Tính công suất cần thiết
- Công suất trên xích tải:
- Tính hiệu suất truyền động: η = η kn η br η đ η ol 3 = 0,99.0,98.0,96.0,99 3 =0,904
- Với: o η kn = 0,99: Hiệu suất nối trục o η br = 0,98: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng che kín o η đ = 0,96: Hiệu suất bộ truyền đai o η ol = 0,99: Hiệu suất ổ lăn
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: o Vì tải trọng không đổi nên ta có :
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Số vòng quay của trục công tác: nlv = 60000 v
- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: ubr = 5 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp (3 – 5)
- Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: uđ = 3,5 : tỉ số truyền của bộ truyền đai (2-5)
- Sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống:
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = usb nlv = 17,5 × 76,39 = 1336,83 (vòng/phút)
Chọn động cơ
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với: o Pdc ≥ Pct = 3,3184 o ndc ≥ nsb = 1336,83 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ 4A100L4Y3 với thông số như sau:
Vận tốc quay nđc(v/ph) () cos dn
Phân phối tỉ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = n đc n lv = 1420
- Chọn ubr = 5, vậy:S uđ = u ch u br 4 = 18,6
- Tính công suất trên các trục:
- Tính tốc độ quay các trục: nI = n đc u đ = 1420
3,72 = 381,72 (vòng/phút) nII = n II u hgt = 381,72
5 = 76,344 (vòng/phút) nIII = n II = 76,344 (vòng/phút)
- Tính momen xoắn trên các trục:
76,344 = 375275,071 (N.mm 5.Bảng đặc tính: Động cơ I II III
Tỷ số truyền u u đ = 3,72 u hgt = 5 u kn = 1
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1 Chọn loại đai
Tính đường kính bánh đai nhỏ d 1
Theo bảng 4.13 [1], trang 59, ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn 𝑑 1 = 140 mm
60000 = 10,41 (m/s) ( nhỏ hơn vận tốc cho phép 𝑣 𝑚𝑎𝑥 = 25 m/s)
Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện A(𝑚𝑚 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑 1 (mm)
Chiều dài giới hạn l (mm)
Chọn hệ số trượt tương đối ξ
Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑 2 = 500 (mm)
Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền : o Tỉ số truyền thực :
Xác định a và L
- Chọn sơ bộ a theo d 2 và tỉ số truyền u:
- Chọn L tiêu chuẩn : o Theo bảng 4.13 [1], chọn 𝐿 𝑡𝑐 = 2120 mm
- Tính chính xác khoảng cách trục a theo 𝐿 𝑡𝑐 : a = 𝑋+√(𝑋)
- Kiểm nghiệm a theo điều kiện:
Vậy a thỏa điều kiện bền
- Kiểm nghiệm tuổi thọ đai: i = 𝑣
Tính góc ôm α 1
- Kiểm tra điều kiện trượt trơn: α 1 > 𝛼 𝑚𝑖𝑛 = 120 𝑜
Vậy đai thỏa điều điện trượt trơn
Xác định số đai
- Với v ,41 m/s, 𝑑 1 0 mm và đai loại A, theo bảng 4.19 ta chọn [𝑃 0 ] = 2.22
- Với 𝛼 1 = 140,45 𝑜 , theo bảng 4.15, ta chọn 𝐶 𝛼 = 0,89
- Với 𝑢 1 = 3,72 > 3, theo bảng 4,17, ta chọn 𝐶 𝑢 = 1,14
Tính chiều rộng bánh đai và đườngv kính ngoài của các bánh đai
Chọn số đai z = 2, theo bảng 4.21, tài liệu [1] ta chọn t = 15, e = 10 và ℎ 0 = 3,3
Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1)t + 2e = (2-1).15 + 2.10 = 35 mm d a1 = 𝑑 1 + 2ℎ 0 = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm d a2 = 𝑑 2 + 2ℎ 0 = 500 + 2.3,3 = 506,6 mm
Tính lực tác dụng lên trục
- Tính lực căng ban đầu:
- Tính lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số của bộ truyền đai
Thông số bộ truyền đai Loại đai Đai thang thường loại A
Số đai z 2 Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑 1 , mm 140 Đường kính bánh đai lớn 𝑑 2 , mm 500
Góc ôm bánh đai nhỏ 𝛼 1 140,45 𝑜
Chiều rộng bánh đai B, mm 35 Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ d a1 , mm 146,6 Đường kính ngoài của bánh đai lớn d a2 , mm 506,6
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC (BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG)\ 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu
Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]
Số chu kì làm việc cơ sở: o 𝑁 𝐻𝑂1 = 30 𝐻𝐵 1 2,4 = 30 245 2,4 = 1,63 10 7 (chu kì) o 𝑁 𝐻𝑂2 = 30 𝐻𝐵 2 2,4 = 30 230 2,4 = 1,40 10 7 (chu kì) o 𝑁 𝐹𝑂1 = 𝑁 𝐹𝑂2 = 4 10 6 (chu kì) o Tuổi thọ: 𝐿 ℎ = 6.300.8.1 = 14400 (giờ)
Số chu kì làm việc tương đương với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi:
- Trong đó: o c =1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng o L h = 14400: tổng thời gian làm việc tính bằng giờ o Ta thấy: {
𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹𝑂2 nên chọn 𝑁 𝐻𝐸 = 𝑁 𝐻𝑂 để tính toán o Suy ra: 𝐾 𝐻𝐿1 = 𝐾 𝐻𝐿2 = 𝐾 𝐹𝐿1 = 𝐾 𝐹𝐿2 = 1
Theo bảng 6.2 tài liệu[1], với thép 45 tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc:
𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70, 𝑆 𝐻 = 1,1 o Bánh chủ động: 𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2𝐻𝐵 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (𝑀𝑃𝑎) o Bánh bị động: 𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (𝑀𝑃𝑎)
𝜎 0 𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵, 𝑆 𝐹 = 1,75 o Bánh chủ động: 𝜎 0 𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 1,8 𝐻𝐵 1 = 1,8.245 = 441 (𝑀𝑃𝑎) o Bánh bị động: 𝜎 0 𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 1,8 𝐻𝐵 2 = 1,8.230 = 414 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
𝑆 𝐻 𝐾 𝐻𝐿 , với 𝑆 𝐻 = 1,1 khi được tôi cải thiện:
1,1 1 = 433,64 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
2 = 445,91 (𝑀𝑃𝑎) ( [𝜎 𝐻 ] ≤ 1,25[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 ) Ứng suất uốn cho phép:
Chọn S F = 1,75 – hệ số an toàn trung bình, 𝐾 𝐹𝐶 = 1 ( do quay 1 chiều) có tra theo Bảng 6.2 tài liệu [1], ta có:
Chọn hệ số chiều rộng vành răng
- Chọn ψ ba theo bảng 6.6 [1]: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục và H1, H2 < 350HB nên Ψba = 0,3 ÷0,5, ta chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính :
Theo Bảng 6.4 tài liệu [1], ta chọn KHβ = 1,06 và KFβ = 1,14
Tính khoảng cách trục
Với: o K a = 43, hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu [1]) o T 1 – momen xoắn trục chủ động
- Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn:
Với kết quả a w tính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn a w = 160 (mm)
Chọn mô đun m n theo khoảng cách trục a w
- Mô đun răng: m = (0,01 ÷ 0,02) aw = 1,6 ÷ 3,2 (mm)
Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2 (mm)
Xác định số răng Z 1 và Z 2
- Xác định tổng số răng:
- Xác định số răng Z 1 và Z 2 :
Ta chọn z1 = 26 (răng), suy ra số răng bị dẫn: z2 = z1 Ubr = 26 5 = 130 (răng)
- Chiều rộng vành răng : b w = ψ ba a w = 0,4.160 = 64 (mm)
Tính lại tỷ số truyền
- Tính lại tỷ số truyền thực: u = 𝑧 2
Xác định kích thước bộ truyền bánh răng
- Đường kính vòng chia bánh nhỏ: 𝑑 𝑤1 = 2.𝑎 𝑤
- Đường kính vòng chia bánh lớn: 𝑑 𝑤1 = 𝑚 𝑧 2
- Bề rộng vành răng bánh lớn: bw = ψba aw = 0,4 160 = 64 (mm)
- Bề rộng vành răng bánh nhỏ: bw1 = 64+5i
- Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ: 𝑑 𝑎1 = 𝑑 𝑤1 + 2𝑚 = 57,33
- Đường kính vòng đỉnh bánh lớn: 𝑑 𝑎2 = 𝑑 𝑤2 + 2𝑚 = 270,67
- Đường kính đáy răng bánh nhỏ: 𝑑 𝑓1 = 𝑑 𝑤1 − 2𝑚 = 48,33
- Đường kính đáy răng bánh lớn: 𝑑 𝑓2 = 𝑑 𝑤2 − 2𝑚 = 261,67
Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác của bộ truyền theo bảng
- Theo 6.40 tài liệu [1], vận tốc của bánh chủ động:
60000 = 1,066 (m/s) o Với v = 1,066 (m/s) < 5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [1], dùng cấp chính xác
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Hệ số 𝑍 𝑀 = 274 𝑀𝑃𝐴 1/3 được sử dụng để tính đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, như đã nêu trong Bảng 5.6 của tài liệu [1] Bên cạnh đó, hệ số 𝑍 𝐻 được xác định dựa trên hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức 6.34 trong tài liệu [1].
