Phần thuyết minh: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế khoảng từ , bao gồm: - CHƯƠNG 1: Tính toán chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền và mô mem xoắntrên các trục - CHƯƠ
Tính toán chọn động cơ
a,Công suất làm việc trên trục động cơ.
Nlv = công suất trên trục tang trong băng tải (KW)
-Hiệu suất bộ truyền: η = η x η 3 br η 4 ol η kn
Tra bảng 1.1 ta có hiệu suất của các bộ truyền:
-Hiệu suất bộ truyền đai(hở) : η đ =0,95
-Hiệu suất của 1 cặp bánh răng : η br=0,97
-Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (kín ) : η ol=0,995
-Hiệu suất khớp nối trục : η kn=0,99
⇨ Công xuất cần thiết của động cơ là Nct=2,28( KW ) b,Xác định số vòng quay của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung của hệ thống là i Pc
Số vòng quay của trục công tác (bộ truyền đai) là n tính theo công thức (1.5) lv trang 4[1] nlv ¿ 60000 v π D = 60000.1,6 3,14.350 ,35(vg/ph) Trong đó: v = 1,6 m/s vận tốc băng tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb là:
Nsb = nlv ic = 87,35 50 = 4367 (vg/ph)
9 c,Chọn động cơ Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện (1.8).
Kiểu động cơ Công suất
Phân phối tỉ số truyền
Xác định tỉ số truyền I của hệ thống dẫn động
Tỷ số truyền chung được tính bằng công thức i c = i ng i hgt, trong đó nđc = 3462 (vg/ph) là số vòng quay của động cơ điện, và nlv = 87,35 (vg/ph) là số vòng quay trên trục băng tải.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân bổ cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, với giá trị ic = ihgt.id = 39,63 Để đảm bảo hộp giảm tốc không quá lớn, cần tham khảo bảng 1.1 (trang 3) và chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai là i = 2.5d.
Ta có: i = ihgt 1.i2 -tỉ số truyền cấp nhanh cấp chậm
Theo công thức 1.11 ta chọn i =1,2.1 i 2
Bảng số liệu các tỉ số truyền:
Bộ truyền đai Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục
a Công suất Áp dụng các công thức 1.16, 1.17, 1.18, 1.19 ta có:
-Trục động cơ N = N = 2,28 KWct đc
-Trục 1 : N1=Nđc η ol η kn= 2,28.0,995.0,99 = 2,24 (KW)
Công suất cần thiết (Nct) được xác định dựa trên hiệu suất của ổ lăn (ηol), khớp nối (ηk) và bánh răng (ηbrt, ηbrc) Số vòng quay của các trục cũng cần được xem xét Áp dụng các công thức 1.13, 1.14 và 1.15 sẽ cho ra kết quả chính xác về công suất cần thiết cho hệ thống.
- Trục động cơ n 462 vg/phđc
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh (i1) và cấp chậm (i2), cũng như số vòng quay của trục động cơ (c) Để tính toán mômen trên các trục, chúng ta sẽ áp dụng các công thức 1.10, 1.21, 1.22 và 1.23.
- Trục động cơ:T =T = 9,55 10 đc 1 6 N ct n đc
*Bảng thông số động học và động lực học trên các trục:
Tỉ số truyền Tốc độ quay
TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN NGOÀI
Chọn loại đai
Chọn đai vải cao su ,giá thành rẻ ,làm việc thích hợp trong mỗi trường ẩm ướt
Bảng 2: Thông số yêu cầu
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Vận tốc quay trục chủ động 219 Vg/ph
Công suất cần truyền trên trục chủ động 2,09 kW
Momen xoắn trên trục chủ động 91139,26 N.mm
Số ca làm việc soca 2 ca
Góc nghiêng đuờng nối tâm bộ truyền ngoài
35* độ Đặc tính làm việc - Va đập vừa -
Xác định đường kính bánh đai
Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức 2.1 :
+ N 1:công suất trên trục 3 N 1=2,09(Kw)
+ n 1 :số vòng quay trong 1 phút của trục 1 , n 1462 (vg/ph)
Dựa vào bảng 2.1 chọn D 1 theo tiêu chuẩn ,chọn D 1= 110mm
Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện 2.2: v= π D1 1 n
60.1000 = 19,9 (m/s)≤( 25 30 − )(m/s) ¿Tính đường kính bánh đai lớn theo công thức 2.4:
795 110 = 470 (mm ) Dựa vào bảng 2.1 chọn D 2 theo tiêu chuẩn ¿> D 2= 500 (mm) ¿Kiểm tra số vòng quay đĩa bị dẫn
Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn được xác định theo công thức 2.5:
Với: ε –hệ số trượt đai Chọn ε = 0,01
Kiểm nghiệm sai số về số vòng quay theo yêu cầu theo công thức 2.6 :
=> Nằm trong khoảng (3 ÷ 5)% Do đó không cần chọn lại đường kính D2.
