LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trìnhđào tạo kĩ sư cơ điện tử nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
C ÁC THÔNG SỐ TÍNH TOÁN VÀ CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG
a) Các thông số tính toán:
+ Số răng đĩa xích tải: z = 15 (răng)
+ Thời gian phục vụ: Lh = 15000 (giờ)
+ Đặc tính làm việc: Va Đập nhẹ b) Sơ đồ kết cấu hệ truyền động:
Hình 1.1: Sơ đồ hệ thống dẫn động
3 Hộp giảm tốc 1 cấp, bánh răng trụ răng thẳng;
5 Bộ phận công tác (xích tải).
T ÌM HIỂU VÀ MÔ TẢ SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG
- Đây là sơ đồ truyền động từ động cơ đến máy công tác.
- Động cơ tạo ra lực quay đi qua hộp giảm tốc nhằm làm giảm tốc độ ban đầu để truyền cho bộ phận công tác.
Lực quay từ động cơ được truyền đến trục chủ động của hộp giảm tốc qua một nối trục đàn hồi Bên trong hộp giảm tốc, momen quay được chuyển từ bánh chủ động nhỏ sang trục bị động lớn thông qua sự tiếp xúc giữa hai bánh răng Do sự chênh lệch kích thước giữa hai bánh răng, momen quay của trục chủ động sẽ nhỏ hơn so với momen quay của trục bị động Cuối cùng, momen quay từ trục bị động được truyền đến trục công tác, nơi gắn động cơ làm việc, thông qua bộ truyền xích.
C HỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức: 2.8 [1] – tr 19
Trong đó: + Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
+ P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).
+ là hiệu suất truyền động.
-Hiệu suất truyền động: Theo công thức 2.9[1] – tr 19
+ ol =0,99: là hiệu suất của một cặp ổ lăn (tra bảng 2.3[1] – tr19), được che kín và có 4 cặp ổ lăn.
+ br =0,96: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng trụ, răng nghiêng (tra bảng 2.3[1] – tr19), được che kín.
+ x =0,96: là hiệu suất của bộ truyền xích (tra bảng 2.3[1] - tr19), được che kín.
+ kn =1: là hiệu suất của khớp nối đàn hồi.
- Do tải trọng không thay đổi nên theo CT 2.10[1]-tr20, ta có: Pt = Plv
Theo công thức 2.11[1]-tr20, ta có:
Pt = Plv = 1000 Fv (kW) = 6000.1,5 1000 = 9 (kW) (1-3)
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ, chon động cơ điện
- Tỷ số truyền bộ Ut của hệ dẫn động (theo công thức 2.15[1] – tr21), ta được:
Ut = Ubr Ux (1-5) Trong đó:
+ Ubr : tỷ số truyền của bánh răng trụ 1 cấp (tra bảng 2.4[1]-tr21), ta có: Ubr = 3
+ Ux : tỷ số truyền của xích (tra bảng 2.4[1] – tr 21), ta có: Ux = 4 Thay số:
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ (theo CT 2.18[1] – tr 21) ta có: nsb= nlv Ut (1-6) trong đó: + nsb : số vòng quay sơ bộ của động cơ (vòng/phút)
+ nlv : số vòng quay trên trục công tác (vòng/phút) theo công thức 2.17[1]- tr21, ta có: nlv= 60000 zp v (1-7)
+ v: vận tốc xích tải (m/s), v = 1,5 (m/s)+ z: số răng đĩa xích tải (răng), z = (15răng) + p: bước xích tải (mm), p = 115 (mm)
Thay số: nlv= 60000.1 15.115 , 5 = 52,17 (vòng /phút) nsb = 52,17.12 = 626 (vòng / phút)
- Động cơ được chọn phải thỏa mãn các điều kiện sau:
+ Pđc ≥ Pct suy ra Pđc ≥ 10,22 (kW)
+ nđc ≈ nsb suy ra nđc ≈ 626 (vòng / phút)
Từ bảng P13[1] – tr236 ta chọn động cơ 4A112M4Y3, có các thông số sau:
Bảng 1.1: Thông số động cơ điện
1.3.2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền hệ thống uht n đc n lv 2907
52 ,17 = 55,7 (1-8) Trong đó: + n đc là số vòng quay của động cơ.
+ n lv là số vòng quay của trục công tác.
Phân phối tỷ số truyền uht= ung.uhgt (1-9) Trong đó :
+ ung : Tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc.
+ ung : Tỷ số truyền hộp giảm tốc.
Chọn un theo tiêu chuẩn ux= 4 (= ung ) → uhgt u ht u x 55 , 7
1.3.3 Các thông số trên các trục.
Công suất trên các trục.
+ Trục công tác : Pct = Plv= 9 (kw)
Số vòng quay quay trên các trục.
1 = 2907 (v/p) + Trục II. nII n I u hgt 2907 3,1325 = 1363 (v/p) lấy nII = 1363 (v/p) + Trục CT. nCT n II u ng 1363
Mômen xoắn trên các trục.