- Với : o 𝛽 𝑏 góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở o 𝛽 𝑏 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔[cos(𝛼 𝑡 ) 𝑡𝑔𝛽] = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔[cos ( 20,47°) 𝑡𝑔(12,84°) = 12,03° o Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: 𝛼 𝑡 = 𝛼 𝑡𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 [ 𝑡𝑔𝛼
𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 [ 𝑡𝑔(20°) cos (12,84°) ] = 20,47°, với 𝛼 𝑡 là góc profin răng và 𝛼 𝑡𝑤 là góc ăn khớp) o 𝑍 𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
- Hệ số trùng khớp dọc:𝜀 𝛽 = 𝑏 𝑤 sin (𝛽)
- Hệ số trùng khớp ngang (theo công thức 6.38b tài liệu [1])
130)] 𝑐𝑜𝑠12,84° = 1,689 o Do đó theo công thức 6.36c tài liệu [1] :𝑍 𝜀 = √ 1
𝜀 𝛼 = 0,77 o 𝐾 𝐻 : hệ số tải trọng khi tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
Hệ số K_H được tính theo công thức K_H = K_Hα K_Hβ K_Hv, với vận tốc v = 1,066 m/s, nhỏ hơn 5 m/s theo bảng 6.13 tài liệu [1] Sử dụng cấp chính xác 9, ta chọn K_Hα = 1,13 và K_Hβ = 1,05, đây là các hệ số phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo công thức 6.42 trong tài liệu [1], ta có thể tiếp tục tính toán các thông số cần thiết.
𝑣 𝐻 = 𝛿 𝐻 𝑔 0 𝑣 √𝑎 𝑤 /𝑢 = 0,002.73.1,066 √160/5 = 0,88 với 𝛿 𝐻 = 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của ác sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]);
𝑔 0 = 73 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]
64.5 =371,93 MPa o Theo (6.1) với v= 1,066 (m/s) < 4 (m/s),𝑍 𝑣 = 0,85 𝑣 0,1 = 0,86 với cấp chính xác là
9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5𝜇𝑚 do đó 𝑍 𝑅 = 1; với vòng đỉnh bánh răng 𝑑 𝑎 < 700𝑚𝑚, 𝐾 𝑥𝐻 = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:
[𝜎 𝐻 ] = [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 𝑍 𝑉 𝑍 𝑅 𝐾 𝑥𝐻 = 445,91.0,86.1.1 = 383,483 𝑀𝑃𝑎 Như vậy ta thấy 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm ứng suất uốn
• Xác định số răng tương đương: z v1 = z 1
• Theo bảng 6.7 tài liệu [1], 𝐾 𝐹𝛽 = 1,14 ; theo bảng 6.14 tài liệu [1] với v=1,066(m/s) < 4(m/s) và cấp chính xác 9, 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37
Theo 6.47 tài liệu [1] hệ số 𝑣 𝐹 = 𝛿 𝐹 𝑔 0 𝑣 √𝑎 𝑤 /𝑢 = 0,006.73.1,066 √160/5 2,64 (trong đó 𝛿 𝐻 = 0,006 theo bảng 6.15; 𝑔 0 = 73 theo bảng 6.16 o Do đó theo (6.46)𝐾 𝐹𝑣 = 1 + 𝑣 𝐹 𝑏 𝑤 𝑑 𝑤1
• Hệ số dạng răng 𝑌 𝐹 theo bảng 6.18 tài liệu [1] Đối với bánh dẫn: 𝑌 𝐹1 = 3,47 + 13,2 z 𝑣1 = 3,94 Đối với bánh bị dẫn: 𝑌 𝐹2 = 3,47 + 13,2 z 𝑣1 = 3,56 o 𝑌 𝜀 = 1
1,689 = 0,5921: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng o 𝑌 𝛽 = 1 − 𝛽°
140 = 0,9083: hệ số kể đến độ nghiêng của răng o Với m = 2 , 𝑌 𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR = 1 (bánh răng phay); KxF = 1 (da
< 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]: o [𝜎 𝐹1 ] = [𝜎 𝐹1 ] 𝑠𝑏 𝑌 𝑅 𝑌 𝑆 𝐾 𝑥𝐹 = 252.1.1,032.1 = 260,06 MPa o [𝜎 𝐹2 ] = [𝜎 𝐹2 ] 𝑠𝑏 𝑌 𝑅 𝑌 𝑆 𝐾 𝑥𝐹 = 236,57.1.1,032.1 = 244,14 MPa
• Độ bền uốn tại chân răng:
3,94= 71,53 𝑀𝑃𝑎 Vậy 𝜎 𝐹2 < [𝜎 𝐹2 ] = 244,14 𝑀Pa như vậy, ta thấy cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn.
Bảng thông số
Hệ số dịch chỉnh 𝑥 1 = 0 𝑥 2 = 0 Đường kính vòng chia 𝑑 𝑤1 = 53,33 𝑑 2 = 266,67 Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 = 57,33 𝑑 𝑎2 = 270,67 Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓1 = 48,33 𝑑 𝑓2 = 261,67
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN 1 Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ
Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó
- Thiết lập sơ đồ phân tích lực:
Theo Bảng 10.3 tài liệu [1], ta chọn được các khoảng cách:
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay 𝑘 1 = (8 ÷ 15) mm
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc 𝑘 2 =( 5 ÷15) mm
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ 𝑘 3 = (10÷20) mm
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulon : ℎ 𝑛 = (15÷20) mm
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Xác định khoảng cách các đoạn trục
- Lập sơ đồ tính toán các đoạn trục
- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều dài mayo bánh đai: 𝑙 𝑚12 = (1,2÷1.5) 𝑑 1 = (1,2÷1,5).25 = (30÷37,5)
- Chiều dài mayer bánh răng trụ dẫn: : 𝑙 𝑚13 = (1,2÷1,5) 𝑑 1 = (1,2÷1,5).25 = (30÷37,5)
Nhưng do chiều rộng bánh răng là 𝑏 𝑤1 = 69 nên tối thiếu phải chọn: 𝑙 𝑚13 = 𝑏 𝑤1 i mm
- Bề rộng rộng ổ lăn: 𝑏 1 = 17 mm
- Khoảng cách: 𝑘 1 = 10 mm ; 𝑘 2 = 9 mm ; 𝑘 3 = 18 mm ; ℎ 𝑛 = 18 mm
- Chiều dài mayer bánh răng trụ bị dẫn: 𝑙 𝑚22 = (1,2÷1,5) 𝑑 2 = (1,2÷1,5).40 = (48÷60)
- Chiều dài mayer nối trục: 𝑙 𝑚23 = (1,2÷1,5) 𝑑 2 = (1,2÷1,5).40 = (48÷60) Ta chọn: 𝑙 𝑚23 = 60 mm
- Khoảng cách: 𝑘 1 = 10 mm ; 𝑘 2 = 10 mm ; 𝑘 3 = 16 mm ; ℎ 𝑛 = 16 mm
- Tính toán lực tác dụng tại các gối đỡ
- Lực tác dụng từ bộ truyền đai: 𝐹 𝑟đ = 621,482 𝑁
Trục I: o Mômen uốn do lực dọc trục gây nên: 𝑀 𝑎 =𝐹 𝑎1 𝑑 1
2 991,14 N.mm o Xét mặt phẳng oyz:
𝑅 𝑥𝐷 = −1480,085 𝑁 Trục II: o Mômen do lực dọc trục gây nên: 𝑀 𝑎2 = 𝐹 𝑎2 𝑑 2
2 = 89962,458 N.mm o Xét mặt phẳng oyz:
- Vẽ biểu đồ mô men uốn và xoắn trên các trục:
Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
- Xác định các tiết diện nguy hiểm
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại B
- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm
- Ứng suất cho phép: [𝜎] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
Với 𝑀 𝑥𝑗 và 𝑀 𝑦𝑗 là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j
- Đường kính trục xác định theo công thức:
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:
3 = 0 ⇒ Chọn 𝑑 𝐷 = 𝑑 𝐵 = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện B
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
3 = 0 ⇒ Chọn 𝑑 𝐴 = 𝑑 𝐶 = 45 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
Thiết kế then
Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
- 𝜎 𝑑 , 𝜏 𝑑 ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa;
- T mômen xoắn trên trục, Nmm;
- d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;
- 𝑡 1 chiều sâu rãnh then, mm
