CH ỌN ĐỘNG CƠ
Xác đị nh công su ấ t c ủa động cơ
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8) [1]
P ct : Công suất cần thiết trên trục động cơ
P t : Công suất tính toán trên trục máy công tác
: Hiệu suất truyền động Hiệu suất truyền động xác định theo công thức (2.9) [1] n n n n= d br br 1 2 n n kn ol 4
Theo bảng 2.3, hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ được lựa chọn như sau: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi đạt 0,99, hiệu suất bộ truyền đai đạt 0,95, và hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn là 0,99.
1 0,97 n br = : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
2 0,97 n br = : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng m = 2 : Số cặp bánh răng k = 4 : Số cặp ổ lăn
Vậy hiệu suất truyền động là: n=0,95.0,97.0,97.0,99.0,99 4 =0,85
Do tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (2.12) và (2.14) [1] ta có:
P 1 : Công suất lớn nhất trên trục máy công tác
P i : Công suất tác dụng trong thời gian t i
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ điện là:
Xác định sơ bộ s ố vòng quay d ồ ng b ộ
Tỉ số truyền toàn bộ i t của hệ thống dẫn động được tính theo công thức (2.15) [1] u t = u h u d
Tra bảng 2.4 [1], ta chọn sơ bộ u d = 3 : Tỉ số truyền của các bộ truyền đai u h = 10 : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Số vòng quay của trục máy công tác được xác định theo công thức (2.16) [1]
D = 450 mm : Đường kính tang quay
Từ i t và n lv ta xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức (2.18) [1] n sb = n lv u t = 23,35.30 = 700,5 (vg/ph)
Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ làn đb = 700,5 (vg/ph)
Ch ọn động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất P đc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện sau:
Dựa vào bảng P1.3 [1], Phụ lục trang 237, công suất cần thiết P ct = 4,94 (kW) và số vòng quay đồng bộ n đb = 700,5 (vg/ph) ta chọn động cơ có ký hiệu
Kiểu động cơ P kw( ) Vận tốc quay(vòng/phút)
PHÂN PH Ố I T Ỉ S Ố TRUY Ề N
Xác đị nh t ỉ s ố truy ề n u t c ủ a h ệ d ẫn độ ng
Phân ph ố i t ỉ s ố truy ề n i t c ủ a h ệ d ẫn độ ng
Trong đó: u n : Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp gỉam tốc u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc sb dc ct dc n n
Dựa vào bảng 2.4 [1] , ta chọn trước u n = u đ = 3
= u = Tỉ số truyền của hộp giảm tốc: u h = u bn u bc
Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh (u bn) và tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm (u bc) cần được xác định để đảm bảo điều kiện bôi trơn, với yêu cầu rằng u bn phải nằm trong khoảng từ 1,2 đến 1,3 lần u bc.
Từ cách chọn như vậy ta có: u t = 2,79.3.3,58 = 29,96
Tỉ số truyền của bộ truyền đai :
= u u = Số vòng quay của trục máy công tác là:
Sai số vận tốc do chọn tỉ số truyền như trên là:
Sai số vận tốc nằm trong giới hạn cho phép
Vậy có thể chấp nhận cách chọn tỉ số truyền như trên.
Xác đị nh công su ấ t, mômen và s ố vòng quay trên các tr ụ c
Tính toán công suất trên các trục : v v v 1 − lv lv n n n −
1000 1000.0,99.0,99 4,49 lv ol kn ol kn
Tính toán số vòng quay trên các trục
Tính momen xoắn trên các trục :
Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được:
Bảng 1.2: Các thông số tỉ số truyền
Thông số Động cơ I II III Công tác
PHẦN II – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
THI Ế T K Ế B Ộ TRUY ỀN ĐAI 11 1 Thông s ố kĩ thuậ t c ủ a b ộ truy ền đai
Xác đị nh các thông s ố c ủ a b ộ truy ề n
a) Ch ọ n ti ế t di ện đai
Chọn đai tiết diện A hình 4.1 (t59) [1] b p mm , b 0 mm , h=8 mm , y 0 =2,8 mm , A mm 2 b) Xác định đường kính các bánh đai Đường kính bánh đai nhỏ d 1
Tra bảng 4.13[1] ta chọn d 1 = 140 (mm)
Từ đó ta xác định được vận tốc của đai
Vận tốc hiện tại v = 5,25 m/s thấp hơn vận tốc tối đa cho phép v max = 25 m/s đối với đai thang thường, do đó kết quả này là chấp nhận được Đường kính bánh đai lớn d2 được xác định theo công thức 4.2.