Bảng 1.2 Bảng thống kê động học của hệ thống truyền động
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công tác u ch = 55 , 7 u br =3 u x =4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG
Xác định ứng suất cho phép
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
Chọn sơ bộ: Z R Z v K xH =1 và Y R Y S K xF =1
SH, SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
(Tra bảng 6.2 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 94) ta được : Bánh răng chủ động : SH1=1,1 ; SF1=1,75
Bánh răng bị động : SH2= 1,1; SF2 =1,75 σ Hlim 0 , σ Flim 0 - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:
Bánh chủ động: σ Hlim1 0 =2 HB 1 + 70=2.250+ 70V0 ( MPa ) σ Flim 0 1 = 1 , 8 HB 1 = 1 , 8.250 = 441 ( MPa )
Bánh bị động: σ Hlim2 0 = 2 HB 2 + 70 = 2.240 + 70 = 530 ( MPa ) σ Flim 0 2 =1 , 8 HB 2 =1 , 8.240 A4 ( MPa )
KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Trong đó : mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn Do bánh răng có HB < 350 mH = 6 và mF = 6
NH0 , NF0 – Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
Trong đó : c - số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1 n - vận tốc vòng của bánh răng. t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng: t∑ = L h
Ta có KHL = 1 và KFL = 1
Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng: Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: [ σ H ] = min( [ σ H ] 1; [ σ H ] 2) = 481,82 (MPa) Ứng suất uốn cho phép:
Ứng suất cho phép khi quá tải là 75 ≈ 236,57 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép trong trường hợp quá tải được xác định dựa trên công thức 6.13.
[ σ H 2 ] max = 2,8 σ ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Theo công thức 6.14 ứng suất uốn quá tải được xác định
X ÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN
3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục được xác định theo công thức: aw = Ka.(u ± 1)√ 3 T 1 ¿¿ ¿ K Hβ
Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
(Tra bảng 6.5 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 96) ta được
M1 – Momen xoắn trên bánh chủ động, M1 = 31110 , 5 (N.mm) u – Tỉ số truyền, ubr = 4,5
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định là [σ¿¿H] = 481,8181 MPa Hệ số chiều rộng bánh răng được chọn là Ψ ba = 0,35, theo bảng 6.6 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 97".
Hệ số K Hβ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, với Ψ bd = 0,5 Tính toán Ψ ba cho thấy Ψ ba (ubr + 1) = 0,5.0,35(4,5 + 1) = 0,9625, theo bảng 6.7 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 98" Kết quả cuối cùng là K Hβ = 1,05.
Thay số vào ta được: aw = Ka(u ± 1) √ 3 T I ¿¿ ¿ K Hβ = 49,5 (4,5+1) √ 3 481 31110.1 , 82 2 4 , 5.0 , 05 , 35
3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp
(Tra bảng 6.8 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 99) chọn m theo tiêu chuẩn m= 1,6 (mm)
Tỷ số truyền thực tế: u t = Z 2
Sai lệch tỉ số truyền: ∆ u = u t − u u 100 % = 4 ,5−4 , 36
∆ u=0 , 44 %< 4 %=¿ đảm bảo điều kiện cho phép.
3.2.2.3 Xác định lại khoảng cách trục a w ¿ =( Z 1 + Z 2 ) m
3.2.2.4 Xác định hệ số dịch chỉnh
Vì a w ≠ a w ¿ nên hệ số dịch chỉnh được tính như sau:
(Tra bảng 6.10a - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 101) với k y = 0,293 ta được k x =¿0,009
Hệ số giảm đỉnh răng:
1000 = 0,00153 Tổng hệ số dịch chỉnh: x t = y + ∆ y =0 , 05+ 0,00153=0,051
Hệ số dịch chỉnh của bánh răng chủ động: x 1 = 1
Hệ số dịch chỉnh của bánh răng bị động: x 2 = x t − x 1 =0,051−0,095=−0,044
3.2.2.5 Xác địn góc ăn khớp α tw cos α tw =( Z 1 + Z 2 ) m cos 20 o
α tw = arccos ( cos α tw )=¿¿ arccos(0,93) = 21 o
3.2.3 Xác định ứng suất cho phép
Tỷ số truyền thực tế: u t =¿ 4,36 Đường kính vòng lăn: d w 1 = 2 a w u t + 1 = 2.127 , 8
Vận tốc vòng của bánh răng: v = π d w 1 n 1
Ứng suất cho phép sơ bộ được xác định là 60000 = 7,2 (m/s) Sau khi xác định vật liệu, kích thước và thông số động học của bánh răng, việc xác định chính xác ứng suất cho phép là rất cần thiết.
[ σ H ] sb và[ σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 3.
Z R -là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91 và 92 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) chọn:
Z v -hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Vì v < 5(m/s), nên Z v =1
K xH -hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng K xH = 1
Y R -hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y R =1
Y S -hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất
Với m là mô đun = 1,5 (mm)
K xF -hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K xF =1
3.2.4 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.2.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z ϵ √ 2 T 1 b K w u H t ( d u 2 w1 t + 1) ≤ [ σ H ]
− Z M -hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng.
− Z M = 274 (Ttra bảng 6.5 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 96)
− Z H -hệ số kể đến hình dạng của mặt tiếp xúc
Z ϵ = √ 4− 3 ϵ α ϵ α -hệ số trừng khớp ngang ϵ α = 1 , 88 − 3 ,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) = 1 , 88 − 3 ,2 ( 31 1 + 140 1 ) ≈ 1 , 75
− K Hβ -hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.
− K Hα -hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp K Hα =1 với răng thẳng.
Hệ số K Hv là yếu tố quan trọng trong việc tính toán tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp của bánh răng Theo bảng 6.13 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 106", với bánh răng trụ thẳng và vận tốc v = 7,2 (m/s), độ chính xác của bộ truyền được xác định là CCX = 7.
