PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I Phân tích phương án
Chọn động cơ điện
1 Tính công suất cần thiết:
- Công suất trên xích tải:
- Tính hiệu suất truyền động: η = η br η 3.η kn η d = 0,96.0,993.0,99.0,95 = 0,88
Theo bảng 2.3, các hệ số hiệu suất được xác định như sau: Hiệu suất bộ truyền đai đạt η d = 0,95, hiệu suất bộ truyền bánh răng là η br = 0,96, hiệu suất khớp nối trục đàn hồi là η kn = 0,99, và hiệu suất của một cặp ổ lăn đạt η ol = 0,99.
Vậy, hiệu suất truyền động là: η = 0,88
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
- Số vòng quay của trục công tác: n lv = 200vg/ph
Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn:
Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: u br = 2
Tỉ số truyền của bộ truyền đai: u đ = 3
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: u t = u br u d = 2.3 = 6
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n lv u t= 200.6 = 1200vg/ph
Theo bảng P1.3, Phụ lục tài liệu [1] với P dc ≥ P ct và n dc ≥ n sb, ta chọn động cơ với thông số như sau:
Vận tốc quay nđc(v/ph) η(%) cosϕ � �
Phân phối tỉ số truyền
1.Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = � �� = 1425 = 7,125
Tỉ số truyền được tính lại là: u d
Tỉ số truyền được tính lại là: u br =
IV XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, MÔMEN VÀ SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC:
- Tính công suất trên các trục:
- Tính momen xoắn trên các trục:
� �� - Tính tốc độ quay các trục: η
Thông số Động cơ I II
Số vòng quay (vg/ph) 1425 475 200,42
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I Thông số đầu vào
Tính toán bộ truyền đai
Theo hình 4.1 [1], với công suất 6,01 kW và số vòng quay 1425 ta chọn đai thang B
2 Tính đường kính bánh đai nhỏ d 1 : d 1 ≈ 1,2d min
Chọn đường kính đai nhỏ theo tiêu chuẩn d1 = 160 mm
3 Chọn hệ số trượt tương đối ξ, tính d 2 :
Tỉ số truyền thực tế: u= � 2 = 500 = 3,125
Sai lệch tỉ số truyền: ∆%
- Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn:
- Kiểm nghiệm a theo điều kiện:
- Kiểm nghiệm tuổi thọ đai:
Kiểm tra điều kiện trượt trơn: α 1 > 120o
Z = PIKđ/([Po].CαClCuCz) = 6,01.1,1/(3,14.0,89.1,04.1,14.0.95) = 2,02 Theo bảng 4.7[1] chọn Kđ = 1,1
7 Tính chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài của các bánh đai:
Theo bảng 4.21[1] chọn ho = 4,2 da1 = d1 + 2ho = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm da2 = d2 + 2ho = 500 + 2.4,2 = 508,4 mm
8 Tính lực tác dụng lên trục:
F v = q m v2 = 0,178.11,942 = 25,38N ( trong đó qm = 0,178 kg/m theo bảng 4.22 [1] )
- Tính lực căng bao đầu:
- Tính lực tác dụng lên trục:
9 Bảng thông số của bộ truyền đai:
Thông số bộ truyền đai
Loại đai Đai thang thường loại B
Số đai z 2 Đường kính bánh đai nhỏ, mm 160 Đường kính bánh đai lớn, mm 500
Góc ôm bánh đai nhỏ 142,2
Chiều rộng bánh đai B, mm 44 Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ, mm 168,4 Đường kính ngoài của bánh đai lớn, mm 508,4
Lực tác dụng lên trục 918,19
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC I Thông số đầu vào
Kiểm tra độ bền
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
ZR 0,95 : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt
ZV = 1,09 :hệ số xét đến ảnh hư ởng của vận tốc vòn g:
: số xét đến ảnh hư ởng điề u kiện bôi trơn KxH = : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng:
- Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc tính toán: σH = ZMZHZ�√2TIKH√�2 + 1/(0,8 255555555555555 5 �)
= 467,5 MPa < [σH] = 469,1 MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.
Chọn � = 25o => Theo bảng 6.12 [1] chọn ZH = 1,62
Theo bảng P2.3 chọn KHv = 1,24 b = ���.Re = 0,285.132,7 = 37,8
8 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
- Xác định ứng suất cho phép
KFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay một chiều
YR = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: chọn YR = 1 khi phay và mài răng
Yx = 1 : hệ số kích thước: chọn Yx = 1 khi tôi bề mặt và thấm nitơ.
