TỔNG QUAN VỀ THANG MÁY
Giới thiệu về thang máy
Thang máy là thiết bị chuyên dụng để di chuyển người, hàng hóa và vật liệu theo chiều thẳng đứng hoặc theo một góc nhỏ hơn 15 độ so với phương thẳng đứng, trên một lộ trình đã được xác định trước.
Thang máy đóng vai trò quan trọng trong nhiều ngành sản xuất của nền kinh tế, bao gồm khai thác hầm mỏ, xây dựng, luyện kim và công nghiệp nhẹ, giúp vận chuyển công nhân và hàng hóa đến các độ cao khác nhau Thiết bị này không chỉ thay thế sức lao động của con người mà còn mang lại hiệu quả cao trong công việc Tuy nhiên, thang máy yêu cầu tính an toàn nghiêm ngặt, vì nó liên quan trực tiếp đến tài sản và tính mạng con người Do đó, việc chế tạo, lắp đặt, vận hành, sử dụng và sửa chữa thang máy phải tuân thủ chặt chẽ các yêu cầu kỹ thuật an toàn theo tiêu chuẩn và quy định hiện hành.
Thang máy không chỉ cần có cabin đẹp và sang trọng mà còn phải đảm bảo đầy đủ các thiết bị an toàn như điện chiếu sáng dự phòng, hệ thống báo động và bộ hãm bảo hiểm để đảm bảo độ tin cậy và an toàn khi sử dụng.
Phân loại thang máy
Thang máy hiện nay được thiết kế và chế tạo rất phong phú và đa dạng, với nhiều
Có thể phân loại thang máy theo các nguyên tắc và đặc điểm sau:
Theo công dụng (TCVN 5744 - 1993) thang máy được phân thành 5 loại: a, Thang máy chuyên chở người.
Thang máy chuyên chở hành khách được sử dụng rộng rãi trong các khách sạn, công sở, khu chung cư và trường học Ngoài ra, loại thang máy này còn có khả năng vận chuyển hàng hóa đi kèm, đáp ứng nhu cầu đa dạng của người sử dụng.
Loại này thường dùng cho các siêu thị, khu triển lãm … c, Thang máy chuyên chở bệnh nhân.
Thang máy chuyên dụng cho bệnh viện và khu điều dưỡng được thiết kế với kích thước thông thủy cabin lớn, đủ để chứa băng ca hoặc giường bệnh, cùng với bác sĩ và nhân viên y tế Loại thang máy này được sản xuất theo tiêu chuẩn kích thước và tải trọng đồng nhất trên toàn cầu Ngoài ra, còn có thang máy chuyên chở hàng hóa không có người đi kèm, phục vụ cho việc vận chuyển hiệu quả trong các cơ sở y tế.
Loại thang này thường được sử dụng trong các nhà máy, công xưởng, kho bãi và khách sạn, chủ yếu phục vụ việc vận chuyển hàng hóa, nhưng vẫn có thể có người đi kèm để hỗ trợ Đây là loại thang chuyên dụng để chở vật liệu và thực phẩm trong các khách sạn và nhà ăn tập thể Điểm đặc biệt của loại thang này là chỉ có thể điều khiển từ bên ngoài cabin, tại các cửa tầng, trong khi các loại thang khác có thể điều khiển cả bên trong và bên ngoài cabin.
Ngoài thang máy thông thường, còn tồn tại các loại thang chuyên dụng như thang máy cứu hỏa và thang máy chở ô tô Những thang này thường có tải trọng lớn, kích thước lớn và kết cấu phức tạp, với vận tốc hoạt động thường rất thấp Việc chế tạo, lắp đặt và vận hành các loại thang này yêu cầu phải có giấy phép từ các cơ quan chức năng, cùng với các thiết bị cấp cứu đi kèm để đảm bảo an toàn.
Theo hệ thống dẫn động cabin a, Thang máy dẫn động điện.
Thang máy dẫn động cabin lên xuống nhờ động cơ điện kết hợp với hộp giảm tốc và puly ma sát hoặc tang cuốn cáp, cho phép hành trình di chuyển không bị hạn chế Ngoài ra, còn có loại thang dẫn động bằng bánh răng thanh răng, phù hợp cho các công trình cao tầng Thang máy dẫn động thủy lực sử dụng pittông để đẩy cabin từ dưới lên, tuy nhiên, hành trình tối đa chỉ khoảng 18 m, khiến nó không phù hợp cho tòa nhà cao tầng, mặc dù có thiết kế nhỏ gọn và an toàn Cuối cùng, thang máy dẫn động khí nén cũng là một lựa chọn khác cho việc vận chuyển hàng hóa và hành khách.
Có thể sử dụng dòng khí tạo áp lực để nâng hạ cabin trong giếng thang máy, nhưng phương pháp này hiếm khi được áp dụng trong thực tế Ngoài ra, thang máy còn có thể được dẫn động bằng bánh răng thanh răng hoặc bằng vít me.
Có nhiều phương án dẫn động cabin thang máy, bao gồm: thang máy điện dẫn động cáp sử dụng puly ma sát, thang máy điện dẫn động cáp với tang cuốn cáp, thang máy dẫn động bằng bánh răng thanh răng, thang máy điện dẫn động bằng vít me, và thang máy dẫn động bằng thủy lực.
Theo vị trí đặt bộ tời kéo
- Đối với thang máy điện có 2 loại :
+ Thang máy có bộ tời kéo đặt phía trên giếng thang
+ Thang máy có bộ tời kéo đặt phía dưới giếng thang
- Đối với các thang máy dẫn động cabin lên xuống bằng bánh răng thanh răng thì bộ tời dẫn động đặt ngay trên nóc cabin.
- Đối các thang máy thuỷ lực: buồng máy đặt tại tầng trệt.
Hình 1 2 Các phương án bố trí bộ tời kéo a) Bộ tời đặt trên nóc cabin. b) Bộ tời đặt phía trên giếng thang c) Bộ tời đặt phía dưới giếng thang.
Theo hệ thống vận hành a, Theo mức độ tự động:
- Loại tự động. b, Theo tổ hợp điều khiển:
- Điều khiển theo nhóm. c, Theo vị trí điều khiển:
- Điều khiển trong thang máy
- Điều khiển cả trong và ngoài cabin. o Theo các thông số cơ bản a, Theo tốc độ di chuyển của cabin:
Loại tốc độ trung bình: v = 1 ÷ 2,5 m/s
- Loại tốc độ rất cao: v > 4 m/s b, Theo khối lượng vận chuyển của cabin:
- Treo trực tiếp vào dầm trên của cabin.