(Tra phụ lục 2.3 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 250) với: CCX=7
Nội suy tuyến tính được K Hv = 1 , 03
K H = K Hβ K Hα K Hv =1 ,1.1 ,1.1 , 03 ≈ 1 , 24 b w -chiều rộng vành răng b w =Ψ ba a w =0 ,35.140 ≈ 49( mm) d w 1 - đường kính vòng lăn d w 1 = 46 , 6 ( mm )
Thay số được: σ H = Z M Z H Z ϵ √ 2 M b 1 w K u t H d ( u w 2 t 1 + 1 ) ¿ 274.1, 7.0 ,87 √ 2.37664 1 45.4 ,52 46 , 22 ( 4 ,6 ,52 2 + 1 ) ≈ 434 ,3 ( MPa ) σ H = 434 , 3 ( MPa )[ s ]= 10 ,3(theo bảng 5.10 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 86)
=> Kết luận: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cửa đĩa xích: σ H =0 , 47 √ k r ( F t K A k đ + d F vđ ) E ≤ [ σ H ]
F vđ lực va đập trêm m dãy xích (m=1)
K đ = 1 ,5 chịu va đập nhẹ k r =0 , 48 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào Z:
A = 180 (mm 2 ) diện tích hình chiếu bản lề (tra bảng 5.12 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 87 )
[ σ H ] = 600 (MPa) (tra bảng 5.11 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang
87) với vật liệu là thép 45, tôi cải thiện có độ rắn bề mặt HB = 210)
Thay số vào tính σ H =0 , 47 √ 0 , 48 ( 303.1 ,5 180.1 + 6 ,75 ) 2, 1.1 0 5 #8 ≤ [ σ H ] `0 (MPa)
=> Như vậy đảm bảo thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.4.5 Xác định đường kính đĩa xích Đường kính vòng chia d1 và d2:
(Theo công thức 5.17 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 86) ta có: d 1 = p sin ( z π 1 ) =
Bài viết này trình bày cách tính toán các thông số kỹ thuật của răng đĩa xích với bước xích p = 25,4 mm Đường kính vòng chia đỉnh của răng đĩa xích được tính bằng công thức da1 = p [0,5 + cot(z1 π)] và da2 = p [0,5 + cot(z2 π)], với kết quả lần lượt là 1,22 mm và 1,53 mm Đường kính vòng chân df1 và df2 được xác định bằng công thức df = d – 2r.
(Tra bảng 5.2 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 78) ta có: d1 15,88 (mm)
Vậy: df1 = d1 – 2r = 186,53 – 2.8,03 = 170,47 mm df2 = d 2– 2r = 679,3 – 2.8,03 = 663,24 mm
(Theo công thức 5.20 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 88) ta có:
Kx=1,05 bộ truyền nằm nghiêng một góc trên 40 o so với phương ngang (trang 88).
Bảng 3.2 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Các đại lượng Thông số Đơn vị
Loại xích Xích con lăn
Số răng trên đĩa xích nhỏ z1 = 21 răng
Đĩa xích lớn có 84 răng với đường kính vòng chia là 679,3 mm, trong khi đĩa xích nhỏ có đường kính vòng chia là 186,53 mm Đường kính vòng chia đỉnh của đĩa xích nhỏ là 181,22 mm, còn đĩa xích lớn là 691,53 mm Đường kính chân răng của xích nhỏ là 170,47 mm và của xích lớn là 663,24 mm.
Lực tác dụng lên trục Fr = 1869 N
Phần IV Thiết kế các chi tiết đỡ, nối
T ÍNH TOÁN KHỚP NỐI
Mô men cần truyền: T = Tđc = 38000 (N.mm) = 38 (N.m) Đường kính trục động cơ: dđc = 25 (mm) (Tra bảng 16.2 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 59)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:
Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc = 25 (mm)
Mô men xoắn tính toán (Tt) được xác định theo công thức Tt = k.T, trong đó k là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Để biết thêm chi tiết về hệ số này, bạn có thể tham khảo bảng 16.1 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 58".
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
(Tra bảng 16.10a - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 68) với điều kiện { T d t t v % ≤ T ≤ d kn cf kn cf
Ta được các thông số khớp nối như sau:
{ T d kn cf D kn cf 5( 0 %( = Z 90 = ( 4 mm mm N m ) ) )
Tra bảng 16.10b - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 69 [2] với
Hình 4.1 Nối trục đàn hồi
4.1.2.1 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2 k T
[ σ d ] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [ σ d ] =(2 ÷ 4 ) Mpa
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi σ d = 2 k T
4.1.2.2 Điều kiện bền của chốt σ u = k T l 1
[ σ u ]- Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [ σ u ] =( 60 ÷ 80 ) Mpa
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 1
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi d = 25 D = 125 dm= 50 L= 145 l = 60 d1 = 45 D0 = 90 Z = 4 nmax= 4600 B= 5 B1= 42 l22
Bảng 4.2 Thông số của vòng đàn hồi h=1,5 dc d1=M10 D2 lb l14 l2 l3(
T ÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.2.1 Chọn vật liệu làm trục
Trục là thành phần thiết yếu trong hộp giảm tốc, có nhiệm vụ truyền động quay giữa các bánh răng ăn khớp Ngoài ra, trục còn tiếp nhận đồng thời mô men uốn và mô men xoắn.
Để đáp ứng các yêu cầu và đặc điểm kỹ thuật, thiết kế của trục không chỉ cần đạt độ chính xác hình học cao mà còn phải đảm bảo độ cứng vững, độ bền mỏi và độ ổn định dao động.
Để đáp ứng yêu cầu công việc, người thiết kế cần lựa chọn vật liệu chế tạo phù hợp, với chi phí thấp và dễ gia công Do đó, thép được chọn làm vật liệu chế tạo cho các trục.
4.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục d k ≥ √ 3 0 ,2.[ T k τ ] (mm)
Trong đó: dk: Đường kính trục thứ k.
