọn l m12 = 25 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: l m13 =(1,2 1,5÷ )d 1=(1,2 1,5÷ ).20 => Chọn l m13 )mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: l m23 =(1,2 1,5÷ )d 2=(1,2 1,5÷ ).30 => Chọn l m23 mm

 Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng : l mbr =(1,4 2,5÷ )d 2=(1,4 2,5÷ ).30 => l mkn =¿ 61 mm

- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:

- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:01 l 13 =1

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I: l 11=2.l 13=2.40(mm)

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II: l 21=l 11(mm)

- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng:02 l 22=1

2 Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó:- Thiết lập sơ đồ phân tích lực

- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy

Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2

T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải

Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0

Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:

Frk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng.t2

Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:

Fr1 = F = r2 F t1 tanα cosβ = 1072,79 tan(20°) cos(12,84 °) = 400,48 N

Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:

3 Xác định lực tác dụng lên gối đỡ

4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm: 1

- Xác định các tiết diện nguy hiểm

 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C

 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại B

- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm

- Ứng suất cho phép: [ σ ] = 65 MPa

- Mômen tương đương tại tiết diện j:

Với M xj và M yj là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.

- Đường kính trục xác định theo công thức: d j = √ 3 0,1[σ M tdj ] = √ 3 √ M xj 2 + 0,1[σ M yj 2 +0,75 ] T j 2

- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

- d A = √ 3 0,1[σ M tdA ] = 0 ⇒ Chọn d A = d C = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:

- d D = √ 3 0,1[σ M tdD ] =0 = ⇒ Chọn d D = d B = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng: σ d = 2T d l t (h−t 1) ≤ [ σ d ] = 150 MPa

- σ d , τ d ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa;

- T mômen xoắn trên trục, Nmm;

- d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;

- t 1 chiều sâu rãnh then, mm.

- Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.

6 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây:

√ S σj 2 +S σj 2 ≥ [S] o Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.

S σj , S τj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:

Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là: σ −1 = 0,43 σ b = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:

= 0,23 = 138 MPa o Trong đó: σ b `0MPa - giới hạn bền vật liệu. σ a , σ , τ , τ m a m - biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: σ aj = σ maxj = M j

21 o Trong đó: M j - là mômen uốn tổng M j = √ M xj 2 + M 2 yj

W j - là mômen cản uốn được tính cho trục có 1 then:

- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều: τ aj = τ mj = τ maxj

2W oj o Trong đó: T j - là mômen xoắn tại tiết diện j.

W oj - là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:

Chiều sâu rãnh then được ký hiệu là t1, trong khi chiều rộng then được ký hiệu là b Hệ số Ψ σ là 0,05 và Ψ r bằng 0, phản ánh ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo tài liệu [1] về Thép carbon mềm Các hệ số ε σ và ε τ được tra cứu theo Bảng 10.3 trong tài liệu [1] Hệ số β là 1,7, được xác định theo Bảng 10.4 trong tài liệu [1], liên quan đến phương pháp tăng bền bề mặt bằng cách phun bi.

K σ =1,75; K τ =1,5 - hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng Bảng 10.12 tài liệu [1], đối trục có rãnh then, then.

2 x 6,48 x o Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Để đảm bảo an toàn cho trục, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh là cần thiết nhằm ngăn chặn tình trạng biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột Điều kiện kiểm nghiệm được xác định bởi công thức σ td = √ σ 2 + 4 τ 2 ≤ [ σ ] o, trong đó σ và τ lần lượt là ứng suất uốn và xoắn, với σ được tính theo công thức σ = M max.

0,2d 3 [ σ ] = 0,8 σ ch = 0,8.340 = 272 MPa o Với: M max , T max - mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải.

Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh.

TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG VÀ NGOÀI HỘP GIẢM TỐC VÀ NỐI TRỤC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ

Thiết lập sơ đồ bố trí ổ lăn

Xác định phản lực F tác dụng lên ổ r

Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e

46306 30 72 19 19 2 25,6 18,17 12 o Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên

= 674,71 18170 = 0,037 Với α° theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,34

 Tổng lực dọc trục tại B: Σ F aB = F sD − F a1 = 520,9298 – 674,71 = -135,7802 N

Vì Σ F aB F sD nên F aD = Σ F aD = 1357,85 N

= 683,1403 1.2009,236 = 0,34 ¿ e Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 1;Y = 0,

Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,45 ; Y = 1,62

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.

K đ =1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo Bảng 11.3 tài liệu [1].

K t =¿ 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, t ° C ≤

5.Tính các thông số ổ lăn

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q:

 Tải trọng động quy ước trên ổ:

Vì Q D >Q B nên ta tính toán ổ theo thông số tại D.

Tính khả năng tải động tính toán C và kiểm tra điều kiện C < C:tt tt

Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi

Chọn ổ bi như ổ đã chọn sơ bộ.

Xác định lại tuổi thọ và kiểm tra khả năng tải tĩnh:

 Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:

Tuổi thọ tính bằng giờ:

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ - Chặn, α° tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước Q o xác định theo công thức:

Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[

- Đường kính tâm con lăn D pw = D+d

57,5 = 2549,02 (vg/ph) > n 2 = 381,72 (vg/ph) Trục II:

= 2673,736 674,71 = 0,25 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1].

Sơ đồ phân bố lực:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:

18100 = 0,0373 Với α=0° theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,22

- Đối với ổ đỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chi tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có:

 Tổng lực dọc trục tại A:

 Tổng lực dọc trục tại C:

= 1 2673,736674,71 = 0,25 > e =0,22 Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,56; Y = 1,99

Theo Bảng 11.3 tài liệu [1] tra được: X = 0,56 ; Y = 1,99

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.