Trong đó: = 0,01 0,02 : là hệ số trượt
Theo bảng 4.21[1] ta chọn đường kính tiêu chuẩn d 2 = 400 (mm)
Như vậy, tỉ số truyền thực tế
→ thỏa mãn c) Xác đị nh kho ả ng cách tr ụ c a
Chọn sơ bộ a = 400 khi u = 3 d) Xác đị nh chi ều dài đai l
Tra bảng 4.13 [1] ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 1800 (mm)
Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm)
Theo công thức 4.6 [1], ta có
= = e) Xác đị nh góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ
Xác đị nh s ố đai
Số đaiz được tính theo công thức 4.16 [1]
P đ =5,5 kW :Công suất trên trục bánh đai chủ động
K đ = 1,35: Hệ số tải trọng động, tra theo bảng
C = 0,92: Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm 1 , tra theo bảng 4.15 [1]
C 1 =1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra theo bảng 4.16 [1]
C u = 1,14: Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra theo bảng 4.17 [1]
[P0] = 3,01: Công suất cho phép, tra theo bảng 4.19 [1]
C z = 1: Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đây đai, tra theo bảng 4.18 [1]
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai theo công thức 4.17 [1]
B = (z - 1)t + 2e = (2 - 1).15 + 2.10 = 35 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo công thức 4.18 [1] d a = d 1 + 2h 0 = 140 + 2.3,3 = 146,6 (mm) Trong đó: t, e, h 0 tra theo bảng 4.21 [1]
Xác đị nh l ực căng ban đầ u và l ự c tác d ụ ng lên tr ụ c
Lực căng trên 1 đai đợc xác định theo công thức 4.19 [1]
F v : Lực căng do lực ly tâm sinh ra, được tính theo công thức 4.20 [1]
Với q m = 0,115: Khối lượng 1 mét chiều dài, tra theo bảng 4.22 [1]
Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 [1]
Bảng 2.1: Thông sốcơ bản bộ truyền đai
Loại đai A Đường kính bánh đai d 1 = 140mm d 2 C1,43mm
Diện tích tiết diện A = 81mm 2 Đường kính ngoài da1 = 146,6 mm
Lực hướng tâm tác dụng lên trục Fr = 2315,07 N
THI Ế T K Ế B Ộ TRUY ỀN BÁNH RĂNG
Ch ọ n v ậ t li ệ u ch ế t ạo bánh răng
Do bộ truyền chỉ chịu tải trọng va đập nhẹ và không có yêu cầu đặc biệt, chúng ta có thể lựa chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng theo bảng 6.1.
+) Bánh nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ (241 285)HB, có
+) Bánh lớn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ (192 240)HB, có
Xác đị nh ứ ng su ấ t cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ] được xác định theo công thức 6.1[1] và công thức 6.2 [1]
, : Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép đối với chu kỳ cơ sở
Z R : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K xH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y R : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất
K xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
S H , S F : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
KHL, KFL : Hệ số tuổi thọ
Theo bảng 6.2 [1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ (180 350)HB ta có
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 245; độ rắn bánh lớn HB 2 = 230, khi đó
Theo công thức 6.5 [1] ta có:
N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc
Do có tải trọng thay đổi, theo công thức 6.7 [1] ta có
Trong đó: c = 1 : Số lần ăn khớp trong một lần quay
Ti, ni, ti : Lần lượt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
Thay số vào ta được
= 64,75.107 > NHO1 KHL1 = 1 Như vậy theo công thức 6.1a [1], sơ bộ xác định được
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 [1] ta có
Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên
Theo công thức 6.8[1] ta có
Thay số vào ta được:
[ ' 2 = 2 Do đó theo công thức 6.2a [1] với bộ truyền quay 1 chiều (K FC = 1), ta được:
[F] 2 = K FC K FL2 /S H = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa) Ứng suất quá tải cho phép: theo công thức 6.13 và 6.14 [1] ta có:
Tính toán b ộ truy ề n c ấ p nhanh (B ộ truy ền bánh răng trụ răng nghiêng)
a) Xác định sơ bộ kho ả ng cách tr ụ c
Khoảng cách trục a w được xác định theo công thức 6.15a [1]
Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T 1 : Mômen xoắn trên trục chủ động
ba: Hệ số chiều rộng bánh răng
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 [1] và bd ta chọn theo sơ đồ 3 K H = 1,02
F b) Xác đị nh thông s ố ăn khớ p
Theo công thức 6.17[1] ta có: m = (0,01 0,02)a w = (0,01 0,02).200 = (2 4) (mm)
+) Xác định sốrăng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x
Theo công thức 6.31 [1], ta có số răng bánh nhỏ
Tỉ số truyền thực tế là u m = 104/29 = 3,59
Góc nghiêng của răng giúp duy trì khoảng cách trục mà không cần dịch chỉnh, do đó việc dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ nhằm mục đích cải thiện chất lượng ăn khớp Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng là một yếu tố quan trọng trong quá trình này.
Theo công thức 6.33 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó: b w : Chiều rộng vành răng b w = ba a w = 0,3.200 = 60 (mm)
Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5[1] ta được Z M = 274 (MPa1/3)
Z H : Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, tính theo công thức 6.34 [1]
b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, tính theo công thức 6.35[1] tgb = cost.tg
Với t và tw tính theo các công thức ở bảng 6.11[1], với = 20 0 theo TCVN Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:
t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20/0.83) = 23,70
Z = Ta có: = bwsin/(m.) : Hệ số trùng khớp dọc tính theo CT 6.37 [1]
= [1,88 - 3,2.(1/z 1 + 1/z 2 )]/cos : Hệ số trùng khớp ngang, tính theo
Z : H.số kể đến sự trùng khớp của răng, tính theo công thức 6.36c[1]
= = K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, xác định theo CT 6.39 [1]
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] ta được K H = 1,02
Theo công thức 6.40[1] , ta xác định vận tốc vòng: v = .dw1.n1/60000 = .2aw1/(um + 1).n1/60000
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1] ta được K H = 1,13
KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tinh theo công thức 6.41[1] tw b
Hệ số H phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, được tra cứu từ bảng 6.15 [1] Theo bảng 6.16 [1], hệ số g0 = 73, cho thấy tác động của sai lệch ở các bước răng 1 và 2.