Định khoảng cách trục A và chiều dài đai L
Chiều dài tối thiểu của đai theo công thức 2.7:
Lấy L min f00 (mm) ,tính khoảng cách trục A giữa 2 bánh đai theo công thức 2.8:
Kiểm tra điều kiện theo công thức 2.9:
Cần chọn lại A 00 (mm) ,như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì tỷ số truyền u giảm)
Tính lại chiều dài đai theo công thức 2.11
Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai nhỏ
Tính góc ôm đai bánh nhỏ : α 1 0 - (D 2 −D 1 )
Kiểm tra điều kiện : α 1 ≥ 150 ° :Thỏa mãn.
Xác định tiết diện đai
Chiều dày đai δ được chọn đảm bảo thỏa mãn :
D1 δ ≤ [ D δ 1 ] max= 40 1 (Theo bảng 2.2 ,đối với đai vải cao su ).
→ Theo bảng 2.3 chọn được đai vải cao su loại B có chiều dày δ =2,5 (mm).
Chọn ứng suất căng ban đầu σ = 1.8 (N/ mm 2 ¿ ,theo trị số D1 δ 1= 2,75 110 @ (tra bảng 2.4) xác định được [ σ p ] 0 =2,25 (N/ mm 2 ¿.
→ Chiều rộng b của đai tính theo công thức 2.14 : b ≥ v δ [ σ p ] 1000 0.C α N C C v t C b = 19,9 2,5.2,25 1000 2 09 0, 97 , 0 , 88 0 ,9 1, 0 $ mm
Tra bảng 2.9 chọn chiều rộng của đai b = 30 (mm)
Xác định chiều rộng B của bánh đai
Chiều rộng bánh đai B tính theo công thức 2.15 :
Theo bảng 2.10 ,khi chiều rộng đai trong khoảng 40 ta chọn chiều rộng bánh đai:
Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng đai tính theo công thức 2.17 :
- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 2.18 :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thiết kế bộ truyền cấp chậm
3.1.1 chọn vật liệu làm bánh răng
Theo bảng 3.1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa, bánh răng lớn thép 45 thường hóa.
Theo bảng 3,4 có được cơ tính bánh răng
+ Chọn bánh răng nhỏ: thép 40X, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB$0 ÷ 270 có: σ bk 0 N/mm2, σ ch `0 N/mm2
+ Chọn bánh răng lớn: thép 50, thường hóa, đạt độ rắn HB0 ÷ 230 có: σ bk `0 N/mm 2 , σ ch 00 N/mm 2
(Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100 ÷ 300)
3.1.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong đó:- [ σ] Notx : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài (Tra bảng 3.3)
- k ' N : Hệ số chu kì ƯSTX
N o : Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc
Với tải trọng không đổi:
Có u là số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng(u=1)
Vậy: Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ ] tx1=2,6 250= 650 (N/mm ) 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
3.1.3 định ứng suất uốn cho phép:
- Số chu kì làm việc của bánh lớn và bánh nhỏ < N = 5.10 cho nên hệ số chu kì o 6 ứng suất uốn k” = 1N
[σ ] u = σ o k} rsub {N}}} over {n {K} rsub {σ} ¿¿ ¿ (1,4 ÷1,6) σ −1 k} rsub {N}} over {n {K} rsub {σ} ¿ ¿
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 40X: σ −1=(0,4 ÷ 0,45) σ bk =0,42 900= 378 N/mm 2
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 50: σ −1=(0,4 ÷ 0,45) σ bk =0,42 600= 252 N/mm 2
Ta có: k” = N m √ N N o tđ , (m=6 vì là thép thường hóa và tôi cải thiện)
Với N o :là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn (chọn N o =5.10 6 )
Hệ số an toàn: n= 1,5 (Thép cán, tôi cải thiện)
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K σ =1,8 (Thường hóa, tôi cải thiện)
Vậy: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
= 210 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
3.1.4 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
3.1.5 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
- Bộ truyền chịu tải trọng trung bình: ψA =0,3 ÷ 0,45
3.1.6 Tính toán khoảng cách trục:
3.1.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
• Theo công thức (3.11 [TL1] trang 53): v= π d 1 n 1
Dựa vào bảng (3.5) trang 51 [1]: chọn được cấp chính xác của bánh răng là 8 3.1.8 xác định chính xác hệ số tải trọng K
- Theo công thức 3-12 trang 51 [1]: K= Ktt.Kd
K : hệ số tập trung tải trọngtt
K : hệ số tải trọng độngd
Kttbảng: hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
Khi xác định hệ số tải trọng K= 1,782, nhận thấy sự chênh lệch đáng kể so với giá trị đã chọn ban đầu Do đó, cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A để đảm bảo tính chính xác.
