Đồ án chi tiết máy là môn học không thể thiếu với sinh viên ngành Cơ Khí. Đồ án này không thực sự dễ dàng nếu bạn không thật giỏi và nắm vững kiến thức. Bài mẫu này đầy đủ nội dung, công thức tính toán và sẽ giúp bạn có 1 cái khung rõ ràng để có thể dễ dàng hoàn thành môn học.
TÌM HIỂU TRUYỀN DẪN CƠ KHÍ TRONG MÁY
Những vấn đề cơ bản về thiết kế máy và hệ thống dẫn động
1.1 Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy
Mỗi máy bao gồm nhiều chi tiết máy, với các chi tiết này có công dụng chung xuất hiện trong hầu hết thiết bị và dây chuyền công nghệ Do đó, thiết kế chi tiết máy đóng vai trò quan trọng trong tổng thể thiết kế máy.
Chi tiết máy cần được thiết kế để đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật, đảm bảo hoạt động ổn định trong suốt thời gian sử dụng với chi phí chế tạo và vận hành tối thiểu Mỗi chi tiết máy chỉ phát huy hiệu quả tối đa khi được lắp đặt trên những máy móc phù hợp với chức năng trong dây chuyền công nghệ Đối với máy phát và biến đổi năng lượng, hiệu suất là tiêu chí hàng đầu, trong khi đó, máy cắt kim loại chú trọng vào năng suất và độ chính xác gia công Đối với khí cụ đo, độ nhạy, độ chính xác và độ ổn định của số đo là rất quan trọng Do đó, các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của chi tiết máy phải hài hòa với các chỉ tiêu của toàn bộ máy, bao gồm năng suất, độ tin cậy, tuổi thọ cao, kinh tế trong chế tạo và sử dụng, cũng như thuận tiện và an toàn trong bảo trì Ngoài ra, các yêu cầu khác như kích thước nhỏ gọn, hoạt động êm ái và hình thức đẹp cũng cần được xem xét.
Dựa trên các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật, thiết kế máy bao gồm việc xác định nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc, lập sơ đồ tổng thể và các bộ phận máy, đánh giá các phương án thực hiện để chọn ra phương án tối ưu Tiếp theo, cần xác định lực và momen tác dụng lên các bộ phận máy, cũng như chọn vật liệu phù hợp để nâng cao hiệu quả và độ tin cậy Ngoài ra, thực hiện các tính toán động học, lực và độ bền là cần thiết để xác định kích thước các chi tiết và bộ phận máy Cuối cùng, thiết kế kết cấu các chi tiết và lập thuyết minh, hướng dẫn sử dụng và sửa chữa máy là bước quan trọng để đảm bảo máy hoạt động hiệu quả.
1.2 Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy
1.2.1 Đặc điểm tính toán thiết kế chi tiết máy
Trong quá trình tính toán chi tiết máy, có nhiều khó khăn như hình dáng phức tạp và các yếu tố lực không xác định chính xác Tính toán thường diễn ra qua hai bước: tính thiết kế và tính kiểm nghiệm, trong đó tính thiết kế thường được đơn giản hóa Ngoài việc áp dụng công thức chính xác, nhiều kích thước cũng được tính dựa trên công thức kinh nghiệm, cần lựa chọn phù hợp với từng trường hợp cụ thể Do số ẩn số thường nhiều hơn số phương trình, cần dựa vào các quan hệ kết cấu để chọn trước một số thông số và kết hợp tính toán với vẽ hình để phát hiện sai sót Có nhiều giải pháp thiết kế cho cùng một nội dung, vì vậy cần tính toán và so sánh các phương án để chọn ra phương án tối ưu nhất Cuối cùng, việc ứng dụng kiến thức tin học trong thiết kế chi tiết máy là cần thiết để nâng cao chất lượng và tiết kiệm thời gian.
1.2.2 Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế
Trong quá trình thiết kế máy, người thiết kế cần tuân thủ nghiêm ngặt các quy định kỹ thuật và nhiệm vụ thiết kế, đồng thời cần có sự đồng thuận từ bên đặt hàng cho mọi đề xuất cải tiến Cấu trúc máy cần có sự hài hòa về kích thước, hệ số an toàn, tuổi thọ và độ tin cậy Bố trí các đơn vị lắp cần hợp lý để đảm bảo tính gọn gàng và thuận tiện trong bảo trì Việc lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện phải căn cứ vào việc giảm khối lượng và chi phí sản xuất Công nghệ gia công chi tiết cần xem xét quy mô sản xuất và phương pháp chế tạo Sử dụng tiêu chuẩn Nhà nước và tiêu chuẩn ngành sẽ giúp giảm chi phí thiết kế và sản xuất Thống nhất hóa trong thiết kế giúp tối ưu hóa việc sử dụng các chi tiết có cùng kích thước, từ đó giảm thời gian và chi phí sản xuất Cuối cùng, việc lựa chọn lắp ráp, dung sai và độ nhám bề mặt chi tiết cần dựa trên ảnh hưởng đến hiệu suất sản phẩm và khả năng công nghệ của nơi chế tạo, đồng thời đảm bảo bôi trơn hiệu quả các yếu tố làm việc để tăng tuổi thọ và giảm sự mài mòn.
Tài liệu thiết kế là các hồ sơ liên quan đến quá trình tính toán và thiết kế máy, bao gồm bản vẽ và tài liệu văn bản Những tài liệu này xác định thành phần và cấu tạo sản phẩm, cung cấp thông tin cần thiết cho nghiên cứu, chế tạo, kiểm tra, nghiệm thu, sử dụng và sửa chữa sản phẩm.
-Tài liệu thiết kế được chia thành các dạng sau đây:
-Bản vẽ (bản vẽ chi tiết, bản lắp, bản chung, bản lắp đặt );
Và các tài liệu khác liên quan đến sử dụng, sửa chữa, bảo dưỡng máy,…
Yêu cầu cơ bản đối với các bản vẽ cho trong TCVN 3826-83
Kích thước giấy vẽ theo TCVN 2-74, ghi trong bảng 1.3
Bảng 1.3 Kích thước giấy vẽ theo TCVN 2-74
Bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo thường được thực hiện với tỉ lệ 1:1 Đối với các bản vẽ lớn như vỏ hộp giảm tốc, có thể sử dụng các tỉ lệ thu nhỏ như 1:2, 1:2.5, 1:4, 1:5, 1:10, 1:15, 1:20, 1:25, 1:40, và 1:50 Để thể hiện các yếu tố kết cấu nhỏ như rãnh thoát đá mài hay góc lượn, các tỉ lệ phóng to như 2:1, 4:1, 5:1, 10:1, 20:1, 40:1, và 50:1 có thể được áp dụng Số lượng mặt cắt nên được giới hạn đủ để mô tả hoàn chỉnh kết cấu của chi tiết hoặc bộ phận máy.