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Với cấp chính xác động học là 9, ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám R a = 2,5 …1,24 m, do đó Z R = 0,95
Theo công thức 6.1 và 6.1a [1] ta có:
Như vậy, H < [H] => Thỏa mãn d) Ki ể m nghi ệm răng về độ b ề n u ố n
Theo công thức 6.43 và 6.44 [1] ta có
F2 = F1.YF2/YF1 (MPa) Trong đó:
T 1 = 196163,9: Mô men xoắn trên bánh chủ động, (Nmm) m = 2,5: Mô đun pháp tuyến, (mm) bw = 60: Chiều rộng vành răng, (mm) 0,002
H d w1 = 87,15 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động, (mm)
Y = 0,48: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1/
Y = 0,76: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y = 1 - /140
Y F1 , Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1
KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Số răng tương đương: zv1 = z1/cos3 = 29/cos333,9 = 50,7 zv2 = z2/cos3 = 104/cos333,9 = 181,8 Tra bảng 6.18[1] ta được:
YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6 Theo công thức 6.45[1] ta có
K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1] ta được K F = 1,17
Hệ số K F được sử dụng để điều chỉnh sự phân bố không đều của tải trọng giữa các đôi răng ăn khớp khi tính toán về uốn Theo bảng 6.14 [1], với vận tốc vòng v = 0,96 m/s (nhỏ hơn 2,5 m/s) và cấp chính xác 9, giá trị K F được xác định là 1,37 theo công thức 6.47 [1].
F là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15[1] ta được F = 0,006
0 73 g = tra theo bảng 6.16[1], là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Thay các số liệu vào 6.43 và 6.44 [1] ta được
Với m = 2,5 → Y S = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,02; YR = 1 (bánh răng phay);
Do đó, theo công thức 6.2 và 6.2a [1] ta có:
F1 < [F1] và F2 < [F2] nên bài toán được thỏa mãn e) Ki ể m nghi ệm răng về quá t ả i
Theo công thức 6.48 [1], với K qt = T max /T = 1,4:
Vậy điều kiện về quá tải thỏa mãn Do đó ta chấp nhận kết quả trên g) Các thông s ố và kích thướ c b ộ truy ề n
Bảng 2.2: Thông số bộ truyền cấp nhanh
Chiều rộng vành răng b w = 60 mm
Số răng bánh răng z 1 ) răng ; z 2 = 104 răng
Theo các công thức trong bảng 6.11, tính được: Đường kính vòng chia d1 = 87 mm ; d2 = 313 mm
K qt Đường kính đỉnh răng da1 = 92 mm ; da2 = 318 mm Đường kính đáy răng df1 = 81 mm ; df2 = 307 mm
Tính toán b ộ truy ề n c ấ p ch ậ m (B ộ truy ền bánh răng trụ răng thẳ ng)
a) Xác định sơ bộ kho ả ng cách tr ụ c
Khoảng cách trục a w được xác định theo công thức 6.15a [1]
Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T 2 : Mômen xoắn trên trục bị động
ba: Hệ số chiều rộng bánh răng
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 [1] và bd ta chọn theo sơ đồ 3 K H = 1,12
Lấy a w2 = 240 (mm) b) Xác đị nh thông s ố ăn khớ p
Theo công thức 6.17, ta có m = (0,01 0,02)aw = (0,01 0,02).240 = (2,4 4,8) mm Để thống nhất hóa trong thiết kế, môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm được chọn bằng môđun ở cấp nhanh, vì vậy ta lựa chọn m = 2,5.
+) Xác định sốrăng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thì = 0
Theo công thức 6.19[1], ta có số răng bánh nhỏ
Tỉ số truyền thực tế là u m = 148/52 = 2,8
Ta tính lại khoảng cách trục a w theo công thức 6.21 [1] aw = m(z1 + z2)/2 = 2,5.(52 + 148)/2 = 249,5 (mm)
Do a w là một số nguyên nên ta lấy a w2 = 250 mm và không cần dịch chỉnh c) Ki ể m nghi ệm răng về độ b ề n ti ế p xúc
Theo công thức 6.33 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó: b w : Chiều rộng vành răng b w = ba a w2 = 0,3.250 = 75 (mm)
Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5 [1] ta được Z M = 274 (MPa1/3)
ZH : Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, tra bảng 6.12 [1] ta được
Ta có: = bwsin/(m.) : Hệ số trùng khớp dọc tính theo CT 6.37[1]
= [1,88 - 3,2.(1/z 1 + 1/z 2 )]/cos : Hệ số trùng khớp ngang, tính theo CT 6.38b [1]
Z : H.số kể đến sự trùng khớp của răng, tính theo công thức 6.36a[1]
Z = − a = − K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, xác định theo CT 6.39[1]
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng, tra bảng 6.7 [1] ta được K H = 1,07
Theo công thức 6.40[ 1], ta xác định vận tốc vòng: v = dw2.n 2 /60000 = [.131,58.66,23]/60000 = 0,456 (m/s) dw2 = 2aw2/(um + 1) = 2.250/(2,8 + 1) = 131,5 8 (mm)
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1] ta được K H = 1,13
KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tinh theo công thức 6.41[1] w 2
Hệ số H phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, với giá trị H = 0,004 g 0 = 73, được tra cứu từ bảng 6.15 và 6.16 Hệ số này cũng tính đến sai lệch giữa các bước răng 1 và 2.