Ta lập bảng kiểm nghiệm:
Trục Đường kính d (mm) B x h x 𝑡 1 𝑙 𝑡 (mm) 𝜎 𝑑 (MPa) 𝜏 𝑑 (MPa)
40 12x8x5 50 127,64 31,91 o Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây:
≥ [S] o Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng
𝑆 𝜎𝑗 , 𝑆 𝜏𝑗 - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:
Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:
𝜎 −1 = 0,43𝜎 𝑏 = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:
𝜏 −1 = 0,23𝜎 𝑏 = 138 MPa o Trong đó: 𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 - giới hạn bền vật liệu
𝜎 𝑎 , 𝜎 𝑚 , 𝜏 𝑎 , 𝜏 𝑚 - biên độ và giá trị trung bình của ứng suất
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
𝑊 𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 = 0 o Trong đó: 𝑀 𝑗 - là mômen uốn tổng 𝑀 𝑗 = √𝑀 𝑥𝑗 2 + 𝑀 𝑦𝑗 2
𝑊 𝑗 - là mômen cản uốn được tính cho trục có 1 then:
- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:
2𝑊 𝑜𝑗 o Trong đó: 𝑇 𝑗 - là mômen xoắn tại tiết diện j
𝑊 𝑜𝑗 - là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:
2𝑑 𝑗 o Với: 𝑡 1 - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then
𝛹 𝜎 = 0,05; 𝛹 𝑟 = 0 - hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 tài liệu [1], đối với Thép carbon mềm
𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 - hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [1]
𝛽 = 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [1] đối với phương pháp tăng bền Phun bi
𝐾 𝜎 = 1,75; 𝐾 𝜏 = 1,5 - hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng Bảng 10.12 tài liệu [1], đối trục có rãnh then, then
12x8 x5 4445,69 10728,87 0,85 0,78 0 17,85 6,84 o Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh là cần thiết để ngăn ngừa biến dạng dẻo lớn hoặc gãy do quá tải đột ngột Việc này giúp đảm bảo an toàn và độ bền của trục trong quá trình sử dụng.
𝜎 𝑡𝑑 = √𝜎 2 + 4𝜏 2 ≤ [𝜎] o Trong đó 𝜎, 𝜏 là ứng suất uốn và xoắn Giá trị được xác định theo các công thức sau:
[𝜎] = 0,8𝜎 𝑐ℎ = 0,8.340 = 272 MPa o Với: 𝑀 𝑚𝑎𝑥 , 𝑇 𝑚𝑎𝑥 - mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải
Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh.
TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ NỐI TRỤC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ • Trục I
Tính chọn khớp nối trục
- Chọn khớp nối trục xích theo phụ lục 16.6, tài liệu [1]
Sử dụng nối trục xích do nó có ưu điểm là dễ thay thế và khả năng làm việc tin cậy
- Mômen xoắn tại trục đầu vào: 𝑇 2 = 382905,664 N.mm = 382,906 N.m
- Đường kính trục đầu vào:d = 40 mm
Theo Bảng 16-6 tài liệu [1], ta có bảng thông số nối trục xích ống con lăn một dãy, mm:
Xích ống con lăn 1 dãy
- Kiểm nghiệm điều kiện bền
Kiểm nghiệm hệ số an toàn :
Trong đó: Q: Tải trọng phá hỏng của xích – tra bảng 16-6
𝐹 𝑡 – Lực vòng tác dụng lên xích
𝑠𝑖𝑛(180/10) = 164,4 mm Với: 𝐷 0 – đường kính vòng chia của đĩa xích
[S] – hệ số an toàn cho phép của đĩa xích, tra bảng 16-7
Trị số [S] khi số vòng quay của đĩa vg/ph
Vậy nối trục thỏa điều kiện kiểm nghiệm.