Khung tên bản vẽ (theo TCVN 3821-83)
Khung tên được đặt ở góc dưới bên phải của bản vẽ, theo tiêu chuẩn TCVN 3821-83 Ngoài khung tên chính, còn có khung phụ, với tổng số ô trên cả hai khung lên đến 29 ô để ghi 29 nội dung khác nhau Trong thiết kế môn học, thiết kế tốt nghiệp hoặc khi cần ghi chú đơn giản, có thể không sử dụng khung phụ và giảm bớt số ô cần thiết.
Bảng kê được trình bày trên khổ giấy A4 cho từng đơn vị lắp, tổ hợp và bộ tài liệu, thường bao gồm các mục như tài liệu, tổ hợp, đơn vị lắp, chi tiết, sản phẩm tiêu chuẩn, sản phẩm khác, vật liệu và bộ tài liệu kèm theo Tuy nhiên, theo TCVN 3824-83, tùy thuộc vào cấu tạo sản phẩm, có thể loại bỏ một số nội dung Đối với các thiết kế môn học, bảng kê chỉ cần bao gồm ba nội dung chính: đơn vị lắp, chi tiết và sản phẩm tiêu chuẩn.
Sau khi hoàn thành các bản vẽ thiết kế, người thiết kế sẽ tiến hành viết thuyết minh dựa trên các tài liệu ghi chép trong quá trình thiết kế.
Nội dung thuyết minh bao gồm các phần chính như sau: Mục lục, số liệu kỹ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế, phân tích cơ sở của sơ đồ cơ cấu đã chọn, và tính toán động học cùng tính lực cơ cấu Cụ thể, cần tính công suất cần thiết, chọn động cơ, xác định tỉ số truyền và phân phối tỉ số truyền cho các cấp, cũng như tính công suất và mômen tác động lên các trục Bên cạnh đó, việc thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy cũng rất quan trọng, bao gồm chọn vật liệu, xác định ứng suất cho phép, và thực hiện tính toán thiết kế cũng như kiểm nghiệm Đối với đồ án môn học chi tiết máy, cần tính toán các bộ truyền, thiết kế trục, chọn ổ lăn, và xác định các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc, khớp nối và vật liệu bôi trơn Cuối cùng, lập bảng ghi các chi tiết tiêu chuẩn, thống kê các mối ghép và kích thước danh nghĩa, sai lệch giới hạn, nhằm đảm bảo thống nhất hóa trong thiết kế và giảm bớt chủng loại, quy cách các mối ghép và chi tiết tiêu chuẩn.
Thuyết minh cần trình bày rõ ràng và ngắn gọn các cơ sở của phương pháp tính, lựa chọn thông số, kết quả số liệu và tài liệu tham khảo.
Thuyết minh được viết trên khổ giấy 11 (A4) hoặc trên giấy viết học sinh khổ
270180, được đóng bìa cứng, ngoài bìa ghi các nội dung cần thiết.
Hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm các loại truyền dẫn
Truyền động cơ khí là một bộ phận không thể thiếu trong máy.
Hệ thống truyền động có khí trong máy thực hiện các chức năng sau:
-Truyền công suất, chuyển động từ nguồn (động cơ) đến bộ phận công tác.
-Thay đổi dạng và quy luật chuyển động: liên tục thành gián đoạn, quay thành tịnh tiến và ngược lại, thay đổi phương chiều hoạt động…
-Biến đổi chuyển động nhanh thành chậm (giảm tốc), chậm thành nhanh (tăng tốc), thay đổi tốc độ phân cấp (hộp tốc độ) hoặc vô cấp (hộp biến tốc)…
Hình 1.1 Hệ thống truyền động cho băng tải
Có thể phân loại các hệ thống truyền động như sau:
Theo nguyên lý làm việc: truyền động ma sát (H.1.2a,b) và truyền động ăn khớp
Theo cơ cấu được sử dụng: bộ truyền bánh ma sát (H.1.2b), đai (H.1.2a), xích
(H.1.2c), bánh răng (H.1.2d), trục vít (H.1.2e), vít (H.1.2f,g),
Theo khả năng thay đổi tỉ số truyền: hộp tốc độ, giảm tốc, tăng tốc,…
Theo tính chất thay đổi tỉ số truyền: Phân cấp, vô cấp,…
Theo công dụng: hộp số, hộp trục chính, hộp xe dao, hộp phân độ, hộp di chuyển nhanh,…
Theo khả năng che chắn: Bộ truyền kín, bộ truyền hở,…
Theo tính chất chuyển động của trục, có hai loại hệ bánh răng: hệ bánh răng thường với trục quay có đường tâm cố định và hệ bánh răng vi sai với trục quay di động Trong hệ bánh răng vi sai, bánh răng trung tâm cố định được gọi là hệ bánh răng hành tinh.
Hình 1.2 Các dạng truyền động cơ khí
2.2.1 Động cơ điện một chiều
Sử dụng dòng điện mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp cùng với hệ thống động cơ-máy phát cho phép điều chỉnh mômen và vận tốc góc trong khoảng rộng, từ 3:1 đến 4:1 cho động cơ điện một chiều và lên đến 100:1 cho động cơ-máy phát Điều này đảm bảo khả năng khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, khiến chúng trở thành lựa chọn phổ biến cho các thiết bị vận chuyển điện, thang máy, máy trục và các thiết bị thí nghiệm.
Nhược điểm của các loại động cơ điện một chiều là chi phí cao và khó tìm kiếm, đồng thời cần phải đầu tư thêm để lắp đặt các thiết bị chỉnh lưu.
2.2.2 Động cơ điện xoay chiều
Động cơ điện được chia thành hai loại: một pha và ba pha Động cơ một pha có công suất nhỏ, thích hợp cho việc kết nối với mạng điện chiếu sáng, nên thường được sử dụng cho các thiết bị gia đình, mặc dù hiệu suất của nó không cao.