- Qua palăng cáp vào đầu trên của cabin - Loại khá: Q < 500 kg
- Loại rất lớn: Q > 1600 kg o Theo kết cấu các cụm cơ bản a, Theo kết cấu của bé tời kéo:
- Bộ tời kéo có hộp giảm tốc.
- Bộtời kéo không có hộp giảm tốc: thường dùng cho các loại thang máy có tốc độ cao ( v > 2,5 m/s).
- Bộ tời kéo sử dụng động cơ một tốc độ, hai tốc độ, động cơ điều chỉnh vô cấp, động cơ cảm ứng tuyến tính.
- Bộ tời kéo có puly ma sát hoặc tang cuốn cáp để dẫn động cho cabin lên xuống. b, Theo hệ thống cân bằng:
- Có cáp hoặc xích cân bằng dùng cho nhưng thang máy có hành trình lớn
- Không có cáp hoặc xích cân bằng. c, Theo cách treo cabin và đối trọng:
- Đẩy từ phía dưới đáy thông qua các puly trung gian.
- Đẩy trực tiếp từ đáy cabin (đối với thang máy thủy lực).
- Kết hợp thanh đẩy và puly cáp (đối với thanh đẩy thủy lực).
- Đẩy trực tiếp từ bên vách cabin (đối với thang máy dùng bánh răng thanh răng). d, Theo hệ thống cửa cabin:
Theo phương pháp đóng mở cửa cabin:
+ Đóng mở cửa bằng tay.
+ Đóng mở cửa nửa tự động.
Hai loại trên thường dùng cho thang máy chở hàng có hoặc không có người đi kèm. + Đóng mở cửa tự động.
Theo kết cấu của cửa:
+ Cánh cửa dạng cửa xếp lùa về một phía hoặc hai phía.
Cánh cửa dạng tấm có thể mở theo một hoặc hai cánh, với thiết kế hai cửa mở chính giữa và lùa về hai phía Loại cửa này thường được sử dụng cho thang máy, nơi có đối trọng được đặt phía sau cabin.
+ Cánh cửa dạng tấm, hai hoặc ba cánh mở về một bên, lùa về một phía.
Loại này thường dùng cho thang máy có đối trọng đặt cạnh sau cabin.
+ Cánh cửa dạng tấm, hai cánh mở chính giửa lùa về phía trên và phía dưới( thang máy chở thức ăn ).
+ Thang máy có hai cửa đối xứng nhau
+ Thang máy có hai cửa vuông góc với nhau e, Theo loại bộ hãm bảo hiểm an toàn cabin:
- Hãm tức thời, loại này thường dùng cho thang máy có tốc độ thấp đến 45 m/ph.
Hãm êm là thiết bị thường được sử dụng cho thang máy có tốc độ lớn hơn 45 m/ph và thang máy chở bệnh nhân Thiết kế của hãm êm phụ thuộc vào vị trí của cabin và đối trọng trong giếng thang, bao gồm hai loại: đối trọng bố trí một bên và đối trọng bố trí phía sau.
Trong một số trường hợp, đối trọng có thể được bố trí ở các vị trí khác mà không cần chung giếng thang với cabin Thang máy có thể được phân loại theo quỹ đạo di chuyển của cabin: thang máy thẳng đứng, là loại thang máy có cabin di chuyển theo phương thẳng đứng, là loại phổ biến nhất hiện nay; thang máy nghiêng, với cabin di chuyển một góc so với phương thẳng đứng; và thang máy ziczắc, nơi cabin di chuyển theo đường ziczắc.
Cấu tạo thang máy
Thang máy có nhiều loại khác nhau, nhưng nhìn chung đều có cấu tạo như hình sau
Nguyên lý làm việc của thang máy
Thang máy điện dẫn động cáp được trang bị bộ tời kéo nằm ở đỉnh giếng thang và bộ giảm chấn thủy lực dưới đáy giếng để giảm chấn cho cabin và đối trọng Động cơ sử dụng là loại điện không đồng bộ 3 pha với rôto dây cuốn, đi kèm với hộp giảm tốc bánh vít và phanh hai má điện từ loại thường đóng Hệ thống dẫn động hoạt động nhờ puly ma sát, trong khi cửa cabin được thiết kế dạng 2 cánh đóng mở chính giữa, lùa sang hai bên Đặc biệt, thang máy còn có bộ hãm bảo hiểm kết hợp với bộ hạn chế tốc độ, giúp dừng cabin khi có sự cố như đứt cáp, chùng cáp hoặc khi cabin vượt quá tốc độ cho phép.
PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Bánh vít-trục vít
Bộ truyền bánh vít - trục vít là thiết bị quan trọng dùng để truyền chuyển động và tải trọng giữa hai trục chéo nhau, thông qua sự ăn khớp giữa các ren trên trục vít và các răng trên bánh vít.
Hình 1 3 Bộ truyền bánh vít - trục vít Đánh giá bộ truyền bánh vít-trục vít: Ưu điểm :
+ Làm việc êm, không ồn như trong truyền động bánh răng hoặc xích.
+ Thực hiển tỷ số truyền lớn trong 1 cấp.
+ Có khả năng tự hảm.
+ Hiệu suất thấp, sinh nhiệt nhiều do có hiện tượng trượt dọc răng ( có thể phải dùng biện pháp làm nguội như dùng quạt,…)
+ Cần dùng vật liệu giảm ma sát (đồng thanh ) đắt tiền để chế tạo bánh vít.
+ Yêu cầu cao về độ chính xác lắp ghép.
Truyền động trục vít là một giải pháp phức tạp và đắt tiền hơn so với truyền động bánh răng, thường được sử dụng trong các ứng dụng yêu cầu truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau hoặc khi cần tỷ số truyền lớn Mặc dù bộ truyền này có tính tự hãm, nhưng hiệu suất thấp và nguy cơ dính cũng hạn chế khả năng truyền công suất, thường chỉ đạt tối đa 50-60kW Truyền động trục vít thường được áp dụng trong các máy nâng chuyển, ô tô và máy cắt kim loại, với tỷ số truyền dao động từ 20 đến 60, và đôi khi có thể lên đến 100.
Bộ truyền bánh răng
Bộ truyền bánh răng thực hiện truyền chuyển động và tải động nhờ sự ăn khớp giửa các răng trên bánh răng.