� � = 1,0036 : hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng
- Ứng suất uốn tính toán: σ F1 = 2TIIKF �� ����1/(0,85b�����1)
Suy ra bánh răng thỏa độ bền uốn
KF = 1,281 : hệ số tải trọng tính : KF = ��������� = 1.1,05.1,22 = 1,281
� � = 0,64 : hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:
9 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
- Lực dọc trục F a = F t tan� = 1435,01.tan25 = 669,15 N
10 Bảng thông số bánh răng nón:
Chiều dài côn ngoài, mm 132,7
Chiều rộng vành răng, mm 38 Đường kính chia ngoài, mm de1 = mte.z1 = 4.32 = 128 de2 = mte.z2 = 4.76 = 304 Đường kính trung bình, mm 88,47
Chiều cao răng ngoài, mm ℎ � = 2ℎ �� � �� = 2.1.4 = 6
� 2 = 67,17 o đường kính đỉnh răng ngoài D = 135,37
Chiều cao đầu răng ngoài, mm ℎ ��1 = (ℎ �� + � �1 ))))))))))))))) �� = ( 1 + 0,22.1).4 = 4,88
ℎ ��2 = 2ℎ �� � �� - ℎ ��1 = 2.1.4 – 4,88 = 3,12 Chiều cao chân răng ngoài, mm ℎ ��1 = ℎ � - ℎ ��1 = 6 – 4,88 = 1,12
ℎ ��2 = ℎ � - ℎ ��2 = 6 – 3,12 = 2,88 Đường kính đỉnh răng ngoài, mm � ��1 = � �1 + 2ℎ ��1 cos� 1 = 128 + 2.4,88.cos22,83 137� ��2 = � �2 + 2ℎ ��2 cos� 2 = 304 + 2.3,12.cos67,17 306,4
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC TRỤC VÀ THEN A THIẾT KẾ TRỤC I Thiết kế trục 1
Thiết kế trục 2
Các thông số ban đầu
Số vòng quay : 200,42 vg/ph Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa Các thông số:
•Giới hạn chảy: σch 40 MPa
•Ứng suất xoắn cho phép: [�]= 15 ÷ 30 MPa
• Ứng suất uốn cho phép: [�] = 65
Chọn sơ bộ đường kính:
Chọn [�1] = 15 MPa Ứng suất uốn cho phép: [�] = 65 Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:
Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: d2 = 45 mm
Dựa vào đường kính các trục, ta xác định chiều rộng ổ lăn cho từng trục theo bảng 10.2 trong sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, trang 189 Cụ thể, đối với trục 1, chiều rộng ổ lăn là b2 25mm.
Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục:
Ta có: b13 = 38 mm bề rộng răng bánh răng côn.
Trong đó: k1 = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn k1 = 10. k2 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn k2 = 10.
� � 22 = 1,5 � 2 = 1,5.45 = 67,5 ��: chiều dài mayo bánh răng trụ dẫn. 21
Tính toán lực tác dụng lên các trục:
Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng dẫn là:
Xác định đường kính trục:
Moment uốn tổng � � tại các tiết diện i:
Moment tương đương � � � � tại các tiết diện i:
Tính đường kính các đoạn trục:
Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: dA2 = 35mm, dB2 = 40mm, dC2 35mm
Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi
Ta kiểm nghiệm hệ số an toàn :
[s] là giá trị của hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục.
Mặt khác, ta có : Giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon:
� −1 = 0,436� � = 0,436.600 = 261,6 MPa Giới hạn mỏi xoắn:
Vì trục là trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là:
� �� = 0 Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j:
� � : momen cản uốn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh then
Vớ i giá t r ị b, �1 được tra theo dj trong bảng
Tj là momen xoắn tại tiết diện j
Woj: momen cản xoắn, được tính theo bảng
Vớ i giá trị b, �1 được tra theo dj trong bảng 9.1
Hệ số ψ � , ψ � : hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7, ta có: ψ � = 0,05 ψ �
� ��� được tính theo công thức
- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KX = 1,06 ,do trục được gia công bằng tiện đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 0,63 ứng với giới hạn bền σb = 600 MPa.
-Hệ số tăng bền Ky = 2 ,bề mặt trục được thấm Cacbon
-Trị số của hệ số K� ; K� tra theo bảng 10.12, ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta có:
- � � , � � hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10.