Trong ngành công nghiệp, động cơ ba pha được sử dụng phổ biến và bao gồm hai loại chính: động cơ đồng bộ và động cơ không đồng bộ Động cơ ba pha đồng bộ đặc trưng bởi vận tốc góc không đổi, không bị ảnh hưởng bởi mức tải trọng và không thể điều chỉnh trong thực tế.
Động cơ ba pha đồng bộ có hiệu suất cao và hệ số quá tải lớn, nhưng thiết bị phức tạp và chi phí cao do cần thiết bị phụ để khởi động Trong khi đó, động cơ ba pha không đồng bộ bao gồm hai loại: rôto dây quấn và rôto ngắn mạch Động cơ rôto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong khoảng 5%, có dòng điện khởi động thấp nhưng có hệ số công suất thấp, kích thước lớn và vận hành phức tạp, phù hợp cho việc điều chỉnh vận tốc trong phạm vi hẹp Ngược lại, động cơ rôto ngắn mạch có cấu trúc đơn giản, chi phí thấp, dễ bảo trì và hoạt động tin cậy, có thể kết nối trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện, nhưng hiệu suất và hệ số công suất thấp hơn so với động cơ đồng bộ và không thể điều chỉnh vận tốc.
Động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có nhiều ưu điểm nổi bật, vì vậy nó được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp Loại động cơ này rất phù hợp để dẫn động các thiết bị như băng tải, xích tải và thùng trộn.
2.3 Truyền động có chi tiết trung gian
Truyền động có chi tiết trung gian gồm có: truyền động thủy lực, truyền động khí nén,…
Truyền động thủy lực và khí nén đóng vai trò quan trọng trong kĩ thuật hiện đại nhờ khả năng thay đổi tốc độ vô cấp, cho phép bộ phận công tác thực hiện chuyển động với vận tốc tối ưu, phù hợp với yêu cầu quy trình công nghệ Chúng dễ dàng điều khiển và mang lại nhiều lợi ích, như tạo ra áp lực lớn ngay cả khi áp lực trong chất lỏng và không khí nhỏ Tuy nhiên, nhược điểm của chúng là tốc độ chuyển động của chất lỏng và khí trong đường ống thường thấp.
Sơ đồ kí hiệu, lược đồ của các loại bộ truyền
Hình 1.3 miêu tả sơ lược sơ đồ kí hiệu, lược đồ của các loại bộ truyền.
Hình 1.3 Một số loại bộ truyền
Các dạng hộp giảm tốc
4.1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp
Các bánh răng trong hộp giảm tốc này răng có thể là răng thẳng, nghiêng, chữ V.
Vỏ hộp thường được đúc bằng gang, đôi khi có thể sản xuất bằng cách hàn các tấm thép (trong sản xuất đơn chiếc)
Trục có thể lắp ổ lăn hoặc ổ trượt Mômen xoắn trên trục cấp chậm
T%04000Nm, tỷ số truyền u=1,68 (lớn nhất có thể đạt được 12,5) Đối với bánh răng nghiêng hoặc chữ V, ta có thể chọn tỉ số truyền cao hơn bánh răng thẳng.
Hộp giảm tốc có thể bố trí ngang (H.1.4a) hoặc thẳng đứng (H.1.4b)
Hình 1.4 Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp a) Bánh răng trụ ngang; b) Bánh răng trụ đứng
4.2 Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp
Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp có các loại răng như thẳng, nghiêng, cong hoặc răng cung tròn Loại hộp giảm tốc này có hai trục giao nhau, thường với góc giao nhau nhất định Tỷ số truyền lớn nhất có thể đạt được khi sử dụng răng thẳng, trong khi răng cong và răng cung tròn được sử dụng cho các tỷ số truyền khác.
Hình 1.5 Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp
4.3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp
Thông thường có các sơ đồ sau:
-Có cấp nhanh hoặc cấp chậm phân đôi (H.1.7)
Các hộp giảm tốc này mômen xoắn trên trục cấp chậm , nếu là bánh răng Novicov thì Tỷ số truyền
4.3.1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục Ưu điểm: Kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó hộp giảm tốc loại này có kích thước nhỏ hơn các loại hộp giảm tốc hai cấp khác.
-Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết
Bài viết chỉ ra rằng việc lựa chọn phương án bố trí bị hạn chế do chỉ có một trục đầu vào và một trục đầu ra Thêm vào đó, kết cấu ổ phức tạp xuất phát từ sự hiện diện của ổ đỡ bên trong vỏ hộp.
-Khó bôi trơn các ổ bên trong vỏ hộp
-Trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn
-Kích thước chiều rộng hộp giảm tốc lớn
Thông thường, bánh răng có thể được thiết kế thẳng hoặc nghiêng Trong một số trường hợp, bánh răng nghiêng được sử dụng cho cặp bánh răng cấp nhanh, trong khi bánh răng thẳng thích hợp cho cặp bánh răng cấp chậm.
Hình 1.6 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4.3.2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (H.1.7) có tỷ số truyền từ
Hộp giảm tốc kiểu này có cấu trúc đơn giản, nhưng nhược điểm là bánh răng được bố trí không đối xứng trên trục, dẫn đến tải trọng phân bố không đều trên các ổ Kích thước của nó thường lớn hơn so với các loại hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùng một chức năng.
Hình 1.7 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển
4.3.3 Hộp giảm tốc cấp nhanh hoặc cấp chậm phân đôi
Thông thường, bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng 30 độ được sử dụng cho cặp bánh răng phân đôi, trong khi cặp bánh răng còn lại thường sử dụng răng thẳng hoặc răng chữ V.
Hộp giảm tốc cấp nhanh phân đôi
Hộp giảm tốc này hay được sử dụng vì có các ưu điểm sau:
-Tải trọng phân bố đều lên các trục
-Sử dụng hết khả năng tải của cả cặp bánh răng cấp nhanh lẫn cấp chậm.
-Bánh răng và ổ bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất ít hơn sơ đồ khai triển.
-Mômen xoắn trên trục trung gian tại các tiết diện nguy hiểm chỉ bằng một nửa mômen xoắn cần truyền.