Hình 1 4 Bộ truyền bánh răng Đánh giá truyền động bánh răng :
+ Khả năng tải lớn => kích thước nhỏ gọn.
+ Tỷ số truyền không thay đổi.
+ Hiệu suất cao, có thể đạt tới 0,97→0,98 trong 1 cấp.
+ Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy.
+ Công nghệ cắt răng phức tạp.
+ Yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo củng như lắp ráp.
+ Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn.
Có thể truyền cong suất nhỏ đến rất lớn ( hàng chục ngàn KW ), vận tốc có thể từ rất thấp đến rất cao(20m/s).
Truyền động bánh răng được sử dụng rộng rải trong tất cả các lỉnh vực của ngành chế tạo máy và dụng cụ đo.
Bộ truyền bánh răng trụ là loại bộ truyền động phổ biến nhất nhờ vào thiết kế đơn giản, dễ sử dụng và độ tin cậy cao Kích thước gọn nhẹ của nó cũng là một ưu điểm lớn, giúp tiết kiệm không gian trong các ứng dụng công nghiệp.
Bộ truyền đai
Bộ truyền đai thực hiện truyền chuyển động và công suất giửa các trục nhờ lực ma sát sinh ra trên bề mặt giửa dây đai vá bánh đai.
Hình 1 5 Bộ truyền đai Đánh giá bộ truyền đai: Ưu điểm :
+ Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
+ Làm việc êm, không có tiếng ồn nhờ độ dẻo dai→ thích hợp với vận tốc lớn.
+ Có khả năng truyền động giửa 2 trục xa nhau.
+ Đề phòng được quá tải cho máy, nhờ đai trượt trên bánh đai khi quá tải.
+ Tỷ số truyền u khác hằng số, do sự trượt đàn hồi không tránh khỏi của đai.
+ Lực tác dụng lên trục và ổ lớn, do phải căng đai với lực căng ban đầu F0
+ Tuổi thọ đai thấp( trong khoảng từ 1000h đến 5000h ).
Truyền động đai là giải pháp hiệu quả để truyền chuyển động giữa hai trục ở khoảng cách xa Trong hệ thống truyền động cơ khí, đai thường được lắp đặt ở cấp nhanh hoặc gần với động cơ để giảm thiểu nguy cơ quá tải cho máy.
Truyền động đai được sử dụng để truyền công suất dưới 50kw, vận tốc tới 30m/s.
Bộ truyền xích
Bộ truyền xích truyền chuyển động và công suất từ đỉa dẫn (1) sang đĩa dẫn (2) nhờ sự ăn khớp giửa các mắt xích với các răng của đỉa xích.
Hình 1 6 Bộ truyền xích Đánh giá bộ truyền xích: Ưu điểm :
+ Có thể truyền momen xoắn và chuyển động đên 1 số trục cách nhau tương đối xa.
+ So với bộ truyền đai, khả năng tải và hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn, kết cấu nhỏ gọn hơn ( hiệu suất của bộ truyền xích đạt η=0.96÷0.98 )
+ Lực tác dụng lên bộ truyền xích nhỏ hơn so với trong bộ truyền đai.
+ Tỷ số truyền trung bình không đổi.
+ Có nhiều tiếng ồn khi làm việc do va đạp khi vào khớp, nhất là khi đĩa xích có số răng lớn và bước xích lớn.
+ Vận tốc tức thời của xích và của đĩa bị dẫn không ổn định.
+ Bản lề mòn tương đối nhanh, do bôi trơn bề mặt khó khăn
+ Tuổi thọ đai thấp( trong khoảng từ 1000h đến 5000h ).
Bộ truyền động thường được sử dụng để chuyển động giữa các trục có khoảng cách trung bình, từ một trục đến nhiều trục, nhằm giảm hoặc tăng tốc độ Chúng phổ biến trong các máy nông nghiệp và máy vận chuyển, với công suất truyền thường dưới 120kW và khoảng cách trục tối đa lên đến 8m.
Kết luận: Hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng là lựa chọn tối ưu nhất nhờ vào kết cấu đơn giản, tỉ số truyền không đổi, khả năng tải lớn, làm việc an toàn và độ tin cậy cao.
Thiết kế hộp giảm tốc thang máy với sơ đồ động học như hình sau :
Hình 1 7 Sơ đồ động học
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Tính khối lượng đối trọng
G đt =G cb +¿ ψ.Q Trong đó : o G cb ∶ trọng lượng cabin = 600kg o Q00kg : tải trọng định mức của thang máy o ψ : là hệ số cân bằng trọng lượng vật nâng
Tính lực căng cáp lớn nhất và chọn cáp
3.2.1 Tính lực căng cáp lớn nhất Đối với bộ tời dùng puly ma sát ta chỉ cần tính lực căng cáp lớn nhất cho nhánh cáp treo cabin Lực căng cáp lớn nhất được tính với tải trọng danh nghĩa Q :
Smax = G cb +G c +Q a m o G cb ∶ trọng lượng cabin o Q : là tải trọng định mức thang máy o a: bội suất của pa lăng = 1 o m: là số nhánh cáp vắt qua puly ma sát = 4
3.2.2 Chọn cáp dùng cho cơ cấu nâng
Cáp thép đang trở thành lựa chọn phổ biến trong các máy nâng chuyển nhờ vào nhiều ưu điểm vượt trội so với xích Cáp thép an toàn hơn trong sử dụng, có độ mềm cao và dễ uốn cong, giúp đảm bảo tính nhỏ gọn cho cơ cấu và máy Ngoài ra, cáp thép hoạt động êm ái, không gây ồn, có trọng lượng riêng nhẹ, giá thành hợp lý và độ bền cao, kéo dài thời gian sử dụng.
Yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến độ bền lâu của cáp thép là lực căng cáp lớn nhất khi làm việc và bán kính uốn cong cáp.
Khi lựa chọn cáp, cần tính toán dựa trên lực căng cáp, đồng thời đảm bảo độ bền lâu bằng cách chọn hệ số an toàn n và tỷ số giữa đường kính puly và đường kính cáp.
Theo công thức 1.1 trong sách “Máy và thiết bị nâng” của Pts Trương Quốc Thành, tải trọng phá hỏng cáp (Sđ) phải lớn hơn hoặc bằng tải trọng tối đa (Smax.n) Trong đó, n là hệ số an toàn bền của cáp, tương ứng với tốc độ v từ 1 đến 2 m/s như được chỉ ra trong bảng 1.1 của sách.