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với cấp chính xác động học là 9, ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám R a = 2,5 …1,24 m, do đó Z R = 0,95
Theo công thức 6.1 và 6.1a [1] ta có:
Như vậy, H < [ H ] => Thỏa mãn d) Ki ể m nghi ệm răng về độ b ề n u ố n
Theo công thức 6.43 và 6.44 [1] ta có
T2 = 674830,14 : Mô men xoắn trên bánh bị động (Nmm) m = 2,5 : Mô đun pháp tuyến, (mm) b w = 75 : Chiều rộng vành răng, (mm) dw2 = 131,58 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động, (mm)
Y = 0,55 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1/
Y = 1 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y = 1 - /140
Y F1 , Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1,2
KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Số răng tương đương: z v1 = z 1 /cos 3 = 52/cos 3 0 = 52 zv2 = z2/cos3 = 148/cos30 = 148 Tra bảng 6.18[1] ta được:
Y F1 = 3,65 ; Y F2 = 3,6 Theo công thức 6.45 ta có
K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] ta được K F = 1,17
K F là hệ số phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng ăn khớp trong tính toán uốn Theo bảng 6.14, với vận tốc vòng v = 0,456 m/s (nhỏ hơn 2,5 m/s) và cấp chính xác 9, giá trị K F được xác định là 1,37.
Với bánh răng thẳng K Fa =1 Theo công thức 6.47 [1]
Hệ số F phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, với giá trị F = 0,011 được tra cứu từ bảng 6.15 Ngoài ra, theo bảng 6.16, hệ số này cũng tính đến ảnh hưởng của sai lệch giữa các bước răng 1 và 2.
Thay các số liệu vào 6.43 và 6.44 [1] ta được
Với m = 2,5 → Y S = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,02; YR = 1 (bánh răng phay);
Do đó, theo công thức 6.2 và 6.2a [1] ta có:
F1 < [ F1 ] và F2 < [ F2 ] nên bài toán được thỏa mãn e) Ki ể m nghi ệm răng về quá t ả i
Theo công thức 6.48[1], với K qt = T max /T = 1,4:
Vậy điều kiện về quá tải thỏa mãn Do đó ta chấp nhận kết quả trên
K qt g) Các thông s ố và kích thướ c b ộ truy ề n
Bảng 2.3: Thông số bộ truyền cấp chậm
Chiều rộng vành răng bw = 75 mm
Số răng bánh răng z 1 = 52 răng ; z 2 = 148 răng
Theo các công thức trong bảng 6.11, tính được: Đường kính vòng chia d 1 = 130 mm ; d 2 = 370 mm Đường kính đỉnh răng d a1 = 135 mm ; d a2 = 375 mm Đường kính đáy răng df1 = 123,75 mm ; df2 = 363,75 mm
PHẦN III – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Ch ọ n v ậ t li ệ u ch ế t ạ o
• Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 [1] ta chọn các thông số như sau:
• Giới hạn chảy: ch E0MPa
Ứng suất xoắn được xác định với trị số từ 12 đến 30 MPa, trong đó áp dụng trị số nhỏ cho trục vào của hộp giảm tốc và trị số lớn cho trục ra của hộp giảm tốc.
Xác định sơ bộ đườ ng kính tr ụ c
[] : Úng suất xoăn cho phép, Mpa
[]= 15 30 MPa Thay số vào ta được
Do đó ta chọn sơ bộ đường kính trục là d 1 = 40 mm ; d 2 = 55 mm ; d 3 = 70 mm
3 T /( 0 , 2 [ ]) d Để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng (P2.7) [1] ta có chiều rộng của các ổ lần lượt là : b 01 # mm b02 = 29 (mm), b03 = 35mm
Dựa vào đường kính trên và các kích thước phác thảo kích thước hôp giảm tốc:
Xác đị nh kho ả ng cách gi ữ a các g ối đỡ và điểm đặ t l ự c
Chiều dài mayơ bánh đai được xác định theo công thức 10.10[1] l mđ = (1,2 1,5)d1 = 48 60 (mm)
Chiều dài mayơ nửa khớp nối xác định theo công thức 10.13 [1] (ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi) lmk = (1,4 2,5)d3 = 98 175 (mm)
Chiều dài mayơ các bánh răng tính theo công thức 10.10[1] l mbr = (1,2 1,5)d 2 = 66 82,5 (mm)
Tra bảng 10.3[1] ta chọn các trị số của các khoảng cách k 1 , k 2 , k 3 và h n như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp là 12 mm (k1), trong khi khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp là 10 mm (k2) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là 15 mm (k3), và chiều cao nắp ổ cùng với đầu bulông cũng là 15 mm (hn) Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục được xác định dựa vào vị trí của trục trong hộp giảm tốc và loại chi tiết lắp trên trục.
Trong bài viết này, chúng ta sử dụng các ký hiệu để mô tả các thông số quan trọng trong hộp giảm tốc Ký hiệu k đại diện cho số thứ tự của trục (k = 1, 2, 3), trong khi i chỉ số thứ tự của tiết diện trục lắp các chi tiết truyền tải trọng (i = 0, 1 cho các tiết diện lắp ổ, và i = 2, … s cho các chi tiết quay) Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là lk1, và lki là khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k được tính theo công thức 10.10 đến 10.13, với d thay bằng dk tín theo Tk Khoảng cách công xôn trên trục thứ k, từ chi tiết thứ i đến gối đỡ, được ký hiệu là lcki và tính theo công thức 10.14 Cuối cùng, bki là chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.
Theo bảng 10.4, các công thức tính cho các trục được xác định như sau: Đối với trục II, ta có l22 = 74 mm, l23 = 163,5 mm, l24 = 253 mm, và l21 = 327 mm Đối với trục III, l32 = 163,5 mm, l33 = 449,5 mm, lc33 = 122,5 mm, và l31 = 327 mm Cuối cùng, đối với trục I, l11 = 327 mm, và l12 được tính là -[0,5.(l m12 + b 01 ) + k 3 + h n] = -[0,5.(55+23)+15+15].