Nhược điểm của hộp giảm tốc loại này là có bề rộng lớn và cấu tạo các bộ phận phức tạp hơn, dẫn đến số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng lên.
Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi có những ưu điểm như hộp giảm tốc có cặp bánh răng cấp nhanh phân đôi.
Nhược điểm của hệ thống này là bề rộng lớn do cấp chậm phân đôi, cùng với cấu tạo phức tạp hơn do bánh răng cấp chậm lớn hơn, dẫn đến khối lượng gia công tăng lên.
Hình 1.8 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi a) Cấp nhanh phân đôi; b) Cấp chậm phân đôi
4.4 Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ Đối với hộp giảm tốc hai cấp có một cặp bánh răng côn và một cặp bánh răng trụ, tỷ số truyền (H.1.9) Đối với hộp giảm tốc ba cấp: một côn và hai trụ tỷ số truyền , trong trường hợp này, hai cặp bánh răng trụ có thể là đồng trục hoặc khai triển.
Trục lắp bánh răng côn dẫn có thể lắp trên ổ lăn theo sơ đồ chữ O hoặc chữ X(thông thường người ta sử dụng sơ đồ dạng chữ O)
Hình 1.9 Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ hai cấp a)Trục cấp chậm nằm ngang; b) Trục cấp chậm thẳng đứng
4.5 Hộp giảm tốc trục vít-bánh vít một cấp
Tùy thuộc vào vị trí của bánh vít và trục vít, có ba sơ đồ chính: trục vít đặt trên, trục vít đặt dưới và trục vít đặt bên cạnh, với tỷ số truyền đạt có thể đạt mức cao nhất Mômen xoắn trên trục cấp chậm và hộp giảm tốc có trục vít đặt trên có xác suất rơi hạt kim loại do mài mòn thấp hơn so với loại đặt dưới Mặc dù trục vít nằm dưới dễ bôi trơn hơn, nhưng khi trục vít quay nhanh, người ta thường chọn trục vít ở trên để giảm mất mát công suất và tăng hiệu quả tản nhiệt qua dầu Ưu điểm của thiết kế này là tỷ số truyền lớn và kết cấu nhỏ gọn.
Hộp giảm tốc có nhược điểm là vận tốc trượt lớn, dẫn đến mất mát công suất do ma sát cao và hiệu suất thấp Điều này gây ra nhiều nhiệt và khiến nó ít phù hợp cho công suất lớn Để giảm thiểu ma sát, thường sử dụng kim loại màu, do đó làm tăng giá thành của hộp giảm tốc.
Hộp giảm tốc trục vít-bánh vít có nhiều cách bố trí khác nhau, bao gồm: a) trục vít đặt dưới, b) trục vít đặt trên, c) trục vít đặt bên cạnh nằm ngang, và d) trục vít đặt bên cạnh thẳng đứng.
Chuyển động quay và các đại lượng đặc trưng
Chuyển động quay xảy ra khi các điểm của vật thể di chuyển theo các đường tròn có tâm nằm trên một đường thẳng vuông góc với các đường tròn đó Đường thẳng cố định chứa tâm của các đường tròn được gọi là tâm quay.
Tốc độ chuyển động quay được đặc trưng bởi vận tốc góc và số vòng quay Giữa chúng có sự liên hệ sau:
Vận tốc dài (vận tốc vòng) của một điểm trên vật quay xác định theo công thức:
Trong đó: - khoảng cách ngắn nhất từ điểm đến tâm quay-bán kính vòng tròn, r=d/2 với d- đường kính vòng tròn (mm).
Công A(J) khi chuyển động quay bằng tích mômen quay (mômen xoắn (Nm) với góc quay(rad), nghĩa là:
Công suất P(kW) liên hệ với mômen xoắn (Nm) và vận tốc góc hoặc lực vòng và vận tốc vòng theo công thức:
Khi tính toán các bộ truyền cần lưu ý (H.1.11)
-Mômen của lực tạo chuyển động đặt trên trục dẫn của bộ truyền và có chiều cùng chiều với chuyển động quay trục dẫn
-Mômen của lực tạo chuyển động đặt trên trục bị dẫn của bộ truyền và có chiều ngược chiều với chuyển động quay trục bị dẫn
Tỷ số truyền u của bộ truyền được xác định bởi tỷ số vận tốc góc giữa trục dẫn và trục bị dẫn, phản ánh số vòng quay của trục dẫn so với số vòng quay của trục bị dẫn.
Giữa hiệu suất mômen trên bánh dẫn (lực tạo chuyển động) và bánh bị dẫn (lực cản) có sự liên hệ sau đây:
Hình 1.11 Các trục chuyển động song song cùng chiều và ngược chiều
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CÁC LOẠI BỘ TRUYỀN
ĐỀ 02: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Hệ thống dẫn động gồm:
Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1.1 Công suất cần thiết của động cơ
Với: Công suất cẩn thiết của động cơ (kW)
Công suất tính toán (kW)
Trong đó: hiệu suất khớp nối hiệu suất 1 cặp ổ lăn hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ hiệu suất bộ truyền đai
Tra giá trị bảng 2.3 trang 19[1]
Trong đó: công suất trên đĩa xích (kW)
F: lực kéo của băng tải (N) vận tốc băng tải (m/s)
1.1.2 Số vòng quay cần thiết của động cơ
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động
Tỉ số truyền của hộp bánh răng trụ 2 cấp
: Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
Số vòng quay làm việc của trục công tác
: vận tốc của xích tải (m/s) z: số răng của đĩa xích tải t: bước xích của đĩa xích tải (mm)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ
Tra bảng P1.3 trang 237[1], với (kW) và 2p=4,
Ta chọn động cơ có
Số vòng quay (vg/ph)
1.2 Phân phối tỉ số truyền (TST)
1.2.1 Tỉ số truyền chung của động cơ
Do đó : Đề bài cho hộp giảm tốc bánh răng trụ nên ta sử dụng công thức trang 43 [1]
Chọn (lần lượt là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm)
Loại hộp bánh răng trụ hai cấp khai triển
Kiểm nghiệm lại tỉ số truyền
Tính lại chính xác tỉ số truyền của đai
Kiểm nghiệm lại tỉ số truyền của đai
1.3.1 Công suất trên các trục
Công suất trên trục III
Công suất trên trục II
1.3.2 Số vòng quay trên các trục
Số vòng quay trên trục I
Số vòng quay trên trục II
Số vòng quay trên trục III
Số vòng quay trên trục làm việc
1.3.3 Momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục II
Momen xoắn trên trục III
Momen xoắn trên động cơ
Momen xoắn trên trục làm việc
1.3.4 Bảng tổng kết số liệu tính được
Thông số Động cơ I II III Trục làm việc
Số vòng quay (vg/ph) 1420 56,99
Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
- Loại đai chọn: Đai thang.