[]- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 20 (MPa)
Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k.
Thay vào: d sb1 = √ 3 0 , T 2 I [ τ ] = √ 3 0 37664 , 2.20 ! ,12( mm ) d sb2 = √ 3 0 , 2.[ T τ ] = √ 3 162851 0 , 2.20 = 34 , 4 ( mm )
Vậy ta chọn: dsb1 = 21 (mm) dsb2 = 35 (mm)
(Tra bảng 10.2 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang189) ta xác định được chiều rộng các ổ lăn: bo1= 15 (mm) bo2= 21 (mm)
Xác định chiều rộng các may ơ. Áp dụng công thức 10.10 và 10.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 189):
Trục I: trục chủ động gắn với động cơ thông qua khớp nối, bánh răng nhỏ
Chiều rộng may ơ bánh răng trụ: lm1= (1,2…1,5) dsb1 = (1,2…1,5).21 = (25,2…31,5) mm
Chiều rộng may ơ khớp nối: lmc1= (1,4 2,5) dsb1 = (1,4…2,5).21= (29,4…52,5) mm
Trục II: trục bị động gắn với bộ truyền xích, bánh răng lớn
Chiều dài may ơ lắp ở xích: lmc2= (1,2 1,5) dsb2 = (1,2…1,5).35= (42…52,5) mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ: lm2= (1,2…1,5) dsb2= (1,2 1,5).35 = (42…52,5) mm
Xác định chiều dài giữa các ổ trục
Trong thiết kế hệ dẫn động cơ khí, khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp được ký hiệu là k1, và theo bảng 10.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 189), k1 được chọn là 10 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp được ký hiệu là k2, và giá trị k2 được tra trong bảng 10.3 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ được ký hiệu là k3, với giá trị k3 là 15 mm theo bảng 10.3 Cuối cùng, chiều cao lắp ổ và đầu bulông được ký hiệu là hn, và theo bảng 10.3, hn được xác định là 20 mm.
4.2.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
Hình 4.2 Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực trục I
Hình 4.3 Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực trục 2
Xác định chiều dài giữa các ổ đỡ là rất quan trọng, vì trục II có kích thước lớn hơn trụ I, do đó khoảng cách giữa các gối đỡ cần được tính toán dựa trên trục II Tham khảo bảng 10.4 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" để có thông tin chi tiết.
1, trang 191) đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, ta có:
Trục II l 22 = 0 ,5.( l m2 + b 02 ) + k 1 + k 2 = 0 ,5 ( 45 + 21 )+ 10 + 10 = 53 mm (trong đó bo2 là chiều rộng ổ bo2! (mm)) l 21 =l 11 =2.l 22 =2.536 ( mm ) l 2c =0 ,5.( b 02 +l mc2 ) + h n + k 3 =0 , 5 ( 21+ 45 )+ 20 +15h( mm) l 1c = 0 ,5.( b 01 + l mc1 ) + h n + k 3 = 0 ,5 ( 15 + 40 )+ 20 + 15 = 62 ,5 ( mm ) l 12 = 0 , 5.( l m1 + b 01 ) + k 1 + k 2 = 0 , 5 ( 30 + 15 )+ 10 + 10 = 42 ,5 ( mm )
4.2.4 Xác định sơ đồ đặt lực chung, tính toán phản lực tại các gối đỡ, vẽ biểu đồ mô men.
Hình 4.4 Sơ đồ đặt lực chung của 2 trục
Lực tác dụng lên các trục
Lực từ khớp nối lên trục: F r = (0,2…0,3) 2 D T 1
Trong đó: D0= 90 mm (đường kính vòng qua tâm các chốt của nối vòng dàn hồi),
90 = 251.1 (N) 358,7 Lực tác dụng của bánh răng trụ thẳng:
Lực tác dụng từ bộ truyền xích:
Phản lực tại các gối đỡ
Hình 4.5 Phản lực tại trục 1 Phương trình cân bằng theo trục Y
Giải phương trình (1) và (2) ta được:
Chiều của R Ay và R Cy đúng
Phương trình cân bằng theo trục X
Giải phương trình (3) và (4) ta được:
Chiều của R Bx và R Dx là sai và đổi lại chiều
Vậy giá trị của các phản lực:
Hình 4.6 Momen uốn trên trục 1
Bảng 4.3 Momen tại các tiết diện ở trục I
Momen uốn tổng và momen uốn tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục được xác định theo công thức 10.15-10.16 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 194".
M tdD = √0,75.T I² 2618 (Nmm) là công thức tính đường kính trục tại các tiết diện theo quy định trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" (Tập 1, trang 194) Để suy ra [σ]c, cần tham khảo bảng 10.5 (trang 195) trong cùng tài liệu Công thức d j = √3 0, M 1 tdj [σ] cũng được sử dụng để xác định các thông số liên quan.