=>Theo CT 3.14 trang 51 [1]: A= A sb 3 √ K K sb = 70 3 √ 1, 1 782 ,3 = 77mm
3.1.9 Xác định moodun, số răng, và góc nghiêng của răng:
Số răng bánh bị dẫn: Z = iZ =4,35 23= 1002 1
- Chiều rộng bánh răng: b= ψ A A= 0,3 77= 23 mm
3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
3.1.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ngắn
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
- Theo CT 3.25 trang 56 [1]: σ txqt = σ tx √ K qt ≤ [σ ] txqt
Vậy ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh răng lớn và nhỏ
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Bánh nhỏ: σ uqt1= σ u1 K qt = 67,9 3= 203,7 ≤[σ ] uqt1= 480 N/mm 2
Bánh lớn: σ uqt2= σ u2 K qt = 54,65 3= 163,95 ≤[σ ] uqt2= 240 N/mm 2 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
3.1.12 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Góc ăn khớp n 0 Đường kính vòng chia d 1 = m n Z 1 cos β ¿ 1,25.23 0,99 =¿28mm d 2 = m n Z 2 cos β ¿ 1,25.100 0,99 =¿125mm
Chiều rộng bánh răng b= 23mm Đường kính đỉnh răng
De2= d 2 + 2m 5 + 2.1,25= 127,5 mmc n Đường kính vòng chân răng D 1= d 1 - 2m – 2c= 28-2.1,25-2 0,3125 = 24,875mmi c n
3.1.13 Tính lực tác động lên trục
Thiết kế bộ truyền cấp nhanh
3.2.1 chọn vật liệu làm bánh răng
Theo bảng 3.1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa, bánh răng lớn thép 35 thường hóa.
Theo bảng 3,4 có được cơ tính bánh răng :
+ Chọn bánh răng nhỏ: thép 40X, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB$0 ÷ 270 có: σ bk 0 N/mm2, σ ch `0 N/mm2
+ Chọn bánh răng lớn: thép 50, thường hóa, đạt độ rắn HB0 ÷ 230 có: σ bk `0 N/mm 2 , σ ch 00 N/mm 2
(Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100 ÷ 300)
3.2.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong đó:- [ σ] Notx : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài (Tra bảng 3.3)
- k ' N : Hệ số chu kì ƯSTX
N o : Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc
Với tải trọng không đổi:
Có u là số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng(u=1)
Vậy: Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ ] tx1=2,6 250= 650 (N/mm ) 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
3.2.3 định ứng suất uốn cho phép:
- Số chu kì làm việc của bánh lớn và bánh nhỏ < N = 5.10 cho nên hệ số chu kì o 6 ứng suất uốn k” = 1N
[σ ] u = σ o k} rsub {N}}} over {n {K} rsub {σ} ¿¿ ¿ (1,4 ÷1,6) σ −1 k} rsub {N}} over {n {K} rsub {σ} ¿ ¿
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 40X: σ −1=(0,4 ÷ 0,45) σ bk =0,42 900= 378 N/mm 2
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 50: σ −1=(0,4 ÷ 0,45) σ bk =0,42 600= 252 N/mm 2
Ta có: k” = N m √ N N o tđ , (m=6 vì là thép thường hóa và tôi cải thiện)
Với N o :là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn (chọn N o =5.10 6 )
Hệ số an toàn: n= 1,5 (Thép cán, tôi cải thiện)
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K σ =1,8 (Thường hóa, tôi cải thiện)