Chọn l 12 = 69 mm l13 = l24 = 253 mm l14 = l11 + 0,5(b01 + lmd)+ hn + k3 = 327+0,5( 23 + 55) +15 +15
Tính g ần đúng các trụ c
Lực tác dụng lên bánh răng:
= = = Đai thang lực tác dụng lên trục theo công thức 4.21[1]
- Xét trong mặt phẳng xOz:
- Xét trong mặt phẳng yOz:
-Xét mặt phẳng (xOz) vẽ My
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện:
0 tdA tdB tdC tdD tdE
M Nmm Đường kính d 1 Emm theo các tiết diện chọn sơ bộ = 50MPa
E d mm d mm d mm d mm d mm
Theo tiêu chuẩn kết cấu, chúng ta lựa chọn các tiết diện với các giá trị: dA = 4 mm (đoạn trục lắp bánh đai), dB = dE = 50 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) và dC = dD mm (đoạn trục lắp bánh răng nghiêng) Tiếp theo, tiến hành tính toán cho trục II.
Dựa vào các công thức phần trên ta được Lực tác dụng lên bánh răng:
= - Xét trong mặt phẳng xOz:
- Xét trong mặt phẳng yOz:
- Xét mặt phẳng (xOz) vẽ My
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện:
911171,2 tdA tdE tdB tdC tdD
= Đường kính d 2 U mm theo các tiết diện chọn sơ bộ = 50MPa
Theo các tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu, chúng ta lựa chọn các tiết diện với các giá trị cụ thể: dA = dE = 50 mm cho đoạn trục lắp ổ lăn; dB = dD mm cho đoạn trục lắp bánh răng nghiêng; và dC mm cho đoạn trục lắp bánh răng thẳng Tiếp theo, tiến hành tính toán cho trục III.
Lực tác dụng lên bánh răng:
Với T 3 06,21 (N.m) tra bảng 16.10a[2] ta được D 0 0
F = D = - Xét trong mặt phẳng xOz:
- Xét trong mặt phẳng yOz:
- Xét mặt phẳng (xOz) vẽ My
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện:
M Nmm Đường kính sơ bộ d 3 pmm theo các tiết diện chọn sơ bộ = 48MPa
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu, các tiết diện được chọn với các giá trị cụ thể: d A = d C = 80 mm cho đoạn trục lắp ổ lăn, d B = 95 mm cho đoạn trục lắp bánh răng thẳng, và d D cho đoạn trục lắp khớp nối.
5 Tính chính xác các trục
𝜏 −1 = 0,58 𝜎 −1 = 0,58.261.6 = 151,728 MPa Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi là:
[s] = [1,5÷2,5] hoặc [2,5÷3 ]: hệ số an toàn cho phép sσj : hệ số an toàn chi tính riêng ứng suất pháp:
= + sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:
Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được xác định với ψ σ = 0 và ψ τ = 0,05 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng.
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: aj
Xác định các hệ số K σdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm:
Ta có công thức xác định K σdj : x 1 dj y
Công thức xác định K τdj: x 1 dj y
Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất K x = 1,1
Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên K y = 1
Ta dùng dao phay ngón để phay rãnh then tra bảng 10.12 trang 199 [1] ta có :
Theo bảng 10.10 trang 198 [1] ta được:
Bảng 3.1: Thông số hệ số an toàn d ( mm ) 𝜀 𝜎 𝜀 𝜏
Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục :
Bảng 3.2: Thông số kiểm nghiệm độ bền mỏi d (mm) b t 1 Momen uốn W ( mm3 )
95 25 9 3566,37 159501,42 2,18 1,71 2,97 2,78 0,13 7,48 0,13 Đảm bảo điều kiện bền mỏi
Chọn then thiết kế là then bằng , vật liệu làm then C45 Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt :
+ Tra bảng 9.1a tr173 [1] ta có kích thước tiết diện then b , h ; chiều sâu rãnh then t 1
+ d ,c :ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)
+ T: Mômen xoắn trên trục( Nmm)
+ [ d ]-ứng suất dập cho phép : Tra bảng 9.5 [d] 0(MPa)
+ [c]-ứng suất cắt cho phép (MPa): c = [ 60 90 MPa] khi chịu tải trọng tĩnh
Bảng 3.3: Kiểm tra bền dập, bền cắt và then
Tiết diện d l t bxh t 1 T(Nmm) τ c (MPa) σ d (MPa)
D3 70 90 20x12 7.5 1806213,14 28,6 120,7 Đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt
PHẦN IV - THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 1 bằng 0 nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ cho trục 1
Theo trên ta tính được đường kính trục 1 tại vị trí lắp ổ là 50 mm, tra bảng (P
2.7) [1] ta sẽ chọn ổ bi đỡ một dãy - cỡ trung
Bảng 4.1: Bảng thông số ổbi đỡ một dãy -cỡ trung trục I
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm R,mm C,KN C0,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E :
Vì F RB < F RE nên ta tính toán chọn ổ cho ổ E
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 100 0 C ); k d = 1(tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] khả năng tải động:
C d X72,2 có giá trị tải trọng động C = 33,4 kN, nhỏ hơn giá trị tải trọng bảng C bảng = 48,5 kN, cho thấy ổ đã chọn đáp ứng yêu cầu về khả năng tải động Đặc tính làm việc êm của bộ truyền cũng đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ luôn được duy trì.