Ta chọn đường kính cáp d,5 mm Đường kính puly dẫn động ( puly ma sát) tính đến tâm cáp nâng được xác định theo công thức sau:
Đường kính của puly ma sát, ký hiệu là D(mm), được tính từ tâm cáp Tỷ số e là tỷ lệ giữa đường kính cáp và puly, và giá trị này được xác định tùy thuộc vào loại thang và tốc độ, với e@ ứng dụng cho thang chở người có tốc độ dưới 1,4m/s.
Trong quá trình làm việc, động cơ cần vượt qua các lực cản như lực vòng tĩnh Pmax trên puli ma sát do sự chênh lệch lực căng giữa hai nhánh cáp, lực cản từ không khí, và lực ma sát giữa ray dẫn hướng và ngàm dẫn hướng.
Lực cản do ma sát và không khí là không đáng kể, vì vậy chỉ cần xem xét lực cản do chênh lệch lực căng của hai nhánh cáp Pmax Khi tính công suất động cơ dẫn động, có thể áp dụng hệ số K từ 1,1 đến 1,2 Tổng lực cản mà động cơ cần vượt qua sẽ được xác định dựa trên các yếu tố này.
P = K.Pmax = K.(S2 –S1 )max o Lực tác dụng lên dây cáp phía cabin là
S 1 = G.g = 600.9,81X86 kg o Lực tác dụng lên dây cáp phía đối trọng là
TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện
4.1.1 Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ:
-Gọi N là công suất công tác
- N ct là công suất cần thiết của động cơ
Ta có công thức tính sau
4.1.2 Tính hiệu suất chung của bộ truyền:
- Tra bảng trị số hiệu suất 2-1 ( Trang 27- Giáo trình Thiết kế Chi Tiết Máy-
Nguyễn Trọng Hiệp & Nguyễn Văn Lẫm)
ƞ đai = 0.95 : hiệu suất của bộ truyền đai thang (hở )
ƞ br = 0.97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
ƞ ol =0.99 : hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ƞ kn = 1 : hiệu suất của khớp nối trục Suy ra ƞ=0.95.0.97 2 0.99 4 1=0,858
-Công suất cần thiết trên trục động cơ là ( theo công thức 2-1) : d 2,34
Suy ra Động cơ cần chọn công suất thoải điều kiện phải lớn hơn công suất cần thiết là 2,72kW.
4.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ động cơ:
-Tính số vòng quay trên trục của băng tải, theo công thức 5-18
Tra bảng 2-2 tỷ số truyền động i trung bình (Trang 32- Giáo trình Thiết kế Chi Tiết Máy-Nguyễn Trọng Hiệp & Nguyễn Văn Lẫm)
Ta chọn sơ bộ : i đai =2, i hgt =8 >> i chung =2.8
=>> số vòng quay sơ bộ của động cơ: n 8792 ( vòng/phút)
=> Động cơ cần chọn phải thoải các điều kiện sau:
Trong giáo trình "Thiết kế Chi Tiết Máy" của Nguyễn Trọng Hiệp và Nguyễn Văn Lẫm, trang 320, ta có thể tham khảo bảng 2P về đặc tính kỹ thuật và kích thước động cơ điện Động cơ được chọn mang số hiệu A02-41-4 với các thông số kỹ thuật cụ thể.
Bảng 1-1 Thông số kỹ thuật động cơ
4.1.4 Phân Phối tỷ số truyền: truyền chung của bộ truyền:
Để bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, cần chọn hệ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh (i nh) trong khoảng từ 1,2 đến 1,3 lần hệ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm (i ch).
4.1.5 Tính toán thông số trên các trục: a.Công suất trên các trục: (kW) tan tan
b.Tốc độ quay trên các trục: (vòng/ phút)
c.Momen xoắn trên các trục : (N.mm)
Bảng 1-2 Thông số làm việc trên các trục
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn loại đai
-Kích thước tiết diện đai: a × h x 8
-Diện tích tiết diện F ( mm 2 ).
Định đường kính bánh đai nhỏ D 1
- Theo bảng 5-14 ta lấy D 10mm
-Kiểm nghiệm vận tốc của đai, theo công thức 5-18 ta có :
Tính đường kính D 2 bánh lớn
Lấy theo tiêu chuẩn (bảng 5-15) D 2(0 (mm)
-Số vòng quay thực n2 của trục bị dẫn :
Suy ra tỷ số truyền
Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Tính chiều dài L
Thay số tính được L47 (mm).
Để xác định chiều dài L tiêu chuẩn, theo bảng 5-12, do kích thước L tiêu chuẩn được chọn có chiều dài ngắn hơn 1700 mm, chiều dài L tính toán (chiều dài qua lớp trung hòa của đai) sẽ lớn hơn L ban đầu 33 mm đối với đai thang có tiết diện A Do đó, chiều dài L được chọn là L47 + 3380 mm = 1,38 m.
- Kiểm nghiệm số vòng dây trong 1s: u L v 10,63 1,38 7,7 u max 10
Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài
- Theo công thức 5-2, ta có:
Thay số ta tính ra được A53 mm.
-Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện 5-19
. -Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai:
-Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng
Tính góc Ôm α 1
, thoải mãn điều kiện lớn hơn 120 độ.
Xác định số đai Z cần thiết
-Chọn ứng suất căng ban đầu 0 1, 2 / N mm 2
Hệ số ảnh hưởng tải trọng: C t =0,8 (bảng 5.6)
Hệ số ảnh hưởng góc ôm C α =0,92 (bảng 5.18)
Hệ số ảnh hưởng vận tốc C v = 1 ( bảng 5.19)
Số đai Z tính theo công thức 5-22 : p 0 t a v
Thay số ta tính ra Z ≥ 3,78 Lấy số đai Z=4
Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
-Chiều rộng bánh đai, công thức 5-33:
-Đường kính ngoài cùng của bánh đai (mm), công thức 5-24:
Tính lực căng ban đầu S 0 và lục tác dụng lên trục R
-Tính lực căn ban đầu đối với mỗi đai, công thức 5-25:
S 0 =σ 0 F = 97 (N) -Tính lực tác dụng lên trục, công thức 5-26:
Bảng 2-1 Thông số của bánh đai
STT Thông số Trị số
8 Chiều rộng bánh đai B (mm) 52
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng nghiêng) 30 6.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng)
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
-Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, b 600 N mm/ 2
HB 0, phôi rèn ( giả thiết đường kính phôi dưới 100mm).