Vậy: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
= 210 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
3.2.4 sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
3.2.5 chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
- Bộ truyền chịu tải trọng trung bình: ψA =0,3 ÷ 0,45
3.2.6 tính toán khoảng cách trục:
3.2.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
• Theo công thức (3.11 [TL1] trang 53): v= π d 1 n 1
Dựa vào bảng (3.5) trang 51 [1]: chọn được cấp chính xác của bánh răng là 8 3.2.8 xác định chính xác hệ số tải trọng K
Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K
Chiều rộng bánh răng: b = ψ A = 0,3.70 = 21 mm Chọn b = 30 mm A Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo bảng 3.13 d 1 = 2 A i−1 = 2.70
Hệ số tải trọng tập trung được tính theo công thức: Ktt= K tt bang+1
2 =1.08 có K = 1,3 Vậy hệ số tải trọng: đ
→ Trị số K sai khác ít so với với Ksb
Như vậy có thể lấy chính xác khoảng cách trục A = 70 mm
3.2.9 xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng : m = (0,01÷0,02).70 = (0,7 ÷ 1,4) mm n
Chọn sơ bộ góc nghiêng β ; cos = 0,97 0 𝛽
Tính chính xác góc nghiêng:
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b0 mm> 2,5m n sin β = 2,5.1,4 0,248 ,1mm 3.2.10 kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Hệ số dạng răng theo bảng 3.12 Trang 55
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ: ➢
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn:➢
3.2.11 các thông số chủ yếu của bộ truyền
Góc nghiêng β = 8 0 Đường kính vòng chia d 1 = m n Z 1 cos β ¿ 3.21 0,99 =¿63mm d 2 = m n Z 2 cos β ¿ 3.79 0,99 =¿237mm
Chiều rộng bánh răng b= 30mm Đường kính đỉnh răng
De2 = d + 2m = 237 + 2.(1,4) = 239,82 n mm Đường kính vòng chân răng Di1 = d1 – 2,5mn = 63 – 2,5.(1,4) = 59,5 mm
3.2.12 tính lực tác dụng lên trục
P r = ptg a n cosβ = 397.0,577 0,99 = 231 (N ) Lực dọc trục:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu
Vật liệu chế tạo các trục
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa có:
Giới hạn bền kéo σ b = 600 (MPa)
Giới hạn bền chảy σ ch = 300 (MPa)
Ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 8 20(MPa)
Xác định các tải trọng tác dụng lên trục
Từ yêu cầu đặt ra của hộp giảm tốc thiết kế, nhận thấy các lực tác dụng lên trục
I, trụcII, trục III của hộp giảm tốc gồm các lực như thể hiện trên hình
Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng ta có:
Với cặp bánh răng tụ răng thẳng ta có:
Tính sơ bộ đường kính trục
Mục đích của việc tính sơ bộ đường kính trục là để chọn ổ phù hợp, từ đó xác định kích thước chiều rộng ổ và chiều dài trục, phục vụ cho việc tính toán gần đúng trục Đường kính sơ bộ của trục được xác định theo công thức d ≥ √3 0,2.[τ] T.
Ứng suất xoắn cho phép được xác định với tỷ lệ [τ] = 8 : 20, trong đó giá trị nhỏ áp dụng cho trục vào của hộp giảm tốc, trong khi giá trị lớn được sử dụng cho trục ra của hộp giảm tốc.