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục II bằng 0 nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ cho trục II
Theo trên ta tính được đường kính trục II tại vị trí lắp ổ là 50 mm, tra bảng (P 2.8)
[I] ta sẽ chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ - cỡ trung hẹp
Bảng 4.2: Bảng thông số ổđũa trụ ngắn đỡ - trục II
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm C,KN C0,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E :
Vì FRA = FRE nên ta tính toán chọn ổ cho ổ A
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 100 0 C ); d d =1,1 (tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] hả năng tải động:
Dựa trên giá trị C = 39,5 kN, nhỏ hơn C bảng = 65,2 kN, có thể khẳng định rằng ổ đã chọn đáp ứng đủ khả năng tải động Hơn nữa, với đặc tính hoạt động êm ái của bộ truyền, khả năng tải tĩnh của ổ cũng được đảm bảo.
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 3 bằng 0, nhưng các phản lực tác dụng lên ổ rất lớn, nên cần chọn ổ đũa trụ ngắn để đỡ cho trục 3 Tính toán cho thấy đường kính trục 3 tại vị trí lắp ổ là 80 mm, vì vậy sẽ chọn đũa đỡ cỡ nhẹ theo bảng (P 2.8) [I].
Bảng 4.2: Bảng thông số ổđũa trụ ngắn đỡ - trục III
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm R,mm C,KN C 0 ,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C :
Vì F RA > F RC nên ta tính toán chọn ổ cho ổ A
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 1000C ); k d = 1,1 (tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] khả năng tải động:
Nhận thấy C,9 kN < C bảng = 79,5 kN
Ổ đã được chọn đảm bảo khả năng tải động, trong khi đặc tính của bộ truyền giúp hoạt động êm ái, đồng thời cũng đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ.
Bảng 4.4: Bảng thông số ổlăn trên các trục:
Trục Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (KN) C o (KN)
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
Tra bảng (16.10a) [2] kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn
Bảng 4.5 : Thông sốcơ bản của nối trục đàn hồi
D(mm) 210 D o (mm) 180 l 1 (mm) 40 dm(mm) 120 Z 8 D3(mm) 36
L(mm) 160 n max 2850 l 2 (mm) 40 Bảng (16.10b)[2] kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T = 1806 (N.m) d o = 24 (mm) d 1 = M16 D 2 2 (mm) l = 95 (mm) l1 = 52 (mm) l2 = 24 (mm) l3 = 44 (mm) h = -
3 Cốđịnh trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp và thân hộp giảm tốc, nắp ổ lắp với thân bằng vít
4 Che kín ổlăn Để che kín các đầu trục,dầu ổ trong ổ chảy ra và trámh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ,để tránh dầu mở chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt
PHẦN V - CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG, CHI TIẾT PHỤ - CHỌN DẦU
BÔI TRƠN, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
1 Chọn thân máy, bu lông
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời chịu tải trọng từ các chi tiết lắp đặt Nó còn có chức năng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các bộ phận bên trong khỏi bụi bẩn.
-Vật liệu là gang xám GX 15-32
-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện
1.1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp và thân
-Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt
-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.
-Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau ( bảng 18.1/tr.85
1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Bảng 5.1: Quan hệkích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 1) = 8 10 Chọn e = 9 mm h @ Khoảng 2 0 Đường kính
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04.a+10 = 20 >12 Chọn d1 = 22 mm d2 = (0,7 0,8).d1 Chọn d2 = 16 mm d3 = (0,8 0,9).d2 Chọn d3 mm d4 = (0,6 0,7).d2 Chọn d4 mm d5 = (0,5 0,6).d2 Chọn d5 = 8 mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp,
Bề rộng bích nắp thân
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2 Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (35) = 25,6 + 20,8 + 3,6 = 50
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Bề rộng bích nắp và thân
C ≈ D3/2 nhưng phải đảm bảo k 1,2.d2 = 19,2 mm
K3 = K2 - (3÷5) = 46 h: phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp:
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi : Dd, S1,
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
Dd được xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4 ÷ 1,7).d1 = 30,8 ~ 37,4
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa các bánh răng với nhau
Phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp
L, B: Chiều dài và rộng của hộp Chọn Z =6
2.1 Gối trục trên vỏ hộp
Tra bảng 18.2[2] trang 88 ta được các thông số:
Bảng 5.2: Thông số kích thước các gối trục của hộp giảm tốc hai cấp nhanh
Chốt định vị là chi tiết quan trọng giúp đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép Trong trường hợp này, chúng ta sử dụng hai chốt định vị hình côn với kích thước đường kính 6 mm, chiều cao 1 mm và chiều dài 44 mm, được lắp đặt theo kiểu lắp căng.
Bảng 5.3: Thông sốcơ bản chốt định vị d(mm) c(mm) l(mm)
Chọn M30x2.Các thông số trong bảng (18.7) trang 93[2]:
Bảng 5.4: Thông sốcơ bản 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 55 0 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn Kích thước như hình vẽ
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua, kết cấu và kích thước vòng phớt cho như sau:
Bảng 5.5: Thông sốcơ bản vòng phớt
Không cho dầu mỡ tiếp xúc
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ
Nắp quan sát tra bảng (18.5) trang 92[2] ta lấy:
Bảng 5.6: Thông sốcơ bản nắp quan sát
Các thông số trong bảng (18.6) trang 93[2]:
Bảng 5.7: Thông sốcơ bản nút thông hơi.