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu
Vỏ hộp giảm tốc có vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ Ngoài ra, vỏ hộp còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao
- Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện cho việc lắp ráp các chi tiết Bề mặt ghép cần song song với mặt đế để đảm bảo sự dễ dàng trong quá trình lắp đặt.
Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 2° về phía lỗ tháo dầu, giúp việc thay dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Thiết kế này không chỉ thuận tiện mà còn đảm bảo dầu được thay thế sạch sẽ, từ đó nâng cao chất lượng làm việc của hộp giảm tốc.
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơ đặc biệt
- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:
Tên gọi Biếu thức tính toán
- Chiều cao, h e = (0,8÷1) 𝛿 = (7,2÷ 9),chọn e = 8 mm h ≤ 5 𝛿 = 5.9 = 45mm, chọn h = 45 mm Đường kính:
- Bulong ghép nắp bích và thân, 𝑑 3
- Vis ghép nắp cửa thăm, 𝑑 5
𝑑 4 = (0,6÷ 0,7).𝑑 2 = (8.4÷ 9.6) chọn 𝑑 4 = 9 mm , lấy theo bảng 18-2 tài liệu
Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp, 𝑆 3
- Chiều dày bích nắp hộp 𝑆 4
- Bề rộng bích nắp và than, 𝐾 3
- Chiều dày không có phần lồi, 𝑆 1
- Bề rộng mặt đế hộp, 𝐾 1 và q
𝐾 1 ≈ 3𝑑 1 = 3.18 = 54 mm q ≥ 𝐾 1 +2𝛿 = 54 +2.9 = 72 mm Kích thước gối trục:
- Bề rộng mặt ghép bolon cạnh ổ,
- Tâm lỗ bulon cạnh ổ: 𝐸 2 và C (là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lổ)
𝑅 2 ≈1,3 d 2 =1,3.14 ,2, chọn 𝑅 2 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa
Khe hở giữa các chi tiết
- Giữa bánh răng với thành hộp,
- Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp, 1
- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)
- Kích thước gối trục: đường kính ngoài và tâm lỗ vít :
Các chi tiết phụ
Mặt ghép giữa nắp và than được thiết kế trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và than hộp Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và than trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, sử dụng 2 chốt định vị Việc này giúp tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một nguyên nhân gây hỏng ổ.
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số chọn từ bản 18-4b tài liệu [1]:
- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài
- Làm bằng vật liệu GX15-32
- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu [1]):
Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào, trên đỉnh hộp được thiết kế một cửa thăm Cửa thăm này được bảo vệ bằng một nắp, và kích thước của cửa thăm được lựa chọn dựa trên kích thước của nắp hộp.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, do đó cần sử dụng nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, và kích thước của nút thông hơi có thể tham khảo trong bảng 18-6.
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài, hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 tài liệu [1] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S 𝐷 0
- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu
Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa mài mòn và hoen gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn dầu chảy ra ngoài, góp phần quan trọng vào tuổi thọ của ổ lăn.
Vòng phớt được ưa chuộng nhờ vào thiết kế đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là nhanh chóng bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt tiếp xúc có độ nhám cao.
- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
Dung sai lắp ghép
Vòng trong của ổ lăn chịu tải hoàn toàn cần được lắp ghép với hệ thống trục lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Để đạt được điều này, việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều khi quay, từ đó nâng cao hiệu suất làm việc.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, do đó cần lắp đặt theo hệ thống lỗ để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc Kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn để đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định.
Lắp ghép bánh răng trên trục
Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6
Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8
Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6
Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6
Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9
Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11
Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14
- Bảng dung sai lắp ghép
(𝜇𝑚) es (𝜇𝑚) ei (𝜇𝑚) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất
Bánh trụ bị dẫn 55 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 ổ bi d ổ vòng ngoài
Trục II 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)
Then (bánh răng + nối trục)
Bánh trụ bị dẫn 16x10 Js9/h9 +21.5 -21.5 0 -43 21.5 21.5
Vòng chắn dầu trục và chốt định vị Chốt định vị- vỏ hộp d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0