- Lý do chọn đai thang:
+ Do đặt tính loại đai này có tiết diện mặt cắt ngang là hình thang nên có hệ số ma sát lớn, khả năng chịu kéo lớn.
+ Sử dụng đai thang cho phép ta tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ vào tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai.
+ Hệ thống đơn giản dễ bảo trì thây thế tiết kiệm chi phí.
+ Có khả năng phòng quá tải, giảm rung động
2.2.1 Chọn đai và vật liệu theo điều kiện làm việc
Ta có công suất và số vòng quay
Dựa vào hình 4.22 trang 167[2] chọn đai loại A.
Hình 2.2 lựa chọn loại đai theo công suất và số vòng quay [2]
2.2.2 Đường kính bánh đai dẫn Đường kính bánh đai dẫn
Chọn theo tiêu chuẩn trang 152[2]
Vận tốc bánh đai dẫn
2.2.3 Chọn hệ số trượt, xác định đường kính bánh đai bị dẫn
Chọn hệ số trượt trang 143 [2]: Đường kính bánh đai lớn
Chọn d2 theo tiêu chuẩn trang 159[2]
Như vậy tỉ số truyền thực tế
Chọn sơ bộ khoảng cách trục trang 166[2]
Chọn chiều dài tiêu chuẩn trang 136 [2] ta chọn
Tính chính xác tại khoảng cách trục
2.2.5 Số lần chạy đai trong một giây
2.2.6 Góc ôm bánh đai nhỏ
2.2.7 Các hệ số sử dụng
Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vận tốc
Hệ số ảnh hưởng góc ôm đai theo bảng 4.15 trang 61[2]
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, Bảng 4.17 Trang 61[2] vì
Hệ số xét đến ảng hưởng của chiều dài đai
Trong đó: - Chiều dài thực nghiệm (mm) bảng 4.8 trang 163[2]
Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai
Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải trọng
Vì tải trọng va đập nhẹ, làm việc 2 ca
Với công suẩt có ích cho phép bảng 4.19 trang 162[1]
Với: A= 81 (mm) tra bảng 4.3 trang 137[2] Ứng suất căng ban đầu ứng với đai thang trang 149[2]
Lực căng trên mỗi đai
Lực vòng trên bánh đai
2.2.10 Chiều rộng B và đường kính ngoài bánh đai
Trong đó: , tra theo bảng 4.21 trang 63[1] Đường kính ngoài của bánh đai
2.2.11 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền đai kh bị trượt trơn:
Hệ số ma sát thay thế:
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn
2.2.12 Lực tác dụng lên trục
2.2.13 Ứng suất lớn nhất trong đai
E = 100 Mpa, khối lượng riêng của đai vải cao su
Trong đó: giới hạn mỏi của đai thang σ r =9 (MPa) ,
Số mũ đường cong mỏi m=8
Chương 3 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 Bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp khai triển
3.1.1 Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng
Hình 3 1 Sơ đồ kí hiệu các bánh răng
Bảng 3.1 Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng
Thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng
3.1.2.2 Bánh lớn (bánh bị dẫn)
Thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng
3.1.3 Tính cho độ bền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm)
3.1.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép (theo công thức 6.33 trang 249[2])
Trong đó: Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cơ sở bảng 6.2 trang 94[1]
• Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ,với tải không đổi theo trang 251 [2] ta có:
Với c =1 số lần ăn khớp trong 1 vònh quay
• Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng: Ứng suất uốn cho phép theo công thức 6.47 trang 253 [2] Với:
Theo bảng 6.13 trang 249[2], ta có ứng suất uốn với số chu kì làm việc cơ sở
Vậy ứng suất uốn cho phép
3.1.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn
3.1.3.3 Hệ số chiều rộng vành răng theo tiêu chuẩn
• Theo bảng 6.15 trang 260 [2], ta có chọn
• Theo bảng 6.16 trang 97 [1], ta có
• Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đểu lên vành răng theo bảng 6.4 trang 237[2]
Chọn theo tiêu chuẩn trang 260 [2] ta được:
Khi chọn môđun m theo tính chất, cần lưu ý rằng môđun lớn sẽ làm tăng tổn thất khi ăn khớp, dẫn đến giảm hiệu suất và tăng tiếng ồn trong truyền động Để đảm bảo độ bền uốn, không nên chọn môđun lớn Tuy nhiên, trong các bộ truyền lực chủ yếu, không nên sử dụng môđun nhỏ hơn, vì điều này có thể làm cho răng dễ bị gãy khi gặp quá tải.
Sau khi xác định được môđun phải lấy m theo tiêu chuẩn, ghi ở bảng 6.8 trang 99 [1].
Bảng 3.2 Trị số tiêu chuẩn của môđun m
Chú thích: 1- Đối với bánh răng nghiêng và răng chữ V, môđun tiêu chuẩn là môđun pháp ; ưu tiên dùng dãy 1.
Trong việc lựa chọn dãy số, dãy 1 được ưu tiên hơn dãy 2 do tính tiện lợi trong tính toán và thiết kế Dãy 1 không chỉ giúp đơn giản hóa quá trình tính toán mà còn đáp ứng đầy đủ các điều kiện cần thiết.
Chọn ( số răng bánh chủ động )
Chọn (số răng bánh bị động )
3.1.3.8 Xác định tỉ số truyền
3.1.3.9 Xác định các kích thước bộ truyền
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
3.1.3.10 Vận tốc và chọn cấp chính xác
Theo bảng 6.3 trang 230 [2] chọn cấp chính xác 9.