2.9 Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc chủ yếu sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu Mức dầu tối thiểu cần đảm bảo ngập chân răng của bánh răng bị động cấp nhanh, trong khi mức dầu tối đa không vượt quá 1/6 đường kính bánh răng bị động cấp nhanh tính từ đỉnh răng Để bôi trơn hiệu quả, việc chọn độ nhớt của dầu là rất quan trọng; theo bảng 18.11, với đặc tính làm việc va đập nhẹ và vận tốc vòng lớn nhất v1=5m/s, cần chú ý đến các thông số kỹ thuật liên quan.
0MPa, chọn độ nhớ dầu 57
8 Từ đó tra bảng tra bảng 18.13 chọn loại dầu bôi trơn: dầu tuabin 57 Đối với các ổ lăn bôi trơn định kí bằng mỡ
3 Bảng lắp ghép dung sai
Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
A.Dung sai và lắp ghép bánh răng:
Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6
B.Dung sai lắp ghép ổlăn:
Khi lắp ổ lăn ta cần lưuy:
- 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
Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chon H7
C.Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:
Chọn kiểu lắp trung gian H7/j6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
D.Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳđộng:
Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở
E.Dung sai lắp ghép then lên trục:
Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10
Bảng 5.8: Dung sai lắp ghép bánh răng:
Sai lệch giới hạn trên (μm)
Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax
Bảng 5.9: Dung sai lắp ghép ổlăn:
Sai lệch giới hạn trên (μm)
Sai lệch giới hạn dưới (μm)
Dựa vào bảng 20.6 trang 125 [2] ta có:
Bảng 5.10: Dung sai lắp ghép then:
Kích thước tiềt diện then bxh
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t 1
Sai lệch giới hạn trên bạc t 2
Tính then
Chọn then thiết kế là then bằng , vật liệu làm then C45 Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt :
+ Tra bảng 9.1a tr173 [1] ta có kích thước tiết diện then b , h ; chiều sâu rãnh then t 1
+ d ,c :ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)
+ T: Mômen xoắn trên trục( Nmm)
+ [ d ]-ứng suất dập cho phép : Tra bảng 9.5 [d] 0(MPa)
+ [c]-ứng suất cắt cho phép (MPa): c = [ 60 90 MPa] khi chịu tải trọng tĩnh
Bảng 3.3: Kiểm tra bền dập, bền cắt và then
Tiết diện d l t bxh t 1 T(Nmm) τ c (MPa) σ d (MPa)
D3 70 90 20x12 7.5 1806213,14 28,6 120,7 Đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt
PHẦN IV - THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
Tính toán ổ lăn
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 1 bằng 0 nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ cho trục 1
Theo trên ta tính được đường kính trục 1 tại vị trí lắp ổ là 50 mm, tra bảng (P
2.7) [1] ta sẽ chọn ổ bi đỡ một dãy - cỡ trung
Bảng 4.1: Bảng thông số ổbi đỡ một dãy -cỡ trung trục I
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm R,mm C,KN C0,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E :
Vì F RB < F RE nên ta tính toán chọn ổ cho ổ E
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 100 0 C ); k d = 1(tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] khả năng tải động:
C d X72,2 có giá trị 33,4 kN, nhỏ hơn C bảng 48,5 kN, cho thấy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Đặc tính làm việc êm của bộ truyền cũng đảm bảo khả năng tải tĩnh của ổ.
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục II bằng 0 nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ cho trục II
Theo trên ta tính được đường kính trục II tại vị trí lắp ổ là 50 mm, tra bảng (P 2.8)
[I] ta sẽ chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ - cỡ trung hẹp
Bảng 4.2: Bảng thông số ổđũa trụ ngắn đỡ - trục II
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm C,KN C0,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E :
Vì FRA = FRE nên ta tính toán chọn ổ cho ổ A
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 100 0 C ); d d =1,1 (tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] hả năng tải động:
Dựa trên kết quả tính toán, giá trị tải trọng C là 39,5 kN, thấp hơn giá trị tải trọng bảng là 65,2 kN Điều này cho thấy ổ đã được chọn có khả năng tải động đảm bảo Hơn nữa, với đặc tính làm việc êm của bộ truyền, khả năng tải tĩnh của ổ cũng được đảm bảo.
Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 3 bằng 0, nhưng các phản lực tác dụng lên ổ rất lớn, nên cần chọn ổ đũa trụ ngắn để đỡ cho trục 3 Từ đó, đường kính trục 3 tại vị trí lắp ổ được tính là 80 mm Theo bảng (P 2.8) [I], chúng ta sẽ chọn đũa đỡ cỡ nhẹ.
Bảng 4.2: Bảng thông số ổđũa trụ ngắn đỡ - trục III
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm R,mm C,KN C 0 ,KN
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C :
Vì F RA > F RC nên ta tính toán chọn ổ cho ổ A
Theo công thức (11.3) [I] với lực dọc trục bên ngoài F a = 0 thì tải trọng quy ước:
Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1
(nhiệt độ 1000C ); k d = 1,1 (tải trọng tĩnh )
Theo công thức 11.1 [1] khả năng tải động:
Nhận thấy C,9 kN < C bảng = 79,5 kN
Ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động và tĩnh, nhờ vào đặc tính làm việc êm của bộ truyền.