Ta lập được bảng kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục như sau:
Trục Vị trí tiết diện
Như vậy tất cả các hệ số an toàn đều lớn hơn 3 Trục thỏa điều kiện bền mỏi
Kiểm tra trục về độ bền tĩnh
Công thức kiểm nghiệm được tính như sau
Vậy các trục thỏa độ bền tĩnh.
Thông số của then được tra theo bảng 9.1a Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng
Với: T : moment xoắn trên trục ; d : đường kính trục tại tiết diện sử dụng then; � � 0,8� � : chiều dài then; h : chiều cao then; �1 : chiều sâu rãnh then.
Ta có bảng kiểm nghiệm sau:
Vậy các then đều thỏa điều kiện.
KIẾM NGHIỆM THEN
Các thông số ban đầu
•Đường kính vòng trong d: �1 = 35 mm
•Số vòng quay của ổ : � � = 475 vg/ph
•Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn
Trục 1 là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ quay cao, lại có bánh răng côn nên ưu tiên dùng ổ đũa côn.
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)
Số hiệu d (mm) D (mm) B(mm) T(mm) r (mm) � C (kN) Co (kN)
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ:
CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC I Trục đầu vào 1
Trục đầu ra 2
Các thông số ban đầu
•Đường kính vòng trong d : d2 = 35 mm
•Số vòng quay của ổ : nII = 200,42 vg/ph
•Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn
Trục 2 có bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng nên ưu tiên dùng ổ đũa Chọn kích thước ổ lăn
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)
Số hiệu d(mm) D(mm) B(mm) T(mm) r(mm) � C (kN) C o (kN)
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ:
Xét tỉ số (V = 1 do vòng trong quay):
�� 2 1.4242,7 Tra bảng 11.4 ta có: X = 0,4; Y = 0,4cot(�) = 0,4cot13,83 = 1,62
• Tải trọng quy ước trên ổ:
� � = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ
� đ = 1: áp dụng cho chế độ làm việc tải va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3 Như vậy QD2 > QA2 nên ta tính toán ổ theo thông số tại D2.
• Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: Lh = 150000h
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
• Khả năng tải động: �� = �� 2 √� = 8270,2.180,4 = 39,2 kN > C 35,2 kN
Trong đó m = 10 do sử dụng ổ đũa.
Tuổi thọ thật sự của ổ: L = 3 (� ⁄ )m = = (35200⁄ ) 10 = 124,9 (tr)
Như vậy ổ đũa này cần được thay sau 1 năm làm việc.
Chọn nối trục đàn hồi
Moment xoắn tại trục 2 là: TII = 255880,15 Nmm
Tra bảng 16.10a ta có các thông số nối trục như sau:
• Kiểm tra sức bền dập:
[� � ] = 3 MPa : ứng suất dập cho phép của cao su k = 1,2 : hệ số chế độ làm việc
� � = 6.105.14.28 = 2,5 ≤ [� � ] Vậy nối trục thỏa sức bền dập.
• Kiểm tra sức bền của chốt:
[� � ] = 80 MPa ứng suất cho phép của chốt.
0,1.14 3 6.105 = 73,7 ≤ [� � ] Vậy chốt thỏa điều kiện bền.
THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ I Thiết kế vỏ hộp
Thiết kế các chi tiết phụ
Ren d � 1 � 2 � 3 � 4 � 5 h ℎ 1 ℎ 2 Trọng lượng nâng được a
Chốt định vị hình côn:
Chọn nút tháo dầu có kích thước: d b m f L c d D S Do
Kích thước que thăm dầu như sau:
Kích thước mắt kính (mm) D D1 l h
Dung sai lắp ghép
- Đối với bánh răng cấp chính xác đã được chọn trong phần trước.
- Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7.
- Đối với các lỗ chọn cấp chính xác là 6.
Đối với các sai lệch kỹ thuật, độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ đảo mặt đầu và độ đảo mặt toàn phần có sai số 6; trong khi đó, độ thẳng và độ phẳng có sai số 7 Các chỉ số khác như độ đồng tâm, độ đối xứng, độ giao trục, độ đảo hướng tâm toàn phần, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc đều có sai số 5.
- Đối với then và bánh răng ta chọn kiểu lắp H7/k6.
- Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6.
- Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7.
3 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:
Chi tiết Mối lắp es (�� ) ei (��)
EI (��) Độ dôi lớn nhất(��) Độ hở lớn nhất(��)
4 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:
EI (��) Độ dôi lớn nhất(��) Độ hở lớn nhất(��)
5 Bảng dung sai lắp ghép then: ( Bảng 20.6)
Kích thước tiết diện then b× h
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1
Sai lệch giới hạn trên bạc t2