K đ =1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập theo Bảng 11.3 tài liệu [1].

K t =¿ 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, t ° C ≤

 Tải trọng động quy ước trên ổ:

Vì Q A >Q C nên ta tính toán ổ theo thông số tại A.

 Khả năng tải động tính toán:

Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi

C tt < C = 25700 N Chọn ổ bi như ổ bi sơ bộ.

 Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:

Tuổi thọ tính bằng giờ:

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, α=0° tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước Q o xác định theo công thức:

Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

Theo bảng 11.7, tài liệu [*], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[ D pw n]

- Đường kính tâm con lăn D pw = D+d 2 = 85 45 + 2 = 65 m.

Tính chọn khớp nối trục

Nối trục đàn hồi được ưa chuộng trong nhiều ứng dụng nhờ vào cấu trúc đơn giản, dễ chế tạo và thay thế, cùng với khả năng hoạt động đáng tin cậy Cấu tạo của nó được minh họa trong Hình 16-6 [2] (trang 67).

-Momen xoắn tại trục II: T = 609226,69 Nmm = 609,23 NmII

-Đường kính trục đầu vào: d = 55 mm

-Theo Bảng 16.10a và 16.10b [2] (trang 68), ta có bảng thông số nối trục như sau:

-Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT

[ σ d ] =4 MPa : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy

[ σ d ] =( 2 4 ÷ ) MPa k = 1,5 : hệ số chế độ làm việc, tra Bảng 16-1 [2] (trang 58)

Vậy nối trục thỏa sức bền dập

-Kiểm nghiệm sức bền của chốt: σ u = kT l 0

[ σ u ] MPa : ứng suất dập cho phép của chốt, có thể lấy

-Kiểm tra chốt theo độ bền uốn (do lực tập trung giữa chốt vị trí đặt lực tại l /2):c σ F 2kT 10 3 l c π d c 3 D 0 Z 2.1,5 609,23 10 3 42 π 18 3 160 8 S,37MPa ≤ [ σ F ] MPa

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu

Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy, đồng thời chịu tải trọng từ các chi tiết lắp đặt Nó cũng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các bộ phận bên trong khỏi bụi bẩn.

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

- Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện trong việc lắp ráp các chi tiết Đảm bảo bề mặt ghép song song với mặt đế để tăng tính chính xác và dễ dàng trong quá trình lắp đặt.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 2 ° về phía lỗ tháo dầu, giúp quá trình tháo dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Thiết kế này không chỉ thuận tiện mà còn đảm bảo dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, từ đó nâng cao chất lượng làm việc của hộp giảm tốc.

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơ đặc biệt.

- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:

31 δ=¿ 0.03a + 3 = 7,8 chọn δ = 9 mm δ 1 = 0,9 δ = 8,1 mm Gân tăng cứng: Chiều dày e

Chiều cao h Độ dốc e = (0,8 ÷ 1) δ = (7,2 ÷9 ),chọn e = 8 mm h ≤ 5 δ = 5.9 = 45mm, chọn h

Bulông ghép bích nắp và thân d3

Vít ghép nắp cửa thăm d5 d 1 > 0.04.a + 10 = 0.04.160 +10

9.6) chọn d 4 = 9 mm , lấy theo bảng 18-2 tài liệu 2 d 5 = (0,5 ÷0,6 ) d 2 = (7 ÷

8.4) chọn d 5 = 8 mm Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân nộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

K 1 ≈ 3 d 1 = 3.18 = 54 mm q ≥ K 1 +2δ = 54 +2.9 = 72 Mặt đế hộp: mm

Chiều dày khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q K 2 ¿ E 2 + R 2 + (3 ÷5 ) 22 + 18 + (3 ÷5 ) = (43 ÷45 ), chọn K 2 = 43 mm

R 2 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)

Các chi tiết phụ

Mặt ghép giữa nắp và than được thiết kế trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và than hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và than trong quá trình gia công và lắp ghép, sử dụng hai chốt định vị Việc này giúp tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, loại trừ một trong những nguyên nhân gây hỏng ổ.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số chọn từ bản 18-4b tài liệu [1]:

- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài

- Làm bằng vật liệu GX15-32

- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu [1]):

Nắp cửa thăm được thiết kế để dễ dàng kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp Nó cũng thuận tiện cho việc đổ dầu vào trong hộp Cửa thăm nằm ở đỉnh hộp và được che phủ bằng nắp, với kích thước được lựa chọn phù hợp với kích thước của nắp hộp.

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 giữa bên trong và bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp cửa thăm của hộp.

Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [1]:

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.

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 tài liệu [1] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S D 0

- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác Những yếu tố này có thể gây mài mòn và hoen gỉ cho ổ Bên cạnh đó, vòng phớt cũng giúp ngăn chặn dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc nhiều vào hiệu quả của vòng phớt.

Vòng phớt được ưa chuộng nhờ vào cấu trúc đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là dễ mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt tiếp xúc có độ nhám cao.

- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.

Dung sai lắp ghép

Vòng trong ổ lăn chịu tải hoàn toàn cần được lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Do đó, việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều khi làm việc, đảm bảo hiệu suất và tuổi thọ của thiết bị.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, do đó cần lắp đặt theo hệ thống lỗ để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc Kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

Lắp ghép bánh răng trên trục

Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6

Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9.

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

- Bảng dung sai lắp ghép

) es ( μm ) ei ( μm ) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất Bánh trụ bị dẫn

Trục II 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)

Then (bánh răng + nối trục) Nối trục 12x8 Js9/h9 +18 -18 0 -36 18 18

Vòng chắn dầu trục và chốt định vị Chốt định vị- vỏ hộp d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0

Vòng chắn dầu – trục II

Định dạng
Số trang	46
Dung lượng	4,61 MB