Bảng 4.4: Bảng thông số ổlăn trên các trục:
Trục Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (KN) C o (KN)
Ch ọ n kh ớ p n ố i
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
Tra bảng (16.10a) [2] kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn
Bảng 4.5 : Thông sốcơ bản của nối trục đàn hồi
D(mm) 210 D o (mm) 180 l 1 (mm) 40 dm(mm) 120 Z 8 D3(mm) 36
L(mm) 160 n max 2850 l 2 (mm) 40 Bảng (16.10b)[2] kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T = 1806 (N.m) d o = 24 (mm) d 1 = M16 D 2 2 (mm) l = 95 (mm) l1 = 52 (mm) l2 = 24 (mm) l3 = 44 (mm) h = -
C ố đị nh tr ục theo phương dọ c tr ụ c
Để đảm bảo trục được cố định theo phương dọc, chúng ta sử dụng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ thông qua các tấm đệm kim loại đặt giữa nắp và thân hộp giảm tốc Nắp ổ được gắn chặt với thân hộp bằng các vít.
Che kín ổ lăn
Để bảo vệ các đầu trục và ngăn chặn dầu ổ chảy ra, vòng phớt được sử dụng nhằm ngăn ngừa bụi bẩn và tạp chất xâm nhập vào ổ, đồng thời giữ cho dầu không bị rò rỉ ra ngoài.
PHẦN V - CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG, CHI TIẾT PHỤ - CHỌN DẦU
BÔI TRƠN, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
Ch ọ n thân máy, bu lông
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ Nó cũng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
-Vật liệu là gang xám GX 15-32
-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện
1.1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp và thân
-Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt
-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.
-Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau ( bảng 18.1/tr.85
1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
Bảng 5.1: Quan hệkích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 1) = 8 10 Chọn e = 9 mm h @ Khoảng 2 0 Đường kính
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04.a+10 = 20 >12 Chọn d1 = 22 mm d2 = (0,7 0,8).d1 Chọn d2 = 16 mm d3 = (0,8 0,9).d2 Chọn d3 mm d4 = (0,6 0,7).d2 Chọn d4 mm d5 = (0,5 0,6).d2 Chọn d5 = 8 mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp,
Bề rộng bích nắp thân
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2 Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (35) = 25,6 + 20,8 + 3,6 = 50
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Bề rộng bích nắp và thân
C ≈ D3/2 nhưng phải đảm bảo k 1,2.d2 = 19,2 mm
K3 = K2 - (3÷5) = 46 h: phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp:
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi : Dd, S1,
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
Dd được xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4 ÷ 1,7).d1 = 30,8 ~ 37,4
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa các bánh răng với nhau
Phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp
L, B: Chiều dài và rộng của hộp Chọn Z =6
Các chi ti ế t ph ụ
2.1 Gối trục trên vỏ hộp
Tra bảng 18.2[2] trang 88 ta được các thông số:
Bảng 5.2: Thông số kích thước các gối trục của hộp giảm tốc hai cấp nhanh
Chốt định vị là chi tiết quan trọng giúp đảm bảo vị trí chính xác của nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép Trong bài viết này, chúng tôi sử dụng hai chốt định vị hình côn với đường kính 6 mm, chiều dài 44 mm và chiều cao 1 mm, được lắp vào ổ theo kiểu lắp căng.
Bảng 5.3: Thông sốcơ bản chốt định vị d(mm) c(mm) l(mm)
Chọn M30x2.Các thông số trong bảng (18.7) trang 93[2]:
Bảng 5.4: Thông sốcơ bản 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 55 0 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn Kích thước như hình vẽ
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua, kết cấu và kích thước vòng phớt cho như sau:
Bảng 5.5: Thông sốcơ bản vòng phớt
Không cho dầu mỡ tiếp xúc
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ
Nắp quan sát tra bảng (18.5) trang 92[2] ta lấy:
Bảng 5.6: Thông sốcơ bản nắp quan sát
Các thông số trong bảng (18.6) trang 93[2]:
Bảng 5.7: Thông sốcơ bản nút thông hơi.
2.9 Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu, với mức dầu tối thiểu phải đủ ngập chân răng của bánh răng bị động cấp nhanh và mức dầu tối đa không vượt quá 1/6 đường kính bánh răng bị động cấp nhanh tính từ đỉnh răng Để đảm bảo hiệu suất, việc chọn độ nhớt của dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc là rất quan trọng Theo bảng 18.11, với đặc tính làm việc va đập nhẹ và vận tốc vòng lớn nhất v1=5m/s, cần chú ý đến các thông số kỹ thuật để đảm bảo hoạt động ổn định và bền bỉ của hộp giảm tốc.
0MPa, chọn độ nhớ dầu 57
8 Từ đó tra bảng tra bảng 18.13 chọn loại dầu bôi trơn: dầu tuabin 57 Đối với các ổ lăn bôi trơn định kí bằng mỡ
B ả ng l ắ p ghép dung sai
Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
A.Dung sai và lắp ghép bánh răng:
Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6
B.Dung sai lắp ghép ổlăn:
Khi lắp ổ lăn ta cần lưuy:
- 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
Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chon H7
C.Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:
Chọn kiểu lắp trung gian H7/j6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
D.Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳđộng:
Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở
E.Dung sai lắp ghép then lên trục:
Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10
Bảng 5.8: Dung sai lắp ghép bánh răng:
Sai lệch giới hạn trên (μm)
Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax
Bảng 5.9: Dung sai lắp ghép ổlăn:
Sai lệch giới hạn trên (μm)
Sai lệch giới hạn dưới (μm)
Dựa vào bảng 20.6 trang 125 [2] ta có:
Bảng 5.10: Dung sai lắp ghép then:
Kích thước tiềt diện then bxh
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t 1
Sai lệch giới hạn trên bạc t 2