Tại tiết diện A: dA = √ 3 0 M , 1 tdA [ σ ] = √ 3 0 32618 ,1.63 = 17,3 mm => lấy dA = 20 mm
Tại tiết diện B: dB ¿ √ 3 0 , M 1.[σ tdB ] = √ 3 0 36197 , 1.63 mm => lấy dB = 20 mm
Tại tiết diện C: dC = √ 3 0 , M 1 tdC [ σ ] = √ 3 0 48199 , 1.63 = 19,7 mm => lấy dC = 20 mm
Tại tiết diện D: dD = √ 3 0 M , 1 tdD [ σ ] = √ 3 0 32618 ,1.63 = 17,3 mm => lấy dD = 20 mm
Vậy: d A =¿ 20 mm (lắp khớp nối đàn hồi) d B =¿ 20 mm (lắp ổ lăn) d C =¿ 20 mm (lắp bánh răng) d D =¿ 20 mm (lắp ổ lăn)
Phản lực tại trục II:
Hình 4.7 Phản lực tại trục 2
Phương trình cân bằng theo trục Y
Giải phương trình (1) và (2) ta được:
Chiều của R Ey sai và đổi lại chiều , chiều của R Gy đúng
Phương trình cân bằng theo trục X
Giải phương trình (3) và (4) ta được:
Chiều của R Ex đúng và chiều R Gx sai và đổi lại chiều
Vậy giá trị của các phản lực:
Momen uốn tại trục II:
Chiều của R Ey sai và đổi lại chiều , chiều của R Gy đúng
Phương trình cân bằng theo trục X
Giải phương trình (3) và (4) ta được:
Chiều của R Ex đúng và chiều R Gx sai và đổi lại chiều
Vậy giá trị của các phản lực:
Momen uốn tại trục II:
Tại F (z = l 21 −l 22 S) => M x 1 =−15329 ,72 (Nmm) Xét đoạn FG (2-2)
Hình 4.8 Mômen uốn trên trục 2 Bảng 4.4 momen tại các tiết diện ở trục II
Momen uốn tổng và momen uốn tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục được xác định theo công thức 10.15-10.16 [1] –trang 194:
M tdH = √0,75.T² II 1033 (Nmm) là công thức tính đường kính trục tại các tiết diện theo công thức 10.17 Với ds15, σb`0 (Mpa) được sử dụng để suy ra [σ]c từ bảng 10.5 trong tài liệu "Tinh-toan-thiet-ke-he-dan- dong-co-khi-T1" Công thức d j = √3 0, M 1 tdj [σ] cũng được áp dụng để tính toán chính xác.
Tại tiết diện E: dE = √ 3 0 M , 1 tdE [ σ ] = √ 3 141033 0 ,1.63 = 28,2 mm => lấy dA = 30 mm
Tại tiết diện F: dF ¿ √ 3 0 M ,1.[ tdF σ ] = √ 3 3172348 0 ,1.63 y,55mm => lấy dB = 80 mm
Tại tiết diện G: dG = √ 3 0 M ,1.[ tdG σ ] = √ 3 189850 0 , 1.63 = 31,12 mm => lấy dC = 35 mm
Tại tiết diện H: dH = √ 3 0 M , 1.[σ tdH ] = √ 3 141033 0 , 1.63 = 28,2 mm => lấy dD = 30 mm
Vậy: d E = 30 mm ( lắp ổ lăn ) d F =¿ 80 mm (lắp bánh răng) d G =¿ 35 mm (lắp ổ lăn) d H =¿ 30 mm (lắp xích)
T ÍNH CHỌN THEN
Then là một tiết máy tiêu chuẩn có thể được lựa chọn và tính toán dựa trên đường kính trục và chiều dài may ơ Do các trục trong đồ án này nằm trong hộp giảm tốc, nên chúng ta sử dụng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, việc chọn then giống nhau cho cùng một trục là cần thiết.
Với dA = 20 (mm) (Tra bảng 9-1a - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 173) có: b = 6 (mm) ; h = 6 (mm) ; t1 = 3,5 mm.
Chiều dài then lt = (0,8 0,9 ).lmc1 = (0,8…0,9).40 = (32…36)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178)[ σ d ] = 100 MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:[ τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d C = 20 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang
173) ta có: b = 6 (mm); h = 6 (mm); t1 = 3,5 mm.
Chiều dài then lt = (0,8 ÷ 0,9).lm1 = (0,8 ÷ 0,9).30 = (24 ÷ 27)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T 1 d l t ( h−t 1 ) ≤[ σ d ] τ c = 2 T 1 d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178, [ σ d ] = 100MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d H = 30 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 173) có: b = 8 (mm); h = 7 (mm); t1 = 4 mm;
Chiều dài then lt = (0,8 0,9 )lmc2 = (0,8…0,9).45 = (36…40,5)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178) [ σ d ] = 100 MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.
Với d F = 80 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang
Chiều dài then lt = (0,8 ÷ 0,9).lm2 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178, [ σ d ] = 100MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:[ τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.
T HIẾT KẾ ĐỠ TRỤC
Ổ lăn được sử dụng phổ biến nhờ vào nhiều ưu điểm, bao gồm mô men ma sát nhỏ và mô men mở máy thấp, cùng với việc chăm sóc và bôi trơn đơn giản Thêm vào đó, khả năng sửa chữa và thay thế thuận tiện cũng góp phần vào sự ưa chuộng của loại ổ này.
Theo phần trục đã tính ta có:
Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn:
Fr = R By 71 , 7 (N) Đường kính ngõng trục: d B =¿ 20 mm d D =¿ 20 mm
Do tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ cho gối đỡ B và D
Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0
4.4.1.3 Chọn sơ bộ kích thước ổ lăn
Tra bảng phụ lục P.2.7 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 255) ta được 2 ỗ bi đỡ cỡ trung có d = 20 (mm), D = 52 (mm), B = 15 (mm), r = 2,0 (mm),
4.4.1.4 Chọn ổ theo khả năng tải động
Số vòng quay của trục I: n = 1425 (vòng/phút) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức:
Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 ( bánh răng trụ thẳng)
L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Then là một tiết máy tiêu chuẩn có thể được chọn và tính toán dựa trên đường kính trục và chiều dài may ơ Do các trục trong đồ án này nằm trong hộp giảm tốc, chúng ta sử dụng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, then giống nhau sẽ được chọn cho tất cả các trục.