+) Với trục 1 - Đối với trục nối khớp với động cơ thì chọn theo kinh nghiệm theo công thứ sau :
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
+ Theo bảng 4.1, từ các giá trị sơ bộ d , ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn: i b01 b b = 2102 03
+ Chiều dài nửa khớp nối (trục vòng đàn hồi): l4 = (1,4 … 2,5).d =(1,4 … 2,5).15 = (21 … 37,5)1
+ Chiều dài khớp mayơ nửa khớp nối. lmKN = (1,42,5).d
+ Theo công thức 4.12, chiều dài mayơ của các bánh răng trụ được xác định theo công thưc: l = (1,2 … 1,5)d m
+ Chiều dài mayơ bánh đai: l = (1,2 … 1,5)d = (42 …52,5) mx 3
+ Các trị số khoảng cách k chọn theo bảng 4.2 Từ đó ta có: i
Khoảng cách từ mạch cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp hoạc khoảng cách giữa các chi tiết quay
Khoảng cách của mặt ổ cạnh ổ đến thành trong của vỏ hộp
Khoảng cách mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ.
Chiều cao nắp ổ và dầu bulông : hn = (15 20) mm => Lấy h = 20 (mm). n
+ Chiều dài các đoạn trục l của các trục: ki
Từ đó, theo các vị trí tương đối trên của kết cấu hộp giảm tốc đã yêu cầu ta có:
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ hai: l23 = l22+0,5.(l +lm22 m23)+ k1
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba: l = l + 0,5.(l24 23 m23+lm24) + k1
Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và 3:
Trục III → l = l = 33,5 mm22 32 l31=l21= 152mm l = l = 118,5 mm33 24 l = 0,5.(l + b ) + k + h = 0,5.(50+21)+15+20 = 70 (mm).c34 m34 03 3 n
Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục
Để xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục, ở đây thường tiến hành qua các bước sau:
1 Sơ đồ hóa trục, coi trục quay như một dầm tĩnh chịu tải Thực hiện vẽ sơ đồ hóa trục, sơ đồ gối đỡ và các chi tiết quay lắp trên trục cũng như lực từ gối đỡ và các chi tiết quay tác dụng lên trục Khi đó nhận được sơ đồ hóa các trục 1, 2, 3 như thể hiện trên hình.
2 Phân tích các lực tác dụng lên trục, tính phản lực liên kết tại các gối đỡ (Fx, Fy) trong mặt phẳng xOz và yOz Trên cơ sở viết phương trình cân bằng của hệ lực tác dụng lên trục. a, Với trục I ta có:
Giả sử chiều phản lực như hình vẽ:
Lực của khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương X ( F k ) được xác định theo công thức 4.7 [TL1] và công thức 4.8[TL1] trang 70 Ta có:
Từ Bảng 9-11 tài liệu 2 ta chọn được Dg(mm)
↔ { F Ay l 11 F −F Ay −F r 1 l r1 2 11 + +F F cy a1 =0 d 2 ω1 = 0 ↔ { F Ay 122B F Ay + F 122 cy 2 B −27,5 63 2
Chiếu các phản lực lên trục X: ¿
Nhìn từ phải qua trái
T 1 quay cùng chiều kim đồng hồ nên M z dương
33 b, Với trục 2: Ta có: d ω2 #7mm
Chọn chiều phản lực tại các gối đỡ như hình vẽ:
Quy ước nhìn từ phải qua trái F T bánh chủ động.
Quay cùng chiều kim đồng hồ thì M dương.z
Biểu đồ momen trục II:
Giả sử chiều phản lực như hình vẽ:
Xét biểu đồ Momen xoắn
T4= 91139,26 2 = 45569,63 (N.mm) Nhìn từ phải qua trái
TFt bánh bị động quay cùng chiều kim đồng hồ ⇒ TFt > 0
Vậy biểu đồ momen xoắn như hình vẽ:
Tính chính xác đường kính các đoạn trục
đường kính các đoạn trục
● dB = 30 (mm) (lắp bánh răng)
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Để trục không bị hỏng vì mỏi thì tại các tiết diện phải thoả mãn điều kiện sau:
Hệ số an toàn s thường nằm trong khoảng 1,5 đến 2,5, với s σi là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Hệ số an toàn này được tính bằng công thức s σi = σ - 1, trong đó σ là ứng suất tác động.
Trong đó: σ −1 và τ −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45 có : σ b `0(Mpa ) σ −1 =0,436.σ b &1,6(Mpa) τ −1 =0,58.σ −1 1,7(Mpa)
Do đó,theo bảng 4.5 ta có: ψ σ = 0,05 ψ τ = 0
Bảng4.2.Trị số của các hệ số kế đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Hộp giảm tốc có các trục chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, vì vậy σ aj được tính theo công thức: σ mj = 0 và σ aj = σ maxj M j.