-Bánh lớn : thép 35 thường hóa, b 480 N mm/ 2
HB = 160, phôi rèn ( giả thiết đường kính phôi 300 500mm ).
2 Định ứng suất cho phép:
-Số chu kì làm việc của bánh lớn, công thức 3-4 :
. -Số chu kì làm việc của bánh nhỏ
Vì N1 và N2 lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn, khi tính toán ứng suất cho phép cho bánh nhỏ và bánh lớn, cần lưu ý đến yếu tố này.
-Ứng suất tiếp theo cho phép của bánh nhỏ, công thức 3-1:
tx 1 2,6.190 494 / N mm 2 -Ứng suất tiếp theo cho phép của bánh lớn, công thức 3-1:
Để xác định ứng suất uốn cho phép, cần sử dụng hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8, do vật liệu là phôi rèn và thép thường hóa Hệ số này giúp đảm bảo giới hạn mỏi của thép được duy trì trong các ứng dụng thực tế.
Và của thép 35 là 1 0, 43.480 206, 4 / N mm 2
-Vì bánh răng quay một chiều: công thức 3-6, ta có:
Với n: hệ số an toàn, bánh răng thép rèn thường hóa lấy hệ số n=1,5
Hệ số tập trung ứng suất chân răng, ký hiệu là K σ, có giá trị xấp xỉ 1,8 đối với bánh răng thường hóa Ngoài ra, hệ số chu kỳ ứng suất uốn, ký hiệu là k N '', được tính toán theo một công thức cụ thể.
N Suy ra, ứng suất uốn:
3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng :
4 Chọn hệ số chiếu rộng bánh răng
-Dựa vào Bảng 3-10 ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và công thức 3-10:
6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tao bánh răng:
Dựa vào công thức 3-17, ta tính được vận tốc vòng :
Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9.
7 Định chính xác hệ số tải trong K :
-Hệ số tải trọng K được tính theo công thức 3-19: K K K tt d
Trong đó: K tt - hệ số tập trung tải trọng, K d - hệ số tải trọng động
-Tra bảng 3-12, tìm được k tt 1, 2, thực tế
Do đó hệ số tải trọng k k k tt d 1,1.1, 2 1,32.
-Vì trị số K không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không tính lại khoảng cách trụ A và có thể lấy A 130 mm
8 Xác định môđun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng:
-Mô đun pháp, tính theo công thức 3-22: m n (0,01 0,02) A
-Sơ bộ chọn góc nghiêng 8 0 cos 0,992.
-Tổng số răng của hai bánh
Số răng Z 1 thỏa mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15.
Z i Z -Tính chính xác góc nghiêng
-Chiều rộng bánh răng: b A A 0,3.130 39 mm Chọn bE mm
Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện 0 '
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 1
Chiều rộng bánh răng lớn thường nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ từ 5-10mm nên ta lấy chiều rộng bánh răng lớn là 40 mm.
9 Kiểm nghiệm sức uốn của bánh răng:
-Tính số răng tương đương của bánh nhỏ (3.37)
. -Số răng tương đương của bánh lớn
. -Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y 1 0, 43, của bánh lớn y 2 0,51
-Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng nhỏ, công thức 3-34:
-Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng lớn.
10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
-Đường kính vòng chia ( vòng lăn )
-Chiều rộng bánh răng bE.
-Đường kính vòng đỉnh răng
D e mm. -Đường kính vòng chân răng
11 Tính lực tác dụng lên trục:
Theo công thức 3-49, ta có:
-Lực dọc trục P a P tan 1308.tan(10 3 ) 231 0 , N.
Bảng 3-1 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh
STT Thông số bánh răng Trị số
1 Vật liệu Bánh nhỏ: thép
10 Đường kính vòng chia Nhỏ: 61
11 Đường kính vòng chân Nhỏ: 55
12 Đường kính vòng đỉnh Nhỏ: 65
6.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng)
1 Chọn vật liệu bánh răng:
- Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, b 580 / N mm 2 , ch 290, HB 190
Phôi rèn (giả thiết đường kính phôi 100 đến 300mm).
-Bánh lớn: thép 35 thường hóa, b 480 / N mm 2 , ch 240, HB 160
Phôi rèn (giả thiết đường kính phôi 300 đến 500mm).
1 Định ứng suất cho phép:
- Số chu kỳ làm việc của bánh lớn
. -Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn, nên khi tính ứng suất cho phép cho bánh nhỏ và bánh lớn, cần phải xem xét các yếu tố này để đảm bảo tính chính xác và độ tin cậy của kết quả.
-Ứng suất tiếp theo cho phép của bánh nhỏ :
tx 1 2,6.190 494 / N mm 2 -Ứng suất tiếp theo cho phép của bánh lớn:
Để xác định ứng suất uốn cho phép, cần sử dụng hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8, do phôi rèn và thép thường hóa Hạn chế mỏi của thép cũng cần được xem xét trong quá trình tính toán.
và của thép 35 là 1 0, 43.480 206, 4 / N mm 2
-Vì bánh răng quay một chiều: nên ứng suất uốn
2 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng :
3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Dựa vào Bảng 3-10 ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và công thức 3-10 :
5 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tao bánh răng:
Dựa vào công thức 3-17, ta tính được vận tốc vòng :
Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9.
6 Định chính xác hệ số tải trong K '
Do đó hệ số tải trọng k k k tt d 1,1.1, 2 1,32.
Tính lại chính xác trục
7 Xác định modun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng răng:
-Sơ bộ chọn góc nghiêng 10 ;cos 0 0,985.
Số răng Z 1 thỏa mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15
-Tính chính xác góc nghiêng
-Chiều rộng bánh răng: b0, 4.158 63 mm ta chọn 65mm.
- Chiều rộng bánh răng lớn thường nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5-10mm nên ta chọn b 2 60 mm
8 Kiểm nghiệm sức uốn của bánh răng:
-Tính số răng tương đương của bánh nhỏ (3.37)
. -Số răng tương đương của bánh lớn
. -Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y 1 0, 46, của bánh lớn y 2 0,51
-Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng nhỏ.(3.34)
-Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân bánh răng lớn.
9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
-Đường kính vòng chia ( vòng lăn )
-Chiều rộng bánh răng b 1 65 mm b , 2 60 mm
-Đường kính vòng đỉnh răng
D e mm. -Đường kính vòng chân răng
10 Tính lực tác dụng lên trục:
Theo công thức 3-49, ta có:
-Lực dọc trục P a P tan 2858.tan(8 6 ) 407 0 , N.