Với dA = 20 (mm) (Tra bảng 9-1a - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 173) có: b = 6 (mm) ; h = 6 (mm) ; t1 = 3,5 mm.
Chiều dài then lt = (0,8 0,9 ).lmc1 = (0,8…0,9).40 = (32…36)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h − t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178) [ σ d ] = 100 MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d C = 20 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang
173) ta có: b = 6 (mm); h = 6 (mm); t1 = 3,5 mm.
Chiều dài then lt = (0,8 ÷ 0,9).lm1 = (0,8 ÷ 0,9).30 = (24 ÷ 27)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T 1 d l t ( h−t 1 ) ≤[ σ d ] τ c = 2 T 1 d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178, [ σ d ] = 100MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:[ τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d H = 30 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 173) có: b = 8 (mm); h = 7 (mm); t1 = 4 mm;
Chiều dài then lt = (0,8 0,9 )lmc2 = (0,8…0,9).45 = (36…40,5)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178) [ σ d ] = 100 MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.
Với d F = 80 (mm) tra bảng 9-1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang
Chiều dài then lt = (0,8 ÷ 0,9).lm2 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5)
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt σ d = 2 T d l t ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] τ c = 2 T d l t b ≤ [ τ c ]
[ σ d ] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
1, trang 178, [ σ d ] = 100MPa (với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc va đập nhẹ)
[ τ c ] ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: [τ c ] = (40 ÷ 60) = 60 MPa
T – Momen xoắn trên trục, Nmm d – Đường kính trục, mm
=> Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.
Ổ lăn được sử dụng phổ biến nhờ vào nhiều ưu điểm nổi bật, bao gồm mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy thấp, cùng với việc chăm sóc và bôi trơn đơn giản Hơn nữa, khả năng sửa chữa và thay thế thuận tiện cũng góp phần làm tăng tính ứng dụng của ổ lăn trong nhiều lĩnh vực.
Theo phần trục đã tính ta có:
Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn:
Fr = R By = 371 ,7 (N) Đường kính ngõng trục: d B =¿ 20 mm d D =¿ 20 mm
Do tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ cho gối đỡ B và D
Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0
4.4.1.3 Chọn sơ bộ kích thước ổ lăn
Tra bảng phụ lục P.2.7 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 255) ta được 2 ỗ bi đỡ cỡ trung có d = 20 (mm), D = 52 (mm), B = 15 (mm), r = 2,0 (mm),
4.4.1.4 Chọn ổ theo khả năng tải động
Số vòng quay của trục I: n = 2907 (vòng/phút) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức:
Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 ( bánh răng trụ thẳng)
L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Lh = 15000 giờ
Xác định tải trọng động quy ước
Với Fat = 0 (tải trọng dọc trục) theo công thức 11.3 ,tải trọng quy ước
V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay => V = 1
Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: Kt = 1
Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1
Khả năng tải động của ổ:
Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.
4.4.1.5 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh
Theo công thức 11-19 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 221) Khả năng tải tĩnh:
X0 hệ số tải trọng hướng tâm
Y0 hệ số tải trọng dọc trục
Tra bảng 11.6 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 221) chọn X0 0,6 Y0 = 0,5 (loại ổ bi đỡ một dãy)
Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.
Do đó, ta chọn 2 ổ kí hiệu 304 có các thông số sau: d = 20 (mm); D = 52 (mm); B = 15 (mm); r=2 (mm), đường kính bi =9,52 (mm)
Theo phần trục đã tính ta có:
Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn:
Fr = R Gy 44 , 24 (N) Đường kính ngõng trục: d E = 30 mm ( lắp ổ lăn ) d G =¿ 35 mm (lắp ổ lăn)
Do tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ cho gối đỡ E và G
Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0
Tra bảng phụ lục P.2.7 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 255, ta được ỗ bi đỡ cỡ trung có d = 30 (mm), D = 72 (mm), B = 19 (mm), r = 2,0 (mm), C
= 22,0 (kN), C0 = 15,1 (kN) và ỗ bi đỡ cỡ trung có d = 35 (mm), D = 80 (mm), B 21 (mm), r = 2,5 (mm), C = 26,2 (kN), C0 = 17,9 (kN)
4.4.2.4 Chọn ổ theo khả năng tải động
Số vòng quay của trục II: n = 317 (vòng/phút) ,khả năng tải động C d được tính theo công thức:
C d = Q m √ L Trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 ( bánh răng trụ thẳng)
L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Lh = 15000 giờ
Xác định tải trọng động quy ước
Với Fat = 0 (tải trọng dọc trục) theo công thức 11.3 ,tải trọng quy ước
V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay => V = 1
Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1
Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 => Kđ = 1,2 ( va đập nhẹ ) Thay vào: Q = 1.1 1844 , 24 1.1,2 = 2213,1 (N)
Khả năng tải động của ổ:
Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.
4.1.2.5 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh
Theo công thức 11-19 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 221, khả năng tải tĩnh:
X0 hệ số tải trọng hướng tâm
Y0 hệ số tải trọng dọc trục
Tra bảng 11.6 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, trang 221) chọn X0 0,6 Y0 = 0,5
Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn.
Do đó, ta chọn 2 ổ kí hiệu 307 và 310 có các thông số sau: d = 30 (mm), D = 72 (mm), B = 19 (mm), r = 2,0 (mm), C = 22,0 (kN), C0 = 15,1 (kN) d = 35 (mm), D = 80 (mm), B = 21 (mm), r = 2,5 (mm), C = 26,2 (kN), C0 = 17,9 (kN)
4.5 Tính kết cấu vỏ hộp
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy Nó chịu tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ và chứa dầu bôi trơn, đồng thời bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32
4.5.2 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân
Bề mặt ghép của vỏ hộp, bao gồm nắp ở phần trên và thân ở phần dưới, thường được thiết kế theo đường tâm các trục, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn.
Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế
4.5.3 Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp
Kích thước của các phần tử trong hộp giảm tốc đúc được xác định dựa trên công thức trong bảng 18-1, trang 85 của tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2" Việc tính toán chính xác kích thước này là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hộp giảm tốc.
Chiều dày thân và nắp
Chiều dày thân hộp : Xác định theo công thức sau.
Chiều dầy nắp hộp 1 : 1 = 0,9 = 0,9.7 = 6,3 mm
Các đường kính bulông và vít Đường kính bulông nền d1: d1 > 0,04.aw + 10 = 0,04 128,5 + 10 = 15,14 mm
=> Lấy d1 = 16 mm, chọn bulông M16 (theo TCVN) Đường kính bulông cạnh ổ d2: d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = (0,7 ÷ 0,8).15 = (10,5 ÷ 12) mm
=> Lấy d2 = 11 mm, chọn bulông M11 (theo TCVN) Đường kính bulông ghép bích nắp và thân. d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2= (0,8 ÷ 0,9).11 = (8,8 ÷ 9,9) mm
=> Lấy d3 = 9 mm, chọn bulông M9 (theo TCVN) Đường kính bulông ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 = (0,6 ÷ 0,7).11 = (6,6 ÷ 7,7) mm
=> Lấy d4 = 7 mm, chọn vít M7 (theo TCVN) Đường kính bulông nắp cửa thăm d5: d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2 = (0,5 ÷ 0,6).11 = (5,5 ÷ 6,6) mm
=> Lấy d5 = 6 mm, chọn vít M6 (theo TCVN)
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp s3: s3 = (1,4 ÷ 1,8).d3= (1,4 ÷ 1,8).9 = (12,6 ÷ 16,2)mm
Chiều dày bích nắp hộp S4: s4 = (0,9 ÷ 1).s3 = (0,9 ÷ 1).15 = (13,5 ÷ 15) mm
Bề rộng bích nắp và thân
Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s
Bề rộng mặt đế hộp: K1 3.d1 = 3.16 = 48 mm q K1 + 2. = 48 +2.7 = 62 mm
Khe hở giữa các chi tiết
Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp
Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp.
Khe hở giữa các bánh răng với nhau > =7, lấy = 10 mm
(Sơ bộ chọn L = 600, B = 200 - L, B: Chiều dài và rộng của hộp)
4.6 Tính toán thiết kế chi tiết khác
4.6.1 Kết cấu nắp ổ và cốc lót
4.6.1.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức
Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn
Căn cứ vào bảng 18-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 88) ta có:
Bảng 4.5 Thông số của kết cấu nắp ổ giữa các trục
Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O ’’
4.6.2 Cửa thăm Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ, theo bảng 18-5 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 92, ta được các kích thước của cửa thăm
Vị trí D (mm) D 2 (mm) D 3 (mm) D 4 (mm) d 4 (mm) h
Hình 4.11 Kích thước cửa thăm Bảng 4.6 Kích thước cửa thăm
Khi nhiệt độ trong nắp tăng cao, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Theo bảng 18-6 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2", trang 93, có thể tra cứu các kích thước cần thiết như hình vẽ.
Hình 4.12 Nút thông hơi Bảng 4.7 Thông số kích thước nút thông hơi
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hãy sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kết cấu và kích thước của lỗ tháo dầu có thể tham khảo theo hình vẽ và các kích thước trong bảng 18-7 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 93.
Hình 4.13 Kích thước nút tháo dầu Bảng 4.8 Thông số nút tháo dầu d b m f L c q D S
4.6.5 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ.
Hình 4.14 Kích thước que thăm dầu
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công, cũng như khi lắp ghép, lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Sử dụng 2 chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài ổ khi xiết bulông.
Thông số kỹ thuật: d = 8 (mm) c = 1,2 (mm) l = 16 ÷ 160( mm )
4.6.7 Ống lóp và nắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời để che kín ổ tránh sự xâm nhậm của bụi bặm, chất bẩn , ống lót làm bằng gang GX15-32 , trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau:
Chiều dày = 6 ÷ 8 mm, ta chọn = 8 mm
Chiều dầy vai 1 và chiều dầy bích 2
1 = 2 = Đường kính lỗ lắp ống lót: D’ = D +2. = 68 +16 = 84 mm
Theo bảng 18-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 88) chọn vít M8 số lượng 6 chiếc
4.6.8 Bulong Vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc Với a150 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng 18.3B - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 89 ta có Q = 80 (Kg), ta chọn bulông vòng M8.
Bảng 4.9 Thông số Bulong vòng
BÔI TRƠN, BẢO DƯỠNG VÀ CÁCH VẬN HÀNH SỬ DỤNG HỘP GIẢM TỐC
B ÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Để tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc là rất cần thiết Điều này không chỉ giúp giảm mài mòn răng mà còn đảm bảo khả năng thoát nhiệt tốt, đồng thời phòng ngừa hiện tượng han gỉ ở các tiết máy.
Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc:
Theo cách dẫn dầu cho việc bôi trơn các tiết máy, có hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều hoạt động với vận tốc nhất định, điều này ảnh hưởng đến hiệu quả của quá trình bôi trơn.
< 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu
Với vận tốc vòng của bánh rang trụ thẳng đạt 3,5 m/s, theo bảng 18-11 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2", trang 100, ta xác định được độ nhớt là 80 11 tương ứng với nhiệt độ cụ thể.