Với momen cản uốn và momen cản xoắn tính theo công thức (Trục có 2 rãnh then)
Tiết diện Đường kính trục (mm) b × h t1 Wj
Bảng4.3.Kích thước then trên các trục
Xác định các hệ số k τdj và k σdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức: k σdj = ( K ε σ σ
K x : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trị số tra bảng 4.4 ta có:
K y : Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.5 ta có:
Bảng4.4.Trị số của hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K x
Bảng4.5.Trị số của hệ số tăng bền K y
Bảng4.6 Trị số của K x và K y đối với trụ có rãnh then, trục then hoa và trục cắt ren
Theo bảng 4.6, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then của trục được gia công bằng dao phay ngón cho vật liệu có σ b `0(Mpa)là một yếu tố quan trọng cần được xem xét.
Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau:
Tiết diện Đường kính trục (mm)
Bảng 4.7 Các lực momen uốn và xoắn tác dụng lên các trục
Theo bảng 4.6, với kiểu lắp đã chọn σ b `0(Mpa) và đường kính của tiết diện nguy hiểm, ta có thể tra được các tỷ số K σ ε σ và K τ ε σ do lắp căng tại các tiết diện này Trong quá trình tính toán, giá trị lớn hơn trong hai tỷ số này sẽ được sử dụng, và kết quả sẽ được ghi lại trong bảng sau.
Tiết diện d(mm) Tỉ số K σ ε σ đo Tỉ số K τ ε σ đo K σ d K τd s σ s r s
TÍNH TOÁN CHỌN Ô ĐỠ TRỤC , THEN , KHỚP NỐI , CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Tính toán lựa chọn ổ lăn
Xác định tỷ số lực theo công thức:
- Fa: Là lực dọc trục
- Fr: Là lực tổng hợp tại vị trí đặt ổ (vị trí A, B), Fr = min (FrA, FrB)
Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ:
Fr = 0,91 > 0,3 nên ta chọn ổ là ổ bi đỡ chặn.
⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn 1 cho dãy trục I
Chọn sơ bộ loại ổ: chọn ổ bi đỡ 1 dãy W6204-2Z:
+ Đường kính vòng trong : d = 20 mm
+ Đường kính vòng ngoài : D = 47 mm
+ Kích thước chỗ vát: r = 1 mm
+ Khả năng tải động : C = 10,8 kN
+ Khả năng tải tĩnh : C 0 = 6,55 kN b, Chọn cấp chính xác : Cấp chính xác : 0
45 c, Kiểm trả khả năng tải của ổ:
- Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức:
+ Q là tải trọng động quy ước (kN)
10 6 98, 136(tri ệ u v ò ng) + m là bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi.
● Xác định tải trong động quy ước:
⮚ F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)
⮚ V : hệ số kể đến vòng quay Vì vòng trong quay nên V = 1.
⮚ k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Lấy k t = 1 với nhiệt độ làm việc.
⮚ k d : hệ số kể đến đặc tính tải trọng => k d = 1,45.
⮚ X : hệ số tải trọng hướng tâm.
⮚ Y : hệ số tải trọng dọc trục.
Vì Q 1 tính toán theo thông số Q 0 vì ổ 0 chịu tải trọng lớn hơn.
Tuổi thọ thật sự của ổ: L=( Q C
Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Điều kiện đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ là:
+ C0 – khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
+ Qt – Tải trọng tĩnh quy ước; với ổ bi đỡ chặn ta có Qt xác định bởi:
⇒ Ổ thỏa mãn khả năng chịu tải tĩnh.
Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ:
Fr = 0,4 > 0,3 nên ta chọn ổ là ổ bi đỡ chặn
⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn 2 cho dãy trục II
=> Chọn sơ bộ loại ổ: chọn bi ổ đỡ - chặn 1 dãy:7407 BCBM:
+ Đường kính vòng trong : d = 35 mm
+ Đường kính vòng ngoài : D = 100 mm
+ Kích thước chỗ vát: r = 1,5 mm
+ Khả năng tải động : C = 60,5 kN
+ Khả năng tải tĩnh : C 0 = 38 kN b, Chọn cấp chính xác : Cấp chính xác : 0 c, Kiểm trả khả năng tải của ổ:
- Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức:
+ Q là tải trọng động quy ước (kN)
+ m là bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, m = 10/3 đối với ổ đũa.