Bảng 3-2 Thông số bộ truyền cấp chậm
STT Thông số bánh răng Trị số
1 Vật liệu Bánh nhỏ: thép 45
10 Đường kính vòng chia Nhỏ: 91
11 Đường kính vòng chân Nhỏ: 83,5
12 Đường kính vòng đỉnh Nhỏ: 97
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Tính toán tổng quát các trục
-Vật liệu dùng để chế tạo trục phải có độ bền cao, khả năng chịu được tập trung ứng suất lớn
-Sử dụng thép C45 thường hóa có độ rắn HB = 200, σ bk `0(MPa), σ ch 00(MPa). b.Tính đường kính sơ bộ của các trục:
+Đối với trục I N=3 kW n = 718 v/ph
C- hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền chung có thể lấy C0
+Đối với trục II N=2,955 kW n = 217 v/ph
+Đối với trục III N=2,838 kW n = 87 v/ph
, lấy 40mm. c Tính gần đúng trục: Để tính các kích thước, chiều dài của trục tham khảo bảng 7 – 1 Ta chọn các kích thước sơ bộ sau:
- Khe hở giữa các bánh răng 10 (mm).
- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: 10 (mm).
- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm)
- Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 10 (mm).
- Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm).
- Khoảng cách từ đầu nắp ổ tới khớp nối 15 (mm).
- Chiều rộng bánh đai 68 (mm).
-Chiều dài mayo nối trục: l m 1, 4 2,5 d 53, 6 96
- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b = 45(mm), b = 40 (mm)
- Chiều rộng bánh răng cấp chậm b1 = 65 (mm), b2 = 60 (mm).
25 / 2 10 20 15 71/ 2 93 a mm b mm c mm l mm j mm
Hình 4-1 Kích thước khoảng cách sơ bộ của trục
2 Tính toán chi tiết các trục:
-Dựa vào sơ đồ động học, ta xác định được các phương và chiều của những thành phần lực tác động lên trục trong hộp giảm tốc như hình 4-2
Hình 4-2 Sơ đồ chiều quay và phân tích lực tác dụng a Tính toán trục I:
-Lực căng ban đầu với mỗi đai
Tính phản lực các gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
- Ở tiết diện n – n: (tiết diện lắp ổ lăn gần bánh đai)
-Ở tiết diện m – m: (tiết diện lắp bánh răng 1)
Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm:
. -Đường kính trục ở tiết diện lắp ổ lăn n – n:
. Theo bảng (7-2) ta có = 50 (N/mm 2 )
-Đường kính trục ở tiết diện lắp bánh răng m – m:
-Đường kính trục tại tiết diện lắp bánh đai:
Trục ở tiết diện lắp ổ lăn lấy dn-n = 30mm là tiết diện lắp ổ lăn.
Trục ở tiết diện lắp bánh răng lấy dm-m = 33 mm làm tiết diện lắp bánh răng 1.
Tiết diện lắp bánh đai lấy d%mm.
Từ những dữ liệu tính toán trên, ta thiết lập được biểu đồ momen như hình 4-3.
Hình 4-3 Biểu đồ phân tích lực và momen trên trục I b.Tính toán trục II:
-Các thông số các lực :
Tính phản lực các gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
-Momen uốn tổng cộng: M u M uy 2 M ux 2
+Tại tiết diện lắp bánh răng 2 e-e : ux
+Tại tiết diện lắp bánh răng 3 i – i: ux
Tính đường kính trục ở 2 tiết diện e-e và i-i theo công thức (7-3)
. -Đường kính trục ở tiết diện e-e :
Theo bảng (7-2) ta có = 50 (N/mm 2 )
-Đường kính trục ở tiết diện i-i :
Trục ở tiết diện e-e lấy de-e = 38 mm để lắp bánh răng 2.
Lâý đường kính lắp ổ lăn d5 mm.
Từ những dữ liệu tính toán trên, ta thiết lập được biểu đồ momen như hình 4-4.
Hình 4-4 Biểu đồ phân tích lực và momen trục II c Tính toán trục III:
-Các thông số các lực :
Tính phản lực các gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
Tính đường kính trục ở tiết diện chịu tải lớn nhất theo công thức (7-3):
. -Đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng:
Theo bảng (7-2) ta có = 50 (N/mm 2 )
-Đường kính trục tại tiết diện lắp khớp nối vòng đàn hồi:
Đường kính lắp bánh răng 4 lấy d = 46 mm. Đường kính ngõng trục lắp khớp nối lấy d8 mm.
Từ những dữ liệu tính toán trên, ta thiết lập được biểu đồ momen như hình 4-5.
Hình 4-5 Biểu đồ phân tích lực và momen trục III
Tính chính xác trục
Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm
Ta đi kiểm nghiệm ở một tiết diện của trục trung gian.
-Hệ số an toàn tính theo công thức (7-5) ta có: n = 2 2
Trong đó : n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn
n - hệ số an toàn cho phép n = 1,5 ÷ 2,5
-Vì trụ quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng
m giá trị trung bình ứng suất pháp.
-Theo công thức (7-6) ta có:
-Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động : max
-Theo công thức (7-7) ta có n = a m
-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng.
a : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục.
W : mômen cản uốn của tiết diện
Wo : mômen cản xoắn của tiết diện
K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng
: hệ số tăng bền bề mặt trục.
: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.
m : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp
Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn.
+Đường kính trục d = 40 (mm) tra bảng (7-3b) ta có :
+Giới hạn mỏi uốn và xoắn :
-Chọn hệ số và theo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy = 0,1; 0,05; hệ số = 1.
-Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K = 1,63, K = 1,5. Xét tỷ số:
Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép P 30 ( / N mm 2 ).
-Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:
.Thay các trị số tìm được vào công thức:
Như vậy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo độ an toàn cho phép.
Kết luận : Tất cả các trục đều đảm bảo làm việc an toàn.
Bảng 4-1 Thông số kích thước các trục
Thông Số Trục I Trục II Trục II
Momen xoắn 39903 130047 311527 Đường kính trục sơ bộ (mm) 20 29 38 Đường kính lắp bánh răng
46 Đường kính lắp ổ lăn (mm) 30 35 40 Đường kính lắp bánh đai 25 X X Đường kính lắp nối trục X X 38
TÍNH THEN
Tính then lắp trên trục I
a,Then lắp trên bánh đai:
- Đường kính trục lắp bánh đai d%mm, tra bảng (7.23) chọn các thông số then như sau: b=8, h=7, t=4, t1=3,1 , k=3,5.