3.1.3.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
3.1.3.12 Chọn hệ số tải trọng động
Hệ số tải trọng động tra theo bảng P2.3 trang 250[1]
• Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc công thức 6.36trang 105[1]
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc
Hệ số phân bố không đề của tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 trang 98[1]
Hệ số phân bố không đề của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Hệ số tải trọng động tra theo bảng P2.3 trang 250 [1]
• Bánh dẫn: áp dụng công thức 6.33 trag 105 [1]
3.1.3.15 Ứng suất uốn tại đáy răng
Hệ số phân bố không đề của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp bảng 6.14 trang 107 [1]
Hệ số phân bố không đề của tải trọng trên chiều rộng vành răng bảng 6.7 trang 98[1] 1
Hệ số tải trọng động tra theo bảng P2.3 trang 250[1]
3.1.4 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
3.1.4.1 Ứng suất tiếp xúc cho (cấp nhanh) phép và ứng suất uốn cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Với tải không đổi ,số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với số chu kì làm việc cơ sở
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng
- Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn
3.1.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn
3.1.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng theo tiêu chuẩn
Hệ số tải trọng động tra theo bảng 6.7 trang 98 [1] chọn
Chọn theo tiêu chuẩn trang 260 [2]
Theo trang 220 [2], ta chọn môđun pháp
Bánh răng trụ răng nghiêng (
3.1.4.8 Xác định lại tỉ số truyền
3.1.4.9 Xác định các kích thước bộ truyền
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng lăn Đường kính chân răng Đường kính vòng cơ sở
3.1.4.10 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác
Theo bảng 6.3 trang 230 [2] chọn cấp chính xác 9
3.1.4.11 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền
3.1.4.12 Chọn hệ thống tải trọng động
Tính Theo công thức 6.37 trang 105 [1]
Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc
Hệ số phân bố không đề của tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 trang 98 [1]
Hệ số phân bố không đề của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp bảng 6.14 trang 107[1]
Hệ số tải trọng động tra theo bảng P2.3 trang 250[1]
Theo công thức 6.84 trang 274[2], ta có:
Số bánh răng tương đương của là:
Chọn Chọn Tra bảng 6.18 trang 109 [1], ta có
3.1.4.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng
Theo công thức 6.82 trang 240Với:
Hệ số phân bố không đề của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Hệ số phân bố không đề của tải trọng trên chiều rộng vành răng bảng 6.7 trang 98 [1] 1,39
Hệ số tải trọng động tra theo bảng P2.3 trang 250 [1]
Hình 3 2 Lực tác dụng lên các bánh răng
Chương 4 : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Chọn vật liệu làm trục
Do cấu trúc thiết kế của hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, nên thường sử dụng thép C45 đã được thường hóa hoặc tôi cải thiện để chế tạo trục.
Thông số kỹ thuật của trục
4.2 Xác định chiều dài trục
4.2.1 Tính giá trị đường kính ngõng trục:
Theo công thức 10.9 trang 188[1] Ứng suất tiếp cho phép Đường kính sơ bộ trục I Đường kính sơ bộ trục II Đường kính sơ bộ trục III
Chọn theo tiêu chuẩn, từ bảng 10.2 trang 189[1], chọn sơ bộ đường kính d và chiều rộng ổ lăn:
Số vòng quay (vg/ph)
4.2.2 Hộp số khai triển hai cấp
- Theo bảng 10.3 trang 189[1], ta chọn:
Khoảng cách từ một nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:
Khoảng cách từ một nút của ổ đến thành trong của hộp :
Khoảng cách từ một nút của chi tiết quay đến nắp ổ:
Chiều cao nắp ổ đến đầu bulông:
Chọn mayơ của trục: theo công thức 10.10 trang 189 [1]
• Chiều dài mayơ bánh đai và may ơ bánh răng trụ (đường tâm trục I)
• Chiều dài may ơ bánh răng trụ răng nghiêng (đường tâm trục II)
• Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (đường tâm trục III)
• Chiều dài mayơ khớp nối (trục I)
Chiều dài các đoạn trục
Hình 4.1 Kích thước của các trục trong hộp giảm tốc
4.3 Tính phản lực tại các gối đỡ
4.3.1 Phản lực tại các gối đỡ của trục I
Lực dọc trục của bánh đai
Xét trên mặt phẳng Oyz
Xét trên mặt phẳng Oxz
Hình 4.3 Biểu đồ nội lực của trục I
• Moment tại các tiết diện
Theo công thức 10.17 trang 184[1] Đường kính trục tại tiết diện
Trong đó: : moment tương ứng tại các tiết diện j trên chiều dài trục
• Tại chỗ lắp ghép bánh đai (tiết diện 10), đường kính chỗ lắp bánh đai
• Tại chỗ lắp ổ lăn B (tiết diện 11) đường kính chỗ lắp ổ lăn
• Tại chỗ lắp bánh răng Z1 (tiết diện 12), đường kính chỗ lắp bánh răng
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền lắp ghép ta chọn đường kính các đoạn trục như sau
+ Dể thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính lắp ổ lăn: d 11 = d 13
+ Đường kính chỗ lắp bánh răng là:
+ Đường kính chỗ lắp bánh đai là:
1.1.1.1 Kiểm nghiệm trục I về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện
[S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,52
Khi cần tăng cường thì [S] = 2,53 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)
, là hệ số an toàn khi xét tiêng cho trường hợp ứng suất phép hoặc ứng suất tiếp Theo công thức 10.20; 10.21 trang 195[1]
; là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: (công thức 10.22 trang 196[1])
• Tại tiết diện 12 (tại chỗ lắp bánh răng)
Trong đó: Theo bảng 9.1a trang 173[1]
Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động
Trong đó: là hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 trang 97 [1] :
Vậy tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi
4.3.2 Phản lực trên các gối đỡ của trục II
• Các thông số trục II
Hình 4.4 Sơ đồ trục II
Hình 4.5 Biểu đồ nội lực của trục II
4.3.2.1 Tính chính xác trục II
Moment tại các tiết diện
• Tính chính xác trục: tương tự trục I
• Tại chỗ lắp ghép ổ lăn A (tiết diện 20)
• Tại chỗ lắp bánh răng Z2 (tiết diện 21) ta chọn đường kính chỗ bánh răng
• Tại chỗ lắp bánh răng (tiết diện 22) đường kính chỗ lắp bánh răng
Để đảm bảo độ bền cho hệ thống lắp ghép, chúng tôi đã chọn đường kính các đoạn trục phù hợp Cụ thể, đường kính ở vị trí bánh răng được lựa chọn nhằm tạo thuận lợi cho quá trình tháo lắp.