● Xác định tải trong động quy ước:
⮚ F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)
⮚ V : hệ số kể đến vòng quay Vì vòng trong quay nên V = 1.
⮚ k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Lấy k t = 1 với nhiệt độ làm việc.
⮚ k d : hệ số kể đến đặc tính tải trọng => k d = 1,45.
⮚ X : hệ số tải trọng hướng tâm.
⮚ Y : hệ số tải trọng dọc trục.
Tuổi thọ thật sự của ổ: L=( Q C
Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Điều kiện đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ là:
+ C0 – khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
+ Qt – Tải trọng tĩnh quy ước; với ổ bi đỡ chặn ta có Qt xác định bởi:
⇒ Ổ thỏa mãn khả năng chịu tải tĩnh.
Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ:
Fr = 0,91 > 0,3 nên ta chọn ổ là ổ bi đỡ chặn.
⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn 1 cho dãy trục I
⇨ Chọn sơ bộ loại ổ: chọn ổ côn đỡ - chặn 1 dãy 32910 :
+ Đường kính vòng trong : d = 50 mm
+ Đường kính vòng ngoài : D r mm
+Đường kính côn : min=5 ; max=5,75
+ Kích thước chỗ vát: r = 1 mm
+ Khả năng tải động : C = 41,3 kN
+ Khả năng tải tĩnh : C 0 = 53 kN b, Chọn cấp chính xác : Cấp chính xác : 0 c, Kiểm trả khả năng tải của ổ:
- Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức:
+ Q là tải trọng động quy ước (kN)
+ m là bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi.
● Xác định tải trong động quy ước:
⮚ F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)
⮚ V : hệ số kể đến vòng quay Vì vòng trong quay nên V = 1.
⮚ k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Lấy k t = 1 với nhiệt độ làm việc.
⮚ k d : hệ số kể đến đặc tính tải trọng => k d = 1,45.
⮚ X : hệ số tải trọng hướng tâm.
⮚ Y : hệ số tải trọng dọc trục.
Vì Q 0 >Q 1 => tính toán theo thông số Q 0 vì ổ 0 chịu tải trọng lớn hơn.
Tuổi thọ thật sự của ổ: L=( C
Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Điều kiện đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ là:
+ C0 – khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
+ Qt – Tải trọng tĩnh quy ước; với ổ bi đỡ chặn ta có Qt xác định bởi:
⇒ Ổ thỏa mãn khả năng chịu tải tĩnh.
Tính toán chọn khớp nối
Hình 5.4Nối trục vòng đàn hồi
Dựa vào Mômen xoắn đã tính Tb89,4 N.mm tra bảng 16.10a b,tải liệu
Bảng 5.4 Kích thước vòng nối trục đàn hồi dc d1 D2 l l1 l2 l3 h
Bảng 5.5 Kích thước vòng đàn hồi
*Theo bảng 16.1 tài liệu [2] k =1,2 Ứng suất dập của vòng đàn hồi xác định theo công thức 69 tài liệu[ 2 ] σ d = 2 K T
Ta thấy: σ d Khớp nối đàn hồi trên đảm bảo độ bền
Tính toán bôi trơn: Chọn chế độ bôi trơn, dầu bôi trơn
5.3.1 Chế độ bôi trơn hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu, trong đó các bánh răng và chi tiết phụ được ngâm trong dầu chứa trong hộp.
-Do v=0,8m/s => lấy chiều sâu ngâm dầu 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh
5.3.2 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng được tra theo bảng 5.25/128 (bảng 10-
20), sau đó dựa vào độ nhớt tra loại dầu phù hợp theo bảng 5.24/128 (bảng 10-17 [1])
=> Chọn dầu oto máy kéo AK-20
Mức dầu trong hộp giảm tốc được kiểm tra bằng thiết bị chỉ dầu, và để đảm bảo độ chính xác, thước chỉ dầu thường được lắp đặt trong ống bao hoặc hốc nhằm tránh hiện tượng sóng dầu gây sai lệch.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP
Tính kết cấu của vỏ hộp
Vỏ hộp của hộp giảm tốc có vai trò quan trọng trong việc giữ vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy Nó chịu tải trọng từ các chi tiết lắp đặt, đồng thời chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các bộ phận máy khỏi bụi bặm.
