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

- Tính hiệu suất truyền động:

Theo bảng 3.3 trang 96, hiệu suất nối trục đàn hồi được chọn là ƞkn = 0,99, hiệu suất ổ lăn là ƞol = 0,99, hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng là ƞbr2 = 0,98 và hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ là ƞbr1 = 0,95.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Số vòng quay của trục công tác: nct = = = 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 = nlv ubr2 ubr1 = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/ph

Chọn động cơ

Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với Pdc ≥ Pct và ndc ≥ nsb, ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:

Phân phối tỉ số truyền

hệ dẫn động: u = ndc / nlv = = 9,95

- Chọn ubr2 = 3,32 , tính: ubr1 = u / ubr2

- Tính công suất trên các trục:

- Tính tốc độ quay các trục: nđc = 950 vg/ph nI = = = 950 vg/ph nII = = 286,1 vg/ph nct = = = 95,4 vg/ph

- Tính momen xoắn trên các trục: Tđc TI TII Tct - Tính tốc độ quay các trục: nI = 950 vg/ph nII = = = 286,4 vg/ph nIII = = 95,5 vg/ph

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

Số vòng quay trục bị dẫn

Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh

1 Chọn vật liệu bánh răng Dựa vào bảng

Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền

Bánh lớn (bánh bị dẫn) được cải thiện bằng cách chọn thép C45, nâng cao độ rắn của bánh Độ rắn của bánh lớn phụ thuộc vào giới hạn bền và giới hạn chày trong số chu kỳ làm việc cơ sở.

Số chu kỳ làm việc tương đương:

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

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Tra bảng 6.13 ta có =1,1 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 z1 = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 3.20 = 60 răng.

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 + = 3,47 + = 4,13

- Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47 + = 3,47 + = 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:

Sai số tỉ số truyền:

4 Xác định thông số bánh răng

Chọn hệ số chiều rộng vành răng cùng với hệ số phản ánh ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đồng đều trên chiều rộng vành răng là yếu tố quan trọng trong việc xác định mô đun độ bền uốn.

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm

- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia d1 = 20.3 = 60 mm d2 = = 60.3 = 180 mm

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 0,90 m/s

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

5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực vòng Ft - Lực hướng tâm Fr 6 Kiểm nghiệm bền

Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

7 Bảng thông số bánh răng:

Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (aw, 120 mm)

Số răng z1 20 z2 60 Đường kính vòng chia d1

(mm ) 60 d2 ( 180 mm) Đường kính vòng đỉnh da1

(mm Đường kính vòng đáy df1

(mm Chiều rộng vành răng b1

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 8 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu

Thông số cho trước: PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2 3,32 Công suất truyền

Số vòng quay trục dẫn

Số vòng quay trục bị dẫn

Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh

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

Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền

Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày

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

Số chu kỳ làm việc tương đương:

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

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép

- Ứng suất uốn cho phép

3 Xác định thông số bộ truyền

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:

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

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

Theo tiêu chuẩn ta chọn

- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm Từ điều kiện: Ta có : z1

Ta chọn z1 = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 3,32.24 = 79,68 Lấy z2 bằng 80 răng Tính lại tỉ số truyền thực tế:

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

• Đường kính vòng chia d1 = = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm

- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s

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

- 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:

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép

Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa - Hệ số dạng răng :

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 + = 3,47 + = 4,01

- Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47 + = 3,47 + = 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 - Ứng suất uốn

Do đó độ bền trục được thõa

5 Bảng thông số bánh răng:

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

Số răng z1 24 z2 80 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d1 36,92 (mm ) 123,08 d2 -

(mm) Đường kính vòng đỉnh da1 79,92 (mm) 126,08 da2

(mm) Đường kính vòng đáy df1 33,17 (mm) 122,33 df2

(mm) Chiều rộng vành răng b1 32 (mm) 37 b2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN

Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ: 13 2 Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó

- 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] : = 785 Mpa ; = 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.

Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm, d2 = 30 mm o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:

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: = 10 mm.

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

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.

• Chiều dài mayơ khớp nối :

• Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn

• Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: => Chọn

• Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng :

- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:

- Khoảng cách từ gối b01 tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:

- Khoảng cách từ gối b02 tới bộ truyền bánh răng:

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 máyFrk = ( 0.2 0,3) Ftk Trong đó :

Mô men xoắn Tt được tính theo công thức Tt = K.T2, với T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa và K = 1,5 là hệ số làm việc cho bộ phận công tác là xích tải.

Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D0 sơ bộ Suy ra D0 = 63mm Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:

Frk ngược chiều với lực vòng Ft2 trên bánh răng.

Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:

Fa1 = Fa2 = = 1072,79 $4,52 N Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ: - Lực vòng Ft

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 C:

-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 D:

-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

- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm Trục I:

- Ứng suất cho phép: [] = 65 MPa - Mômen tương đương tại tiết diện j: = ; Với và là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.

- Đường kính trục xác định theo công thức: = - Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

- = = 19,7 Chọn = 25 mm- = = Chọn Trục II:

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

- = =0= Chọn = = 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 , Độ bền uốn được thõa

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

7 Bảng thông số bánh răng:

Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (aw, 120 mm)

Số răng z1 20 z2 60 Đường kính vòng chia d1

(mm ) 60 d2 ( 180 mm) Đường kính vòng đỉnh da1

(mm Đường kính vòng đáy df1

(mm Chiều rộng vành răng b1

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

Thông số cho trước: PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2 3,32 Công suất truyền

Số vòng quay trục dẫn

Số vòng quay trục bị dẫn

Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh

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

Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền

Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày

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

Số chu kỳ làm việc tương đương:

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

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép

- Ứng suất uốn cho phép

3 Xác định thông số bộ truyền

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:

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

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

Theo tiêu chuẩn ta chọn

- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm Từ điều kiện: Ta có : z1

Ta chọn z1 = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 3,32.24 = 79,68 Lấy z2 bằng 80 răng Tính lại tỉ số truyền thực tế:

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

• Đường kính vòng chia d1 = = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm

- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s

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

- 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:

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép

Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa - Hệ số dạng răng :

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 + = 3,47 + = 4,01

- Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47 + = 3,47 + = 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 - Ứng suất uốn

Do đó độ bền trục được thõa

5 Bảng thông số bánh răng:

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

Số răng z1 24 z2 80 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d1 36,92 (mm ) 123,08 d2 -

(mm) Đường kính vòng đỉnh da1 79,92 (mm) 126,08 da2

(mm) Đường kính vòng đáy df1 33,17 (mm) 122,33 df2

(mm) Chiều rộng vành răng b1 32 (mm) 37 b2

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] : = 785 Mpa ; = 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.

Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm, d2 = 30 mm o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:

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: = 10 mm.

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

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.

• Chiều dài mayơ khớp nối :

• Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn

• Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: => Chọn

• Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng :

- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:

- Khoảng cách từ gối b01 tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:

- Khoảng cách từ gối b02 tới bộ truyền bánh răng:

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 máyFrk = ( 0.2 0,3) Ftk Trong đó :

Mô men xoắn Tt được tính theo công thức Tt = K.T2, với T2 là 20205,79 Nmm, là mô men xoắn danh nghĩa Hệ số K = 1,5 tương ứng với bộ phận công tác là xích tải.

Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D0 sơ bộ Suy ra D0 = 63mm Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:

Frk ngược chiều với lực vòng Ft2 trên bánh răng.

Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:

Fa1 = Fa2 = = 1072,79 $4,52 N Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ: - Lực vòng Ft

- Lực hướng tâm Fr 3 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 C:

-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 D:

-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):

+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:

+Momen cân bằng quanh điểm D:

4 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

- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm Trục I:

- Ứng suất cho phép: [] = 65 MPa - Mômen tương đương tại tiết diện j: = ; Với và là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.

- Đường kính trục xác định theo công thức: = - Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.

- = = 19,7 Chọn = 25 mm- = = Chọn Trục II:

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

- = =0= Chọn = = 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:

- 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;

- chiều dài then, mm; - h chiều cao then, mm; - 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] 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.

- 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:

= 0,43 = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:

= 0,23 = 138 MPa o Trong đó: - giới hạn bền vật liệu.

- biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

= = , = 0 o Trong đó: - là mômen uốn tổng - 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:

= = o Trong đó: - là mômen xoắn tại tiết diện j.

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

= - o Với: - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then

= 0,05; = 0 - hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 tài liệu [1], đối với Thép carbon mềm.

- hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [1].

= 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [1] đối với phương pháp tăng bền Phun bi.

Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi được trình bày trong Bảng 10.12 tài liệu [1], áp dụng cho đối trục có rãnh then Nhận xét cho thấy tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3, điều này chứng tỏ tính an toàn cao trong thiết kế.

Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Để ngăn ngừa tình trạng trục bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do tải trọng đột ngột, việc kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh là vô cùng cần thiết.