+ Đường kính chỗ lắp bánh răng
+ Đường kính chỗ lắp ổ lăn :
1.1.1.2 Kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện
[S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,52
Khi cần tăng cường thì [S] = 2,53 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)
, là hệ số an toàn khi xét tiêng cho trường hợp ứng suất phép hoặc ứng suất tiếp
; là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: (công thức 10.22 trang 196[1])
• Tại tiết diện 21 (tại chỗ lắp bánh răng )
Trong đó: Theo bảng 9.1a trang 173[1]
Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động
Trong đó: là hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 trang 97[1]
Vậy tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện bền mỏi
• Tại tiết diện 22 (tại chỗ lắp bánh răng )
Trong đó: Theo bảng 9.1a trang 173[1]
Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động
Trong đó: là hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 trang 97[1]
Vậy tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi
1.2 Phản lực trên các gối đỡ của trục III
• Các thông số trục III
• Xác định lực vòng trên khớp nối
• Lực tác dụng trên khớp nối
Hình 4.6 Sơ đồ trục III
• Xét trên mặt phẳng (Oyz)
Hình 4.7 Biểu đồ nội lực của trục III
1.2.1.1 Tính chính xác trục III
Moment tại các tiết diện
• Tính chính xác trục: tương tự trục I
• Tại chỗ lắp ghép ổ lăn A (tiết diện 30)
• Tại chỗ lắp bánh răng Z3: (tiết diện 31)
• Tại chỗ lắp ghép ổ lăn C(tiết diện 32, tiết diện tại C):
• Tại chỗ lắp khớp nối D (tiết diện 33):
Để đảm bảo độ bền cho lắp ghép, chúng tôi đã lựa chọn đường kính các đoạn trục phù hợp Cụ thể, để thuận tiện cho việc tháo lắp, đường kính tại vị trí bánh răng được xác định một cách hợp lý.
+ Đường kính chỗ lắp ổ lăn A
+ Đường kính chỗ lắp khớp nối :
1.2.1.2 Kiểm nghiệm trục III về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện
[S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,52
Khi cần tăng cường thì [S] = 2,53 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)
, là hệ số an toàn khi xét tiêng cho trường hợp ứng suất phép hoặc ứng suất tiếp Theo công thức 10.20; 10.21 trang 195[1]
; là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: (công thức 10.22 trang 196[1])
Trong đó: Theo bảng 9.1a trang 173[1]
Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động
Trong đó: là hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 trang 97[1]
Vậy tiết diện 31 thỏa mãn điều kiện bền mỏi
1.3 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục
Trong đó phụ lục 1.4 trang 482[3]
Theo công thức 10.29 trang 200[1] Độ bền tĩnh của trục I Độ bền tĩnh của trục II Độ bền tĩnh của trục III
Vậy tất cả các tiết diện đều thỏa mãn độ bền tĩnh
Do tất cả các trục đều nằm trong hộp giảm tốc, chúng ta cần chọn then bằng để đảm bảo tính công nghệ Việc sử dụng then giống nhau trên cùng một trục là cần thiết vì các trục này đều hoạt động trong cùng một hệ thống.
Thông số then theo bảng 9.1a trang 173[1]
Trục Tiết diện có lắp then b h
Chọn Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 trang 173[1]
T : mômen xoắn trên trục d : đường kính trục
: ứng suất dập cho phép
Theo bảng 9-5 trang 178[1], với tải trọng va đập nhẹ ta có ứng suất cắt cho phép
• Kiểm tra độ bền then tại trục I
Kiểm tra độ bền then tại tiết diện
Kiểm tra độ bền then tại tiết diện
• Kiểm tra độ bền then tại trục II
Kiểm tra độ bền then tại tiết diện
Kiểm tra độ bền then tại tiết diện
• Kiểm tra độ bền then tại trục III
Kiểm tra độ bền then tại tiết diện
Vậy then trên tất cả các trục đều thỏa ứng suất cắt và ứng suất dập.
Chương 2 : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ Ổ LĂN
2.1 Tính toán ổ lăn tại trục I
Hình 5.1 Sơ đồ tải trọng trục I
4.3.4 Phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức 11.17 trang 442 [2] ta có
Do ổ bi có lực dọc trục , ta có
Theo bảng 2.7 trang 254[1] để ổ bi có kết cấu đơn giản nhất, giá thành rẻ nhất dùng ổ bi đỡ 1 dãy, cỡ trung.
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi(mm) C (kN) (kN)
Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải: bảng 11.2 trang 397[2]
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ:
Hệ số tính đến vòng nào quay:
4.3.6 Tính lực dọc trục phụ
Theo bảng 11.11 trang 444[2] ta có
4.3.7 Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X, Y
4.3.8 Tuổi thọ theo vòng quay
Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ – hộp giảm tốc.
Công thức 11.25 trang 449 tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Tải trọng quy ước công thức 11.20 trang 444[2]
4.3.9 Tải trọng động tính toán C
Vậy trục I thỏa khả năng tải động
4.3.10Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Vậy ổ lăn trên thỏa điều kiện với các thông số:
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) (kN)
2.2 Tính toán ổ lăn tại trục II
Hình 5.2 Sơ đồ tải trọng trục II
4.3.12 Phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức 11.17 trang 442 [2] ta có
Do ổ bi có lực dọc trục , ta có
Theo bảng 2.7 trang 254[1] để ổ bi có kết cấu đơn giản nhất, giá thành rẻ nhất dùng ổ bi đỡ 1 dãy, cỡ trung.
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) (kN)
Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải: bảng 11.2 trang 397[2]
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ:
Hệ số tính đến vòng nào quay:
4.3.14 Tính lực dọc trục phụ
Theo bảng 11.1 trang 444[2] ta có
4.3.15Hệ số tải trọng và dọc trục X, Y
4.3.16Tuổi thọ theo vòng quay
Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ – hộp giảm tốc.
Công thức 11.25 trang 449 tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Tải trọng quy ước công thức 11.20 trang 444[2]
4.3.17Tải trọng động tính toán C
Vậy trục II thỏa khả năng tải động
4.3.18Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Vậy ổ lăn trên thỏa điều kiện với các thông số:
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) (kN)
2.3 Tính toán ổ lăn tại trục III
Hình 5.3 Sơ đồ tải trọng trục III
4.3.20 Phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức 11.17 trang 442 [2] ta có
Do ổ bi có lực dọc trục , ta có
Theo bảng 2.7 trang 254[1] để ổ bi có kết cấu đơn giản nhất, giá thành rẻ nhất dùng ổ bi đỡ 1 dãy, cỡ trung.