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32.
Kết cấu vỏ hộp giảm tốc
Hình 6 1 Các Thông số kết cấu hộp giảm tốc
Các thông số Biểu thức tính sơ bộ
Chiều dày thân hộp hộp giảm tốc δ= 0,025.A+1=0,025.70+1 = 2,75mm
=>Chọn δ = 3(mm) Chiều dày thành nắp hộp giảm tốc δ1= 0,02A+3mm=0,02.70+3=4,4mm
- Đường kính bulong nền dn=0,036A+12mm=0,036.70+12 ,52(mm) chọn dn = 16 (mm)
- Ghép các mặt bích nắp và thân - d2 = (0,5÷0,6)dn = (0,5÷0,6).16 = 8÷ 9,6(mm)
- Ghép nắp cửa thăm - d4 = (0,3÷0,4)dn = (0,3÷0,4).16 = (4,8÷6,4)
Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp b1 = 1,5.δ1 = 1,5.5=7,5 (mm)
Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp b = 1,5 δ = 1,5.3= 4,5 (mm)
- Không có phần lồi p = 2,35.δ = 2,35.3 = 7,05 (mm)
Chiều dày gân ở thân hộp m = (0,85÷1).δ = (0,85÷1).3 = (2,55 ÷ 3) Chọn m
Chiều dày gân ở nắp hộp m1 = (0,85÷1) δ1 = (0,85÷1).5 = 4,25 ÷ 5(mm)
Chọn m1 =5 mm Khe hở nhỏ nhất của bánh răng với thành trong hộp a = 1,2.δ = 1,2.3=3,6 (mm)
Bảng 6.1 Thông số kích thước hộp giảm tốc
-Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D , D tra theo bảng 18.2 tài liệu [2] 2 3
-Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K = E + R + (3…5) 2 2 2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E = 1,6d2 mm, R =1,3 d mm 2 2 2
Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ: C ≈ D 3
2 sao cho K ≥2 a 2;K là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ:
Bảng 6.2 Thông sô đường kính gối trục
Một số kết cấu khác
- Chọn vật liệu bu long là thép 25
Bảng 6.2 Bulong vòng Với khoảng cách trục 100x150, tra theo bảng 18.3a và 18.3b tài liệu [2] ta được :
Bảng 6.3 Thông số bulong vòng 6.3.2 Chốt định vị:
Chốt định vị hình côn d = 8 mm; chiều dài l = 36 mm; c = 1,2 mm; = 1:50
Hình 6 3.Chốt định vị 6.3.3 Cửa thăm dầu
Cửa thăm dầu được thiết kế để quan sát các chi tiết bên trong hộp và rót dầu vào hộp Trên nắp hộp có cửa thăm, có thể đậy lại bằng nắp và gắn lưới lọc Theo bảng 6.4, kích thước cửa thăm dầu cần được lựa chọn phù hợp.
Bảng 6 4.Các kích thước cử thăm dầu
Khi hoạt động, nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng cao, dẫn đến hiện tượng dầu bốc hơi và làm gia tăng áp suất không khí bên trong Để điều chỉnh áp suất không khí trong và ngoài hộp, cần sử dụng nút thông hơi Theo bảng 6.7, chúng ta nên chọn nút thông hơi với kích thước phù hợp.
Bảng 6 5 Thông số nút thông hơi
Để thuận tiện cho việc thay dầu trong hộp giảm tốc, đáy hộp được thiết kế với một lỗ tháo dầu, thường được bịt kín bằng bulong Kích thước của nút tháo dầu có thể tham khảo trong bảng 6.6 Ngoài ra, đáy hộp giảm tốc còn được nghiêng từ 1-2 độ về phía nút tháo dầu, giúp dầu thoát ra dễ dàng hơn khi thực hiện việc thay dầu.
Bảng 6.6 Kích thước nút tháo dầu
Hình 6 6 Que thăm dầu 6.3.7 Vòng chắn dầu:
Bảng 6 6 Thông số vòng chắn dầu
-Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước như sau (bảng 15-17/50 tài liệu [2]):
Bảng 6.7 Thông số vòng phớt trên các trục