= [] o Trong đó , là ứng suất uốn và xoắn Giá trị được xác định theo các công thức sau:

= , = [] = 0,8 = 0,8.340 = 272 MPa o Với: , - mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải Trục I:

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

Xác định phản lực F r tác dụng lên ổ

Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e

o Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên

Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,34

• Tổng lực dọc trục tại B:

= = 520,9298 – 674,71 = -135,7802 N Vì , nên = 683,1403 N Tổng lực dọc trục tại D:

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.

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

1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, tC 100

5 Tính các thông số ổ lăn Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q:

• Tải trọng động quy ước trên ổ:

(X + Y) = (0.45.1.1532,147 + 1,62.1357,85).1.1 = 2889,18 N Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại D.

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

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:

L = = i5,66 (triệu vòng quay)Tuổi thọ tính bằng giờ:

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

Tải trọng tĩnh quy ước 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:[n] = 1,3.

- Đường kính tâm con lăn = = = 51 mm.

- Suy ra: [n] = = 2549,02 (vg/ph) > = 381,72 (vg/ph)

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

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:

Với 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:

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.

Hệ số ảnh hưởng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh không va đập, được nêu trong Bảng 11.3 tài liệu [1] Hệ số này bao gồm cả yếu tố nhiệt độ, ký hiệu là tC 100, và tải trọng động quy ước trên ổ.

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

L = = 65,96 (triệu vòng ) Khả năng tải động tính toán:

= = = 11474,75 < C = 25700 N Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi

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

• Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:

L = = = 741,06 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:

= = = 161782,653 ( giờ ) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước 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:[n] = 1,3.

- Đường kính tâm con lăn = = = 65 m.

- Suy ra: [n] = = 2000 (vg/ph) > = 76,344 (vg/ph)

Tính chọn khớp nối trục

Nối trục đàn hồi được ưa chuộng nhờ vào cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và dễ thay thế Với khả năng làm việc tin cậy, nó được sử dụng rộng rãi trong nhiều ứng dụng Cấu trúc của nối trục đàn hồi có thể được tham khảo qua hình minh họa.

-Momen xoắn tại trục II: TII = 609226,69 Nmm = 609,23 Nm

-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:

MPa : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy 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:

MPa : ứng suất dập cho phép của chốt, có thể lấy MPa

-Kiểm tra chốt theo độ bền uốn (do lực tập trung giữa chốt vị trí đặt lực tại lc/2):

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 Nó không chỉ tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt mà còn chứa dầu bôi trơn, giúp 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 và dễ dàng lắp các chi tiết Đảm bảo bề mặt ghép song song với mặt đế để tối ưu hóa quá trình lắp ráp.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng một góc từ 2 độ về phía lỗ tháo dầu, giúp việc tháo dầu bôi trơn trở nên thuận tiện hơn Điều này không chỉ đảm bảo quá trình thay thế dầu được thực hiện sạch sẽ mà còn nâng cao chất lượng hoạt động 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:

Chiều dày khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

Để xác định kích thước mm h theo kết cấu, cần chú ý đến tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa Khe hở giữa các chi tiết, đặc biệt là giữa bánh răng và thành trong của hộp, đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo hiệu suất hoạt động.

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1,2 10,8, chọn = 15mm

Giữa mặt bên các bánh răng với (3 ) =(27 ) nhau chọn = 30 mm

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 đặt trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên nắp và than hộp Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và than trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, sử dụng 2 chốt định vị Việc này giúp tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ nguyên nhân gây hỏng ổ Chúng ta sử dụng chốt định vị hình côn với các thông số được chọn từ bản 18-4b trong 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 là một phần quan trọng trong hộp máy, giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết bên trong, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp và được bảo vệ bằng nắp Kích thước của cửa thăm được lựa chọn dựa trên kích thước của nắp hộp để đảm bảo tính năng sử dụng hiệu quả.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất tăng Để điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp cửa thăm để giảm áp suất hiệu quả.

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 hoặc biến chất do bụi và hạt mài, 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:

- 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 bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa tình trạng mài mòn và hoen gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn đóng vai trò quan trọng trong việc ngăn dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc nhiều vào hiệu quả của vòng phớt.

Vòng phớt là một thiết bị phổ biến nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nó có nhược điểm là dễ bị 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 của 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 quay, đảm bảo hiệu suất làm việc ổn định.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, do đó cần lắp 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 chọn để đảm bảo hiệu suất hoạt động 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.

Để lắp ghép vòng chắn dầu trên trục một cách dễ dàng, nên chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6 Đồng thời, để đảm bảo độ đồng tâm và ngăn chặn tình trạng bị sút, kiểu lắp chặt P7/h6 là lựa chọn tối ưu.

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