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải: bảng 11.2 trang 397[2]
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ:
Hệ số tính đến vòng nào quay:
4.3.22Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục X, Y
4.3.23Tuổi thọ theo vòng quay
Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ – hộp giảm tốc.
Công thức 11.25 trang 449 tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Tải trọng quy ước công thức 11.20 trang 444 [2]
4.3.24Tải trọng động tính toán C
Vậy trục III thỏa khả năng tải động
Vậy ổ lăn trên trục III thỏa điều kiện với các thông số:
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) (kN)
Chương 5 : VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU
5.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
Dựa vào bảng 18.1[3] ta có:
Bảng 6.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Gân tăng cường: +) Chiều dày e
+ Bu lông ghép bích nắp và thân, d3
+Chiều dài mặt bích • e4 =1,5 e1 =1,5.7.5 chọn e4 = 11 (mm)
+Chiều dài mặt đế • e5=2,4 e1=2,47,8 chọn e5 = 17 (mm)
+ Khoảng cách từ tâm lỗ lắp ổ lăn đến tâm bulông d2 x2 = d2 (mm)
+Đường kính phân bố vít ghép nắp ổ
Với Dn là đường kính ngoài của ổ lăn
+ Khoảng hở giữa đỉnh răng và thành trong vỏ hộp a1 = 7 ÷ 10 chọn a1 = 10 (mm)
+ Khoảng hở giữa mặt bên báng răng và thành trong vỏ hộp a2 = 10 (mm)
+ Khoảng hở giữa đỉnh răng và thành trong đáy hộp a3 = 5e2 = 575 (mm)
+ Chiều cao h để lắp bulông d2 h=0,5D1 (mm)
+ Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp đến tâm bulông nền d1 y1= 1,5d1 = 1,516 = 24 (mm)
+ Khoảng cách từ tâm bulông nền d1 đến mép ngoài chân đế y2= 1,25d1 = 1,2516 = 20 (mm)
+ Bề rộng chân đế của vỏ hộp y3= 3d1 = 316 = 48 (mm)
+Phần lồi vì lí do công nghệ e = 1 ÷ 2 chọn e = 2
+ Độ dốc đúc, bán kính góc lượn Chọn theo công nghệ đúc
Hình 6.1 Kích thước vỏ hộp đúc bằng gang
5.2 Kích thước của một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp
Chiều dài vòng móc Đường kính vòng móc
Chốt định vị giúp xác định chính xác vị trí của nắp và bulông hộp giảm tốc, đảm bảo khi xiết bulông không gây biến dạng cho vòng ngoài của ổ.
Theo bảng 18-4b trang 91[3] hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn [3]
5.2.3 Nắp cửa thăm Để kiểm tra quan sát chi tiết trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để dầu vào hộp, được bố trí trên đỉnh hộp
Tra bảng 18.5-kích thước nắp quan sát trang 92[3]
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất gia tăng Để điều chỉnh áp suất và cân bằng không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp, cần sử dụng nút thông hơi.
Theo bảng 18-6 trang 93 [3] chọn M27 x 2 với các thông số như sau:
Bảng 6.2 Thông số nút thông hơi
Bảng kích thước của nút tháo dầu
Bảng 6.3 Kích thước nút tháo dầu d B m f L c q D S D0
Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc, vị trí lắp đặt nghiêng 45 o so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
Dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua, kết cấu và kích thước vòng phớt.
Hình 6.8 Vòng phớt chắn dầu
Theo bảng 15-17 trang 50 [3] ta có các thông số của phớt chắn dầu như sau:
Bảng 6.4 Thông số vòng phớt chắn dầu
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục,có tác dụng không cho dầu và các cặn bẩn tiếp xúc với mỡ bôi trơn các ổ lăn
Bảng 6.5 Thông số vòng chắn dầu
Hình 6.10 Nắp vỏ hộp Bảng 6.6 Các thông số nắp vỏ hộp giảm tốc
Trục 1 72 90 108 Lựa chọn theo kết cấu
Trong đó Dn: Đường kính ngoài ổ lăn.
5.3 Bôi trơn hộp giảm tốc
5.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Do tốc độ của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều dưới 12m/s, phương pháp bôi trơn ngâm dầu là lựa chọn phù hợp Với vận tốc vòng của bánh răng là v = m/s, theo bảng 18-11, độ nhớt cần thiết là 8 tại nhiệt độ 100°C.
-Theo bảng 18-15 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20Centistoc.
5.3.2 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 6.7 Bảng thống kê giành cho bôi trơn
Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ
Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ô tô máy kéo AK- 15 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng
Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài
2/3chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm
Dung sai lắp ghép bánh răng
• Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6
Dung sai lắp ghép ổ lăn
• Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:
• Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục
• Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay
• Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở
Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.
Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu
• Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.
Dung sai lắp ghép then lên trục
• Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là E9/h8.
Bảng 6.8 Dung sai các chi tiết
TT Tên mối ghép Kiểu lắp
Sai lệch giới hạn của lỗ và trục(àm)
1 Bánh trụ răng nghiêng 1 và trục I
3 Vòng trong ổ lăn với trục
4 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp với thân
5 Then lắp trên bánh đai của trục I
6 Then lắp trên bánh răng của trục I
7 Bánh trụ răng nghiêng 2 và trục II
8 Bánh trụ răng thẳng 2‘ và trục II
9 Vòng trong ổ lăn với trục
Then lắp trên bánh răng trục II
Then lắp trên bánh răng ’ trục II
12 Bánh trụ răng thẳng 3 và trục III
14 Vòng trong ổ lăn với trục
15 Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp với thân
16 Then Then lắp trên bánh răng ’ của trục III
16 Then Then lắp trên khớp nối của trục III
20 Trục III và vòng trong bạc chặn
[1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1, NXB Giáo dục, 2010.
[2] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia Tp.HCM, 2016.
[3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 2, NXB Giáo dục, 2010.
[4] Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập Chi tiết máy, NXB Đại học quốc gia Tp.HCM, 2016.