-Chiều dài then :l0,8 l m 0,8.68 54, 4 mm, Chọn lUmm.
(chiều dài mayo bánh đai ta lấy bằng chiều rộng bánh đai 68mm).
Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7- 11)
-Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu là thép tôi ; ta có : d = 100 N/mm 2
Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)
N/mm 2 -Tra bảng (7-21) có tải va đập nhẹ suy ra
Như vậy then trên trục I thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. b,Then lắp trên bánh răng 1 Đường kính lắp then là d3 (mm)
-Theo bảng (7-23) chọn các thông số then b = 10; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,2
Trong đó: lm – chiều dài mayơ: lm lấy bằng d
Tính then lắp trên trục II
a,Then lắp trên hai bánh răng 2 và 3 :
-Đường kính trục II để lắp then là d = 40 mm và d8mm do đó có thể chọn hai then cùng kích thước.
-Theo bảng (7-23) chọn các thông số then b = 12; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,4.
Trong đó: l m – chiều dài mayơ: l m 1, 2 ( 1 ,5 ) d
Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7- 11)
Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)
Như vậy then trên trục II thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.
Tính then lắp trên trục III
a,Then lắp trên khớp nối:
-Đường kính trục lắp khớp nối d8mm, tra bảng (7.23) chọn các thông số then như sau: b, h=8, t=4.5, t1=3,6 , k=4,4
-Chiều dài then : l0,8 lm0,8.71 56,8 (mm), Chọn l 57 mm
Như vậy then trên trục III thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. b,Then lắp trên bánh răng 4
-Ta có đường kính lắp bánh răng d = 46 mm.
Theo bảng (7-23) chọn các thông số then b = 14; h = 9; t = 5; t1 = 4,1; k = 5.
Trong đó: l m – chiều dài mayơ: l m 1, 2 1,5 d
-Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11)
N/mm 2 Ở đây : Mx 11527 (N.mm), l 0,8 l m 0, 8.68 54 ( mm )
Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu là thép tôi ; ta có : d = 100 N/mm 2
Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)
Như vậy then trên trục III thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.
Bảng 5-1 Thông số kích thước then trên các trục
Bánh răng 4 Khớp nối Đường kính lắp then (mm)
THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
Chọn ổ lăn
Trục I, II và III đều có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ bị đỡ chặn. a Sơ đồ chọn ổ cho trục I:
Hình 6-1 Sơ đồ lực tác đông lên cặp ổ lăn trục I
-Dự kiến chọn trước góc 16 0 ( kiểu 36000).
-Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 8.1
Với nq8 (vòng/phút) h = 27000 ( giờ), thời gian phục vụ của máy
Kt=1 tải trọng rung động nhẹ (bảng 8.3)
Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100 độ (bảng 8.4)
Kv=1 vòng trong của ổ quay (bảng 8.5).
-Tính toán lực tổng hợp tại các ổ lăn:
Tra bảng 17P, ứng với d0 lấy ổ có ký hiệu 36306, C bang 41000, đường kính ngoài của ổ Drmm, chiều rộng Bmm Ổ B lấy cùng loại. b Sơ đồ chọn ổ cho trục II:
Hình 6-2 Sơ đồ lực tác đông lên cặp ổ lăn trục II
-Tính toán lực tổng hợp tại các ổ lăn:
Ta có các lực tác động :
-Đường kính trục ổ lăn d5, số vòng quay n= 217
Tra bảng 17P, ứng với d5 lấy ổ có ký hiệu 36207, đường kính ngoài của ổDrmm, chiều rộng Bmm. c Sơ đồ chọn ổ cho trục III:
Hình 6-3 Sơ đồ lực tác đông lên cặp ổ lăn trục III
-Tính toán lực tổng hợp tại các ổ lăn:
Ta có các lực tác động lên trục:
-Đường kính trục ổ lăn d@, số vòng quay n= 87
Tra bảng 17P, ứng với d@ lấy ổ có ký hiệu 36208, C bang 49000, đường kính ngoài C397(87.27000) 0,3 32363của ổ Dmm, chiều rộng Bmm.
Bảng 6-1 Thông số các loại ổ lăn dùng cho các trục
Thông số then Trục I Trục II Trục III
Hệ số khả năng làm việc C 41000 35000 49000 Đường kính ngoài D
Các phương pháp cố định ổ trên trục và trên vỏ hộp
Cách cố định ổ trên trục bằng đệm chắn mặt đầu là một phương pháp đơn giản và hiệu quả Đệm được giữ chắc chắn bằng vít và đệm hãm, đảm bảo tính ổn định cho hệ thống.
(kích thước bảng tra 8.10). b,Cố định ổ trên vỏ hộp: Đặt vòng ngoài của ổ vào giữa mặt tỳ của nắp ổ và vòng chắn.
CHỌN KHỚP NỐI
-Momen xoắn M t được tính theo công thức 9-1 sau để chọn khớp nối: t x
Trong đó: M x 311527 (Nmm) – momen xoắn danh nghĩa k – chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy công tác.
-Tra bảng 9-11 với M t 404,9( Nm ), ta chọn khớp nối có các thông số như hình sau:
Bảng 7-1 Thông số kích thước của nối trục vòng đàn hồi
Thông số Ký hiệu Giá trị
Momen xoắn có thể đạt được M t max 450 (Nm) Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D o 120mm
Chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi l v 36mm
Chiều dài của chốt l c 42mm Đường kính chốt đàn hồi d c 18mm
Số chốt z 6 Đường kính lắp chốt vòng đàn hồi d o 36mm
-Vật liệu làm nối trục: thép rèn 35.
-Vật liệu làm chốt: thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi cao su
Với ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy
d 3 / N mm 2 và Ứng suất uốn cho phép của chốt có thể lấy
-Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi, công thức 9-22:
(thỏa mãn điều kiện bền dập).
-Điều kiện bền uốn của chốt, công thức 9-23:
4 Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng của khớp nối tác dụng lên vòng đàn hồi
Lực tác dụng lên trục theo công thức :
CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1 Tính kết cấu vỏ hộp:
-Chọn loại vỏ hộp đúc, mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng.
Vỏ hộp đúc có nhiệm vụ quan trọng trong việc giữ vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt Ngoài ra, vỏ hộp còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.
-Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.