Theo bảng 18-13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, trang 101) ta chọn được loại dầu AK-15 có độ nhớt 20 Centistoc
Bảng 5.1 Bảng thống kê dùng cho bôi trơn hộp giảm tốc
Thiết bị cần bôi trơn
Thời gian hay dầu hoặc mỡ
AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng
Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài
2/3 khoảng trống bộ phận 1 năm
Bộ truyền ngoài hộp thường dễ bị bụi bặm xâm nhập do không có thiết bị bảo vệ Để duy trì hiệu suất hoạt động, việc bôi trơn định kỳ bằng mỡ là cần thiết cho bộ truyền này.
Khi ổ được bôi trơn đúng cách, ma sát giảm và mài mòn được ngăn chặn, bảo vệ bề mặt và giảm tiếng ồn Mặc dù cả dầu và mỡ đều có thể được sử dụng để bôi trơn ổ lăn, mỡ thường được ưa chuộng hơn vì khả năng giữ lại trong ổ tốt hơn và bảo vệ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ cũng ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ, với loại mỡ LGMT2 được khuyến nghị và chiếm 1/2 khoảng trống Để ngăn bụi bẩn và tạp chất xâm nhập vào ổ, cũng như giữ mỡ không chảy ra ngoài, cần sử dụng vòng phớt với kích thước được xác định theo bảng 15-17 trong tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Bảng 5.2 Thông số vòng phớt Bảng 5.3 Bảng thống kê dùng cho bôi trơn ổ lăn
Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn
Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Mỡ M Tất cả cỏc ổ lăn ẵ khoảng trống bộ phận 1 năm
Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng
Hình 5.1 Kích thước vòng phớt
H ƯỚNG DẪN VẬN HÀNH VÀ BẢO DƯỠNG HỘP GIẢM TỐC
Trước khi vận hành, hãy chắc chắn rằng không có thiệt hại hay hư hỏng xảy ra hay bất kỳ rò rỉ nào.
Xin vui lòng xác định điện áp hoạt động, và điều chỉnh điện áp có thể được sử dụng nếu điện áp không ổn định.
Kiểm tra cá lắp đặt một cách chắc chắn các phụ kiện như chuyền bánh xe, puly, hoặc gia tốc.
Khi động cơ hoạt động, hãy đảm bảo rằng dòng điện và các chỉ số không vượt quá mức quy định trên nhãn Đặt máy ở nơi khô ráo, thoáng mát và tránh sử dụng quá công suất định mức để đảm bảo hiệu suất và độ bền của thiết bị.
Chọn dây dẫn phù hợp tương ứng với công suất của động cơ điện.
Phải có các thiết bị bảo vệ quá dòng, quá áp, bảo vệ mất pha cho động cơ như: MCCB, MCB, Contactor, relay nhiệt,
Cấp nguồn cho động cơ đúng với điện áp, đúng sơ đồ hướng dẫn đấu dây được nối chắc chắn.
Kiểm tra các nối đất và an toàn khi đóng điện vận hành.
Kiểm tra lượng dầu bôi trơn định mức.
C ÁCH BẢO DƯỠNG HỘP GIẢM TỐC
Để đảm bảo mô tơ giảm tốc và hộp giảm tốc hoạt động hiệu quả và bền bỉ, việc vệ sinh và thay dầu nhớt định kỳ là rất quan trọng Bạn nên thay dầu nhớt lần đầu sau khoảng 500 giờ hoạt động và tiếp tục thay sau mỗi 2500 giờ tiếp theo Thời gian thay dầu có thể điều chỉnh tùy thuộc vào môi trường làm việc, hiệu suất của thiết bị, loại động cơ và loại dầu nhớt sử dụng.
+ Số răng đĩa xích tải: z = 15 (răng)
+ Thời gian phục vụ: Lh = 15000 (giờ)
+ Đặc tính làm việc: Va Đập nhẹ
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công tác u ch U , 7 u br = 3 u x = 4
Khoảng cách trục aw = 127,8 mm
Góc ăn khớp α là 21 °, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ (dw1) là 47,6 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn (dw2) là 208 mm Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ (da1) đạt 49 mm, trong khi đường kính đỉnh răng bánh lớn (da2) là 206 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ (df1) là 45 mm, còn đường kính đáy răng bánh lớn (df2) là 204 mm.
Các đại lượng Thông số Đơn vị
Loại xích Xích con lăn
Số răng trên đĩa xích nhỏ z1 = 21 răng
Đĩa xích lớn có 84 răng với đường kính vòng chia là 679,3 mm, trong khi đĩa xích nhỏ có đường kính vòng chia là 186,53 mm Đường kính vòng chia đỉnh trên đĩa xích nhỏ là 181,22 mm, còn trên đĩa xích lớn là 691,53 mm Đường kính chân răng của xích nhỏ là 170,47 mm, trong khi đường kính chân răng của xích lớn là 663,24 mm.
Lực tác dụng lên trục Fr = 1869 N d 25
Bảng 4.6 Kích thước cửa thăm nmax
Bảng 4.2 Thông số của vòng đàn hồi h=1,5 dc d1=M10 D2 lb l14 l2 l3(
Bảng 4.5 Thông số của kết cấu nắp ổ giữa các trục
Vị trí D (mm) D 2 (mm) D 3 (mm) D 4 (mm) d 4 (mm) h
Bảng 4.7 Thông số kích thước nút thông hơi
Bảng 4.8 Thông số nút tháo dầu d b m f L c q D S
Bảng 4.9 Thông số Bulong vòng