-Chọn vật liệu đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32
-Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được tính dưới 8-1
Bảng 8-1 Thông số kích thước vo hộp giảm tốc
Tên gọi Biểu thức tính toán Kết quả
Chọn h= 45 (mm) 45 Độ dốc Khoảng 2 0 2 0 Đườ ng kính bulông
Bulông nền d1 d 1 >0,036.A+¿12=0,036.159+12,72¿ ¿ Chọn d1 (mm), chọn bulông M18 M18
Bulông cạnh ổ d2 d 2 =(0,7÷0,8)d 1 =(0,7÷0,8).18,6÷14,4¿ Chọn d2 (mm) và chọn bulông M14
Bulông ghép bích nắp và thân d3 d 3 =(0,5÷0,6) d 1 =(0,5÷0,6).18=9÷10,8¿ Chọn d3 = 10 (mm) và chọn bulông M10
Víp ghép nắp ổ, d4 d 4 =(0,4÷0,5)d 1 =(0,4÷0,5).18=7,2÷9¿ Chọn d4 = 8 (mm) và chọn vít M8
Vít ghép nắp cửa thăm d5 d 5 =(0,3÷0,4)d 1 =(0,3÷0,4).18=5,4÷7,2¿ Chọn d5 = 7(mm) và chọn vít M8 M8
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp
Chiều dày bích nắp hộp S4
S Chọn S4 = 14 (mm) (lấy bằng S 3 để dễ dàng gia công)
Bề rộng bích nắp hộp và thân
Kíc h thước gối trục Đường kính ngoài
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Chiều dày khi có phần lồi D d , S 1 , S 2
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành trong hộp Δ≥(1÷1,2) δ=(1÷1,2).9=9÷10,8¿ Chọn = 10(mm)
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ 1 =(3÷5) δ=(3÷5).9'÷45¿
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Sơ bộ chọn L = 600, B = 300 (L, B: chiều dài và chiều rộng của hộp)
2 Một số chi tiết khác: a Bulông vòng hoặc vòng móc:
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trong quá trình gia công và lắp ghép, thường lắp thêm bulông vòng vào nắp và thân Kích thước của bulông vòng được lựa chọn dựa trên trọng lượng của hộp giảm tốc, và vật liệu của bulông là thép CT3.
- Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp, ta chọn được trọng lượng Q00 kG , theo đó ta chọn bu lông vòng M.
Hình 8-1 Kích thước bu lông vòng
Bảng 8-1 Kích thước bu long vòng M
Trọ ng lượng của hộp
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ được gia công đồng thời ở cả nắp và thân để đảm bảo vị trí tương đối Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp giữ cho nắp và thân không bị biến dạng khi xiết bulông, từ đó giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc của ổ.
-Chọn chốt định vị là chốt côn, kích thước chọn theo bảng 10-10c
Hình 8-2 Kích thước và hình dạng chốt côn
Bảng 8-2 Kích thước chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)
Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp, cũng như để đổ dầu, hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh Cửa thăm này được đậy bằng nắp và có thể lắp thêm nút thông hơi Kích thước của cửa thăm có thể được lựa chọn theo bảng kích thước 10-12.
Bảng 8-3 Kích thước cửa thăm
Khi hoạt động, nhiệt độ bên trong hộp sẽ tăng cao, do đó cần sử dụng nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp để đảm bảo hiệu quả tối ưu.
Hình 8-4 Hình dạng nút thông hơi
Bảng 8-4 Kích thước nút thông hơi
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi bặm và hạt mài, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, bạn có thể sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi được bịt kín bằng nút tháo dầu khi bắt đầu làm việc.
- Kích thước của nút tháo dầu được chọn dựa vào bảng 10-14.
Bảng 8-5 Kích thước của nút tháo dầu
-Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra qua thiết bị chỉ dầu Chọn thiết bị chỉ dầu là que thăm dầu.
Hình 8-6 Hình dạng que thăm dầu
BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Để giảm thiểu mất mát công suất do ma sát và mài mòn răng, việc bôi trơn liên tục cho bộ truyền trong và ngoài hộp giảm tốc là cần thiết Điều này không chỉ giúp đảm bảo thoát nhiệt tốt mà còn phòng ngừa tình trạng han gỉ ở các chi tiết máy.
1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu
Tính sơ bộ vận tốc bánh răng lớn nhất, ta có công thức:
( D lấy sơ bộ theo đường kính vòng chia của bánh răng 4 là 227mm)
Tra bảng 10-17, với bộ truyền bánh răng được làm bằng thép và giới hạn bền kéo 470-1000, ta chọn được độ nhớt 80/11 ứng với 100 0 C.
Theo bảng 10-20, ta chọn được loại dầu bôi trơn là dầu công nghiệp nhãn hiệu
OCT1707-51 loại 12 có độ nhớt là 10-14Centistoc.
2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ.
Bảng 9-1 Bảng thống kê dành cho bôi trơn
Thiết bị cần bôi trơn
Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng
Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài
XÁC ĐỊNH VÀ CHỌN KIỂU LẮP
Bảng 10-1 Xác định kiểu lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp giảm tốc
STT Tên mối ghép Kiểu lắp Ghi chú
1 Bánh răng trụ răng nghiêng và trục I Φ 33
3 Vòng trong ổ lăn với trục I Φ 30 k 6 2 ổ lắp giống nhau
4 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp với thân Φ 72 H 7
6 Bạc Chắn dầu với trục E h 6 8 3 trục ghép giống nhau
7 Nắp ổ và thân của trục I Φ62H7 d11
8 Bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ và trục II Φ 40
9 Bánh răng trụ răng nghiêng lớn và trục II Φ 38
11 Vòng ngoài ổ lăn trục II lắp với thân Φ 72 H 7
14 Nắp ổ và thân của trục II Φ72H7 d11
15 Bánh răng trụ răng nghiêng và trục III Φ 46
16 Vòng trong ổ lăn với trục III 40k6 2 ổ lắp giống nhau
17 Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp với thân 80H7 2 ổ lắp giống nhau
19 Trục III và vòng trong bạc chặn Φ52
20 Nắp ổ và thân trục III Φ80 d H 11 7 2 nắp lắp giống nhau
21 Khớp nối vòng đàn hồi Φ 38 H k 6 7
1 Thiết kế chi tiết máy –Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm.
2 Cơ sở thiết kế máy & chi tiết máy-Trịnh Chất.
3 Tính toán, thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( tập 1+tập 2)- Trịnh Chất –Lê Văn Uyển.
4 Kỹ Thuật đo cơ khí – Lưu Đức Bình.
5 Bài giảng truyền động cơ khí – Lê Cung.
6 Công nghệ kim loại – Lưu Đức Hòa.
